第五章汽車轉向系設計轉向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協調的轉角關系。機械轉向系依靠駕駛員的手力轉動轉向盤，經轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。有些汽車還裝有防傷機構和轉向減振器。采用動力轉向的汽車還裝有動力系統，并借助此系統來減輕駕駛員的手力。對轉向系提出的要求有：1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩定性。任何車輪不應有側滑。不滿足2）汽車轉向行駛后，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩定行駛。3）汽車在任何行駛狀態下，轉向輪不得產生自振，轉向盤沒有擺動。4）轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協調使車輪產生的擺動應最小。5）保證汽車有較高的機動性6）操縱輕便。具有迅速和小轉彎行駛能力。7）轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。8）轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。9）在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。10）進行運動校核，保證轉向盤與轉向輪轉動方向一致。正確設計轉向梯形機構，可以使第一項要求得到保證。轉向系中設置有轉向減振器時，能夠防止轉向輪產生自振，同時又能使傳到轉向盤上的反沖力明顯降低。為了使汽車具有良好的機動性能，必須使轉向輪有盡可能大的轉角，并要達到按前外輪車輪軌跡計算，其最小轉彎半徑能達到汽車軸距的2?2.5倍。通常用轉向時駕駛員作用在轉向盤上的切向力大小和轉向盤轉動圈數多少兩項指標來評價操縱輕便性。沒有裝置動力轉向的轎車，在行駛中轉向，此力應為50?100N；有動力轉向時，此力在20?50N。當貨車從直線行駛狀態，以10km/h速度在柏油或水泥的水平路段上轉入沿半徑為12m的圓周行駛，且路面干燥，若轉向系內沒有裝動力轉向器，上述切向力不得超過250N；有動力轉向器時，不得超過120N。轎車轉向盤從中間位置轉到每一端的圈數不得超過2.0圈，貨車則要求不超過3.0圈。近年來，電動、電控動力轉向器已得到較快發展，不久的將來可以轉入商品裝車使用。電控動力轉向可以實現在各種行駛條件下轉動轉向盤的力都輕便。5.1轉向系主要性能參數及對汽車操縱穩定性的影響轉向系的主要性能有轉向系的效率、轉向系的角傳動比與力傳動比、轉向器傳動副的傳動間隙特性、轉向系的剛度以及轉向盤的總轉動圈數。5.1.1轉向系的效率轉向系的效率門由轉向器的效率門和轉向操縱及傳動機構的效率門,決定，即0門二門?門'轉向器的效率門又有正效率門+和門一之分。轉向搖臂軸輸出的功率（p-P2）與轉向軸輸入功率P之比，稱為轉向器的正效率：1n=工+P1式中P2——轉向器的摩擦功率。反之，即轉向軸輸出的功率(P3-P2)與轉向搖臂軸輸入的功率P3之比，稱為轉向器的逆效率：n=-P3正效率越大，轉動轉向輪時轉向器的摩擦損失就愈小，轉向操縱就愈容易。轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等是影響轉向器正效率的主要因素。循環球式轉向器的傳動副為滾動摩擦，摩擦損失小，其正效率門+可達85%；螺桿指銷式和螺桿滾輪式轉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向器，如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失而只考慮嚙合副的摩擦，則其正效率門+為n=:na0(5-6)+tan(a+p)式中以0——蝸桿或螺桿的螺線倒程角；p——摩擦角，P=arctanf；f——摩擦系數。逆效率表示轉向器的可逆性。根據逆效率值的大小，轉向器又可分為可逆式、極限可逆式與不可逆式三種。可逆式轉向器的逆效率較高，這種轉向器可將路面作用在轉向輪上的大部分力傳遞到轉向盤上，使司機的路感好。在汽車轉向后也能保證轉向輪與方向盤的自動回正，使轉向輪行駛穩定。但在壞路面上，當轉向輪上作用有側向力時，轉向輪受到的沖擊大部分會傳給轉向盤，容易產生“打手”現象，同時轉向輪容易產生擺振。因此，可逆式轉向器宜用在良好路面上形式的車輛。循環球式和齒輪齒條式轉向器均屬于這一類。不可逆式轉向器不會將轉向輪受到的沖擊力傳到轉向盤上。由于它既使司機沒有路感，又不能保證轉向輪的自動回正，現代汽車已經不再采用。極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。其逆效率較低，適用于在壞路面上行駛的車輛。當轉向輪受到沖擊力時，其中只有較小的一部分傳給轉向盤。如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失而只考慮嚙合副的摩擦，則蝸桿和螺桿類轉向器的逆效率為(5-7)tan(a-p)tanao式中a°及p見式(5—6)下的說明。(5-7)由式(5—6)、(5—7)可見：增大倒程角a0不僅能提高正效率，也會提高逆效率，故a0不宜取得過大。當氣Wp時，逆效率門—W0,這時轉向器為不可逆式。因此應使a0minNp,通常螺線的倒程角取為8°?10°。通常，由轉向盤至轉向輪的效率即轉向系的正效率門％的平均值為0.67?0.82；當向上述相反方向傳遞力時逆效率門的平均值為0.58?0.63。轉向操縱及傳動機構的效率門'用0-于評價在這些機構中的摩擦損失，其中轉向輪轉向主銷等的摩擦損失約為轉向系總損失的40%?50%，而拉桿球銷的摩擦損失約為轉向系總損失的10%?15%。5.1.2轉向系的角傳動比與力傳動比5.1.2.1角傳動比轉向盤轉角的增量△平與同側轉向節轉角的相應增量A0之比，稱為轉向系的角傳動比i0w。轉向盤轉角的增量△平與轉向搖臂軸轉角的相應增量AP之比，稱為轉向器的角傳動比iw。轉向搖臂軸轉角的增量A0與同側轉向節轉角的相應增量A0之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比，：。它們之間的關系為i0廣MAp_△中?廣皿福一萄(5—8)?_A中wA°(5—9).APi'=—wA0(5—10)式中i°w——轉向系的角傳動比；iw——轉向器的角傳動比；i'——轉向傳動機構的角傳動比;wA甲——轉向盤轉角的增量;AP——轉向搖臂軸轉角的增量；A0——同側轉向節轉角的相應增量。轉向傳動機構的布置，通常取其在中間位置時使轉向搖臂及轉向節臂均垂直于其轉向縱拉桿，而在向右和向左轉到底的位置時，應使轉向搖臂與轉向節臂分別與轉向縱拉桿的交角相等。這時，轉向傳動機構的角傳動比亦可取為廣=.(5-11)Wl1式中l1—轉向搖臂長;13——轉向節臂長。現代汽車轉向傳動機構的角傳動比多在0.85?1.1之間，即近似為1。故研究轉向系的角傳動比時，為簡化起見往往只研究轉向器的角傳動比及其變化規律即可。5.1.2.2力傳動比轉向傳動機構的力傳動比i，等于轉向車輪的轉向阻力矩T與轉向搖臂的力矩T之比值。i，與轉向傳動機構的結構布置型式及其桿件所處的轉向位置有關。對于圖所示的非獨立懸架汽車的轉向傳動機構來說，當轉向輪由轉向傳動機構帶動而轉向且后者處于圖示虛線位置時，其轉向搖臂上的力矩為T=0.5T-L+0.5T-匕-mrlrlm'轉向傳動機構的力傳動比為(5-12)式中l，l，m'，m'——轉向傳動機構處于圖所示的虛線位置時的有關計算用尺寸。13LR在最惡劣的轉向條件下，例如在干而粗糙的轉向輪支承面上作原地轉向，轉向車輪的轉向阻力矩T由轉向車輪相對于主銷軸線的滾動阻力矩T1、輪胎與地面接觸部分的滑動摩擦力矩T以及轉向車輪的穩定力矩或自動回正力矩所形成的阻力矩T組成。即2T=T+T+T(5-13)且T=GJa(5-14)T2=G]卿(5—15)T=aG[P(sinct+sinof)+y(coscc+cosof)](5—16)式中G1——轉向軸的載荷；a——滾動阻力的力臂，或主銷偏移距。即由轉向節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。通常貨車的a值為40?60mm；轎車取0.4?0.6

倍的胎面寬度。f——車輪的滾動阻力系數，計算時可取f=0.015；P——主銷內傾角；Y——主銷后傾角；a1、a2——內、外轉向輪的平均轉角；中附著系數，計算時可取中=0.85?0.9；，——滑動摩擦力矩或力臂:x=0.5r2—尸2(5—17)r,'——車輪的自由半徑和靜半徑，計算時可近似地取'=0.96r。在實際計算中常取轉向傳動機構的力傳動比i'計算轉向搖臂軸上的力矩『pT

r—

i'f(5—18)式中門'——轉向傳動機構的效率，一般取0.85?0.9。則轉向時在轉向盤上的切向力可由下式求得(5—19T

r—

i'f(5—18)rh一轉向盤的半徑’根據車型不同可在*?275mm范圍內按國家標準系列選取;門+——轉向器的正效率。由以上兩式可見：當轉向阻力矩,一定時，增大力傳動比ip，ip就能減小作用在轉向盤上的切向力F，使操縱輕便。h這里還應指出：當汽車在行駛過程中轉向時，上述轉向輪與地面間的滑動摩擦阻力矩T2比汽車在原地轉向時的要小許多倍，且與車速有關。5.1.2.3轉向器角傳動比的變化規律轉向器的角傳動比i是一個重要參數，它影響著汽車的許多性能。由于增大角傳動比W可以增大力傳動比，因此轉向器的角傳動比不僅對轉向靈敏性和穩定性有直接影響，而且也影響著汽車的操縱輕便性。由式（5—8）并考慮到七^1,可以看出：轉向輪的轉角與轉向器的角傳動比iw成反比。\增大會使在同一轉向盤轉角下的轉向輪轉角變小，使轉向操縱時間變長，汽車轉向靈敏性降低。因此轉向“輕便性”和“靈敏性”是產品設計中遇到的一對矛盾。采用可變角傳動比的轉向器可協調對“輕便性”和“靈敏性”的要求。而轉向器角傳動比的變化規律又因轉向器的結構型式和參數的不同而異。圖給出了幾種典型的轉向器角傳動比變化規律。由該圖可見：轉向器的角傳動比\隨轉向盤轉角的變化特性有不變（曲線3）和可變之分。后者又有多種變化規律。其中曲線一為轉向盤在中間位置時，iw較小，向左、右轉動時則逐漸增大；曲線4則與之相反。曲線2為蝸桿雙銷式轉向器的角傳動比特性曲線，是周期重復的。曲線5則為蝸桿單銷式轉向器的角傳動比特性曲線，這時轉向器蝸桿在中間位置的螺距較小，而至兩端則逐漸增大。圖5—1轉向器角傳動比iw的變化特性曲線應根據車型和使用條件的不同來合理選擇iw及其變化特性。對高速車輛來說，轉向盤處于中間位置時的轉向器角傳動比iw不宜過小，否則會在高速直線行駛時對轉向盤的轉角過分敏感。轉向盤處于中間位置即汽車直行時的轉向器角傳動比不宜小于15?16。對于轎車和輕型以下的貨車，因前軸負荷不大，在轉向盤的全轉角范圍內不存在轉向沉重問題，而具有動力轉向的車輛，其轉向阻力矩由動力裝置克服，故在上述兩種情況下均有可能選擇較小的角傳動比和減少轉向盤轉動的總圈數，以提高汽車的轉向靈敏性。其角傳動比iw宜采用轉向盤處于中間位置時具有較大值而在左、右兩端具有較小的變化特性，如圖的曲線4及5所示。對于沒有裝動力轉向的大客車和中型及以上的載貨汽車，因轉向軸負荷大，而轉向傳動機構的力傳動比i'在轉向過程中是變化的，使急轉彎時的操縱輕便性問題顯得十分突出，p故轉向器角傳動比的理想特性應當是中間小兩斷大的曲線，如圖曲線1所示。現代汽車轉向器的角傳動比也常采用不變的數值:轎車取iw=14?22；貨車取iw=20?25。汽車的轉向車軸負荷較輕時，應選用較小值。5.1.3轉向系的傳動間隙特性轉向器的傳動間隙是指轉向器傳動副之間的間隙。該間隙8隨轉向盤轉角中的改變而改變。通常將這種變化關系稱為轉向器的傳動間隙特性。研究該傳動間隙特性地意義在于它對汽車直線行駛時的穩定性和轉向器的壽命都有直接影響。當轉向盤處于中間位置即汽車作直線行駛時，如果轉向器有傳動間隙則將使轉向輪在該間隙范圍內偏離直線行駛位置而失去穩定性。為防止這種情況發生，要求當轉向盤處于位置時轉向器的傳動副為無隙嚙合。這一要求應在汽車使用的全部時間內得到保證。汽車多直線行駛，因此轉向器傳動副在中間部位的磨損量大于其兩端。為了保證轉向器傳動副磨損最大的中間部位能通過調整來消除因磨損而形成的間隙，調整后當轉動轉向盤時不至于使轉向器傳動副在其他嚙合部位卡住。為此應使傳動間隙從中間部位到兩端逐漸增大，并在端部達到其最大值，以利于對間隙的調整及提高轉向器的使用壽命。不同結構的轉向器其傳動間隙特性亦不同。5.1.4轉向系的剛度轉向系的各零、部件尤其是一些桿件均具有一定的彈性，這就使得轉向輪的轉角a要S小，這樣就會有不足轉向的趨勢。轉向系剛度C對輪胎的側偏剛度影響也很大。如果令Ca為不考慮轉向系剛度時的輪胎側偏剛度，而Ca為考慮轉向系剛度時的輪胎側偏剛度（稱為等價剛度），則有以下