第四章 轮式底盘转向系.docx
- 文档编号:27989247
- 上传时间:2023-07-07
- 格式:DOCX
- 页数:39
- 大小:10.79MB
第四章 轮式底盘转向系.docx
《第四章 轮式底盘转向系.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《第四章 轮式底盘转向系.docx(39页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
第四章轮式底盘转向系
第四章轮式工程机械转向系
转向系应能保持底盘直线行驶的稳定性,并能根据要求灵活地改变行驶方向。
转向系设计的基本要求:
首先应保证工作稳定可靠,确保行车安全,有关机构和零件必需有足够的刚度和强度。
转向机构传动链各环节的间隙,方向盘的自由行程应尽量减小,以保证直线行驶的稳定性和转向的灵敏度。
动力转向系统中,应特别注意避免系统产生不稳定的振动。
在发动机怠速时,应能正常转向。
其次是操纵应轻便灵活。
对于工程机械来说操纵轻便灵活,不仅是减少驾驶员的劳动强度,而且是提高生产率的重要因素。
现代化的工程机械大多采用动力转向系统,操纵力一般为20N左右;方向盘单侧转角一般不大于2~2.5圈,而方向盘的最大转速一般为每秒1~1.5圈。
为了满足机械的机动性要求,应设法尽量减小底盘的最小转向半径。
此外,在选择底盘的转向方式及系统设计时,还应注意到制造和使用的经济性,维修和调整的方便性等。
第一节转向方式的分析和选择
轮式工程机械的转向方式主要可分为:
偏转车轮转向,铰接车架转向及滑移转向三大类。
一、偏转车轮转向方式
(1)前轮偏转是一般常用的方式,此时,前外轮的弯道行驶半径最大。
驾驶员易于用前外轮是否避过障碍来估计整机的行驶路线,如图4—1a所示。
(2)后轮偏转一般用于前方装有工作装置的机械,如图4—1c所示。
此时,若采用前轮偏转方式,不仅车轮的偏转角将受工作装置的限制,并由于工作装置靠近前轮,其工作轮压较大,可能要求采用双胎或增大轮胎直径使轮距及外形尺寸加大,机动性降低,还将使偏转轮的转向阻力矩增加导致转向功率增加。
采用后轮偏转方式,可以解决上述矛盾,如图4—1c所示。
但此时后外轮的弯道半径较大,驾驶员不能按前轮偏转方式来估计行驶方向。
若能兼顾工装外缘与后外轮的尺寸,可用工装外缘来估计行驶方向。
上述二种方式的外轮弯道行驶半径Rw为:
Rw=
+Rk(4-1)
式中符号见图12—1。
(3)前后轮同时偏转的转向方式,往往用于对机动性有特殊要求或机架特别长的机械。
此时,
a)b)c)
图4—1前、后轮偏转转向示意图
前、后轮的偏转方向相反,如图4—2所示。
这种转向方式可以用任意假设的弯道中心O’的轨迹线
进行设计,当
在前后轴中
间时,外轮半径最小。
(4)斜行(蟹行)是前、后轮偏转转向(方向相同)的另一种方式,如图4—3所示斜行时,能从斜向靠近或离开作业面,如图4—3a所示。
某些具有宽图4—2前后轮偏转转向示意图
工作装置的机械(平地机等)在工作时,往往因作用力不对中而使机械行驶方向产生偏斜,采用斜行方式能减少这种现象,如图4—3b所示。
某些机械在斜坡上斜行作业时,能提高其横向稳定性,如图4—3c所示。
应该指出,同一台机械可设计成兼能作前轮偏转,后轮偏转,前、后轮同时偏转和斜行等,但往往由于构造十分复杂而使设计和制造成本昂贵。
因此,设计时,应对选用转向方式
的必要性作周密的调查研究,并尽可能采用简单可靠的机构。
a)b)c)
图4—3斜行方式示意图
(5)多桥偏转车轮转向方式,如图4—4所示。
对于在公路行驶(通过公路桥梁)而总重和长度
图4—4多桥转向示意图
特大的轮式工程机械,为了不影响弯道行驶能力,可采用多轮偏转的多桥支承底盘,如汽车式起重机等。
二、铰接车架转向方式
近年来如铲运机、装载机、压路机等工程机械的车架由两段(或更多段数的)车架组成,车
图4—5铰接底盘转向示意图
架间用垂直铰轴相联,并由液压缸改变相邻车架间的相对夹角而使机械以不同的弯道半径在地面运行。
这种转向方式的特点是当工作装置装在前车架上,两段车架相对偏转时,其方向始终与前
车架一致,有利于迅速对准作业面,减少循环时间,提高生产率,显示了铰接底盘特有的机动性;铰接车架相对偏转时,车轮轴线在地面的投影必交于一点,不需要专门的转向梯形机构就能避免弯道行驶时由于轮胎滚动方向的偏差而产生的侧滑,从而使转向机构简化;特别当全轮驱动时,不必采用昂贵的驱动转向桥。
三、滑移转向方式
滑移转向方式的车架是整体的(没有相对偏转的车架),其车轮的轮轴线与机架是固定的(没有偏转的车轮)。
它依靠改变左右两侧车轮的转速及其转向来操纵行驶方向,其转向原理与履带车辆相似。
这种机械一般是全轮驱动的,当采用全液压驱动时其运行操纵机构同时可作为转向及制动之用,结构比较简单。
它可以具有很小的转向半径,机动灵活,其转向中心的位置与轮压分配有关,当整机重量的2/3左右作用在后轮时,转向时前轮易于滑动,如图4—6b所示,整机将以后轮轴线中点为中心进行转向。
轮压分配不同时,其转向中心可能如图4—6a或图4—6c等。
图4—6滑移转向示意图
现代工程机械发展的总趋势是提高生产率,降低造价及使用成本。
转向方式的选择主要是与机械的作业要求相匹配,应该注意,整机的性能是综合性的,不能仅从转向方式本身的特点作简单的肯定或否定。
下表列出一些局部比较,作为选择转向方式的参考。
表4—1
第二节车轮转向时的受力分析
一车轮转向时的受力分析
1.单个从动轮沿直线滚动时的受力分析
单个从动轮在水平地面上作直线滚动时,机架在其轴心作用有一个垂直于地面的载荷Gl和一个沿机架纵轴方向的水平力P,车轮的自重GL直接作用于地面,如图4—7所示。
上述作用力可综合成垂直力Q=Gl+GL及水平推力P。
在这些力的作用下,地面给车轮一个反作用力R。
R可分解成垂直分力Z和水平分力Pf,车轮滚动时,滚动阻力Pf=Z·f,其中f为滚动阻力系数。
车轮作等速滚动时图4—7车轮直线滚动时的
,车轮上水平力平衡,有P=Pf成立。
滚动阻力是随着水平推力的产生而产生的,在P
从动轮与地面之间的滑动摩擦阻力是车轮滚动的必要条件。
如果车轮与地面的滑动摩擦系数为μ,则地面给车轮的最大阻力Pfmax=Zμ。
当地面给车轮的阻力Pf=Zμ时,车轮将不再滚动,而是向前滑动。
车轮沿直线方向滚动的条件为P≥Pf;不产生滑动的条件为Pf 2.单个从动轮转向时的受力分析 从动轮在水平地面上作转向行驶时,机架对车轮的作用力P与机器的前进方向产生夹角β图4-8从动轮转向时的受力 (图4—7)。 将P力分解为PX、PY,地面在PX方向对车轮的作用力为滚动阻力Pf,在PY方向的作用力为侧向滑动摩擦阻力W。 车匀速轮滚动时PX=Pf,由此得出车轮滚动条件为 PX=Pcosβ≥Pf(4—2) 车轮在推力P方向不产生侧向滑动的条件为 P≤Zμ(4—3) 尽管由式(4—2)可以得出在β<900时只要增大P总能克服Pf的结论,但是由式(4-3)可知,P必须小于Zμ,否则导向轮将失效。 所以P=Zμ时的β角应该为车轮偏转角的极限值。 即 P=Zμcosβmax=Pf βmax=arccos( )(4-4) 在β>βmax时,增大驱动力P车轮将不再滚动,而是沿P力的方向滑动。 在沙地上,f=0.18, μ=0.45,βmax=66.40。 实际设计时,考虑到急速转向时的离心力会使机器严重失稳,高速机械的βmax值一般30~400,不宜超过450。 3.单个驱动轮转向时的受力分析 由驱动轮的动力学可知,在驱动轮的转动平面内有驱动转矩MK作用,地面支承处将产生一个使驱动轮沿着车轮平面切线方向运行的反作用驱动力。 当驱动轮的车轮平面相对直线行驶方向偏转某一角度时,驱动力也就沿着新的车轮平面推动车轮。 不论在直线或弯道上行驶时,只要轮胎与地面之间有足够的附着力,驱动力总可以使车轮滚动。 实际上,机械传动的越野车辆,由于结构上的原因,也为了高速稳定,其转向驱动轮的最大偏转角通常也小于450。 目前,液压全轮驱动的轮胎式起重机已经有可以将车轮偏转900的。 二转向阻力矩计算 转向阻力矩Mz与转向桥负荷、轮胎结构和气压、前轮定位、地面状况等许多因素有关。 由于影响因素很多,精确计算转向阻力矩有困难。 研究表明,在停止的状态下偏转车轮(即原地转向)时的转向阻力是运行时转向阻力的2~3倍,所以,研究原地转向的结果是有代表性的。 下面是根据汽车原地转向的试验结果,总结出来的三种经验公式,可供设计轮胎式工程机械转向系时参考。 1.雷索夫推荐公式 Mz=Gl(fa+μx)(4一5) 2.塔布莱克推荐公式 Mz=ξGl (4—6) 式中Mz——转向轮的转向阻力矩,N·mm图4—9转向阻力矩计算 Gr——转向桥负荷,N; μ——轮胎和地面间滑动摩擦系数,一般可取μ=0.7左右 f——轮胎的滚动摩擦系数,一般路面上可取f=0.01~0.02,在工地作业时另行确定f值; b——舵胎宽度,mm; a——轮胎接地面中心到转向主销中心线与地面交点的距离(图4—9),mm; ξ——有效摩擦系数, 根据a/b关系由图4—10确定。 雷索夫公式中的x按下式计算图4-10ξ和a/b关系图 x=0.5 式中rz——轮胎的自由半径,mm; rj——轮胎的静力半径,mm。 2005-10-11 第三节偏转车轮转向系设计 偏转车轮转向时车轮不得发生侧向滑动,否则会增加转向阻力、加速轮胎磨损。 为此,应 使转向时所有车轮均绕一个共同的瞬时中心作弧形滚动,如图4—1a、b、c所示。 此瞬时中心(即为转向中心,(见图4-11)应是非转向桥轴线和两个转向轮轴线的交点。 所以有 由此可得 (4-7) 式中B一主销中心距离; L—轴距。 图4-11偏转车轮转向示意图 距转向中心最远的一个车轮在转向时其轨迹的曲率半径称为转向半径。 对于偏转前轮的机械,转向半径为由转向中心到外前轮中心的距离R1。 转向半径越小,机械转向所需场地面积就越小。 车辆的最小转向半径Rmin就表示车辆能在尽可能小的面积中活动的能力(见图4-11)。 (4-8) 为了使左右车轮的偏转角满足(4-7)式,在两侧车轮之间需要一个联动机构(或联动系统)。 转向四连杆机构和对顶曲柄机构是目前工程机械上常见的近似机构,微机控制联动系统目前已有采用。 一转向四连杆机构 转向四连杆机构也叫转向梯形机构,图4-12为其示意图。 对于前轮转向,可以将其分为转向梯形前置式和转向梯形后置式。 为保证作业机械的行驶安全,当采用前轮转向时,应尽量将梯形机构布置在前桥之后(图lO-9b),横拉杆的高度应不低于前桥,以免障碍物撞击。 只有在结构上不得已时才把梯形机构放在前桥之前(图10-9a),但横拉杆的位置要尽量高些。 在主销垂直安装的条件下,利用最优化理论,可以容易图4-12转向梯形结构 地得到转向梯形结构中各杆长度的最优结论,下面简述该方a)前置式;b)后置式 法的要点。 由式(4-7)式可知,对于主销距离B与轴距L的比值相同的一类车辆来说,内侧车轮的偏转角α与外侧车轮的偏转角β的关系是相同的。 根据几何相似原理,这一类机械只要知道一组横拉杆长度α、梯形臂长度c的最优值(图4-13),其它情况可以按比例得出。 为此, 令: =kL(4-9) =ka(4-10) =kc(4-11) 式中kL、ka、kc——分别为轴距系数、 横拉杆长度系数、梯形臂长度系数。 这样就把问题转化为图4-14所示图4一13转向梯形的优化设计 的平面四连杆机构形式,即: 主销距离 为一个单位长度(kb=1)的轮式机械,其轴距为kL,求横拉杆长度ka、梯形臂长度kc。 使一个梯形臂AD绕主销A转过α角时,另一梯形臂BC绕主销B转过β’角,并且在一定范围内,α和β’的关系始终尽可能满足下式: cotβ’-cotα= (4-12) 在kL值确定后,当内侧车轮的偏转角α已知时,可以利用(10-6)求得外侧车轮的理论偏转角β。 对于给定的梯形臂长度系数kc、横拉杆长度系数ka,可以利用平面几何求得外侧车轮的 实际偏转角β’。 进而可以求得β’偏离β的值 β,即: β= (4-13) 在 的工作范围(由于车轮偏转角很 大的情况较少,这里取00≤ ≤300。 )内,偏差 β存在一个最大值 βmax。 在梯形臂长度系数kc给定时调整横拉杆长度系数ka,最终能找到一个ka值,满足 βmax最小,图4-14转向梯形结构 也就是该kc下最理想的横拉杆长度系数ka。 给定不同的kc,总可以找到与前述条件相应的ka、 βmax。 利用计算机对这一问题进行计算,计算结果列在表4—2中。 前面的分析均为转向梯形后置时的情况,当转向梯形前置时也可以做类似的计算,表4-3为梯形前置时的计算结果。 在实际设计时,还应该考虑四连杆机构的最小传动角不能太小。 表4-2中除左上角的一组 数据外,其余方案的最小传动角( =300时梯形臂与横拉杆之间的夹角)均大于450。 表4-3中的粗线将数据分为三部分,最右边部分的数据的传动条件较好,最小传动角(这 时为梯形臂与两铰销连线问的夹角)大于450;中间部分的最小传动角在300与450之间,传动条 件尚可;最左边部分的最小传动角小于300,按机械原理一般不宜采用。 采用表4-2、表4-3中 的方案后, βmax≤0.280。 表4-2转向梯形后置时横拉杆长度系数ka的最优值 表4—3转向梯形前置时横拉杆长度系数ka的最优值 例: 有一轮式机械,其轴距L=4000mm,主销距离B=1430mm,采用后置转向梯形机构,预定梯形臂长c=286mm。 试计算横拉杆长度a。 解: 由(4—9)得: 由(4—11)得: 查表4—2得: ka=0.8965 由(4-10)得: a=kaB=0.8965 1430=1282.0mm. 二对顶曲柄机构 对顶曲柄机构是工程机械中常用的另一种机械式转向机构。 该机构与全液压转向系统结合后,结构紧凑,容易实现较大的偏转角。 对顶曲柄机构的示意图见图4-15。 这种机构主要由两边的转向节臂1、连杆2和双出杆油缸3组成。 当按图中箭头的方向通入液压油时,活塞杆通过连杆推动右面的车轮偏转一图4-15对顶曲柄机构示意圈 个角度β,同时拉动左边的车轮偏转一个角度α。 —转向节臂;2—连杆;3—转向油缸 资料表明,通过合理的设计系统的尺寸,这种机构能在α=800。 时仍然使β有良好的精度。 这种结构有一个缺点,就是工作时连杆与活塞杆之间存在一个夹角,导致活塞杆承受弯矩。 这会加快油缸磨损,产生泄漏。 实践表明,只要在设计中充分注意这个问题,采取必要的措施,这一问题并不严重。 利用对项曲柄机构转向还是一个较好的转向系统。 三利用图解法校核转向机构 由于转向梯形结构比较简单,利用最优化理论可以求得前文的表格。 实际上许多结构是难 以用这种图表方法设计的。 尽管利用计算机对任何机构都可以得到令人满意的结果,但编程计算也是一件不容易的事情。 下面介绍传统的图解法。 利用图解法进行校核,如图4-16所示,首先从主销中心线延长线与地面的交点A、B引后轮中心线的垂直线并得交点C、D。 然后将AB线段的中点E与C连接。 EC线即为理论上的转向梯形特性线.因为在该特性线上任一点F与A、B两点连线所组成的 EAF和 EBF的关系符合按式(10-6)求得的内、外转向轮所对应的转角α和β的关系,这可由图4-16上的几何关系简单地得到证明: 图4-16转向特性的理论曲线 cot EBF-cot EAF= = = =cotβ-cotα(4-14) 由上式可知: EC线即为保证内、外转向轮理想的转角关系的理论特性线。 以这条理论特性线为标准就可以用图解法来进行校核了。 下面仍然以转向梯形为例说明具体作法是: 首先根据初选的转向梯形臂长c和底角α0画出处于中间位置时的转向梯形图见图(4-17)。 再按给出的内轮转角值α1、α2、α3…,用作图法求出外轮的相应转角值β1、β2、β3…。 然后,如图4-17所示分别通过A、B点绘出内、外轮转角α1、β1的边线,得两边线交点Cl。 如此绘出a2、β2、α3、β3,…,等一系列对应转角的图10.14用图解法校核初选转向梯形 边线,得一系列的交点C2、C3……,它们的连 线便是该初选梯形的实际特性曲线EC4,应该使实际特性曲线EC4与理论特性线EC尽可能一致。 具体做法是: 选定几组横拉杆的长度,分别作图,最后确定一组最优方案。 至少应使所选择的梯形在常用车轮转角下的实际特性曲线与理论特性线最接近。 通常,如果某条实际特性曲线与理论特性线交于15°~25°之间时,该特性曲线对应的方案便接近最优方案。 需要说明的是,前面介绍的转向机构优化设计方法,是将其简化为平面机构计算的。 实际 上,许多轮式机械转向车轮都具有外倾角,而其转向主销又具有内倾角及后倾角,所以转向机构是空间机构。 如果实际设计时将A、B两点(图4—16)看作主销的轴线与地面的交点,在大多数情况下已经能满足需要。 读者如果需要空间机构的优化设计方法,可参考有关汽车设计方面的文献。 四多转向桥的转向机构 多转向桥的偏转车轮转向原理与单 转向桥相同,即尽量使各轮轴线在地面的投影交于一点。 对于图4—18所示的双转向桥结构,第一桥的转向特性关系为: cotβ1-cotα1= (4-15) 第二桥的转向特性关系为: cotβ2-cotα2= (4-16)图4-18双前桥转向机构 1—第一转向桥: 2—前间连杆机构;3—第二转向桥 分别设计其转向梯癍后,第一桥与 第二桥之间的连枰机构还应该满足以下关系: (4-17) 当机器中有两个非转向桥时,为了简化结构,通常使其转向时的瞬娃两非转向桥的平分线上。 如图4—18中有两个非转向的后桥,转向时的瞬心在两后桥的平分线OO上a采用这种方式后。 非偏转的车轮转向时在理论上有微量的侧向滑动,当转弯半径减小时,侧向滑动将增加。 第四节铰接式车架转向系设计 一铰接式机械转向时的转弯半径 计算铰接式车辆转向半径时,通常假设车轮只有滚动,没有侧滑。 过前后桥轴线作垂直地面的平面,此两平面的交线即为转向轴线OO(在图4一19中,O为该轴线在水平面,上的投影点),车辆各轮绕此轴线作无侧滑韵滚动,所以此种转向不需要转向梯形机构.也避免了偏转驱动轮时所需要的等角速万向节硎构。 由图4-19可知,前外侧车轮转向半径图4-19铰接式机械的转弯半径 且R1为: AO=AC/sinα AC=(1一K)L+KLcos 式中K—铰接点距前轴距离与轴距的比值。 所以 (4-18) 用类似的办法可以得出后外侧车轮转向半径岛为 (4-19) 式(4-18)一(4—19)得 (4-20) 将上式看作三项的乘积,其中第二项、第三项都大于零。 所以,R1一R2符号由(1—2K)决定。 由此可见,当K<0.5时,R1-R2>0,前外轮的转向半径为机器的转向半径: 当K>0.5 时,R-R2<0,后外轮的转向半径为机器的转向半径: K=0.5时,R1=R2,前后轮的转向半径 相等。 二铰接式机械转向时的转向阻力计算 铰接式机械的原地转向运动,由地面的附着情况和滚动阻力所决定,但运动规律相当复杂,影响因素很多,如铰接 点相对于前后桥的位置,铰接点的摩擦阻力,前后桥的轮压,前后桥是否脱开。 转向油缸的布置方式以及地面条件等。 实际转向过程是各因素综合影响的结果。 图4-20是单桥驱动铰接式机架的 原地转向运动示意图。 在转向过程中,四个车轮没有侧滑,只有滚动,前机架的转动瞬心在AA直线上,后机架的转动瞬心在BB直线上。 设铰点图4-20铰接式机械转向运动模型 O以速度V0在图示方向上运动,即前后机架的运 动瞬心必然在与速度V0垂直的直线O1O2上。 这样以来,前机架的转动瞬心在AA与O1O2的交点Ol处;后机架的转动瞬心在BB与O1O2的交点O2处。 每个车轮绕其瞬心在地面上滚动,这与偏转车轮转向的情况相同,从理论上讲,按前面偏转车轮转向的阻力矩计算办法,可以计算出转向阻力矩来。 但是,V0的方向与各轮的负荷、机器的几何尺寸、前后机架的夹角、地面的附着条件等诸多因素有关。 四轮驱动的情况更加复杂,传动系使前后桥之间构成封闭的运动链,这个运动链是由最终 传动、半轴、差速器、主传动、万向节和分动箱组成。 机器原地转向时,该传动链将使两车桥 上车轮的平均速度相等,可能使一些轮胎相对于地面滑转、而另一些轮胎相对于地面滑移。 由上述可知,铰接式机械转向与偏转车轮转向有着根本的区别,因此其转向阻力矩的计算方法也有所不同。 对于现有的铰接机械的转向阻力矩,可用试验测定。 其方法是根据转向阻力矩和油缸转向力矩平衡的关系,通过测定转向角a和转向油缸各腔的油压,就可算出原地转向阻力矩。 铰接式机械原地转向阻力矩的计算,目前尚无完善的方法,通常借用偏转车轮转向的公式和根据试验推出的经验公式进行计算。 对于图4-20所示的状态。 其计算式为 (4-21) 式中 —转向阻力矩,N·m: α—转向桥轴线至铰接点的距离,m; ξ—_幸台胎与地面之间的综合摩擦系数,取0.1~0.15; —转向桥负荷,N。 通常前后桥算得的转向阻力矩不相等,应该取较小的一个数值。 因为铰接式机械转向阻力较大,通常采用动力转向系统,系统的计算载荷与偏转车轮转向系一样,也是采用该种机械时的原地转向阻力矩。 第五节转向操纵系统 前面我们介绍了轮式机械的转向方式,转向操纵系统,就是当驾驶员转动方向盘时实现机器转向的一套装置。 在工程机械上,目前转向操纵系统有机械式转向系统,随动式液压转向系统,全液压转向系统和微机控制转向系统。 一机械式转向系统 工程机械偏转车轮的机械式转向系一般与汽车拖拉机的转向系相同,它由转向器和转 向传动机构两部分组成,如图10-24所 示。 转向时,驾驶员转动方向盘l,通过转向轴2带动啮合传动副(图中为互相啮合的蜗杆3和齿扇4),使转向垂臂5绕其轴摆动,再经纵拉杆6和转向节臂7使左转向节及装于其上的左转向轮绕主销8偏转。 与此同时,左梯形臂9图4-23机械式转动系统示意图 经横拉杆l0和右梯形臂12使右转向节1一方向盘;2---~;3—蜗杆;4—齿扇;5-转向垂臂; 13及右转向轮绕主销向同一方向偏转。 6-啭向纵拉杆: 7—转向节臂;8一主销9、12—梯形臂; 通常将啮合传动副及其壳体等构件称为l0—转向横拉杆;ll—前轴(粱): 13—转向节 转向器。 垂臂5、纵拉杆6、转向节臂7、 左右梯形臂9、12和横拉杆10总称为转向传动机构。 梯形臂9和12、横拉杆10以及前轴(或后轴)组成转向梯形。 由图4-23可以看出,转向器的作用是将方向盘的转动变为转向臂的摆动,改变力的传递方向并得到一定的传动比,进而通过转向传动装置操纵机器转向。 图4-23中的蜗杆3和齿扇4形成了所谓蜗杆一齿扇式转向器,结构简单、造价低廉,但由于它的传动效率太低,目前很少使用/轮胎式工程机械上目前广泛应用的机械式转向器有: 循环球齿条齿扇式、曲柄球销式、 图4-24球面蜗杆滚轮式转向器 1—向盘: 2—转向柱管: 3—圆锥滚子轴承;4—壳体;5—球面蜗杆: 6—止推垫圈;7—调整垫片; 8—滚轮;9—滚轮轴;l0—转向垂臂轴;11—转向垂臂;lz_—转向器支架;13—车架;14—螺母; 15—_U形垫圈;调整垫片: 转向轴: 18—球轴承;19—转向纵拉杆;
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 第四章 轮式底盘转向系 第四 轮式 底盘 转向