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哈佛 H6 总体 设计 离合器 驱动 万向 传动 装置 悬挂 制动 转向 10 CAD

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哈佛H6总体设计目录1.离合器11.1 离合器车型的选定11.2方案选择11.3 设计计算及参数的选择21.3.2后备系数21.4 离合器盖总成设计51.4.1离合器盖设计51.4.2压盘结构设计51.5离合器主要零件的设计计算72.驱动桥设计102.1 主减速器结构方案分析102.2 主减速器锥齿轮设计122.3 主减速器锥齿轮的材料142.6 主减速器锥齿轮的强度计算152.7主减速器锥齿轮轴承的设计计算163.传动轴与十字轴万向节设计要求213.1 结构方案选择213.2计算传动轴载荷213.3传动轴强度校核223.4十字轴万向节设计233.5传动轴转速校核及安全系数254万向节结构与尺寸设计274.1 十字轴万向节强度校核274.2万向传动轴的设计及强度校核285 悬架295.1 悬架的功用和组成295.2 悬架系统的自然振动频率295.3 汽车悬架的类型305.4 双横臂独立悬架315.5悬架主要参数的确定325.4 后悬架螺旋弹簧刚度及应力计算336 鼓式制动器的方案选择366.1鼓式制动器的结构形式366.2鼓式制动器主要零部件的设计376.3鼓式制动器的设计计算427 齿轮齿条电动助力转向器设计计算507.1 转向器的效率507.2 转向器正效率+507.3 转向器逆效率-517.4 传动比的变化特性527.5 参数选择547.6 转向系载荷确定557.7 转向器的主要元件设计557.7.1选择齿轮齿条材料557.7.2齿轮齿条基本参数567.8 齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析59参考文献60III1 离合器1.1 离合器车型的选定该车主要参数如下表：长/宽/高：4640/1825/1690(mm)发动机最大功率为110KW / 5600r/min；最大扭矩为210 N.m / 2200-4500r/min最高车速：180km/h轴距：2680mm；前/后轮距：1565/1565 mm轮胎规格：225/65R17整车整备质量：1588kg；座位数：5个驱动桥速比：4.222其他相关参数可参考哈弗H6 2016款1.5T MT车型1.2方案选择本车设计采用单片膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而该车型不在此列。采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一位其结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。选择拉式离合器是因为其较拉式离合器零件数目更少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且分离杠杆较大，使其踏板操纵力较轻。综上本次设计选择单片拉式膜片弹簧离合器。1.3 设计计算及参数的选择1.3.1离合器主要参数的选择离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：1） 摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小；2） 有足够的机械强度与耐磨性；3） 密度小，以减小从动盘的转动惯量；4） 热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦；5） 磨合性能好不致刮伤飞轮和压盘表面；6） 接合时应平顺，不产生“咬合”或“抖动”现象；7） 长期停放后，摩擦面不发生“粘着”现象。摩擦片的外径是离合器的重要参数。它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机的最大的转矩Temax，离合器的静摩擦力矩TC应大于发动机的最大转矩Temax，而离合器传递的最大静摩擦力矩TC又取决于其摩擦面数Z、摩擦系数f、作用在摩擦面上的总压紧力P与摩擦片平均半径RC，即=式中离合器的后备系数离合器的基本参数主要有性能参数有后备系数和单位压力参数P0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度。1.3.2后备系数后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机转矩的可靠程度。在选择时应考虑以下几点：1) 摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机的最大转矩；2) 要防止离合器滑磨过大；3) 要能防止传动系过载。显然，为了可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不能选取太大；当发动机后备功率较大，使用条件较好时，可选择小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力，减少离合器磨损，应选取大些；货车总质量越大，也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的值可以比螺旋弹簧的小些；双片离合器的值应大于单片离合器。各类汽车值的选取范围通常为：轿车和微型车、轻型货车=1.201.75中型和重型货车=1.502.25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车=1.804.00根据上述原因及所选车型，选取=1.8。1.3.3摩擦片外径D、内径d和厚度h的确定摩擦片外径是离合器的重要尺寸之一，它直接影响离合器所能传递的转矩大小，也关系到离合器的结构重量和使用寿命。在确定尺寸D时，发动机最大转矩参数必须是已知的。在结构空间允许的情况下，尽量选用比较大的D尺寸，这样既可保证使用性能，也可提高离合器的使用寿命。初步确定D的方法有两种。按发动机的最大转矩(N.m)来初选D,可参考下列公式D=100首先确定离合器的基本结构为单片式，系数K反映了不同结构和使用条件对D的影响，根据前面的该车基本数据可知该车为一般载货车，所以K=36，且=373 N/m带入数据可得D=321.88 mm在结构空间允许的情况下，尽量选用比较大的D尺寸，这样既可保证使用性能，也可提高离合器的使用寿命。所以D=325 mm摩擦片尺寸D应符合有关标准（JB1457-74），的规定，表3-1给处了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。表3-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D（mm）内径d(mm)厚度h（mm）内外径之比d/D单位面积F（mm2）3251903.50.585546所以由所计算的D值去参照表3-1，最后选定摩擦片的尺寸为下表：表3-2选定的摩擦片的尺寸外径D（mm）内径d(mm)厚度h(mm)C=1-单位面积F（mm）3251903.50.5850.8005461.3.4单位压力P0单位压力对离合器工作性能和使用寿命有很大的影响，选取时应考虑离合器的工作条件，包括发动机的后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，应取小些；当摩擦片外径缴大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，应取小些；后备系数较大时，可适当增大。当摩擦片采用不同材料时，按下列范围选取：石棉基材料：=0.100.35MPa粉末冶金材料：=0.350.60MPa金属陶瓷材料：=0.701.5Mpa验算单位压力1.取R= 时 =ZPA 因为是单片的，所以摩擦盘工作面数Z=2。初选摩擦材料为石棉基摩擦材料 查表可取摩擦系数=0.3代入数据得p0.155(MPa)2取R 时 ZPA 代入数据得p0.158(MPa)单位压力P在容许范围之内，认为所选离合器尺寸 参数合适。对于小轿车，D=380480时，P约为0.14mpa又因小汽车的离合器都采用莫片弹簧离合，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小，轿车的后备功率较小，使用条件较好，所以宜取小值。 根据上述原因及所选车型，选取=0.14 MPa1.4 离合器盖总成设计离合器总成除了压紧弹簧外，还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。1.4.1离合器盖设计 离合器盖与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的部分扭矩。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在离合器盖结构设计时应达到以下几个要求：1）应具有足够的刚度，以免影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.54.0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。2）应与飞轮保持良好的对中，一面影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也采用止口对中。3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风口，将离合器制成特殊的叶轮形状。或在盖上下班加设通风扇片等，用以鼓风。乘用车和载质量较小的商用车的离合器一般用08、10钢等低碳钢板，载质量较大的商用车则常用铸件或铝合金压铸件。本设计采用厚3mm的08钢板冲压而成。1.4.2压盘结构设计（1）对压盘结构设计的要求1）压盘应具有较大的质量以增大热容量、减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热肋或鼓风肋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。2）压盘应具有较大的刚度。3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。4）压盘高度尺寸（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。（2）压盘几何尺寸的确定1）压盘内、外径的确定（）前面我们已经通过计算确定了摩擦片的内、外径。从一般而言，压盘内径稍微小于摩擦片的内径，压盘外径稍大于摩擦片外径。故本设计压盘外径 =330mm，压盘内径为=185mm。2）压盘厚度的确定（）压盘厚度的确定主要依据以下两点：压盘的质量在离合器的接合过程中，由于滑摩功的存在，第接合一次都要产生大量的热，而第次接合的时间短（大约3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到周围空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在使用频繁和困难条件下工作的离合器，这种温升就更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时引起摩擦片和压盘的损坏。 由于用石棉材材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中所产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，帮要求压盘具有足够大的质量以吸收热量。压盘的刚度压盘应具有足够大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后产生翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为1525mm 。离合器接合一次时的温升离合器一次结合会瞬间产生热量，用温升来表示。温升不应超过810。温升越低，可以相应减小压盘厚度，以减小其转动惯量。温升公式为： （3-4-1）式中：温升（）； W滑磨功（Nm）；分配到压盘上的滑磨功所占的百分比（单片离合器压盘=0.50；双片离合器压盘=0.25；双片离合器中间压盘 =0.50） C压盘的比热，C=481.4J/（kg）（铸铁压盘）：压盘重量（kg）。本设计选取=8，即：=8 （3-4-2）2）计算压盘厚度汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据以下公式计算： （3-4-3）式中：汽车总质量（Kg）；轮胎滚动半径（m）； ig起步进所用变速器档位的传动比； io主减速器传动比； 发动机转速（r/min）， 根据以上计算所得，以及压盘厚度，设计时，要尽量取较小值，12。1.5离合器主要零件的设计计算1.5.1从动盘总成从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1）从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换档时轮齿的冲击。2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。3）应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：1）在从动片外缘开612个“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次不同方向弯的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在商用车上。2）将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片（1.0mm）比从动片（1.5mm）薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高速旋转，主要应用于乘用车和最大总质量小于6t的商用车上。3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构的弹性行程较大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。这种结构主要应用于发动机排量大于2.5L的乘用车上。4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形铆合。这种结构的转动惯量大，但强度较高，传递转矩的能力大，主要应用于商用车上。（1）从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax按国标GB114474选取（见表34）。从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35、45、40Cr等），并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。花键选取后应进行挤压应力j（MPa）及剪切应力j（MPa）的强度校核：1 （3-6-1） （3-6-2）式中，z为从动盘毂的数目；其余参数见表33。表33 离合器从动盘毂花键尺寸系列摩擦片外径D/mm发动机的最大转矩Temax/Nm花键尺寸挤压应力j/Mpa齿数n外径D/mm内径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2根据摩擦片的外径D=200mm与发动机的最大转矩Temax=380 Nm，由表33查得n=10，D=40mm，d=32mm，b=5mm，l=45mm，j=11.6Mpa，则由公式（3-6-1）、（3-6-2）校核得：j=11.28MPaj=11.6 MPa。j=8.5 MPa j=17 MPa。所以，所选花键尺寸能满足使用要求。（2）从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面要求高。材料常用中碳钢板（50号或85号）或65Mn钢板。一般厚度为1.32.5mm，表面硬度为3848HRC。考虑所选车型及从动盘结构，选择从动片的结构型式为整体式，从动片外缘开6个“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次不同方向弯的波浪形。本设计，从动片由1.6 mm厚的65Mn钢板冲压而成，并且将其外缘的盘形部分磨薄至1mm，以减小其转动惯量。（3）摩擦片离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：1）摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。2）具有足够的机械强度与耐磨性。3）密度要小，以减小从动盘的转动惯量。4）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。5）磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。6）接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。7）长期停入后，摩擦面间不产生“粘着”现象。离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高（大约为0.30.45）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，故目前订应用于、轻载荷下工作。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维等到来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要应用于载质量较大的商用车上。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可先可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片、但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力；但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。根据上述分析，本设计所采用的离合器摩擦片材料为石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为铆接，选取18颗铆钉铆接。其铆接位置为摩擦片的平均半径，即Ra=85mm。铆钉型号为GB875-86 365，材料为15号钢。铆钉的校核如下：平均每颗铆钉所受的最大剪切力Fmax： 根据铆钉所受的Fmax，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度： （3-6-3） （3-6-4）式中：d0为铆钉孔直径，mm；M为每个铆钉的抗剪面数量；为被铆件中较薄板的厚度，对于双盖板，两盖板厚度之和为一个被铆件厚度，mm。根据相关已知参数，可得：=1.5mm，m=2；并由参考文献5，可得d0=3.2mm，=115MPa，=430MPa。则将各项数值代入公式（3-6-3）、（3-6-4）得：=4.5 MPa =115MPa； =15.0 MPa e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数fp=1.2。P=fp（XFr+YFa） （3-21）将各参数代入式（3-21）中，有： P=7533N轴承应有的基本额定动负荷CrCr= （3-22）式中：ft温度系数，查文献4，得ft=1；滚子轴承的寿命系数，查文献4，得=10/3；n轴承转速，r/min；Lh轴承的预期寿命，5000h；将各参数代入式（3-22）中，有；Cr=24061N初选轴承型号查文献3，初步选择Cr =24330N Cr的圆锥滚子轴承7206E。验算7206E圆锥滚子轴承的寿命Lh = （3-23）将各参数代入式（3-21）中，有： Lh =4151h16,fj=0，所以猛接离合器所产生的动载系数kd=1，主减速比i0=4.5所以：Tse1=kdTemaxki1if/n=963.671NTss1= G2 m2rr/ i0imm=1409.814NT1=min Tse1, Tss1 T1= Tse1=963.671N3.3传动轴强度校核按扭转强度条件T=T/WTT式中，T为扭转切应力，取轴的转速n=4500r/min，轴传递的功率P=65kw，Dc=60mm，dc=81mm分别为传动轴的外内直径，根据机械设计表15-3得T为15-25 MpaT=7.266 MpaT故传动轴的强度符合要求3.4十字轴万向节设计 设作用于十字轴轴颈中点的力为F，则F= T1/2rcos=7428.561N 十字轴轴颈根部的弯曲应力w和切应力应满足w=w=式中，取十字轴轴颈直径d1=38.2mm，十字轴油道孔直径d2=10mm，合力F作用线到轴颈根部的距离s=14mm，w为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa，为切应力的许用值，为80-120 Mpaw=19.094 Mpaw= = =6.959 Mpa故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件 十字轴滚针的接触应力应满足j=272j式中，取滚针直径d0=3mm，滚针工作长度Lb=27mm，在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷Fn=776.622N,当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC 以上时，许用接触应力j为3000-3200 Mpaj=272=272=0.875 Mpaj故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足 万向节叉与十字轴组成连接支承，在力F作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成45的截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力w和扭应力b应满足w=Fe/Wwb=Fa/Wtb式中，取a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm,查表4-3，取k=0.246,W=bh2/6, Wt=khb2, 弯曲应力的许用值w为50-80Mpa，扭应力的许用值b为80-160 Mpaw=Fe/W= =20.791 Mpa wb=Fa/Wt= =14.086 Mpab故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满足要求 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角，十字轴的支承结构和材料，加工和装配精度以及润滑条件等有关。当25时，可按下式计算（取=15）0=1-f（）=1-0.07（）=99.30%3.5传动轴转速校核及安全系数传动轴的临界转速为nk=1.2108式中，取传动轴的支承长度Lc=1.5m, dc=70mm, Dc=90mm分别为传动轴轴管的内外直径, nmax=4500 r/minnk=1.2108=6080.933 r/min在设计传动轴时，取安全系数K= nk/nmax=1.2-2.0K= nk/nmax=1.351故符合要求 传动轴轴管断面尺寸除应满足临界转速要求以外，还应保证有足够的扭转强度。轴管的扭转应力c=c式中c=300 Mpac=10.618 Mpac轴管的扭转应力校核符合要求 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力h，许用应力一般按安全系数2-3确定h = 式中,取花键轴的花键内径dh=70mm，外径Dh=80mm,h =14.039 Mpa 传动轴花键的齿侧挤压应力y应满足y=T1K/Lhn0y式中,取花键转矩分布不均匀系数K=1.35,花键的有效工作长度Lh=60mm，花键齿数n0=18,当花键的齿面硬度大于35HRC时：许用挤压应力y=25-50 Mpay= =6.424Mpa ，但是悬架工作时弹簧实际对应的最大剪应力，对应悬架的极限压缩状态）。H、校核是否小于=0.63，若不成立，则重新选择钢丝直径d；若余量很大，则视寿命校核结果决定是否重新选取较小些的直径d。I、校核台架实验条件下的寿命。给定实验条件下的循环次数可按下式估算： （3-7）式中 若算出的预期寿命小于预期台架寿命，则返回重新选择d；若有较大余量，则综合考虑是否需要选择更小的钢丝直径以节约材料，减小质量。J、得到合适的d以后，可以进一步确定弹簧的高度和弹簧的最小工作高度： 式中与弹簧指数有关的系数见下图6：表3-2.弹簧指数的关系曲线弹簧总圈数可由表3-2中求出。K、稳定性校核 又细又高的弹簧在大载荷作用下会失稳，失稳的临界载荷不仅和其高度对直径之比有关，还与弹簧两端的支撑方式有关，对于钢丝截面是圆形的螺旋弹簧，其相对变形量必须小于如下临界值：6 鼓式制动器的方案选择6.1鼓式制动器的结构形式鼓式制动器一般可按其制动蹄受力情况进行分类（见图3.1），它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状态以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。图3.1 制动器的结构形式鼓式制动器的各种结构形式如图3.2a.f所示。图3.2 鼓式制动器示意图（a）领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式不同形式鼓式制动器的主要区别有：（1）蹄片固定支点的数量和位置不同。（2）张开装置的形式与数量不同。（3）制动时两蹄片之间有无相互作用。因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不一样。制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动效能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动效能因素的无因次指标。制动效能因素的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（）与输入力之比，即式中，K为制动器效能因素；为制动器输出的制动力矩。制动效能的稳定性是指其效能因素K对摩擦因素的敏感性。使用中随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对的变化敏感性小。6.2鼓式制动器主要零部件的设计6.2.1制动蹄乘用车和总质量较小商用车的制动蹄广泛采用T形型钢碾压或钢板冲压焊接制成；总质量较大商用车的制动蹄则多用铸铁，铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一，两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的解除压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形，山字形几种。本设计中制动蹄采用T形型钢钢板冲压焊接制成。为了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减小磨损，在总质量较大的商用车的铸造制动蹄靠近张开凸轮一端，设有滚轮或镶装有支持张开凸轮的垫片（图5.2）。图5.2 铸铁制动蹄的结构形式制动蹄腹板和翼缘的厚度，乘用车的约为mm；商用车的约为 mm。摩擦衬片的厚度，乘用车的多为 mm；商用车的多为8 mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声小。设计时衬片铆接在制动蹄上。6.2.2制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁铸造，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有加强肋，用来加强刚度和散热效果（图5.3a）。制动鼓鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但实验表明，壁厚由增至20 mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：乘用车为7.12 mm；中，商用车为13.18 mm。制动鼓在闭合一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。组合式制动鼓的圆柱部分可以用铸铁铸出，腹板部分用钢板冲压成形（图5.3b）；也可以在钢板冲压的制动鼓内侧，镶装用离心浇铸的合金铸铁组合构成制动鼓（图5.3c）；或主体用铝合金铸成，内镶一层珠光体组成的灰铸铁作为工作表面（图5.3d）。组合式制动鼓的共同特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦系数。图5.3 制动鼓的结构形式6.2.3摩擦衬片摩擦衬片的的材料应该满足如下要求：（1）具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高和工作速度发生变化时，摩擦因数的变化应尽可能小。（2）具有良好的耐磨性。不仅摩擦衬片应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的磨耗也要求尽可能小。通常要求制动盘的磨耗不大于衬块的1/10。（3）要有尽可能小的压缩率和膨胀率。压缩变形太大影响制动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏度。膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其是对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。（4）制动时不应产生噪声，对环境无污染。（5）应采用对人体无害的摩擦材料。（6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。（7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定得范围。要求摩擦衬块在300C加热板上作用30min后，背板的温度不超过190C，防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。以前制动器摩擦衬片使用的是由增强材料（石棉及其他纤维），粘结剂，摩擦性能调节剂组成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮伤对偶等优点。但由于它又有耐热性能差，摩擦因数随温度升高而降低，磨耗增高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已逐渐被淘汰。由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属磨阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，今年来得到广泛的应用。6.2.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置为了保证制动鼓在不制动时能自由转动，制动鼓与制动衬片之间，必须保持一定间隙。此间隙量应尽可能小，因为制动系的许多工作性能受此间隙影响而变化。使用中因磨损会增大此间隙，过分大的间隙会带来许多不良的后果：制动器产生制动作用的时间增长；各制动器因磨损不同，间隙也不一样，结果导致各制动器产生制动作用的时间不同，即同步制动性能变坏；增加了压缩空气或制动液的消耗量，并使制动踏板行程增加。为保证制动鼓与制动衬片之间在使用期间始终有出设定的间隙量，要求采用间隙自动调整装置。现在鼓式制动器中采用间隙自动调整装置的也日益增多。一般来说，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm.0.5mm；盘式制动器的为0.1mm.0.3mm(单侧为0.05mm.0.15mm)。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小，考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此，制动器在冷却状态下应设的间隙要通过试验来确定。设计中，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm.0.5mm，取间隙为0.4mm。鼓式制动器也有采用波尔舍乘用车的制动器间隙调整装置的，摩擦元件可以装在轮缸中，也可以装在制动蹄腹板上。采用这类间隙自调装置时，制动器安装在汽车上后不需要人工精细调整，只需要进行一次完全制动即可调整到设定间隙，并且在行车过程中随时补偿过量间隙。因此，可将这种自调装置称为一次调准式。鼓式制动器间隙自动调整的一般方法：（1）采用轮缸张开装置可采用不同的方法及其响应机构调节制动鼓与摩擦衬片间的间隙。1.借助于装在制动地板上的调整凸轮和偏心支承销，用手调整制动蹄的原始安装位置以得到所要求的间隙。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支承销的偏心量应超过衬片的厚度。2.借助于自动调整装置使制动蹄位于间隙量所要求的原始位置。也可在制动轮刚上采取措施实现工作间隙的自动调整（2）采用凸轮张开装置采用凸轮张开装置时，制动器的工作间隙调整可通过转动凸轮相对于臂的位置来实现，而臂的位置则保持不变。凸轮位置的改变是靠装在臂上的涡轮蜗杆副来实现的，因此臂又称为调整臂（3）采用楔块张开装置该结构的制动器工作间隙是借助于调整套筒，棘爪和调整螺钉进行自动调整。在套筒的外表面上切有螺旋棘齿，而套筒的内孔则为螺孔。朝向套筒一侧的棘爪端面则做成与套筒外表面的螺旋棘齿相配的齿槽。如果在制动时柱塞的行程超过棘齿的轴向螺距，则棘爪移动一个齿。当套筒和柱塞返回原始位置时，棘爪和套筒的相互作用便使套筒转动某一角落，从而使调整螺钉旋出相应的距离。现在的鼓式制动器多采用所谓阶跃式自调装置。6.2.4摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。车轮制动器采用广泛应用的模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。带式中央制动器采用编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100C120C温度下，它具有较高的摩擦系数(=0.4以上)，冲击强度比模压材料高45倍。但耐热性差，在200C250C以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5。设计计算中制动器时摩擦系数一般选用=0.30.4。表5.3列出了各种摩擦材料主要性能指标的对比。表5.3 摩擦材料性能对比6.2.6制动支承装置二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位（见图3.6）。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承（见图3.8）。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 37012)或球墨铸铁（QT400.18）。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。6.2.7制动轮缸制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。设计中前轮的单向双领蹄采用液压驱动并且制动轮缸采用两个等直径的活塞；后轮的领从蹄式鼓式制动器采用液压驱动，制动轮缸采用两个等直径活塞。6.2.8张开机构设计中采用平衡式的凸轮张开机构。凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支承，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动地板上，为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号刚制造并高频淬火。6.3鼓式制动器的设计计算6.3.1 驻车制动能力的计算汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图6.1所示，由该图可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为 同理可求得汽车下坡停驻时后轴车轮的附着力为 图6.1汽车在上坡路上停驻时的受力简图根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，即根据 求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于16%20%；汽车列车的最大停驻坡度约为12%左右。为了使汽车汽车能在接近于由上式确定的坡度倾角为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值（此处不应是因为的缘故，式中的为车轮的有效半径），并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。中央驻车制动器的制动力矩上限值为，为后驱动桥的主减速比。设计中，此轻型货车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为轻型货车在上坡时可能停驻的极限下坡路倾角为6.3.2中央制动器的计算设计中中央制动器选取带式。带式中央制动器曾作为中，重型汽车及拖拉机的应急制动装置和驻车制动装置，装在汽车变速器的第二轴上，其主要缺点是发生油污染（固装在发动机及变速器之后），极低的热容量以及需要大的支撑力等，故在现代汽车上很少采用。图6.2带式中央制动器的一般结构对于图6.2所示的带式制动器，其平衡条件为 式中：输入力，N； ，制动带力，N； 制动器尺寸，mm； 制动带包角，（）； 摩擦系数； 鼓阻力，摩擦力，N。设计中取=130mm，=15mm，=30mm，=，=0.4，=500N代入式（6.6）得对于简单的带式制动器（=0，=），直接作用在制动带上的制动力或输入力可由下式得出：如图6.2所示的带式制动器，制动鼓顺时针旋转时产生的制动器因数为制动器的灵敏度为6.3.3压力沿衬片长度方向的分布规律除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其他零件的影响较小而忽略不计。制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数BF有很大的影响，掌握制动提摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。但用解析方法方法精确计算沿蹄片长度方向的压力分布规律比较困难，因为除了摩擦衬片有弹性容易变形外，制动鼓，制动蹄以及支承也会有弹性变形，但与摩擦衬片的变形量相比，则相对很小，故在通常的近似计算中只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小，可忽略不计，即通常作如下一些假设：（1）制动鼓，制动蹄为绝对刚性体（2）在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上（3）压力与变形符合虎克定律制动蹄有一个自由度和两个自由度之分，本设计中前轮所采用的单向双领蹄和后轮所用的领从蹄的蹄片均为绕支承销转动的蹄片，为一个自由度。下面分析具有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。如图6.3（a）所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移 = ；图6.3 制动蹄摩擦衬片径向变形分析简图（a）、（b）具有一个自由度的增势蹄；（c）具有两个自由度的增势蹄由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩量为由图6.3中的几何关系可知 COS=sin故得径向变形量为： 由于为常量，而单位压力与变形成正比，故制动蹄摩擦衬片上任意一点的压力可写成： 式（6.8）表明绕支承销转动的制动蹄摩擦衬片的压力分布规律呈正弦分布，其最大压力作用在连线呈90的径向线上。也可以根据图6.3(b)来分析并简化计算具有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变性规律和压力分布规律。此时摩擦衬片在张开力和摩擦力的作用下，绕支承销中心转动角。摩擦衬片表面任意点沿制动提转动的切线方向的变形即为线段在半径延长线上的投影，即线段。由于角很小，可以认为：则所求的摩擦衬片的径向变形为：考虑到，则由等腰三角形可知：代入上式，得摩擦衬片的径向变形和压力变形分别为： 6.3.4制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须查明蹄压紧到制动鼓上的力与所产生的制动力矩之间的关系。为了计算有一个自由度的制动蹄片上的制动力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，如图6.4所示。图6.4 制动力矩计算简图若令摩擦衬片的宽度为b，则单元面积为，其中R为制动鼓半径，为单元面积的包角。制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为： 而摩擦力产生的制动力矩：在由至区段上积分上式，得 当法向压力均匀分布时，则有： 由式(6.11)和式(6.12)可求出不均匀系数式(6.11)和式(6.12)给出的是由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的方法则更为方便。增势蹄产生的制动力矩可表达如下： 式中：单元法向力的合力； 摩擦力的作用半径。（见图 6.5） 摩擦系数。图6.5 张开力计算简图若已知制动蹄的几何参数及法向压力的大小，便可以用（6.13）算出蹄的制动力矩。如图6.5所示，为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： 式中：支承反力在轴上的投影；轴与力的作用线之间的夹角。对式（6.14）求解，得： 式中：。见图6.5。将（6.15）代入（6.13）得增势蹄的制动力矩为： 对于减势蹄可类似的表示为： 为了确定，及，必须求出法向力N及其分量。如果将（见图6.4）看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式（6.10）有： 式中：。 因此 = = =根据（6.11）和（6.13）并考虑到：，则有： = =mm如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的和同，显然两种蹄的和值也不同。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即：对于液压驱动的制动器，由于，故所需的张开力为：本设计采用的是液压驱动，所以两蹄片产生的制动力矩为且，N，所以对凸轮张开机构，其张开力可由前述，作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出：计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由（6.16）得出自锁条件，当该式的分母等于零时，蹄自锁，即蹄式制动器的自锁条件为： 如果式 立，则不会自锁。代入数据得：符合要求，不会自锁。由式（6.11）和式（6.16）可求出令体表面的最大压力为： 式中；，R，见图 6.5； ，见图 6.4；摩擦衬片宽度；（=120mm）摩擦系数。（=0.4） 代入数据得MP由式（6.15）得NN7 齿轮齿条电动助力转向器设计计算7.1 转向器的效率功率P1从转向轴输入，经转向轴输出所求得的效率称为正效率，用符号+表示，+=(P1P2)Pl；反之称为逆效率，用符号-表示，- =(P3P2)P3。式中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在转向轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求转向器传递正效率高。为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置，又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小，防止打手又要求逆效率尽可能低。7.2 转向器正效率+影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。转向器类型、结构特点与效率 在前述四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式的固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支撑轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承等三种结构之一。第一种结构除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种转向器的效率仅有54。另外两种结构的转向器效率，根据试验结果分别为70和75。转向轴承的形式对效率也有影响，用滚针轴承比用滑动轴承可使正或逆效率提高约10。转向器的结构参数与效率 如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于螺杆类转向器，其效率可用下式计算 （3.1）式中，为螺杆的螺线导程角；为摩擦角，；f为摩擦因数。7.3 转向器逆效率-根据逆效率大小不同，转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力，能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”，使之精神状态紧张，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力由转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉；因此，现代汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于上述两者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。它的逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率可用下式计算 （3.2） 式(3.1)和式(3.2)表明：增加导程角,正、逆效率均增大。受-增大的影响不宜取得过大。当导程角小于或等于摩擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于摩擦角。通常螺线导程角选在810之间。7.4 传动比的变化特性转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力之比，称为力传动比，即 =2Fw （3.3）转向盘转动角速度与同侧转向节偏转角速度 之比，称为转向系角传动比，即；式中，为转向盘转角增量； 为转向节转角增量；为时间增量。它又由转向器角传动比 和转向传动机构角传动比 所组成，即= 。转向盘角速度与摇臂轴转动角速度之比，称为转向器角传动比, 即。式中,为摇臂轴转角增量。此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。摇臂轴转动角速度与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向传动机构的角传动比，即。7.4.1力传动比与角传动比的关系轮胎与地面之间的转向阻力和作用在转向节上的转向阻力矩 之间有如下关系 （3.4）式中，为主销偏移距，指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与支承平面交线间的距离。作用在转向盘上的手力可用下式表示 （3.5）式中，作用在转向盘上的力矩； 为转向盘直径。将式(3.4)、式(3.5)代入式（3.3）得到 （3.6）分析式(3.6)可知，当主销偏移距a小时，力传动比 应取大些才能保证转向轻便。通常轿车的 a 值在0406倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的d值在4060mm范围内选取。转向盘直径 根据车型不同在JB450586转向盘尺寸标准中规定的系列内选取。如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，2可用下式表示 （3.7）将式(3.7)代人式(3.6)后得到 （3.8）当 和 不变时，力传动比 越大，虽然转向越轻，但 也越大，表明转向不灵敏。根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等， 即 =。其中齿轮基圆齿距，齿条基圆齿距 。由上述两式可知：当齿轮具有标准模数和标准压力角与一个具有变模数、变压力角的齿条相啮合，并始终保持 时，它们就可以啮合运转。如果齿条中部(相当汽车直线行驶位置)齿的压力角最大，向两端逐渐减小(模数也随之减小)，则主动齿轮啮合半径也减小，致使转向盘转动某同一角度时，齿条行程也随之减小。因此，转向器的传动比是变化的。随转向盘转角变化，转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的因素，主要是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。若转向轴负荷小，在转向盘全转角范围内，驾驶员不存在转向沉重问题。装用动力转向的汽车，因转向阻力矩由动力装置克服，所以在上述两种情况下，均应取较小的转向器角传动比并能减少转向盘转动的总圈数，以提高汽车的机动能力。转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。过小则在汽车高速直线行驶时，对转向盘转角过分敏感和使反冲效应加大，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。直行位置的转向器角传动比不宜低于1516。7.5 参数选择1.本系统车型为前置前驱 长/宽/高：4640/1825/1690(mm)发动机最大功率为110KW / 5600r/min；最大扭矩为210 N.m / 2200-4500r/min最高车速：180km/h轴距：2680mm；前/后轮距：1565/1565 mm轮胎规格：225/65R17整车整备质量：1588kg；座位数：5个驱动桥速比：4.222表3.1项目转向小齿轮转向齿条模数 2.52.5齿数 /628法相压力角 2020螺旋角/齿倾角14080变位系数 Xn00齿顶高系数 1 1 顶隙系数 0.25 0.257.5.1转向轮侧偏角计算说明：此四轮转向技术为主动转向技术，后轮微小转角（）考虑当后轮执行器失灵时，汽车按二轮转向技术行驶，所以转向轮侧偏角按二轮转向汽车方法计算如图（3-1）。Sin0.43 （3.9） 25.470tan0.665 （3.10） 33.620 7.6 转向系载荷确定为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件强度，需首先确定作用在各零件上的力。线角传动比i i=47.58 (3.11)方向盘转动圈数n n= 3.15 (3.12)角传动比 =19.19 (3.13)原地转向阻力距的计算