微型汽车转向系统设计说明书 - 图文

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

前言

100多年前，汽车刚刚诞生后不久，其转向操作是模仿马车和自行车的转向方式，用一个操纵杆或手柄来使前轮偏转实现转向的。由于操纵费力且不可靠，以致时常发生车毁人亡的事故。

第一辆不用马拉的四轮汽车问世时，它已经吧前桥和前轮组成为了一总成。该总成别安装在枢轴上，可以绕前桥中心的一个点转动，利用一个杆柱连接前桥的中点，通过地板往上延伸，转向盘就紧固再杆柱上端，以此操纵汽车。

这种装置在汽车车速不超过马车的速度时，还是很好用的，但当车速提高后，驾驶员就要求提高转向的准确性，以减少轮胎的磨损，延长轮胎的使用寿命。后来他们发现，正在探索的这种理论在1817年就已经呗阐明了。

1817年，德国人林肯斯潘杰提出了类似于现代汽车的将前轮用转向节与前梁连接方式。（即改进转向器的想法）。他研制了一种允许汽车前轮在主轴上独立回转的结构—把车轮与转向节连接起来，转向节又用可转动的销轴与前轴连接，从而发明了转向梯形机构，并与第二年将其向英国政府申请专利的权力转让给了出版商、英籍德国人阿克曼。不久，阿曼克向英国专利局申请了“平行连杆式转向机构”专利。

1879年，法国四轮马车制造商杰特发明了第一个平行四边形转向联动机构。杰特的转向机构可以把转向中心点移向两侧。他把一根杆子与带有两个连接臂的转向节相连。当时称为转向臂和随动臂。杰特把转向柱的一端与转向臂连接，当转动转向柱时，通过转向臂和随动臂、横拉杆和车轮轴转动车轮，实现汽车转向。

1857年，英国的达吉恩蒸汽汽车是第一辆采用转向盘来实现汽车转向的机动车辆。 1872年苏格兰的查理士第一个把转向盘安装到煤气发动机车辆上。此前，想把转向盘安装到车辆上的多次尝试均未得到认可。

1878年，“现代汽车之父”、德国的卡尔·本茨在他的三轮乘坐车上首次采用了所谓的齿轮齿条式转向器，但却考一根操纵杆来控制汽车行使方向。

1886年，英国的弗雷德里克·斯特里克兰说服了他的朋友、汽车制造商雷克，把一个用于轮船上的转向柱和转向盘装到了一辆新的戴姆勒·弗顿敞蓬车上。斯特里克是以建造蒸汽机船为职业的，德雷克则是戴姆勒英国公司的领导人。后来，向大西洋两岸销售的每一辆戴姆勒·弗顿汽车都装上了舵柄（转向盘）。早期的那些试验，包括戴姆勒·弗顿敞篷汽车上的转向器都已消亡，因为高踞在垂直转向柱上短的转向盘的高度几乎已达到驾驶

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员眼睛的位置，因此，对任何一个人来说，驾驶这种车辆都会感到困难。

汽车转向盘是关系着驾驶员与乘客生命安危的重要部件，它控制着车辆的行使方向。早期的蒸汽汽车上安装的转向盘都心爱用垂直安装方式，专项通过向上或下旋转实现。这种安装方式不利于驾驶员操纵，也常常妨碍驾驶视线。这一切在1887年秋因一次意外事故而发生了改变。1887年，一辆戴姆勒·弗顿汽车呗送往英国考文垂的戴姆勒工厂作一次大修，当时汽车上的转向器仍能使用。大修需要把 车身与底盘分离，当车身落到转向柱上，把转向柱崖城倾斜状态。当一个工人上车做到驾驶员座位上时，立即发现转向柱和转向盘的倾斜角使驾驶条件大为改善。这个偶然的发现，促成了戴妙勒·帕利生于1890年制成世界上第一辆转向柱与转向盘倾斜的汽车，从此，人类的汽车驾驶就踏上了更舒适、安全的旅程。此后，各国汽车公司纷纷效仿，使转向盘日臻完善并最终定性，于是转向盘就以现在的样子出现在我们的面前。

最早采用的传动减速机构蜗轮副，被安装在转向柱的末端。蜗杆驱动一个蜗轮，再有蜗轮副被装配在铸铁壳里，这个壳被固定在汽车的大桥梁上。基于蜗轮副的减速机构在汽车工业中应用已有很多年了，但还有两种结构是值得注意的。其中一种是于1908年投产的美国福特T型车采用的转向齿轮结构（行星齿轮转向器）。福特T型车装置了一套周转（或行星）轮系，把齿轮安装在减速器壳体内直接固定到转向盘的下方，行星齿轮盘直接驱动紧固在转轴上的主齿轮。这就把转向装置置于驾驶员的手下方，即转向柱的上端，而不是在转向柱的下端。

所谓“现在”齿轮齿条式转向器，是奔驰汽车于1885年首先采用的。这种形式的转向器同样也使用在1905年生产的凯迪拉克汽车和1911～1920年制造的许多其他型式的汽车上。

在20世纪初，汽车已经是一个沉重而又高速疾驰的车辆，充气轮胎代替了实心车轮。由于转向柱直接于转向节连接，所以转动车轮式很费劲的。即使是一个健壮的驾驶员，要控制转向仍然是很劳累的事情。因此，汽车常常冲出路外。于是，降低转向操纵力的问题就变得赐教迫切了。

为了使转向操纵轻便，工程师设计了在转向盘和转向节之间安装齿轮减速机构的转向器。从那时起，转向机构就一直被这样沿用下来。

从1903年开始，助力辅助转向机构不断出现，多数是用在可车上。助力辅助转向机构中，有一些采用真空助力，还有一些是采用压缩空气助力。

1905年出版的《汽车时代》杂志谈到了哥伦比亚汽车的助力转向器。据说这总简单的

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装置在车速为29公里/小时时，仍能使汽车保持不偏离路线。

1923年，美国底特律市的亨利·马尔斯为了减少蜗轮副和滚动轴之间的接触摩擦力，在两者之间接触处放置滚珠支撑，这就出现了滚珠蜗轮转向器。这种型式的转向器就成为现在大家所熟知的循环球式转向器，目前仍被广泛地应用在美国和日本制造的汽车上。

1928年，弗朗西斯·戴维斯所研制成功并首次应用了液压助力辅助转向器。这种转向器由维克斯公司制造，该公司并制定了此项标准，26后为汽车工业所采纳。第二次世界大战时期，汽车转向虽然采用了转向器，但对其实施操纵仍然不是一键轻松的事。当汽车质量增大、转向费劲时，驾驶员要求能有更好的办法来解决，这才重新推广了一种已经大约有3/4个世纪历史的助力辅助转向器。

1954年，凯迪拉克汽车公司首先把液压助力转向器应用于汽车上，助力专项的历史又回到了以前的道路。

早在第二次世界大战期间，较高级的助力转向系统就开始应用于各种军用车辆。20世纪50年代初期，由于出现了重型的汽车以及速度很高的高级小客车，指靠转向器本身的结构，既要是汽车转向操纵省力，又要灵活，显然已难以兼顾，于是把战争时期使用的助力转向器经过改进，使用在了中型汽车和高级小客车上。后来，因为得到普遍使用，在20世纪50年代末就研制出了质量小、结构紧凑、自行润滑的助力转向器。这种助力转向器使转向操纵十分省力，只要适当选择转向器传动比，就可以同时满足转向灵敏的要求。

1967年，美国的汤姆森制造了一辆四轮专项的印迪赛车，但未进行实际使用。 1981年，日本研制出能原地转向的汽车。他们在车身尾部下边装设了一直横向小车轮，只需按一下电钮就可使小车轮落地并把后轮抬起，在转动横向小车轮，汽车变以前轮为中心原地转向。

1985年，日本丰田公司的克雷西达汽车成了第一个采用计算机控制辅助转向系统的汽车产品，丰田公司称此系统为先进的动力齿轮齿条转向系。该机构在变速器力有个传感器，它可以监视车辆车速度，把信号输入计算机，计算机再根据此信号控制电磁液流控制阀，通过液压系统供给转向齿条高压动力油流。汽车在公路上高速行使使，转向需要的动力需要的动力较少，计算机液流控制阀降低油压，同时把转向器稳住，当停车或汽车低速行驶转向时，计算机液流控制阀提高油流压力，这就使得驾驶员很容易操纵转向盘。

1986年10月8日，日本本田汽车公司宣布，已研制出一种被称为4WS的四轮转向汽车。汽车转向盘转动的角度首先使前轮转向，同时经输出轴带动后转向机，使后轮与前轮同向或反向转动。

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现在，动力转向系统已成为一些轿车的标准设置，全世界约有一半的轿车采用动力转向。随着汽车电子技术的发展，目前一些轿车已经使用电动助力转向器，使汽车的经济性、动力性和机动性都有所提高。

电动助力转向系统的英文缩写叫“EPS”（Electrical Power Steering），它利用电动机产生的动力协助驾车者进行转向。此类系统一般由转矩传感器(3)、电控单元（微处理器）(5)、电动机(4)、减速器(2)、机械转向器(1)和蓄电池电源(6)所组成。

图 电动助力转向系统

Fig. Electrical Power Steering

1.机械转向器2. 减速器3. 转矩传感器4. 电动机5. 电控单元6. 蓄电池电源

1. Machinery Steering 2.retarder 3.torsion sensor 4.electormotor 5.CPU 6. Accumulator cell power source

汽车转向时，转矩传感器检测到转向盘的力矩和转动方向，将这些信号输送到电控单元，电控单元根据转向盘的转动力矩、转动方向和车辆速度等数据向电动机控制器发出信号指令，使电动机输出相应大小及方向的转动力矩以产生助动力。当不转向时，电控单元不向电动机控制器发信号指令，电动机不工作。同时，电控单元根据车辆速度信号，通过电液转换器确定输给转向盘的作用力，减少驾车者在高速行驶时方向盘“飘”的感觉。

由于电动助力转向系统只需电力不用液压，与机械式液压动力转向系统相比较省略了许多元件。没有液压系统所需要的油泵、油管、压力流量控制阀、储油罐等，零件数目少，布置方便，重量轻。而且无“寄生损失”和液体泄漏损失。因此电动助力转向系统在各种行驶条件下均可节能80%左右，提高了汽车的运行性能。因此在近年得到迅速的推广，也是今后助力转向系统的发展方向。

有一些汽车冠以电动助力转向，其实不是真正意义上的纯电动的助力转向，它还需要液压系统，只不过由电动机供油。传统的液压动力转向系统的油泵由发动机驱动。为保证汽车原地转向或者低速转向时的轻便性，油泵的排量是以发动机怠速时的流量来确定的。而汽车行驶中大部分时间处于高于怠速的速度和直线行驶状态，只能将油泵输出的油液大

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部分经控制阀回流到储油罐，造成很大的“寄生损失”。为了减少此类损失采用了电动机驱动油泵，当汽车直线行驶时电动机低速运转，汽车转向时电动机高速运转，通过控制电动机的转速调节油泵的。

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1. 汽车主要参数的选择[1]

1.1汽车主要尺寸的确定

汽车的主要尺寸参数包括轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离

去角、最小离地间隙等，如图1-1所示。

图1-1 汽车的主要参数尺寸 Fig.1-1 The main parameters of vehicle size

1.1.1 轴距L

轴距L的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质量参数和使用性能的影响。轴距短一些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过短也会带来一系列问题，例如车厢长度不足或后悬过长；汽车行驶时其纵向角振动过大；汽车加速、制动或上坡时轴荷转移过大而导致其制动性和操纵稳定性变坏；万向节传动的夹角过大等。因此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。当然，在满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下，将轴距设计得短一些为好。

(1)载货汽车的轴距

在整车选型初期，可根据要求的货厢长度及驾驶室布置尺寸初步确定轴距L： L＝LH+LJ+S-LR (1-1) 式中 LH—货厢长度，可根据汽车的装载质量、载货长度来确定，或参考同类型 LJ—前轮中心至驾驶室后壁的距离,在该布置方案选定后可通过对驾驶室、发动机和前轴的初步布置或参考同型、同类布置的汽车的这一尺寸初步确定

S—驾驶室与货厢之间的间隙，一般取50～100mm,应考虑发动机维修时的需要； LR—后悬尺寸，可根据道路条件或参考同类型汽车初步确定。

轴距的最终确定应通过总布置和相应的计算来完成，其中包括检查最小转弯半径和万向节传动的夹角是否过大，轴荷分配是否合理，乘坐是否舒适以及能否满足整车总体设计

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的要求等。

轻型货车、鞍式牵引车和矿用自卸车等车型要求有小的转弯半径，故其轴距比一般货的短，而经常运送大型构件、长尺寸或轻抛货物的货车和集装箱运输车，则轴距可取得长一些。汽车总质量愈大，轴距一般也愈长。为了满足不同用户的需要，常同时选定几种轴距，构成汽车的系列产品，如基本型、长轴距、短轴距等汽车变型。数据，是基本型货车轴距的选择范围，供设计时参考。

三轴汽车的中后轴之间的轴距，多取为轮胎直径的1.1—1.25倍。 (2)轿车的轴距

轿车的轴距与其类型、用途、总长有密切关系。微型及普通级轿车要求制造成本低，使用经济性好，机动灵活，因此汽车应轻而短，故轴距应取短一些；中高级轿车对乘坐舒适性、行驶乎顺性和操纵稳定性要求高，故轴距应设计得长一些。轿车的轴距约为总长的54％—60％。轴距与总长之比越大，则车厢的纵向乘坐空间就愈大，这对改善汽车纵向角振动也有利。但若轴距与总长之比超过62％，则会使发动机、行李箱和备胎的布置困难，外形的各部分比例也不协调。

(3)大客车的铀距

大客车的轴距范围一般为4—7.2m。总长为11—12m的城市大客车，其轴距多为5.5—6.3m，而总长在10m以内的大客车，其轴距多为4.5—5m。

表1-1提供的数据可供初选轴距时参考

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寇庆华：微型汽车转向系统设计 表1-1 各类汽车的轴距和轮距

Tablet.1-1 Each kind of automobile spread of axies and gauge

车型 乘用车

发动机排量

V/L

类别

V<1.0 1.04.0

商用车

4×2货车 客车

城市客车 长途客车 汽车总质量 ≤1.8 1.8～6.0 6.0～14.0 >14.0

轴距L/mm 2000～2200 2100～2540 2500～2860 2850～3400 2900～3900 4500～5000 5000～6500

1700～2900 2300～3600 3600～5500 4500～5600

1150～1350 1300～1650 1700～2000 1840～2000 轮距B/mm 1100～1380 1150～1500 1300～1500 1400～1580 1560～1620 1740～2050

1.1.2 前轮距B1和后轮距B2

改变汽车轮距B会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化、增大轮距则车厢内宽随之增加，并导致汽车的比功率、币转矩指标下降，机动性变坏。

受汽车总宽不得超过2.5m限制，轮距不宜过大。但在选定的前轮距B1范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距B2时，应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度以及它们之间应留有必要的间隙。

各类汽车的轮距可参考表1-1提供的数据进行初选。

1.1.3 外廓尺寸

汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。它应根据汽车的类型、用途、承载员、道路条件、结构选型与布置以及有关标准、法规限制等因素来确定。在满足使用要求的前提下，应力求减小汽车的外廓尺寸，以减小汽车的质量，降低制造成本，提高汽车的动力性、经济性和机动性。GB 1589—79对汽车外廓尺寸界限作了规定。

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各国对公路运输车辆的外廓尺寸都有法规限制，以使其适应该国的公路、桥梁、涵洞和铁路运输的有关标准，保证行驶安全及交通畅通。我国对公路车辆的限制尺寸是：总高不大于4m；总宽(不包括后视镜)不大于2.5m，左、右后视镜等突出部分的侧向尺寸总共不大于250mm；总长：载货汽车及越野汽车不大于12m；牵引车带半挂车不大于16m；汽车拖带挂车不大于20m；挂车不大于8m；大客车不大于12m；铰接式大客车不大于18m。在设计重型汽车和大客车时要特别注意这些限制。还应注意，即使同一种车型在不同的使用条件下，设计也会不同。例如城市公共汽车因有站立乘客易超载且要求有较好的机动性，因此设计时车身不宜过长；而长途公共汽车、团体用和旅游用大客车技座位数乘客，车身则可设计得长些。大客车的总宽多在2.45～2.5m。一般大客车的总高多为2.9～3.1；而长途大型公共汽车由于设置行李舱地板较高，则总高为3.1—3.55m。总质量为15t以上的重型货车的总宽多为2.4～2.5m；总高则为2.5～2.9m。中型货车的总宽多为2.1～2.4m；总高多为2.2～2.6m。集装箱运输汽车的总高为3.8～3.9m。汽车的外廓尺寸要由总布置最后确定。

1.1.4 前悬LF和后悬LR

前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、上车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。增加前悬尺寸，减小了汽车的接近角，使通过性降低，并使驾驶员视野变坏。因在前悬这段尺寸内要布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件，故前悬不能缩短。长些的前悬尺寸有利于在撞车时对乘员起保护作用，也有利于采用长些的钢板弹簧。对平头汽车，前悬还会影响从前门上、下车的方便性。初选的前悬尺寸，应当在保证能布置下上述各总成、部件的同时尽可能短些。对载客量少些的平头车，考虑到真面碰撞能有足够多的结构件碰撞能量，保护前排乘员的安全，这又要求前悬有一定的尺寸。

1.2 汽车质量参数的确定

汽车的质量参数包括整车整备质量m、载客量装载质量、质量系数、汽车总质量ma、

0轴荷分配等。

1.2.1 整车整备质量m

0整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水、但没有装货和在人时的整车质量。

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整车整备质量对汽车的制造成本和燃油经济型有影响。目前，尽可能见嫂整车整备质量的目的是：通过减轻整备质量增加载质量或载客量，抵消因满足安全标准、排气净化标准和噪声标准所带来的整备质量的增加，节约燃料。减少整车整备质量的措施主要有：新设计的车型应使其结构更合理，采用强度足够的轻质材料，如塑料、铝合金等等。过去用金属材料制作的仪表板、油箱等大型结构件，用塑料取代后减重效果十分明显，目前得到比较广泛的应用。今后，塑料载汽车上会进一步得到应用。

整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常工作种，收集大量同类汽车各总成、部件和整车的有关质量数据，结合新车设计的特点、工艺水平等初步估算各总成、部件的质量，再累计成整车整备质量。

乘用车和商用客车的整备质量，也可按每人所占汽车整备质量的统计平均值估计，可参考表1-2

表1-2乘用车和商用客车人均整备质量值[2]

Tablet.1-2 While average per person fits out the quality value with the vehicle and the

commercial passenger train

乘用车

人均整备质量

值

发动机排量V/L

V≤1.0 1.04.0

0.15～0.16 0.17～0.24 0.21～0.29 0.29～0.34 0.29～0.34

车辆总长La/m

>10.0

0.065～0.130

≤10.0

商用客车

人均整备质量

值 0.096～0.160

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表1-3关于汽车的分类

Tablet.1-3 Automobile classification

汽车类型

乘员数座位数最大设计总质量/kg

说明

M

至少有四个车

Ⅲ级 M3类 Ⅱ级

Ⅰ级

?22（?9）

M1类

－（?9）

— 包括驾驶员座位在内的座位数不超过9

座的载客车辆

M2

A级 B级

?22（?9）

可载乘员数（不包括驾驶员）不多于22人 可载乘员数（不包括驾驶员）多

于22人

允许乘员站立

不许乘员站立 允许乘员站立，并且乘员可以自由走动 只允许乘员站立在过道和/或提供不超过相当于两人双人座位的

站立面积 不许乘员站立

Ⅰ级

?22（?9）

<5000

类 Ⅱ级

类 轮，

并且用于载客的机动车辆

A级 B级

?22（?9）

>5000

可载乘员数（不包括驾驶员）不多于22人 可载乘员数（不包括驾驶员）多

于22人

许乘员站立

不许乘员站立 允许乘员站立，并且乘员可以自由走动 只允许乘员站立在过道和/或提供不超过相当于两人双人座位的

站立面积

Ⅲ级 不许乘员站立

1.2.2 汽车的载客量和装载质量

（1）汽车的载客量 乘用车的载客量包括驾驶员在内不超过9座，又称之为M1类汽车，

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其他M2、M3类汽车的座位数、乘员数及汽车的最大设计总质量见表1-3。

（2）汽车的载质量me 汽车的载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定载质量。汽车在碎石路面上行驶时，载质量约为好路面的75％～85％。越野汽车的载质量是指越野汽车行驶时或在土路上行驶的额定在质量。

商用货车载质量me的确定，首先应与企业商品规划符合，其次要考虑到汽车的用途和使用条件。原则上，货流大、运距长或矿用自卸车应采用大吨位货车以利降低运输成本，提高效率；对货源变化频繁、运距短的市内运输车，宜采用中、小吨位的货车比较经济。

1.2.3质量系数?

m0质量系数?是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即?=me。该系数反映了汽车

m0m0m0的设计水平和工艺水平，?值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。

m01.2.4汽车总质量ma

汽车总质量ma是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。

乘用车和商用客车的总质量ma由整备质量m0、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质量三部分构成。其中，乘员和驾驶员每人质量按65kg计，于是

ma?m0?65n??n （1-2）

式中，n为包括驾驶员在内的载客数；?为行李系数。

商用货车的总质量ma由整备质量m0、载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即

ma?m0?me?n165kg （1-3）

式中，n1为包括驾驶员以及随行人员在内的人数，应等于座位数。

1.2.5轴荷分配

汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵

件和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，在总体设计时应根

据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。汽车的布置型式对轴荷分配影响较大，例如对载货汽车而言，长头车满载时的前轴负荷分配多在28％上下，而平头车多在33％～35％。对轿车而言，前置发动机前轮驱动的轿车满载时的前轴负荷最好在55％以上，以保证爬坡时有足够的附着力；前置发动机后轮驱动的轿车满载时的后轴

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负荷一般不大于52％；后置发动机后轮驱动的轿车满载时后轴负荷最好不超过59％，否则，会导致汽车具有过多转向特性而使操纵性变坏。

在确定轴荷分配时也要考虑到汽车的使用条件。对于常在较差路面上行驶的载货汽车，为了保证其在泥泞路而上的通过能力，常将满载前轴负荷控制在26％～27％，以减小前轮的滚动阻力并增大后驱动轮的附着力。对于常在潮湿路面上行驶的后驱动轮装用单胎的4×2平头货车，空载时后铀负荷应不小于41％，以免引起例滑。

在确定轴荷分配时还要充分考虑汽车的结构特点及性能要求。例如：重型矿用自卸汽车的轴距短、质心高，制动或下坡时质量转移会使前轴负荷过大，故在设计时可将其前轴负荷适当减小，使后轴负荷适当加大。为了提高越野汽车在松软路面和无路地区的通过

1.3轮胎的选择

轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此，

在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应考虑与动力—传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数(例如汽车的最小离地间隙、总高等)的影响

轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮胎负荷系数取为0.9～1.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、轮胎受动负荷大，故它们的轮胎负荷系数应接近下限；对在各种路面上行驶的货车，其轮胎不应超载；对在良好路面上行驶且车速不高的货车，其轮胎负荷系数可取上限甚至达1.1；对车速高的重型货车、重型自卸汽车，此系数亦可偏大些。但过多超载会使轮胎早期磨损，甚至发生胎面剥落及爆胎等事故。试验表明：轮胎超载20％时，其寿命将下降30％左右。

为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。采用高强度尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎直径尺寸也大为缩小。例如装载员4t的载货汽车在20世纪50年代多用的9.0～20轮胎早己被8.25—20，7.50~20至8.25～16等更小尺寸的轮胎所取代。越野汽车为了提高在松软地面上的通过能力常采用胎面较宽、直径较大、具有越野花纹的超低压轮胎。山区使用的汽车制动频繁，制动鼓与轮辋之间的间隙应大一些，以便散热，故应采用轮辋尺寸较大的轮胎。轿车都采用直径较小、面形状扁平的宽轮辋低压轮胎，以便降低质心高度，改善行驶平顺性、横向稳定性、轮胎的附着性能并保证有足够的承载能力。

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1.4数据的确定

根据以上的论述，本次设计初选数据如下：

轮距L/mm 2340 内转向轮最大转角?45o imax/?

整备质量m880 0/kg 总质量m1255 a/kg 轮胎

175/60R14 转向轴的载荷5647.5 G1/N

轮胎压力p/MPa

0.45

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2. 转向系设计概述

2.1对转向系的要求[3]

1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。

2）汽车转向行驶时，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。

3）汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，转向盘没有摆动。

4）转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。

5）保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。 6）操纵轻便。

7) 转向轮碰撞到占该物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。

8) 转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。 9) 在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻上海的防伤装置。

10) 进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。

2.2转向操纵机构

转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装置位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图2-1。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应有转向动力系统。但对于中级以下的轿车和前轴负荷不超过3t的载货汽车，则多数仅在用机械转向系统而无动力转向装置。

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寇庆华：微型汽车转向系统设计

图2-1转向操纵机构

Fig.2-1 the control mechanism of steering

1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘

1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel

2.3转向传动机构[4]

转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。（见图2-2）

转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。

图2-2 转向传动机构

Fig 2-2 the transmission system of steering

1-转向摇臂；2-转向纵拉杆；3-转向节臂；4-转向梯形臂；5-转向横拉杆

1-steering rocker; 2- Steering rod; 3-steering arm;4-pitman arm;5-tie-rod

2.4转向器[5]

机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构。

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机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。高级轿车和重型载货汽车为了使转向轻便，多采用这种动力转向系统。采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。

为了避免汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊外，还可在转向系中设置防伤装置。为了缓和来自路面的冲击、衰减转向轮的摆振和转向机构的震动，有的还装有转向减振器。

多数两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高操纵稳定性和机动性，某些现代轿车采用全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要求，有时要增加转向轮的数目，制止采用全轮转向 。

2.5转角及最小转弯半径

汽车的机动性，常用最小转弯半径来衡量，但汽车的高机动性则应由两个条件保证。即首先应使左、右转向轮处于最大转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的2~2.5倍范围内；其次，应这样选择转向系的角传动比，即由转向盘处于中间的位置向左或右旋转至极限位置的总旋转全书，对轿车应不超过1.8圈，对货车不应超过3.0圈。

两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足上述对转向系的第(2)条要求，其内、外转向轮理想的转角关系如图2-3所示，由下式决定：

cot?o?cot?i?DO?COBD?KL (2-1)

式中：?o—外转向轮转角； ?i—内转向轮转角；

K—两转向主销中心线与地面交点间的距离； L—轴距

内、外转向轮转角的合理匹配是由转向梯形来保证。

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图2-3 理想的内、外转向轮转角间的关系

Fig 2-3 Relations between ideal inside and outside steering wheel corner

汽车的最小转弯半径R与其内、外转向轮在最大转角?imax与?minomax、轴距L、主销距

K及转向轮的转臂a等尺寸有关。在转向过程中除内、外转向轮的转角外，其他参数是不变的。最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成圆周的半径。可按下式计算：

Rmin?Lsin??aomax (2-2)

通常?imax为35o～40o，为了减小Rmin值，?imax值有时可达到45o

操纵轻便型的要求是通过合理地选择转向系的角传动比、力传动比和传动效率来达到。

对转向后转向盘或转向轮能自动回正的要求和对汽车直线行驶稳动性的要求则主要是通过合理的选择主销后倾角和内倾角，消除转向器传动间隙以及选用可逆式转向器来达到。但要使传递到转向盘上的反向冲击小，则转向器的逆效率有不宜太高。至于对转向系的最后两条要求则主要是通过合理地选择结构以及结构布置来解决。

转向器及其纵拉杆与紧固件的称重，约为中级以及上轿车、载货汽车底盘干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轿车干重的1.5%～2.0%。转向器的结构型式队汽车的自身质量影响较小。

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3. 机械式转向器方案分析

3.1齿轮齿条式转向器[6]

齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。与其他形式的转向器比较，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙以后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧。能自动消除齿间间隙，这不仅可以提高转向系统的刚度。还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用的体积小；没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低。

齿轮齿条式转向器的主要缺点是：因逆效率高，汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。

根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向起有四种形式：中间输入，两端输出；侧面输入，两端输出；侧面输入，中间输出；侧面输入，一端输出。

采用侧面输入，中间输出方案时，与齿条连的左，右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆那与齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了它的强度。

采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。

侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头货车上。

容易齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳降低，冲击大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用推力轴承，使轴承寿命降低，还有斜齿轮的滑磨比较大是它的缺点。

齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单。V形和Y

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形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节省20%，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动；Y形断面齿条的齿宽可以做得宽些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有用减磨材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，应选用V形和Y形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿轮、齿条的齿不能正确啮合的情况出现。

为了防止齿条旋转，也有在转向器壳体上设计导向槽的，槽内嵌装导向块，并将拉杆、导向块与齿条固定在一起。齿条移动时导向块在导向槽内随之移动，齿条旋转时导向块可防止齿条旋转。要求这种结构的导向块与导向槽之间的配合要适当。配合过紧会为转向和转向轮回正带来困难，配合过松齿条仍能旋转，并伴有敲击噪声。

根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置：形式转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形。

齿轮齿条式转向器广泛应用于乘用车上。载质量不大，前轮采用独立悬架的货车和客车有些也用齿轮齿条式转向器。

3.2循环球式转向器

循环球式转向器有螺杆和螺母共同形成的落选槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图3-1所示。

图3-1 循环球式转向器示意图 Fig 3-1Circulation-ball steering

循环球式转向器的优点是：在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可以达到75%～85%；在结构和工艺上采取措施后，包括

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提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行，（图3-2）；适合用来做整体式动力转向器。

图3-2 循环球式转向器的间隙调整机构

Fig 3-2 The gap adjusts the organizational structure of Recirculation-ball gears

循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。循环球式转向器主要用于商用车上。

3.3 蜗杆滚轮式转向器

蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。主要优点是：结构简单；制造容易；因为滚轮的齿面和蜗杆上的螺纹呈面接触，所以有比较高的强度，工作可靠，磨损小，寿命长；逆效率低。

蜗杆滚轮式转向器的主要缺点是：正效率低；工作齿面磨损以后，调整啮合间隙比较困难；转向器的传动比不能变化。

这种转向器曾在汽车上广泛使用过。

3.4蜗杆指销式转向器

蜗杆指销式转向器的销子如不能自转，称为固定销式蜗杆指销式转向器；销子除随同摇臂轴转动外，还能绕自身州县转动的，称为旋转销式转向器。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。

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蜗杆指销式转向器的优点是：转向器的传动比可以做成不变的或者变化的；指销和蜗杆之间的工作面磨损后，调整间隙工作容易进行。

固定销蜗杆指销式转向器的结构简单、制造容易；但是因销子不能自转，销子的工作部位基本保持不变，所以磨损快、工作效率低。旋转销式转向器的效率高、磨损慢，但结构复杂。

要求摇臂轴有较大的转角时，应该采用双销式结构。双销式转向器在直线行驶区域附近，两个销子同时工作，可降低销子上的负荷，减少磨损。当一个销子脱离啮合状态是，另一个销子要承受全部作用力，而恰恰在此位置，作用力达到最大值，所以设计师要注意核算其强度。双销与单销蜗杆指销式转向器比较，结构复杂、尺寸和质量大，并且对两主销间的位置精度、蜗杆上螺纹槽的形状及尺寸精度等要求高。此外，传动比的变化特性和传动间隙特性的变化受限制。

蜗杆指销式转向器应用较少。

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4.转向系的主要性能参数[7]

4.1转向系的效率

功率p从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号

1?表示，；反之称为逆效率，用符号?表示。

?? 正效率?计算公式：

?? 逆效率?计算公式：

???p1?p12p （4-1）

???1p3?p32p （4-2）

式中， p为作用在转向轴上的功率；p为转向器中的磨擦功率；p为作用在转向摇

23臂轴上的功率。

正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，又要求此逆效率尽可能低。

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。

4.1.1转向器的正效率?

?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。 （1）转向器类型、结构特点与效率

在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是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持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。选用滚针轴承时，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，故这种轴向器的效率η+仅有54%。另外两种结构的转向器效率分别为70%和75%。

转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。 （2）转向器的结构参数与效率

如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，

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其效率可用下式计算

???tana0tan(a0??) （4-3）

式中，a0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f为磨擦因数。

4.1.2转向器的逆效率?

?根据逆效率不同，转向器有可逆式、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。它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。

属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。 不可逆式和极限可逆式转向器

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可逆式与不可逆式转向器两者之间。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。

如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算

???tan(a0??)tana0 （4-4）

式（4-3）和式（4-4）表明：增加导程角a0，正、逆效率均增大。受?增大的影响，

?a不宜取得过大。当导程角小于或等于磨擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转

0向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角。

4.2传动比变化特性

4.2.1转向系传动比

转向系的传动比包括转向系的角传动比i?0和转向系的力传动比ip。

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转向系的力传动比: ip?2FW/F （4-5）

＝81.22

转向系的角传动比: i?0??w?k?d?/dtd?k/dt?d?d?k （4-6）

?组成，转向系的角传动比i?0由转向器角传动比i?和转向传动机构角传动比i?即

i?0?i?i?? （4-7）

转向器的角传动比: i?wd?????d?/dt （4-8）

pd?p/dt?d? p ＝22 转向传动机构的角传动比:

i???pd?p/dt?p??? （4-9）

kd?k/dt?dd? k ?1

4.2.2力传动比与转向系角传动比的关系

转向阻力FW与转向阻力矩Mr的关系式：

Fw?Mra （4-10）

作用在转向盘上的手力Fh与作用在转向盘上的力矩Mh的关系式：

Fh?2MhD （4-11）

sw=41.54 N

将式（4-10）、式（4-11）代入 ip?2FW/Fh后得到

ip?MrDswM （4-12）

ha=81.22

如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示

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d?d?k2MMhr? ?i?0 （4-13）

将式（4-10）代入式（4-11）后得到

ip?i?0Dsw2a （4-14）

当a和Dsw不变时，力传动比ip越大，虽然转向越轻，但i?0也越大，表明转向不灵敏。

4.2.3转向器角传动比的选择

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主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。

若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。

汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。

转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图4-1所示。

图4-1转向器角传动比变化特性曲线

Fig 4-1 Change characteristic property curve of Steering angle transmission ratio

4.3转向器传动副的传动间隙△t

传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性（图4-2）。

研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。

传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，最好无间隙。若转向器

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传动副存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，车轮将偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。

传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间附近位置因磨损造成的间隙过大时，必须经调整消除该处间隙。

为此，传动副传动间隙特性应当设计成图4-2所示的逐渐加大的形状。

图4-2 转向器传动副传动间隙特性 Fig 4-2 Drive gap characteristic property of steering

转向器传动副传动间隙特性 图中曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙；曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。

4.4转向盘的总转动圈数

转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。轿车转向盘的总转动阁数较少，一般约在3.6圈以内；货车一般不宜超过6圈。

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5.转向器设计计算

5.1转向系计算载荷的确定[8]

为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷，地面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。

精确地计算这些力是困难的，为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力距M（N?mm),即

rMr?f3G1 (5-1)

P3 ＝147623.29 N?mm

式中，f为轮胎和路面见的摩擦因素，一般取0.7；压（MPa）。

作用在转向盘上的手力为

G为转向轴负荷（N）;p为轮胎气

1Fh?2L1M2SWrLDi?? （5-2）

? ＝41.54 N

?式中， L为转向摇臂长；L为转向节臂长；DSW为转向盘直径；i?为转向器角传动比；

12?为转向器正效率。

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5.2转向器设计

5.2.1参数的选取[9]

摇臂轴直径/mm 钢球中心距D/mm 螺杆外径D1/mm 钢球直径d /mm 螺距P /mm 工作圈数W 螺母长度L /mm 导管壁厚 /mm

钢球直径与导管内径之间的间隙e/mm

螺线导程角法向压力角

a0a026 25 23 5.556 8.731 1.5 45 1.5 0.5 7 20 45 2

???/o /o

接触角?/o 环流行数

5.2.2计算参数

1.螺母内径D2应大于D1，一般要求

D22?D11?(5%~10%)D （5-3）

D=D+（5%~10%）D=25+8%*25

=27

2. 钢球数量n

n=

πDWdcosa0?πDWd?π?25?1.55.556?21.19个 （5-4）

≈22个

3. 滚道截面半径R2

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R2=（0.51~0.53）d=0.52?5.556=2.889 mm （5-5）

5.3循环球式转向器零件强度计算[10]

5.3.1钢球与滚道之间的接触应力?

?=k3F3E(R2?r)(R2r)222 （5-6）

=2253.34

式中，k为系数，根据A/B值查表，A=[（1/r）-(1/R2)]/2, B=[(1/r)+(1/R1)]/2; R2为滚道截面半径，k取2.271；r为钢球半径；R1为螺杆外径；E为材料弹性模量，等于2.1?10MPa；

5F3为钢球与螺杆之间的正压力，即

F3=

F2ncosa0cos?o （5-7）

＝342.43

式中，

a0为螺杆螺线的导程角；?o为接触角；n为参与工作的钢球数；F为作用在螺杆上

2的轴向力当接触表面硬度为58~64HRC；拍－时，许用接触应力[?]=2500 MPa 由于?<[?],因此满足强度。

5.3.2转向摇臂直径的确定

转向摇臂直径d为

d?KMR0.2?0

?式中，K为安全系数，根据汽车使用条件不同可取2.5~3.5；M为转向阻力矩；0为扭转

R强度极限。

摇臂轴用20CrMnTi钢制造，表面渗碳，渗碳层深度在0.8~1.2mm。对于前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为1.05~1.45mm。表面硬度为58~63HRC

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6.动力转向机构设计

6.1对动力转向机构的要求[11]

1.运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。 2.随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上的手力必须增大（或减小），称之为“路感”。

3.当作用在转向盘上的切向力Fh≥0.025～0.190kN时，动力转向器就应开始工作。 4.转向后,转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。 5.工作灵敏，即转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值。 6.动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。 7.密封性能好，内、外泄漏少。

6.2液压式动力转向机构的计算

6.2.1动力缸尺寸计算

动力缸的主要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸体壁厚。 动力缸产生的推力F为

F?FL11L

式中，L1为转向摇臂长度；L为转向摇臂轴到动力缸活塞之间的距离。

推力F与工作油液压力p和动力缸截面面积S之间有如下关系

S?FL11pL (6-1)

因为动力缸活塞两侧的工作面积不同，应按较小一侧的工作面积来计算，即

S??4(D?2 d) （6-2）

p2式中，D为动力缸内径；dp为活塞杆直径，初选dp＝0.35D，压力p＝6.3Mpa。 联立式(6-1)和式（6-2）后得到

D?4F1L1?pL?d2p （6-3）

=63 mm 所以d=22mm

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活塞行程是车轮转制最大转角时，由直拉杆的的移动量换算到活塞杆处的移动量得到的。

活塞厚度可取为B=0.3D。动力缸的最大长度s为

s?10?(0.5~0.6)D?0.3D?s1 (6-4)

=130mm

动力缸壳体壁厚t,根据计算轴向平面拉应力?z来确定，即

?z?p[D22]?)?ns4(Dt?t （6-5）

式中，p为油液压力；D为动力缸内径；t为动力缸壳体壁厚；n为安全系数，n=3.5~5.0;?s为壳体材料的屈服点。壳体材料用球墨铸铁采用QT500－05，抗拉强度为500MPa,屈服点为350MPa。

t=5mm

活塞杆用45刚制造，为提高可靠性和寿命，要求表面镀铬并磨光。

6.2.2分配阀的参数选择与设计计算

分配阀的要参数有:滑阀直径d、预开隙e1密封长度e2、滑阀总移动量e、滑阀在中间位置时的液流速度v、局部压力降和泄漏量等。 1.油泵排量与油罐容积的确定

转向油泵的排量应保证转向动力缸能比无动力转向时以更高的转向时汽车转向轮转向，否则动力转向反而会形成快速转向的辅加阻力。油泵排量要达到这一要求，必须满足如下不等式：

Q?(1??)?V?4dDd2cst

式中 Q—油泵的计算排量；

?—油泵的容积，计算时一般取?＝0.75～0.85；

VV ?—泄漏系数，?＝0.05～0.10； Dc—动力缸缸径；

d/dst—动力缸活塞移动速度；

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d/dst＝?dnshtan?0

?1式中

n—转向盘转动的最大可能频率，计算时对轿车取n＝1.5~1.7s;则动力转向系

hh的油泵排量Q可表达为

Q??Ddntan?4(1??)?cshV220 (6-6)

=47L/s 2.预开隙e1

预开隙e1，为滑阀处于中间位置时分配阀内各环形油路沿滑阀轴向的开启量，也是为使分配阀内某油路关闭所需的滑阀最小移动量。e1值过小会使油液常流时局部阻力过大；

e值过大则转向盘需转过一个大的角度才能使动力缸工作，转向灵敏度低。一般要求转向

1盘转角??2?~5?时滑阀就移动e1的距离。

e1＝

?360t＝

2?~5?360?t (6-7)

＝0.2mm

式中 ?—相应的转向盘转角，（°）； t —转向螺杆的螺距，mm. 3.滑阀总移动量

滑阀总移动量e过大时，会使转向盘停止转动后滑阀回到中间位置的行程长，致使转向车轮停止偏转的时刻也相应“滞后”，从而使灵敏度降低；如e值过小，则使密封长度

e2?e?e1过小导致密封不严，这就容易产生油液泄漏致使进、回油路不能完全隔断而使

工作油液压力降低和流量减少。通常，当滑阀总移动量为e时，转向盘允许转动的角度约为20°左右。

e?20?360?t (6-8)

=0.49mm

4.局部压力降?p

当汽车宜行时，滑阀处于中间位置，油液流经滑阀后再回到油箱。油液流经滑阀时产

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生的局部压力降?p(MPa)为

?p???式中 ?—油液密度，kg/m3 ;

?—局部阻力系数，通常取?＝3.0； v—油液的流速，m/s。

?p的允许值为

v22?13.8?10?4v （6-9）

20.03～0.04MPa。

5.油液流速的允许值[v]

由于?p的允许值[?p]=0.03~0.04MPa,代入上式，则可得到油液流速的允许值

[v]＝

6.滑阀直径d

d?[?p]13.8?10?4?4.66~5.38m/s (6-10)

Q2?maxe1v?16?Qmax37.7e1v (6-11)

=110mm 式中

Qmax—溢流阀限制下的油液最大排量，L/min,—般约为发动机怠速时油泵排量的1.5倍；

e —预开隙，mm;

1v —滑阀在中间位置时的油液流速，m/s

7. 滑阀在中间位置时的油液流速v

v?Qmax2?de?16?Qmax137.7de (6-12)

1 =5m/s

8.分配阀的泄漏量?Q

?Q??3??p??p12?e （6-13）

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=2.26?10?10cm/s

式中 ?—滑阀也阀体建的径向间隙，一般 ?＝0.0005～0.00125cm; ?p—滑阀进、出口油液的压力差； d —滑阀直径； e2 —密封长度；

?—油液的动力粘度。

6.3动力转向的评价指标

１．动力转向器的作用效能 用效能指标s?s=1~15。

２．路感

驾驶员的路感来自于转动转向盘时，所要克服的液压阻力。液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。在最大工作压力时，轿车：换算以转向盘上的力增加约30~50N。

３．转向灵敏度

转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值i来评价

i?FhF?来评价动力转向器的作用效能。现有动力转向器的效能指标

hDsw?2? (6-14)

比值i越小，则动力转向作用的灵敏度越高。。 ４．动力转向器的静特性

动力转向器的静特性是指输入转矩与输出转矩之间的变化关系曲线，是用来评价动力转向器的主要特性指标。因输出转矩等于油压压力乘以动力缸工作面积和作用力臂，对于已确定的结构，后两项是常量，所以可以用输入转矩Mφ与输出油压p之间的变化关系曲线来表示动力转向的静特性，如图6-1示。 常将静特性曲线划分为四个区段。在输入转矩不大的时候，相当于图中A段；汽车原地转向或调头时，输入转矩进入最大区段（图中C段）；B区段属常用快速转向行驶区段；D区段曲线就表明是一个较宽的平滑过渡区间。

要求动力转向器向右转和向左转的静特性曲线应对称。对称性可以评价滑阀的加工和装配质量。要求对称性大于0.85。

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图6-1静特性曲线分段示意图

Fig 6-1 Quiet characteristic property curve paragraph division sketch map

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7.转向传动机构设计[12]

转向传动机构是由转向摇臂至左、右转向车轮之间用来传递力及运动的转向杆、臂系统。其任务是将转向器输出端的转向摇臀的摆动转变为左、右转向车轮绕其转向主销的偏转，并使它们偏转到绕同一瞬时转向中心的不向轨迹圆上，实现车轮无滑动地滚动转向。为了使左、右转向车轮偏转角之间的关系能满足这一汽车转向运动学的要求，则要由转向传动机构中的转向梯形机构的精确设计来保证。

非独立悬架汽车的转向系中，转向传动机构由转向摇臂、转向直拉杆、转向节臂、两个相同的转向梯形臂和转向横拉杆组成。后者与左、右转向梯形臂又组成转向梯形机构。转向器在汽车上应这样安置：首先应使转向摇臂下端与纵拉杆铰接的球头中心在转向过程中是在平行于汽车纵向平面的平面内移动(在图7-1 (a))中为了清楚地表明杆、臂间的连接关系，已将该球心所在乎面移至该图平面上)；其次，为了使转向纵拉杆与纵置钢板弹簧协调运动以避免转向车轮的摆振，如图7-2所示，转向摇臂下端的球头中心B应尽量与转向节臂与纵拉杆铰接球头中心A2的摆动中心O2重合。

图7-1与非独立悬架转向轮匹配是转向系简图 Fig 7-1 steering systems for dependent suspension

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图7-1 转向纵拉杆与纵置钢板弹簧的运动协调分析

Fig 7-1 Stick to vertical and longitudinal home plate spring campaign coordinated analysis

7.1转向传送机构的臂、杆与球销

转向摇臂、转向节臂和梯形臂由中碳钢或中碳合金钢如35Cr，40，40Cr和40CrNi用模锻加工制成。多采用沿其长度变化尺寸的椭圆形截面以合理地利用材料和提高其强度与刚度。转向摇臂与转向摇臂轴用三角花键联接，且花键轴与花键孔具有一定的锥度以得到无隙配合，装配时花键轴与孔应按标记对中以保证转向摇臂的正确安装位置。转向摇臂的长度与转向传动机构的布置及传动比等因素有关，一般在初选时对小型汽车可取100～150mm，我的设计尺寸为140mm。

转向传动机构的杆件应选用刚性好、质量小的20、30或35号钢的无缝钢管制造，其沿长度方向的外形可根据总布置的需要确定。

转向传动机构的各元件间采用球形铰接．球形铰接的主要特点是能够消除由于铰接处的表而磨损而产生的间隙，也能满足两铰接件间复杂的相对运动。在现代球形铰接的结构中均是用弹簧将球头与衬垫压紧。弹簧沿拉杆轴线压紧的结构制造容易，常为中、重型载货汽车所采用。但这种结构有明显的缺点，即弹簧的压紧力必须显著地大于汽车在最坏的行驶条件下作用于拉杆上的轴向力，这对于球头和衬垫的寿命也有不利的影响。弹簧沿球销轴线压紧的结构无上述缺点。在这种结构中弹簧的弹性压紧力必须显著地大于由于车轮通过不平路面而产生的作用于拉杆的最大垂向惯性力。以免在球形铰接处出现间隙。整体式转向横拉杆两端和分段式横拉杆左右边杆外端的球形铰接应作为单独组件，组装好后以其壳体上的螺纹旋到杆的端部。以使杆长可调以便用于调节前束。其他杆端的球形铰接，其外壳应与杆件制成一个整体。球头与衬垫需润滑，并应采用有效结构措施保持住润滑材料及防止灰尘污物进入。

球销与衬垫均采用低碳合金钢如12CrNi3A，18MnTi，或20CrN制造，工作表面经渗

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碳淬火处理，渗碳层深1.5～3.0mm，表面硬度HRC 56～63。允许采用中碳钢40或45制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处则用滚压工艺增强。球形铰接的壳体则用钢35或40制造。

为了提高球头和衬垫工作表面的耐磨性，可采用等离子或气体等离子金属喷镀工艺；对于轿车亦可采用耐磨性好的工程塑料制造衬垫。后者在制造过程中可渗入专门的成分(例如尼龙——二硫化钼)，对这类衬垫则可免去润滑。

7.2杆件设计结果

转向摇臂/mm 140 转向纵拉杆/mm 240 转向节臂/mm 140 转向梯形臂/mm 200 转向横拉杆/mm

600

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8.结论

转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。

本次设计，所选用的转向器为适用于各种车型的循环球式转向器，对于已知的汽车数据如轴距，整备质量等参数，计算转向系所需要的相关数据，并且对其进行了强度校核的分析。同时还进行了，转向器的正，逆效率计算，转向系传动比，力传动比，角传动比等计算。动力缸的设计计算以及常流式滑阀的设计计算。其计算结果符合设计要求，并且满足强度条件。

但由于经验较少，所选用的杆件长度，均按同类车型尺寸选取，难免有不当之处，需要今后在实践自中总结经验。

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/twr3.html