1、<p><b>　　輕型汽車轉(zhuǎn)向系設計</b></p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　汽車在行駛的過程中，需要按照駕駛員的意志經(jīng)常改變其行駛方向，即所謂的汽車轉(zhuǎn)向。汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專用機構(gòu)，本文的研究內(nèi)容即是輕型汽車的轉(zhuǎn)向系設計。</p><p>

2、　　本文針對的是與非獨立懸架相匹配的整體式兩輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)。利用相關(guān)汽車設計和連桿機構(gòu)運動學的知識，首先對汽車總體參數(shù)進行設計，在此基礎(chǔ)上，對轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)進行選擇，接著再對轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)（主要是轉(zhuǎn)向梯形）進行設計，最后，利用軟件AUTOCAD完成轉(zhuǎn)向梯形和轉(zhuǎn)向器的設計圖紙。</p><p>　　轉(zhuǎn)向器在設計中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉(zhuǎn)向器，在對轉(zhuǎn)向器的設計中，包括了螺桿—鋼球—螺母傳動副的設計和齒條—齒

3、扇傳動副的設計，前者是基于參照同類汽車，確定出鋼球中心距，設計出一系列的尺寸，而后者則是根據(jù)汽車前軸的載荷來確定出齒扇模數(shù)，再由此設計出所有參數(shù)的。</p><p>　　轉(zhuǎn)向梯形的設計選用的是整體式轉(zhuǎn)向梯形，本文在設計中借鑒同類汽車轉(zhuǎn)向梯形設計的經(jīng)驗尺寸對轉(zhuǎn)向梯形進行尺寸初選。再通過對轉(zhuǎn)向內(nèi)輪實際達到的最大偏轉(zhuǎn)角時與轉(zhuǎn)向外輪理想最大偏轉(zhuǎn)角度的差值的檢驗，和作為一個四桿機構(gòu)對其最小傳動角的檢驗，來判定轉(zhuǎn)向梯形的設計

4、是否符合基本要求。</p><p>　　本文在消化，吸收，總結(jié)，歸納前人的成果上，系統(tǒng)、全面地對機械轉(zhuǎn)向系進行理論分析，設計及優(yōu)化。為輕型汽車轉(zhuǎn)向系的設計開發(fā)提供了一種步驟簡單的設計方法。</p><p>　　關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向系 轉(zhuǎn)向器 轉(zhuǎn)向梯形</p><p><b>　　Abstract</b></p><p&g

5、t;　　In a moving vehicle, the driver will need to frequently change its traveling direction, the so-called steering. Vehicle steering system is used to change or restore a car in the direction of a dedicated agency, the c

6、ontents of this paper is the study of light vehicle steering system design.</p><p>　　This article is aimed at non-independent suspension and would like to match the overall style of the two steering. The use

7、 of the relevant vehicle design and kinematic linkage of knowledge, first of all, the overall parameters of the vehicle design, in this basis, the steering gear, steering transmission choice, and then to the steering gea

8、r and steering transmission (mainly trapezoidal steering ) design, and finally, the use of AUTOCAD software and the steering gear steering linkage to complete</p><p>　　Steering the ball of choice is the cycl

9、e of fan-type steering gear rack teeth, in the design of steering gear, including a screw - Ball - Vice-nut drive the design and rack - fan drive gear pair design, the former is based on the reference to similar vehicles

10、, to determine the center distance of the ball, the design of a series of size, while the latter is based on the vehicle front axle load to determine the fan module out of gear, and then all of the resulting design param

11、eters.</p><p>　　Steering linkage design is a whole selection of steering trapezoid, the paper design is used in car steering linkage from a similar experience in the design of the size of the steering linkag

12、e to the primary size. Through to the actual steering wheel in the maximum deflection angle with the steering wheel in the most ideal test of the difference of deflection angle, and four institutions, as a minimum transm

13、ission angle of its examination, to determine whether the design of steering trapezoid in</p><p>　　In this paper, digestion, absorption, and summing up, summing up the results of their predecessors, the syst

14、ematic, comprehensive mechanical steering system to carry out theoretical analysis, design and optimization. For the light vehicle steering system design and development provides a simple design method steps.</p>

15、<p>　　key words： steering system Steering Gear steering trapezium </p><p><b>　　目 錄 </b></p><p>　　第1章 緒 論1</p><p>　　1.1 轉(zhuǎn)向系概述1</p><p>　　1.

16、2 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1</p><p>　　第2章　汽車總體參數(shù)的確定5</p><p>　　2.1 汽車形式的選擇5</p><p>　　2.2 汽車主要參數(shù)的選擇9</p><p>　　2.2.1 汽車主要尺寸的確定9</p><p>　　2.2.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定12<

17、;/p><p>　　2.2.3 汽車性能參數(shù)的確定16</p><p>　　2.3發(fā)動機的選擇21</p><p>　　2.4輪胎的選擇23</p><p>　　第3章 汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇25</p><p>　　3.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)25</p><p>　　3.1.1 轉(zhuǎn)

18、向器的效率25</p><p>　　3.1.2 傳動比的變化特性27</p><p>　　3.1.3 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙30</p><p>　　3.1.4 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)30</p><p>　　3.2轉(zhuǎn)向系的選擇30</p><p>　　3.2.1 機械轉(zhuǎn)向系30</p>

19、<p>　　3.2.2 動力轉(zhuǎn)向系32</p><p>　　3.3機械式轉(zhuǎn)向器的選擇34</p><p>　　3.2.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器34</p><p>　　3.2.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器35</p><p>　　3.2.3 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器36</p><p>　　3.2.4 蝸桿指銷

20、式轉(zhuǎn)向器36</p><p>　　3.4 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的選擇36</p><p>　　3.4.1 與非獨立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)37</p><p>　　3.4.2 與獨立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)38</p><p>　　3.5 轉(zhuǎn)向梯形的選擇39</p><p>　　3.5.1 整體式轉(zhuǎn)向梯形39

21、</p><p>　　3.5.2 斷開式轉(zhuǎn)向梯形40</p><p>　　第4章 轉(zhuǎn)向系的設計計算42</p><p>　　4.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式選擇及其設計計算42</p><p>　　4.1.1 螺桿—鋼球—螺母傳動副的設計42</p><p>　　4.1.2 齒條、齒扇傳動副的設計46<

22、/p><p>　　4.1.3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算52</p><p>　　4.2 整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計55</p><p>　　4.3轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)元件61</p><p><b>　　結(jié) 論64</b></p><p><b>　　致 謝65</b>

23、</p><p><b>　　參考文獻66</b></p><p><b>　　附錄67</b></p><p>　　第1章 緒 論</p><p>　　1.1 轉(zhuǎn)向系概述</p><p>　　汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來改變汽車行駛方向的專設機構(gòu)的總稱。</p&g

24、t;<p>　　汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功用是保證汽車能按駕駛員的意愿進行直線或轉(zhuǎn)向行駛。</p><p>　　對轉(zhuǎn)向系提出的要求有：</p><p>　　1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，理想情況下全部車輪應繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應有側(cè)滑。否則會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性；</p><p>　　2）汽車轉(zhuǎn)向行駛后，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動返

25、回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛；</p><p>　　3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動；</p><p>　　4）轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應最??；</p><p>　　5） 保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力；</p><p><b>　　6） 操

26、縱輕便；</b></p><p>　　7） 轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能??；</p><p>　　8） 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)；</p><p>　　9） 在車禍中，當轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時轉(zhuǎn)向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置；</p><p&

27、gt;　　10） 進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。</p><p>　　1.2 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢</p><p>　　作為汽車的一個重要組成部分, 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是決定汽車主動安全性的關(guān)鍵總成, 如何設計汽車的轉(zhuǎn)向特性, 使汽車具有良好的操縱性能, 始終是各汽車生產(chǎn)廠家和科研機構(gòu)的重要研究課題。特別是在車輛高速化、駕駛?cè)藛T非職業(yè)化、車流密集化的今天, 針對更多不

28、同水平的駕駛?cè)巳? 汽車的操縱設計顯得尤為重要。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)歷了純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)3 個基本發(fā)展階段。</p><p>　　1.純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)</p><p>　　機械式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 由于采用純粹的機械解決方案, 為了產(chǎn)生足夠大的轉(zhuǎn)向扭矩需要使用大直徑的轉(zhuǎn)向盤, 這樣一來, 占用駕駛室的空間很大, 整個機構(gòu)顯得比較笨拙, 駕駛員負擔較重, 特別是重型汽

29、車由于轉(zhuǎn)向阻力較大,單純靠駕駛員的轉(zhuǎn)向力很難實現(xiàn)轉(zhuǎn)向, 這就大大限制了其使用范圍。但因結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉, 目前在一部分轉(zhuǎn)向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農(nóng)用車上仍有使用。</p><p>　　2 液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)</p><p>　　1953 年通用汽車公司首次使用了液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 此后該技術(shù)迅速發(fā)展, 使得動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在體積、功率消耗和價格等方面都取得了很大的

30、進步。80 年代后期, 又出現(xiàn)了變減速比的液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。在接下來的數(shù)年內(nèi), 動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的技術(shù)革新差不多都是基于液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 比較有代表性的是變流量泵液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)( Variable Displacement Power Steering Pump) 和電動液壓助力轉(zhuǎn)向( Electric Hydraulic PowerSteering, 簡稱EHPS) 系統(tǒng)。變流量泵助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在汽車處于比較高的行駛速度或者不需要轉(zhuǎn)向的情況

31、下, 泵的流量會相應地減少, 從而有利于減少不必要的功耗。電動液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用電動機驅(qū)動轉(zhuǎn)向泵, 由于電機的轉(zhuǎn)速可調(diào), 可以即時關(guān)閉, 所以也能夠起到降低功耗的功效。液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使駕駛室變得寬敞, 布置更方便, 降低了轉(zhuǎn)向操縱力, 也使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)更為靈敏。由于該類轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)成熟、能提供大的轉(zhuǎn)向操縱助力, 目前在部分乘用車、大部分商用車特別是重型車輛上廣泛應用。但是液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在系統(tǒng)布置、安裝、密封性、操縱靈敏度、能</p&

32、gt;<p>　　3 汽車電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EPS)</p><p>　　EPS 在日本最先獲得實際應用, 1988 年日本鈴木公司首次開發(fā)出一種全新的電子控制式電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 并裝在其生產(chǎn)的Cervo 車上, 隨后又配備在Alto 上。此后, 電動助力轉(zhuǎn)向技術(shù)得到迅速發(fā)展, 其應用范圍已經(jīng)從微型轎車向大型轎車和客車方向發(fā)展。日本的大發(fā)汽車公司、三菱汽車公司、本田汽車公司, 美國的Delphi公

33、司, 英國的Lucas 公司, 德國的ZF 公司, 都研制出了各自的EPS。EPS 的助力形式也從低速范圍助力型向全速范圍助力型發(fā)展, 并且其控制形式與功能也進一步加強。日本早期開發(fā)的EPS 僅低速和停車時提供助力, 高速時EPS 將停止工作。新一代的EPS 則不僅在低速和停車時提供助力, 而且還能在高速時提高汽車的操縱穩(wěn)定性。隨著電子技術(shù)的發(fā)展, EPS 技術(shù)日趨完善, 并且其成本大幅度降低, 為此其應用范圍將越來越大。</p&

34、gt;<p><b>　　4 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)</b></p><p>　　線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)( Steering by Wire-SBW) 是更新一代的汽車電子轉(zhuǎn)向系統(tǒng), 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與上述各類轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的根本區(qū)別就是取消了轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向輪之間的機械連接。該系統(tǒng)具有2 個電機:路感電機和驅(qū)動電機。路感電機安裝在轉(zhuǎn)向柱上, 控制器根據(jù)汽車轉(zhuǎn)向工況控制路感電機產(chǎn)生合適的轉(zhuǎn)矩, 向駕駛員提供模擬

35、路面信息。驅(qū)動電機安裝在齒條上, 汽車的轉(zhuǎn)向阻力完全由驅(qū)動電機來克服, 轉(zhuǎn)向盤只是作為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一個轉(zhuǎn)角信號輸入裝置。線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠提高汽車被動安全性, 有利于汽車設計制造, 并能大大提高汽車的乘坐舒適性。但是由于轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向柱之間無機械連接, 生成讓駕駛員能夠感知汽車實際行駛狀態(tài)和路面狀況的“路感”比較困難; 且電子器件的可靠性難以保證。所以線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)目前處于研究階段, 只配備在一些概念汽車上。汽車轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展趨勢助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)

36、過幾十年的發(fā)展, 技術(shù)日趨完善。今后, 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將進一步成熟, 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將成為我們研究的努力方向。具體來說, 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要從以下幾個方面進一步發(fā)展:</p><p>　　( 1) 傳感器技術(shù)</p><p>　　性能完善的電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)需要采集轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角信號、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)矩信號、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)速信號、電機電壓信號、電機電流信號等。目前, 傳感器的成本是制約電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)迅速市場化的主

37、要因素, 因此, 設計和開發(fā)適合電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使用的性價比較高的傳感器是未來技術(shù)發(fā)展的關(guān)鍵。</p><p>　　( 2) 控制策略的研究</p><p>　　控制策略是影響助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能的關(guān)鍵因素之一, 也是電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的核心技術(shù)之一。目前, 國內(nèi)外許多學者都在探討將先進的控制理論應用于助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的研究, 如魯棒控制理論、模糊控制理論、神經(jīng)網(wǎng)絡控制理論和自適應控制理論等。今后,

38、 控制策略研究的重點主要集中在如何抑制電機的力矩波動、如何獲得較好的路感、如何抑制路面干擾和傳感器的噪聲等方面, 以進一步優(yōu)化和改善助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動態(tài)性能和穩(wěn)定性。</p><p>　　( 3) 助力電機的研究</p><p>　　助力電機是電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的執(zhí)行元件,助力電機的特性直接影響到控制的難易程度和駕駛員的手感。目前, 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)普遍采用成本較低的直流有刷電機。由于直流無刷

39、電機采用電子換向, 減少了換向時的火花, 不需要經(jīng)常維護以及具有較高的效率和功率密度等優(yōu)點而受到越來越多的關(guān)注。因此, 開發(fā)適合助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使用的低成本的直流無刷電機是今后助力電機的研究方向。</p><p><b>　　5 結(jié)束語</b></p><p>　　純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉, 目前在一部分轉(zhuǎn)向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農(nóng)

40、用車上仍有使用;液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)成熟、能提供大的轉(zhuǎn)向操縱助力, 在重型車輛上廣泛應用; EPS 以其特有的優(yōu)越性而得到青睞, 它代表著未來動力轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展方向, EPS 將作為標準配置裝備到汽車上, 未來一段時間在動力轉(zhuǎn)向領(lǐng)域占據(jù)主導地位; 而HBW 由于有利于提高汽車被動安全性、有利于汽車設計制造、有利于提高汽車乘坐舒適性和汽車操控穩(wěn)定性等原因, 將成為動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展方向。</p><p>　　第2章

41、　汽車總體參數(shù)的確定</p><p>　　本設計中給定參數(shù)為：汽車最高車速115km/h；裝載質(zhì)量2噸；最小轉(zhuǎn)彎直徑為12.5m；最大爬坡度為0.3。</p><p>　　2.1 汽車形式的選擇</p><p>　　不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動形式以及布置形式上有區(qū)別。</p><p><b>　　(1)軸數(shù) </b

42、></p><p>　　汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對質(zhì)量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。</p><p>　　為了保護公路，有關(guān)部門制定了道路法規(guī)，對汽車的軸載質(zhì)量加以限制，當設計的汽車總質(zhì)量增加到軸荷不符合道路法規(guī)的限定值時，設計師可選擇增加汽車軸數(shù)來解決。汽車軸數(shù)增加以后，不僅軸，而且車輪，制動器，懸架等均相應

43、增多，使汽車結(jié)構(gòu)變得復雜，整備質(zhì)量以及制造成本增加。若轉(zhuǎn)向軸數(shù)不變，汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑又增大，后軸輪胎的磨損速度也加快，做一增加汽車軸數(shù)是不得已的選擇。</p><p>　　包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于19t的公路運輸車輛和軸荷不受道路，橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，如礦用自卸車等，均采用結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低廉的兩軸方案，總質(zhì)量在19噸到26噸的公路運輸車采用三軸形式，總質(zhì)量更大的汽車宜采用四軸和四軸以上的形式

44、。</p><p>　　本設計中，由于汽車總質(zhì)量小于19噸，故采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低廉的兩軸方案。</p><p><b>　　(2)驅(qū)動形式</b></p><p>　　汽車的驅(qū)動形式有4×2、4×4、6×2、6×4、6×6、8×4、8×8等，其中前一位數(shù)字表示汽車車輪總

45、數(shù)，后一位數(shù)字表示驅(qū)動輪數(shù)。汽車的用途、總質(zhì)量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅(qū)動形式的主要因素。增加驅(qū)動輪數(shù)能夠提高汽車的通過能力，驅(qū)動輪數(shù)越多，汽車的結(jié)構(gòu)越復雜，整備質(zhì)量和制造成本也隨之增加，同時也使汽車的總體布置工作變得困難。乘用車和總質(zhì)量小些的輕型貨車，由于行駛的主要路面條件較好，多采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的4×2驅(qū)動形式?？傎|(zhì)量在19～26噸的公路用車輛，采用6×2或6×4驅(qū)動形式。對于越野汽

46、車，為提高其通過性，可采用4×4、6×6、8×8的驅(qū)動形式。</p><p>　　本設計中，由于裝載質(zhì)量為2噸，按總質(zhì)量來分，屬于小質(zhì)量的商用車，故采用了結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的4×2驅(qū)動形式。</p><p><b>　　(3)布置形式</b></p><p>　　汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅(qū)動橋和車身（

47、或駕駛室）的相互關(guān)系和布置特點而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關(guān)參數(shù)以外，其布置形式對使用性能也有重要影響。</p><p>　　A.乘用車的布置形式</p><p>　　乘用車的布置形式主要有發(fā)動機前置前輪驅(qū)動（FF）（如圖2-1），發(fā)動機前置后輪驅(qū)動（FR）（圖2-2），發(fā)動機后置后輪驅(qū)動（RR）（圖2-3）三種，少數(shù)乘用車采用發(fā)動機前置全輪驅(qū)動。由于本設計涉及的是商用貨車

48、的布置形式，故這三種乘用車布置形式的優(yōu)缺點不再詳細敘述。</p><p><b>　　圖2-1</b></p><p><b>　　圖2-2</b></p><p><b>　　圖2-3</b></p><p>　　B.商用車的布置形式</p><p>

49、　　（a）客車的布置形式：根據(jù)客車發(fā)動機位置不同，其布置形式有三種如圖2-4所示：發(fā)動機前置后橋驅(qū)動，發(fā)動機中置后橋驅(qū)動和發(fā)動機后置后橋驅(qū)動。由于本次設計涉及的是商用貨車的布置形式，故這三種商用客車的布置形式的特點不再詳細敘述。</p><p><b>　　圖2-4</b></p><p>　　（b）貨車的布置形式：貨車可以按照駕駛室與發(fā)動機相對位置的不同，分為平頭式

50、(圖2-5)、短頭式（圖2-6）、長頭式（圖2-7）和偏置式（圖2-8）四種。貨車又可以根據(jù)發(fā)動機位置的不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。</p><p><b>　　圖2-5</b></p><p><b>　　圖2-6</b></p><p><b>　　圖2-7</b></p&

51、gt;<p><b>　　圖2-8</b></p><p>　　當貨車的發(fā)動機位于駕駛室內(nèi)時，稱為平頭式貨車。這種形式貨車的布置特點是發(fā)動機在駕駛員和副駕駛員座位中間，因此駕駛室的前端不需要凸出去，沒有獨立的發(fā)動機艙。</p><p>　　平頭式貨車的主要優(yōu)點如下：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機動性能良好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，加上總長縮短等

52、因素的影響，汽車整備質(zhì)量減??；駕駛員視野得到明顯改善；采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭式貨車的該指標比較高。</p><p>　　平頭式貨車的主要缺點有：空載時前軸負荷大，因而在壞路上的汽車通過性變壞；因為駕駛室有翻轉(zhuǎn)機構(gòu)和鎖止機構(gòu)，使得機構(gòu)復雜；進出駕駛室不如長頭式貨車方便；離合器、變速器等操縱機構(gòu)復雜；發(fā)動機的工作噪聲、氣味、熱量和振動對駕駛員均

53、有較大影響；汽車正面與其他物體發(fā)生碰撞時，特別是駕駛室高度低些的平頭貨車，容易使駕駛員和前排乘員受到嚴重傷害的可能性增加，這點不如長頭式、短頭式貨車好。</p><p>　　平頭式貨車的發(fā)動機可以布置在座椅下后部，此時中間座椅處沒有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到廣泛應用。</p><p>　　本設計中，由于給定參數(shù)中的最小轉(zhuǎn)彎直徑較小，汽車裝載質(zhì)量較小等特點與平頭式貨車的優(yōu)點相符合，

54、故采用了平頭式貨車。</p><p>　　2.2 汽車主要參數(shù)的選擇</p><p>　　汽車的主要參數(shù)包括尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和汽車性能參數(shù)。</p><p>　　2.2.1 汽車主要尺寸的確定</p><p>　　汽車的主要尺寸參數(shù)有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車廂尺寸。</p><p>&l

55、t;b>　?。?）外廓尺寸</b></p><p>　　汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸。在公路和市內(nèi)行駛的汽車最大外廓尺寸受有關(guān)法規(guī)限制不能隨意確定，而非公路用車輛可以不受法規(guī)限制，如礦用自卸車、機場擺渡車等。</p><p>　　GB1589—1989汽車外廓尺寸限界規(guī)定如下：貨車、整體式客車總長不應超過12m，單鉸接式客車不超過18m，半掛汽車列車不超過16.5m，

56、全掛汽車列車不超過20m；不包括后視鏡，汽車寬不超過2.5m；空載、頂窗關(guān)閉狀態(tài)下，汽車高不超過4m；后視鏡等單側(cè)外伸量不得超過最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。</p><p>　　查閱相關(guān)資料并參考同類車型，輕型貨車解放CA1041，最終取以下數(shù)據(jù)：</p><p><b>　　總長：</b></p><p>

57、;<b>　　總寬：</b></p><p><b>　　總高：</b></p><p><b>　?。?）軸距 </b></p><p>　　表2-1 各類汽車的軸距和輪距</p><p>　　軸距對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當軸

58、距短時，上述各指標減少。但軸距過短也會帶來一系列問題，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時其縱向角震動過大等。當然，在滿足所設計驅(qū)車的車廂尺寸，軸荷分配，主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設計得短一些為好。表2-1提供的數(shù)據(jù)可供初選軸距時參考。</p><p>　　根據(jù)表2-1，同時參考同類汽車軸距，選取軸距為=3400mm。</p><p>　　（3）前輪輪距和后輪輪距</

59、p><p>　　汽車輪距的改變會影響車廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化。增大輪距則車廂內(nèi)寬隨之增加，有利于增加側(cè)傾剛度，汽車橫向穩(wěn)定性變好；但是汽車總寬和總質(zhì)量及最小轉(zhuǎn)彎直徑等增加，導致汽車的比功率、比轉(zhuǎn)矩指標下降，機動性變壞。</p><p>　　受汽車總寬不得超過2.5m限制，輪距不宜過大。各類汽車的輪距可參考表2-1提供的數(shù)據(jù)進行初選。</p&

60、gt;<p>　　根據(jù)表2-1，4×2輕型貨車的輪距應在1300～1650mm之間，同時參考同類汽車輪距，選取輪距為，</p><p><b>　?。?）前懸和后懸</b></p><p>　　汽車的前懸和后懸尺寸是由總布置最后確定的。前懸處要布置發(fā)動機，水箱，風扇，彈簧前支架，車身前部或駕駛室的前支點，保險杠，轉(zhuǎn)向器等，要有足夠的縱向布置空間

61、。其長度與汽車的類型，驅(qū)動型式，發(fā)動機的布置型式和駕駛室的型式及布置密切相關(guān)。汽車的前懸不宜過長，以免使汽車的接近角過小而影響通過性。</p><p>　　后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨箱長度或者行李箱長度、汽車造型等有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求。總質(zhì)量在1.8～14.0噸的貨車后懸一般在1200～2200mm之間，特長貨箱的汽車后懸可達到2600mm，但不得超過軸距的55%。</p&

62、gt;<p>　　本設計參考金杯SY104lDBF及DBFl輕型貨車技術(shù)參數(shù)，最終確定前懸，后懸</p><p><b>　?。?）貨車車頭長度</b></p><p>　　貨車車頭長度是指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車身形式，即長頭型還是平頭型對車頭長度有絕對影響。此外，車頭長度尺寸對汽車外觀效果、駕駛室居住性、汽車面積利用率和發(fā)動機的接近性等

63、有影響。</p><p>　　平頭型貨車一般在之間。本設計選為1450mm。</p><p><b>　?。?）貨車車廂尺寸</b></p><p>　　要求車箱尺寸在運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定噸數(shù)。車箱邊板高度對汽車質(zhì)心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般在450～650mm范圍內(nèi)選取。車箱內(nèi)寬應在汽車外寬符合國家標準的前提下適當取寬些，

64、以利縮短邊板高度和車箱長度。</p><p>　　同樣參考金杯SY104lDBF及DBFl輕型貨車技術(shù)參數(shù)，確定車廂尺寸為：</p><p>　　2.2.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定</p><p>　　汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車總質(zhì)量、軸荷分配等。</p><p><b>　?。?）汽車的載質(zhì)量&

65、lt;/b></p><p>　　橋車的裝載量即載客量，是指其最多乘坐人數(shù)，并以座位數(shù)表示。</p><p>　　載貨汽車的裝載量是指該車在良好的硬路面上行駛時裝載貨物量的最大限額，通常其單位以t表示。它是由汽車制造廠根據(jù)設計確定的。當汽車在碎石路或其他非良好硬路面上行駛時，裝載量應適當減少。</p><p>　　各種車型的裝載量應符合行業(yè)產(chǎn)品規(guī)劃對各類車裝載

66、量系列的規(guī)定，本設計要求已給出裝載量</p><p>　?。?）整車整備質(zhì)量的確定</p><p>　　整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿</p><p>　　燃料、水，但沒有裝貨和載人時的整車質(zhì)量。整車整備質(zhì)量對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟性有影響。減少整車整備質(zhì)量，是從事汽車設計工作必須遵守的一項重要原則。整車整備質(zhì)量在設計階段需估算確定

67、。在日常工作中，收集大量同類型汽車各總成、部件和整車的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車設計的結(jié)構(gòu)特點、工藝水平等初步估算各總成、部件的質(zhì)量，再累計構(gòu)成整車整備質(zhì)量。</p><p>　　在沒有參考樣車的情況下，載貨驅(qū)車可參考國內(nèi)外同類型同級別的汽車的裝載量與整備質(zhì)量之比（稱為汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù)）為新車型選擇一個適當?shù)恼麄滟|(zhì)量利用系數(shù)，然后按其裝載量計算汽車的整備質(zhì)量。轎車和大客車的整備質(zhì)量可按人均驅(qū)車整備質(zhì)量的統(tǒng)計值來

68、估算。</p><p>　　表2-2 乘用車和商用客車人均整備質(zhì)量值</p><p>　　表2-3 各類汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù)</p><p><b>　　本設計取，所以。</b></p><p><b>　　（3）汽車總質(zhì)量</b></p><p>　　汽車的總質(zhì)量是指已整

69、備完好，裝備齊全并按規(guī)定載滿客，貨時的汽車質(zhì)量。除包括汽車的整備質(zhì)量及裝載質(zhì)量外，載貨汽車還應計入駕駛室坐滿人的質(zhì)量，其中，乘員和駕駛員每人質(zhì)量按計，于是</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中 ——包括駕駛員在內(nèi)的人數(shù)，本設計是單廂貨車，所以</p><p>　　因此根據(jù)式（2-1），可算得</p&g

70、t;<p><b>　　（5）軸荷分配</b></p><p>　　汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。</p><p>　　軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相考慮，各個車輪的負荷應該相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅(qū)動橋應有足

71、夠大的負荷，而從動軸上的負荷可以適當減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在環(huán)路面上的通過性；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負荷不應過小。因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數(shù)，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要求設計時應該對整車的性能要求、使用條件等，合理的選取軸荷分配。</p><p>　　汽車的驅(qū)動形式與發(fā)動機位置、汽車結(jié)構(gòu)特點、車頭形式和使用條件等均對軸荷分配有顯著影響。如發(fā)動機前置前輪驅(qū)

72、動乘用車和平頭式商用貨車前軸負荷較大，而長頭式貨車的前軸負荷較小。當總體布置進行軸荷分配計算不能滿足預定要求時，可通過重新布置某些總成、部件（如油箱、備胎、蓄電池等）的位置來調(diào)整。必要時，改變軸距也是可行的方法之一。</p><p>　　各類汽車的軸荷分配見表2-4</p><p>　　表2-4 各類汽車的軸荷分配</p><p>　　本設計車型為貨車，后輪單胎，根

73、據(jù)表2-4，可以確定該貨車的軸荷分配，</p><p>　　空載：前軸，；后軸，</p><p>　　滿載：前軸，；后軸，</p><p>　　由此可以得出滿載時單側(cè)前輪的負荷為： </p><p>　　單側(cè)后輪的負荷為： </p><p>　　2.2.3 汽車性能參數(shù)的確定</p><p>

74、<b>　　（1）動力性參數(shù)</b></p><p>　　汽車動力性參數(shù)包括最高車速、加速時間、上坡能力、比功率和比轉(zhuǎn)矩等。</p><p><b>　　a）最高車速</b></p><p>　　隨著道路條件的改善，汽車特別是中、高級轎車的最高車速有逐漸提高的趨勢。轎車的最高車速大于貨車、客車的最高車速。級別高的轎車的最高

75、車速要大于級別低些轎車的最高車速。微型、輕型貨車最高車速大于中型、重型貨車的最高車速，重型貨車最高車速較低?？傎|(zhì)量小些的商用貨車最高車速稍大于總質(zhì)量大些商用貨車的最高車速。不同車型的最高車速的范圍見表2-5。</p><p>　　表2-5 汽車動力性參數(shù)范圍</p><p>　　本設計已給定汽車最高車速，與表中輕型貨車的范圍80～135相符合。</p><p>&l

76、t;b>　　b)加速時間</b></p><p>　　汽車在平直良好路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到最大車速</p><p>　　所用去的時間，稱為加速時間。對于>100km/h的汽車，常用加速到100km/h所需的時間來評價；對于<100km/h的汽車，可用0～60km/h的加速時間來評價。</p><p>　　裝載量的輕型載

77、貨汽車的0～60km/h的換擋加速時間多在。國標給出了汽車加速性能試驗方法。</p><p><b>　　c)上坡能力</b></p><p>　　用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數(shù)來表示 。因乘用</p><p>　　車、貨車、越野車的使用條件不同，對它們的上坡能力要求也不一樣。要求貨車能克服30%坡度，越野車能克服60%坡度。<

78、;/p><p>　　本設計已給出最大爬坡度為0.3。</p><p>　　d)汽車比功率和比轉(zhuǎn)矩</p><p>　　比功率是汽車所裝發(fā)動機的標定最大功率和汽車最大總質(zhì)量之比，即。它可以綜合反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速性能、速度性能要好于比功率小些的汽車。我國GB7258-2004《機動車運行安全技術(shù)條件》規(guī)定：農(nóng)用運輸車與運輸用拖拉機的比功率不小于4.0Kw/

79、t，其它機動車不小于4.8Kw/t。</p><p>　　比轉(zhuǎn)矩是汽車所裝發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量之比，能反映汽車的牽引能力。</p><p>　　不同車型的比功率和比轉(zhuǎn)矩范圍見表2-5。</p><p>　　本設計取比功率為18kw/t。比轉(zhuǎn)矩為：40N.m/t。</p><p>　　(2)燃油經(jīng)濟性參數(shù)</p><

80、p>　　汽車在良好的水平硬路面上以直接檔滿載等速行駛時的最低燃料消耗量，稱為汽車的“百公里最低燃料消耗量”，是汽車的燃料經(jīng)濟性常用的評價指標，它也是滿載的汽車在良好硬路面上用直接檔以經(jīng)濟車速等速行駛時的百公里耗油量。單位汽車總質(zhì)量的百公里最低燃料消耗量，又稱為汽車的“單位燃料消耗量”，該值越小燃油經(jīng)濟性越好。</p><p>　　在新車設計時，其燃料經(jīng)濟性可參考總質(zhì)量相近的同類型車型的百公里耗油量或單位燃料

81、消耗量來估算。表2-6為載貨汽車的單位燃料消耗量的統(tǒng)計范圍。</p><p>　　表2-6 載貨汽車的單位燃料消耗量 </p><p>　　根據(jù)表2-6，取該貨車的單位質(zhì)量百公里燃油消耗量為3.5</p><p>　　(3)汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑</p><p>　　轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至極限位置時，汽車前外轉(zhuǎn)向輪輪轍中心在支承平面上

82、的軌跡圓的直徑，稱為汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑。它用來描述汽車的轉(zhuǎn)向機動性，是汽車轉(zhuǎn)向能力和轉(zhuǎn)向安全性能的一項重要指標。</p><p>　　影響汽車的因素有兩類，即與汽車本身有關(guān)的因素和法規(guī)及使用條件對的限定。前者包括汽車轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，汽車軸距，輪距以及轉(zhuǎn)向輪數(shù)等對汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑均有影響，除此之外，有關(guān)的國家法規(guī)和汽車的使用道路條件對的確定也是重要的影響因素。轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角越大，軸距越短，輪距越小和參與轉(zhuǎn)向的車輪數(shù)越

83、多時，汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑越小。GB7258—1997《機動車運行安全技術(shù)條件》中規(guī)定：機動車的最小轉(zhuǎn)彎直徑不得大于24m。當轉(zhuǎn)彎直徑為24m 時，前轉(zhuǎn)向軸和末軸的內(nèi)輪差（以兩內(nèi)輪軌跡中心計）不得大于3.5m。本設計中，給定最小轉(zhuǎn)向直徑為12.5m。</p><p>　　各類汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑見表2-7</p><p>　　表2-7 各類汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑</p><p&

84、gt;　　本設計已給出最小轉(zhuǎn)彎直徑</p><p>　　(4)通過性幾何參數(shù)</p><p>　　表2-8 汽車通過性的幾何參數(shù)</p><p>　　總體設計要確定的通過性幾何參數(shù)有：最小離地間隙，接近角，離去角，縱向通過半徑等.各類汽車的通過性參數(shù)視車型和用途而異，其范圍見表2-8。</p><p>　　根據(jù)表2-8與相關(guān)車型，確定通過性幾

85、何參數(shù)分別為：</p><p><b>　　最小離地間隙為：，</b></p><p><b>　　接近角：，</b></p><p><b>　　離去角：，</b></p><p><b>　　縱向通過性。</b></p><p>

86、;　　(5)操縱穩(wěn)定性參數(shù)</p><p>　　汽車操縱穩(wěn)定性的評價參數(shù)較多，與總體設計有關(guān)并能作為設計指標的有：</p><p><b>　　a)轉(zhuǎn)向特性參數(shù)</b></p><p>　　為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定程度的不足轉(zhuǎn)向。通常用汽車以0.4g的向心加速度沿定圓轉(zhuǎn)向時，前、后輪側(cè)偏角之差作為評價參數(shù)。此參數(shù)在1°

87、;～3°為宜。</p><p><b>　　b)車身側(cè)傾角</b></p><p>　　汽車以0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側(cè)傾角控制在3°內(nèi)為好，最大不超過7°。</p><p><b>　　c)制動前俯角</b></p><p>　　為了不影響乘坐舒適性

88、，要求汽車以0.4g的減速度制動時，車身的前俯角度不大于1.5°</p><p><b>　　(6)制動性參數(shù)</b></p><p>　　汽車制動性是指汽車在制動時，能在盡可能短的距離內(nèi)停車且保持方向穩(wěn)定，下長坡時能維持較低的安全車速并有在一定坡道上長期駐車的能力。</p><p>　　目前常用制動距離、平均制動減速度和行車制動踏板

89、力及應急制動時的操縱力來評價制動效能。</p><p>　　GB7258—1997《機動車運行安全條件》對路試檢驗行車制動和應急制動性能要求做出了規(guī)定</p><p><b>　　(7)舒適性</b></p><p>　　汽車應為乘員提供舒適的乘坐環(huán)境和方便的操作條件，稱之為舒適性。舒適性應當包括平順性、空氣調(diào)節(jié)性能（溫度、濕度等）、車內(nèi)噪聲、

90、乘坐環(huán)境（活動空間、車門及通道寬度、內(nèi)部設施等）及駕駛員的操作性能。</p><p>　　其中，汽車行駛平順性常用垂直振動參數(shù)評價，包括頻率和振動加速度等，此外懸架動撓度也用來作為評價參數(shù)之一。</p><p><b>　　2.3發(fā)動機的選擇</b></p><p><b>　?。?）發(fā)動機選擇</b></p>

91、<p>　　本設計選用6缸直列水冷式汽油機。</p><p>　?。?）發(fā)動機的最大功率及其相應轉(zhuǎn)速</p><p>　　發(fā)動機功率愈大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發(fā)動機功率利用率降低，燃料經(jīng)濟性下降，動力傳動系的質(zhì)量也要加大。因此，應合理選擇發(fā)動機功率。</p><p>　　設計時，可以根據(jù)所要求的最高車速按下式計算出：</p>

92、<p><b>　?。ㄊ?-2）</b></p><p>　　式中 ——發(fā)動機的最大功率，kw；</p><p>　　——傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅(qū)動橋的式汽車??；</p><p>　　——汽車總質(zhì)量，kg；</p><p><b>　　——重力加速度，；</b></p&g

93、t;<p>　　——滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取0.02，對礦用自卸車取0.03，對轎車等高速車影響并??；</p><p>　　——最高車速，km/h；</p><p>　　——空氣阻力系數(shù)，轎車取0.40.6，客車取0.60.7，貨車取0.81.0；</p><p>　　——汽車正面投影面積，，若無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距、汽車總高H、汽車總寬B等尺寸近似

94、計算：</p><p>　　對轎車 ,</p><p><b>　　對載貨汽車 </b></p><p><b>　　在此，</b></p><p><b>　　所以 </b></p><p><b>　　計算得 <

95、/b></p><p><b>　　（式2-3）</b></p><p>　　式中 ——發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩適應系數(shù)；</p><p>　　——最大功率時的轉(zhuǎn)矩，；</p><p>　　——最大功率，kw；</p><p>　　——最大功率的相應轉(zhuǎn)速，r/min。</p><

96、p>　　將數(shù)據(jù)代入式2-3中，有，</p><p>　　通常取，并由發(fā)動機設計保證，在此選取，計算出。</p><p>　　（3）發(fā)動機適應性系數(shù)</p><p>　　，這里將數(shù)據(jù)代入，計算得到。</p><p><b>　　2.4輪胎的選擇</b></p><p>　　表2-9 國產(chǎn)汽車

97、輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件</p><p>　　車胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)之一，因此，在總體設計開始階段就應該選定，而選擇的依據(jù)是車型，使用條件，輪胎的靜負荷，輪胎的額定負荷以及汽車的形式速度。當然還要考慮與動力-傳動系數(shù)的匹配以及整車尺寸參數(shù)的影響。</p><p>　　表2-9給出了部分國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格，尺寸及使用條件。貨車的輪胎規(guī)格詳見國標GB5

98、16-82。貨車的后輪裝雙胎時，比單胎使用時的負荷可增加10%到15%。</p><p>　　本設計選用輪胎的規(guī)格為：12層7.50-16。輪胎氣壓為4.2MPa</p><p>　　第3章 汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇</p><p>　　3.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)</p><p>　　轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)有轉(zhuǎn)向系的效率，轉(zhuǎn)向系的角傳動比與力傳

99、動比，轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙特性，轉(zhuǎn)向系的剛度以及轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。</p><p>　　3.1.1 轉(zhuǎn)向器的效率</p><p>　　轉(zhuǎn)向系的效率由轉(zhuǎn)向器的效率和轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)的效率決定，即：</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　轉(zhuǎn)向器效率又有正效率與逆效率之分。功率由轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)

100、向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，反之為逆效率。</p><p><b>　　（3-2）</b></p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中 ——作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；</p><p>　　——轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；</p><p>　　——作

101、用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。</p><p><b>　　1.正效率</b></p><p>　　影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。</p><p>　　（1）轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點與效率</p><p>　　汽車上常用的轉(zhuǎn)向器形式有循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、齒輪齒條式和蝸桿指銷式等幾種。齒

102、輪齒條式。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，其正效率可達到85%。同一類型的轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同，效率也有較大差別。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以有滾針軸承、錐軸承和滾珠軸承三種結(jié)構(gòu)。第一種結(jié)構(gòu)除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還有滑動摩擦損失，故這種轉(zhuǎn)向器的效率僅達54%左右。根據(jù)試驗，其余兩種轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)的效率分別為70%和75%。</p><p>　?。?）轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率<

103、;/p><p>　　蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的傳動副存在較大滑動摩擦，效率較低。對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，如果忽略軸承和其他地方的抹茶損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，其效率為</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　式中 ——蝸桿或螺桿的螺線導程角；</p><p><b>　　——摩擦角，=；&

104、lt;/b></p><p><b>　　——摩擦系數(shù)。</b></p><p><b>　　2. 轉(zhuǎn)向器逆效率</b></p><p>　　跟據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。</p><p>　　路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種轉(zhuǎn)向器是

105、可逆式的。它能保證汽車轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正。這既減少駕駛員疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在壞路上行駛時，車輪受到的沖擊力，大部分都傳給轉(zhuǎn)向盤，駕駛員容易“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如長時間在壞路上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全行駛。因此，這類轉(zhuǎn)向器適用于在良好路面上行駛的車輛。齒輪齒條式和循環(huán)球式都屬于可逆式轉(zhuǎn)向器。</p><p>　　不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力，不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該

106、沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺。因此，現(xiàn)代汽車基本不采用這種轉(zhuǎn)向器。</p><p>　　極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上述兩者之間。當車輪受有沖擊力作用時，此力只有較小的一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。它的逆效率較低，因此在壞路上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件，所受沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器要小。</p><p>　　如

107、果只考慮嚙合副的摩擦，忽略軸承和其他地方的摩擦損失，則逆效率可以用下式計算：</p><p>　?。?-5） </p><p>　　式（3-5）表明：增加導程角，逆效率也增大。因此，雖然增加導程角能提高正效率，但此時因為逆效率也增大，故導程角不應取得過大；當導程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導程角的最小

108、值必須大于摩擦角。通常螺線的導程角選在8°～10°之間。</p><p>　　3.1.2 傳動比的變化特性</p><p><b>　　1.轉(zhuǎn)向系傳動比</b></p><p>　　轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比。</p><p>　　從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2

109、與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力之比，稱為力傳動比，即。</p><p>　　轉(zhuǎn)向盤角速度與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比，即</p><p><b>　　（3-6）</b></p><p>　　式中，為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；為時間增量。</p><p>　　又由轉(zhuǎn)向器角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比所組成

110、，即</p><p><b>　　（3-7）</b></p><p>　　轉(zhuǎn)向盤角速度與搖臂軸角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比，即</p><p><b>　　（3-8）</b></p><p>　　式中，為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。</p><p>　　此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)

111、向器。</p><p>　　搖臂軸角速度與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比，即</p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　2.力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系</p><p>　　輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩有如下關(guān)系：</p><p

112、><b>　?。?-10）</b></p><p>　　式中,為為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面的交線的距離。</p><p>　　作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力可用下式表示：</p><p><b>　?。?-11）</b></p><p>　　式中，為

113、作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；為轉(zhuǎn)向盤直徑。</p><p>　　將式（3-10），式（3-11）代入后得到</p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　分析式（3-12）可知，主銷偏移距越小，力傳動比越大，轉(zhuǎn)向越輕便。通常乘用車的值在0.4～0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的值在40～60范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤直徑對

114、輕便性有影響，選用尺寸小寫的轉(zhuǎn)向盤，雖然占用的空間少，但轉(zhuǎn)向時需要對轉(zhuǎn)向盤施以較大的力，而選用尺寸大些的轉(zhuǎn)向盤又會使駕駛員進出駕駛室時入座困難。根據(jù)齒</p><p>　　形不同，轉(zhuǎn)向盤直徑在的標準系列內(nèi)選取。如果忽略摩擦損失，可以用下式表示：</p><p><b>　　（3-13）</b></p><p>　　將式（3-12）代入式（3-1

115、3）后得到</p><p><b>　　（3-14）</b></p><p>　　當和不變時，力傳動比越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。</p><p>　　3.轉(zhuǎn)向系的角傳動比</p><p>　　轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長與搖臂臂長之比來表示，即：</p><p

116、><b>　　（3-15）</b></p><p>　　在現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，與的比值大約在0.85～1.10之間，可粗略認為其比值為1，即近似為1，則：</p><p><b>　?。?-16）</b></p><p>　　由此可見，研究轉(zhuǎn)向系的傳動比特性，只需研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。</p>