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1、第六节 转向梯形转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式 转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。无论采用哪一种 方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证 全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的 车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求 的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。一、转向梯形结构方案分析1、整体式转向梯形整体式转向梯形是由转向横拉杆1,转向梯形臂2和汽车前轴 3 组成，如图 7-30 所示。其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构 简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮 上、下跳动时，会影响)U 二s 一图 7
2、30 整体式转向梯形1转向横拉杆 2转向梯形臂 3前轴 另一侧转向轮。当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向 梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前 （称 为前置梯形）。对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用 前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而 会与车轮或制动底板发生干涉，所以在布置上有困难。为了 保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能 布置得高些，至少不低于前轴高度。2、断开式转向梯形 转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯 形。断开式转向梯形方案之一如图 7-31 所示。断开式转向 梯形的主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合，能够
3、保证 一侧车轮上、下跳动时，不会影响另一侧车轮；与整体式转 向梯形比较，由于杆系、球头增多，所以结构复杂，制造成 本高，并且调整前束比较困难。图 7 31 断开式转向梯形横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。采用双横 臂独立悬架，常用图解法 （基于三心定理 ）确定断开点的位 置。其求法如下（图 7-32b）：1）延长kb与K A，交于立柱AB的瞬心P点，由P点作BA直线PS。S点为转向节臂球销中心在悬架杆件（双横臂）所在 平面上的投影。当悬架摇臂的轴线斜置时，应以垂直于摇臂轴的平面作为当量平面进行投影 和运动分析。2）延长直线AB与K K，交于Q点，连PQ直线。A BABAB3）连接 S 和
4、 B 点，延长直线 SB。4）作直线 PQ ，使直线 PQ 与 PQ 间夹角等于直线 PK 与BSABBSAPS间的夹角。当S点低于A点时，PQ线应低于PQ线。BS AB5）延长PS与q k，相交于D点，此D点便是横拉杆铰BS B接点（断开点） 的理想的位置。以上是在前轮没有转向的情况下，确定断开点 D 位置的 方法。此外，还要对车轮向左转和向右转的几种不同的工况 进行校核。图解方法同上，但 S 点的位置变了；当车轮转向 时，可认为 S 点沿垂直于主销中心线 AB 的平面上画弧（不计 主销后倾角 ） 。如果用这种方法所得到的横拉杆长度在不同 转角下都相同或十分接近，则不仅在汽车直线行驶时，而且
5、 在转向时，车轮的跳动都不会对转向产生影响。双横臂互相 平行的悬架能满足此要求，见图 7-32a 和 c。二、整体式转向梯形机构优化设计 汽车转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴沿长线上的点滚动，而是绕位于 前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。此点位置与前轮和 后轮的侧偏角大小有关。因影响轮胎侧偏角的因素很多，且 难以精确确定，故下面是在忽略侧偏角影响的条件下，分析 有关两轴汽车的转向问题。此时，两转向前轮轴线的延长线 应交在后轴延长线上，如图7-33所示。设q、。分别为内、 io 外转向车轮转角， L 为汽车轴距， K 为两主销中心线延长线 到地面交点之间的距离。若要保
6、证全部车轮绕一个瞬时转向 中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下 关系cot q - cot q 二（7-23）o i L若自变角为 q ，则因变角 q 的期望值为oi现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图 7-33所示的后置梯形机构为例，在图上作辅助用虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角0为i0 = y- arcsini+1 - 2coc(y + 0 ) msin(y + 0 )bcos y - cos(y + 0 )- cos 2 m-arccos+1 - 2cc(y + 0 ) m(7-25)式中，m为梯形臂长；Y为梯形底角。 所设计的转向梯形给出的实际因
7、变角 0 ，应尽可能接近i理论上的期望值0 。其偏差在最常使用的中间位置附近小角i范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子巴(0 )，构成评价设计优劣的目标函数f (x)为f (x)= enax(0:i0 = 0i0(0)-0(0)ii_f片0 (07i ix 100%(7-26)sin (y + 0 )y - arcsin将式(7-24)、式(7-25)代入式(7-26)得if 丫+1 -2 cos(y + 0 )moiarc cot cot 0f (x )=気(0 )0 =0iKoi Lbcos y - cos(
8、y + 0 )- cos 2yarccos x 1 00% (7-27)Q2 +1 - 2 cos(y + 0 )moiarc cot cot 0Koi L式中，X为设计变量，x二x1二y； 0 为外转向车轮最x2mo max大转角，由图 7-33 得6o maxL=arcsmDmin a2式中，d为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。min00 10。o10 0 20o20 0 0o o max(7-28)考虑到多数使用工况下转角0小于20,且10以内的小 o 转角使用得更加频繁，因此取卩.5 (0 )= 0min(729)m m 0 max(730)(731)y y 0minmmax梯形臂长
9、度m设计时常取在m =011K, m =O15K。梯min形底角Y =70。min此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角&不宜过小，通常取5s =40。如图7-33所示，转向梯形机构在汽min车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时55即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推min出最小传动角约束条件为(7-32)cos 8- 2 cos y + cos(y + e) 2mmino max 0Vcos 8- cos y丿cos yKmin式中， 8 为最小传动角。min已知6二arcsin ，故由式(7-32)可知，5为设计o maxDminmin a2变量m及y的函数。由式
10、(7-29)、式(7-30)、式(7-3 1)和 式(7-32) 四项约束条件所形成的可行域，如图7-34所示的几种情况。图7-34b适用于要求较大，而yminmin可小些的车型；图 7-34C 适用于要求 y 较大，而8 小些的 minmin车型；图 7-34a 适用介于图 7-34b、 c 之间要求的车型。图 734 转向梯形机构优化设计的可行域由上述数学模型可知，转向梯形机构的优化设计问题， 是一个小型的约束非线性规划问题，可用复合形法来求解。三、转向传动机构强度计算1 、球头销球头销常由于球面部分磨损而损坏，为此用下式验算接触应力ojFo 二一 j A式中，F为作用在球头上的力；A为在
11、通过球心垂直于F力方向的平面内，球面承载部分的投影面积。许用接触应力为o W2530 N / mm 2。j设计初期，球头直径 d 可根据表 7-4 中推荐的数据进行选择。表 7-4 球头直径球头直径/ mm转向轮负荷/N球头直径/ mm转向轮负荷/N3222207520到 600060009000 900012500 1250016000 16000-24000LOOL0OCO寸寸L0240003400034000-4900049000-7000070000100000球头销用合金结构钢 12CrNiB、15CrMo、20CrNi 或液体 碳氮共渗钢 35Cr、35CrNi 制造。2、转向拉杆
12、拉杆应有较小的质量和足够的刚度。拉杆的形状应符合 布置要求，有时不得不做成弯的，这就减小了纵向刚度。拉 杆应用材料力学中有关压杆稳定性计算公式进行验算。 稳定性安全系数不小于152.5。拉杆用20、30或40钢无 缝钢管制成。3、转向摇臂在球头销上作用的力F,对转向摇臂构成弯曲和扭转力 矩的联合作用。危险断面在摇臂根部，应按第三强度理论验 算其强度F2d2” F2e2Q =+ 4 W 2 W 21 wn式中， W 、 W 为危险断面的抗弯截面系数和抗扭转截面 Wn系数；尺寸 d、 e 见图 7-35。要求 心*n式中，o为材料的屈服点；n为安全系数，取n=l.7T2.4。转向摇臂与转向摇臂轴经花键连接，因此要求验算花键 的挤压应力和切应力。图 7 35 转向摇臂受力图
