转向系统设计陈建强

摘 要

本课题的题目是转向系的设计。以齿轮齿条转向器的设计为中心，一是汽车总体构架参数对汽车转向的影响；二是机械转向器的选择；三是齿轮和齿条的合理匹配，以满足转向器的正确传动比和强度要求；四是动力转向机构设计；五是梯形结构设计。因此本课题在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构的齿轮齿条转向轴转向，通过万向节带动转向齿轮轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条直线运动，实现转向。实现了转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现了汽车转向的稳定性和灵敏性。在本文中主要进行了转向器齿轮齿条的设计和对转向齿轮轴的校核，主要方法和理论采用汽车设计的经验参数和大学所学机械设计的课程内容进行设计，其结果满足强度要求，安全可靠。

关键词：转向系；机械型转向器 ；齿轮齿条；液压式助力转向器

第一章 绪论

1.1汽车转向系统概述

转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。随着现代汽车技术的迅速发展，汽车转向系统已从纯机械式转向系统、液压助力转向系（HPS）、电控液压助力转向系统（EHPS），发展到利用现代电子和控制技术的电动助力转向系统（EPS）及线控转向系统（SBW）。

按转向力能源的不同，可将转向系分为机械转向系和动力转向系。

机械转向系的能量来源是人力，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构(方向盘)、转向器、转向传动机构三大部分组成。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动(严格讲是近似直线运动)的机构，是转向系的核心部件[2]。

动力转向系除具有以上三大部件外，其最主要的动力来源是转向助力装置。由于转向助力装置最常用的是一套液压系统，因此也就离不开泵、、阀、活塞和储油罐，它们分别相当于电路系统中的电池、导线、开关、电机和地线的作用。

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通常，对转向系的主要要求是:

(1) 保证汽车有较高的机动性，在有限的场地面积内，具有迅速和小半径转弯的能力，同时操作轻便;

(2) 汽车转向时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，不应有侧滑; (3) 传给转向盘的反冲要尽可能的小;

(4) 转向后，转向盘应自动回正，并应使汽车保持在稳定的直线行驶状态;

(5) 发生车祸时，当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时，转向系统最好有保护机构防止伤及乘员

1.1.1机械式转向系统

汽车的转向运动是由驾驶员操纵方向盘，通过转向器和一系列的杆件传递到转向轮来完成的。机械式转向系统工作过程为：驾驶员对转向盘施加的转向力矩通过转向轴输入转向器，减速传动装置的转向器中有1、2 级减速传动副，经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向横拉杆，再传给固定于转向节上的转向节臂，使转向节和它所支承的转向轮偏转，从而实现汽车的转向。纯机械式转向系统根据转向器形式可以分为：齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式、蜗杆指销式。

纯机械式转向系统为了产生足够大的转向扭矩需要使用大直径的转向盘，需占用较大的空间，整个机构笨拙，特别是对转向阻力较大的重型汽车，实现转向难度很大，这就大大了其使用范围。但因结构简单、工作可靠、造价低廉，目前该类转向系统除在一些转向操纵力不大、对操控性能要求不高的农用车上使用外已很少被采用。

1.1.2液压助力转向系统（HPS）

装配机械式转向系统的汽车，在泊车和低速行驶时驾驶员的转向操纵负担过于沉重，为解决这个问题，美国GM 公司在20 世纪50 年代率先在轿车上采用了液压助力转向系统。该系统是建立在机械系统的基础之上，额外增加了一个液压系统。液压转向系统是由液压和机械等两部分组成，它是以液压油做动力传递介质，通过液压泵产生动力来推动机械转向器，从而实现转向。液压助力转向系统一般由机械转向器、液压泵、、分配阀、动力缸、溢流阀和限压阀、油缸等部件组成。为确保系统安全，在液压泵上装有限压阀和溢流阀。其分配阀、转向器和动力缸置于一个整体，分配阀和主动齿轮轴装在一起（阀芯与齿轮轴垂直布置），阀芯上有控制槽，阀芯通过转向轴上的拨叉拨动。转向轴用销钉与阀中的弹性扭杆相接，该扭杆起到阀的中心定位作用。在齿条的一端装有活塞，并位于动力

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缸之中，齿条左端与转向横拉杆相接。转向盘转动时，转向轴（连主动齿轮轴）带动阀芯相对滑套运动，使油液通道发生变化，液压油从油泵排出，经控制阀流向动力缸的一侧，推动活塞带动齿条运动，通过横拉杆使车轮偏转而转向。

液压助力转向系统是在驾驶员的控制下，借助于汽车发动机带动液压泵产生的压力来实现车轮转向。由于液压转向可以减少驾驶员手动转向力矩，从而改善了汽车的转向轻便性和操纵稳定性。为保证汽车原地转向或者低速转向时的轻便性，液压泵的排量是以发动机怠速时的流量来确定。汽车起动之后，无论车子是否转向，系统都要处于工作状态，而且在大转向车速较低时，需要液压泵输出更大的功率以获得比较大的助力，所以在一定程度上浪费了发动机动力资源。并且转向系统还存在低温工作性能差等缺点。

1.1.3电控液压助力转向系统（EHPS）

由于液压助力转向系统无法兼顾车辆低速时的转向轻便性和高速时的转向稳定性，因此，在1983年日本Koyo 公司推出了具备车速感应功能的电控液压助力转向系统（EHPS）。EHPS 是在液压助力系统基础上发起来的，在传统的液压助力转向系统的基础上增设了电控装置，其特点是原来由发动机带动的液压助力泵改由电机驱动，取代了由发动机驱动的方式，节省了燃油消耗；具有失效保护系统，电子元件失灵后仍可依靠原转向系统安全工作；低速时转向效果不变，高速时可以自动根据车速逐步减小助力，增大路感，提高车辆行使稳定性。电控液压助力转向系统是将液压助力转向与电子控制技术相结合的机电一体化产品。一般由电气和机械两部分组成，电气部分由车速传感器、转角传感器和电控单元ECU 组成；机械部分包括齿轮齿条转向器、控制阀、管路和电动泵。其中电动泵的工作状态由电子控制单元根据车辆的行驶速度、转向角度等信号计算出的最理想状态。简单地说，在低速大转向时，电子控制单元驱动液压泵以高速运转输出较大功率，使驾驶员打方向省力；汽车在高速行驶时，液压控制单元驱动液压泵以较低的速度运转，在不至影响高速打转向的需要的同时，节省一部分发动机功率。

电控液压转向系统的工作原理：在汽车直线行驶时，方向盘不转动，电动泵以很低的速度运转，大部分工作油经过转向阀流回储油罐，少部分经液控阀然后流回储油罐；当驾驶员开始转动方向盘时，ECU根据检测到的转角、车速以及电动机转速的反馈信号等，判断汽车的转向状态，决定提供助力大小，向驱动单元发出控制指令，使电动机产生相应的转速以驱动油泵，进而输出相应流量和压力的高压油。高压油经转向控制阀进入齿条上的

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动力缸，推动活塞以产生适当的助力，协助驾驶员进行转向操作，从而获得理想的转向效果。

电控液压助力转向系统在传统液压动力转向系统的基础上有了较大的改进，但液压装置的存在，使得该系统仍有难以克服如渗油、不便于安装维修及检测等问题。电控液压助力转向系统是传统液压助力转向系统向电动助力转向系统的过渡。

1.1.4电动助力转向系统（EPS）

1988年日本Suzuki公司首先在小型轿车Cervo 上配备了Koyo 公司研发的转向柱助力式电动助力转向系统。1990 年日本Honda 公司也在运动型轿车NSX 上采用了自主研发的齿条助力式电动助力转向系统，从此揭开了电动助力转向在汽车上应用的历史。EPS 是在EHPS 的基础上发展起来的, 它取消EHPS 的液压油泵、、油缸和密封圈等部件,完全依靠电动机通过减速机构直接驱动转向机构, 其结构简单、零件数量大大减少、可靠性增强, 解决了长期以来一直存在的液压管路泄漏和效率低下的问题。电动助力转向系统在本田飞度、思域以及丰田新皇冠、奔驰新A-class等车型上纷纷被采用。

1.1.4.1电动助力转向系统构成

电动助力转向系统一般是由转矩（转向）传感器、电子控制单元ECU、电动机、电磁离合器以及减速机构组成。

1．1.4.2电动助力转向系统工作原理

电动助力转向系统的工作过程其工作过程为：扭矩传感器检测驾驶员打方向盘的扭矩，然后根据这个扭矩给控制单元一个信号。同时控制单元也会收到来自方向盘位置传感器的信号，这个传感器一般是和扭矩传感器装在一起的（有些传感器已经将这2 个功能集成为一体）。扭矩和方向盘位置信息经过控制单元处理，连同传入控制单元的车速信号，根据预先设计好的程序产生助力指令。该指令传到电机，由电机产生扭矩传到助力机构上去，这里的齿轮机构则起到增大扭矩的作用。这样，助力扭矩就传到了转向柱并最终完成了助力转向。

1.1．4.3 电动助力转向系统特点

(1)节约了能源消耗。 与传统的液压助力转向系统相比，没有系统要求的常运转转向油泵，且电动机只是在需要转向时才接通电源，所以动力消耗和燃油消耗均可降到最低。

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还消除了由于转向油泵带来的噪音污染。液压动力转向系统需要发动机带动液压油泵，使液压油不停地流动，再加上存在管流损失等因素，浪费了部分能量。相反EPS 仅在需要转向操作时才需要向电机提供的能量。而且，EPS系统能量的消耗与转向盘的转向及当前的车速有关。当转向盘不转向时，电机不工作；需要转向时，电机在控制模块的作用下开始工作，输出相应大小及方向的转矩以产生助动转向力矩。该系统真正实现了“按需供能”，是真正的“按需供能型”（on-demand）系统，在各种行驶条件下可节能80%左右。

(2)改善了转向回正特性。 当驾驶员转动方向盘一角度然后松开时，EPS 系统能够自动调整使车轮回到正中。同时还可利用软件在最大限度内调整设计参数以获得最佳的回正特性。通过灵活的软件编程，容易得到电机在不同车速及不同车况下的转矩特性，这些转矩特性使得该系统能显著地提高转向能力，提供了与车辆动态性能相匹配的转向回正特性。而在传统的液压控制系统中，要改善这种特性必须改造底盘的机械结构，实现起来很困难。

(3)提高了操纵稳定性。 转向系统是影响汽车操纵稳定性的重要因素之一。传统液压动力转向由于不能很好地对助力进行实时调节与控制，所以协调转向力与路感的能力较差，特别是汽车高速行驶时，仍然会提供较大助力，使驾驶员缺乏路感，甚至感觉汽车发飘，从而影响操纵稳定性。但EPS是由电动机提供助力，助力大小由电子控制单元（ECU）根据车速、方向盘输入扭矩等信号进行实时调节与控制，可以很好地解决这个矛盾。

(4)安全可靠。 EPS 系统控制单元ECU 具有故障自诊断功能，当ECU 检测到某一组件工作异常，如各传感器、电磁离合器、电动机、电源系统及汽车点火系统等，便会立即控制电磁离合器分离停止助力，并显示出相应的故障代码，转为手动转向，按普通转向控制方式进行工作，确保了行车的安全。

1.1.5线控转向系统（SBW）

在车辆高速化、驾驶人员大众化、车流密集化的今天，针对更多不同水平的驾驶人群，汽车的易操纵性设计显得尤为重要。线控转向系统（Steering-By-Wire Systerm，简称SBW）的发展，正是满足这种客观需求。它是继EPS 后发展起来的新一代转向系统，具有比EPS 操纵稳定性更好的特点，它取消转向盘与转向轮之间的机械连接，完全由电能实现转向，彻底摆脱传统转向系统所固有的，提高了汽车的安全性和驾驶的方便性。

1.1.5.1 线控转向系统的构成

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SBW 系统一般由转向盘模块、转向执行模块和主控制器ECU、自动防故障系统以及电源等模块组成。转向盘模块包括路感电机和转向盘转角传感器等，转向盘模块向驾驶员提供合适的转向感觉（ 也称为路感） 并为前轮转角提供参考信号。转向执行模块包括转向电机、齿条位移传感器等, 实现两个功能: 跟踪参考前轮转角、向转向盘模块反馈轮胎所受外力的信息以反馈车辆行驶状态。主控制器控制转向盘模块和转向执行模块的协调工作。

1.1.5.2 线控转向系统的工作原理

当转向盘转动时, 转向传感器和转向角传感器检测到驾驶员转矩和转向盘的转角并转变成电信号输入到ECU, ECU 根据车速传感器和安装在转向传动机构上的位移传感器的信号来控制转矩反馈电动机的旋转方向,并根据转向力模拟,生成反馈转矩, 控制转向电动机的旋转方向、转矩大小和旋转角度,通过机械转向装置控制转向轮的转向位置，使汽车沿着驾驶员期望的轨迹行驶。

1.1．5.3线控转向系统特点

（1） 取消了方向盘和转向车轮之间的机械连接，通过软件协调它们之间的运动关系，因而消除了机械约束和转向干涉问题，可以根据车速和驾驶员喜好由程序根据汽车的行驶工况实时设置传动比。

（2）去掉了原来转向系统各个模块之间的刚性机械连接，采用柔性连接，使转向系统在汽车上的布置更加灵活，转向盘的位置可以方便地布置在需要的位置。

（3） 提高了汽车的操纵性。由于可以实现传动比的任意设置，并针对不同的车速，转向状况进行参数补偿，从而提高了汽车的操纵性。

（4） 改善驾驶员的“路感”。由于转向盘和转向轮之间无机械连接，

驾驶员“路感”通过模拟生成。使得在回正力矩控制方面可以从信号中提出最能够反映汽车实际行驶状态和路面状况的信息，作为转向盘回正力矩的控制变量，使转向盘仅仅向驾驶员提供有用信息，从而为驾驶员提供更为真实的“路感”。

（5）减少了机构部件数量，而减少了从执行机构到转向车轮之间的传递过程，使系统惯性、系统摩擦和传动部件之间的总间隙都得以降低，从而使系统的响应速度和响应的准确性得以提高。

1.2齿轮齿条式转向器概述

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1.2.1齿轮齿条式转向器结构及工作原理

齿轮齿条式转向器分两端输出式和中间（或单端）输出式两种。

图1-1

1.转向横拉杆 2.防尘套 3.球头座 4.转向齿条 5.转向器壳体 6.调整螺塞 7.压紧弹簧

8.锁紧螺母 9.压块 10.万向节 11.转向齿轮轴 12.向心球轴承 13.滚针轴承

两端输出的齿轮齿条式转向器如图1-1所示，作为传动副主动件的转向齿轮轴11通过轴承12和13安装在转向器壳体5中，其上端通过花键与万向节叉10和转向轴连接。与转向齿轮啮合的转向齿条4水平布置，两端通过球头座3与转向横拉杆1相连。弹簧7通过压块9将齿条压靠在齿轮上，保证无间隙啮合。 弹簧的预紧力可用调整螺塞6调整。当转动转向盘时，转向器齿轮11转动，使与之啮合的齿条4沿轴向移动，从而使左右横拉杆带动转向节左右转动，使转向车轮偏转，从而实现汽车转向。

中间输出的齿轮齿条式转向器如图1-2所示，其结构及工作原理与两端输出的齿轮齿条式转向器基本相同，不同之处在于它在转向齿条的中部用螺栓6与左右转向横拉杆7相连。在单端输出的齿轮齿条式转向器上，齿条的一端通过内外托架与转向横拉杆相连。

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图1-2

1.万向节叉 2.转向齿轮轴 3.调整螺母 4.向心球轴承 5.滚针轴承 6.固定螺栓 7.转向横拉杆 8.转向器壳体 9.防尘套 10.转向齿条 11.调整螺塞 12.锁紧螺母 13.压紧弹簧 14.压块

1.2.2齿轮齿条式转向器功能特点

(1)构造筒单,结构轻巧。由于齿轮箱小,齿条本身具有传动杆系的作用,因此,它不需耍循环球式转向器上所使用的拉杆(2)因齿轮和齿条直接啮合,操纵灵敏性非常高。(3)滑动和转动阻力小,转矩传递性能较好,因此,转向力非常轻。(4)转向机构总成完全封闭,可免于维护。

1.3液压助力转向器概述

兼用驾驶员体力和发动机(或电机)的动力为转向能源的转向系统，它是在机械转向系统的基础上加设一套转向加力装置而形成的。其中属于转向加力装置的部件是： 转向油泵5、转向4、转向油罐6以及位于整体式转向器10内部的转向控制阀及转向动力缸等。

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图1-3

1. 方向盘 2.转向轴 3.转向中间轴 4.转向 5.转向油泵 6.转向油罐 7.转向节臂

8.转向横拉杆 9.转向摇臂 10.整体式转向器 11.转向直拉杆 12.转向减振器

图1-4

当驾驶员转动转向盘1时，转向摇臂9摆动，通过转向直拉杆11、横拉杆8、转向节臂7，使转向轮偏转，从而改变汽车的行驶方向。与此同时，转向器输入轴还带动转向器内部的转向控制阀转动，使转向动力缸产生液压作用力，帮助驾驶员转向操纵。这样，为

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了克服地面作用于转向轮上的转向阻力矩，驾驶员需要加于转向盘上的转向力矩，比用机械转向系统时所需的转向力矩小得多。

在直线行驶时，方向盘处于中间位置，方向盘辐条处于水平位置，阀芯和阀套之间也处于中间位置，所有控制口接通，液压油毫无阻碍地流经转向阀返回到储油罐。方向盘转动时，转向轴带动阀芯相对于阀套运动，由于阀的控制边口位置的变化，液压油将进入转向器的油缸内，推动活塞运动而产生推力。在齿条与小齿轮啮合位置的背面装有由弹簧压紧的压力块，通过调节螺钉来改变弹簧的预紧力，可消除齿轮齿条啮合的间隙。当向右转动方向盘时，转向力矩使得弹性扭力杆扭转，并且转向管柱的转角要比转向机小齿轮转得多一点，这就使得右边旋转柱塞阀芯下移，使得进油通道开大；左边旋转柱塞阀芯上移，关闭进油通道，此时左右旋转柱塞阀芯分别打开和关闭各自的回油通道。根据右边旋转柱塞阀芯进油通道开度大小，来控制流入工作缸左边的液压油的流量和油压。工作缸左边的液压油推动转向机活塞向右运动，起到助力作用。转向机活塞移动距离的大小，则取决于施加在转向盘上转向力矩的大小。转向机工作缸右边的液压油在转向机活塞的作用下，通过打开的回油环槽返回到储油罐中。

当向左转动方向盘时，情况与向右转动方向盘时相反。

动力转向器的阀孔同时也具有节流阻尼的作用，不需要象机械转向器那样另外加转向避振器。在转向回正时，通过阀的阻尼力来防止转向回正速度过快，增加转向回正的舒适性，或者通过阻尼作用减小汽车直线行驶时由于路面的不平对前轮的冲击引起方向盘的抖动和打手，提高其保持直线行驶的能力。

1．4国内外发展情况 1.5本课题研究的目的和意义

改革开放以来，我国汽车工业发展迅猛。作为汽车关键部件之一的转向系统也得到了

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相应的发展，基本已形成了专业化、系列化生产的局面。有资料显示，国外有很多国家的转向器厂，都已发展成大规模生产的专业厂，年产超过百万台，垄断了转向器的生产，并且销售点遍布了全世界。

由于汽车转向器属于汽车系统中的关键部件，它在汽车系统中占有重要位置，因而它的发展同时也反映了汽车工业的发展，它的规模和质量也成为了衡量汽车工业发展水平的重要标志之一。随着汽车高速化和超低扁平胎的通用化，过去采用循环球转向器和循环球变传动比转向器只能相对地解决转向轻便性和操纵灵便性的问题，要想从跟本上解决这两个问题只有安装动力转向器。因此，除了重型汽车和高档轿车早已安装动力转向器外，近年来在中型货车、豪华客车及中档轿车上都已经开始安装动力转向器，随着动力转向器的设计水平的提高、生产规模的扩大和市场的需要，其他的一些车型也必须陆续安装动力转向器。液压助力型转向器的设计使汽车在低速行驶或车辆就位时，驾驶员只需用较小的操作力就能灵活进行转向;而在高速行驶时，则自动控制，使操作力逐渐增大，实现了稳定操纵。虽然这种转向器具有很多优点，在目前的技术水准下它仍然存在某些不足之处，例如助力较小等;因此，目前液压式动力转向器仍然占据着很大的市场份额，其性能也在不断地提高。对于液压助力型动力转向器的研究有着非常深远的意义。因此本课题在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构的齿轮齿条转向轴转向，通过万向节带动转向齿轮轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条直线运动，实现转向。实现了转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现了汽车转向的稳定性和灵敏性。

1.6本文主要研究内容

第二章 汽车主要参数的选择

2.1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。

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图2-1 汽车的主要参数尺寸

2.1.1 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。 2.1.1.1普通车的轴距

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。

表2-1提供的数据可供初选轴距时参考

表2-1 各类汽车的轴距和轮距

车型

类别

V<1.0

轴距L/mm 2000～2200

轮距B/mm 1100～1380

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乘用车

发动机排量

V/L

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

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 1150～1500 1300～1500 1400～1580 1560～1620 1740～2050

2.1.2 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、转矩指标下降，机动性变坏。

受汽车总宽不得超过2.5m，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。

2.1.3 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。GB15—19对汽车外廓尺寸界限作了规定。(附1)

2.2 汽车质量参数的确定

汽车的质量参数包括整车整备质量m0、载客量装载质量、质量系数、汽车总质量ma、轴荷分配等。

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2.2.1 整车整备质量m0

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。

整车整备质量对汽车的制造成本和燃油经济型有影响。整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常工作中，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2-2

表1-2乘用车和商用客车人均整备质量值

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

[2]

2.2.2 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，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）汽车的装载质量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，载质量约为好的行驶路面的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。

2.2.3质量系数m0

质量系数是指汽车车载质量与整车整备质量的比值，即m0

m0

m0

=me。该系数反映了汽

m0车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。

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2.2.4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

mm65nn （1-2）

a0式中，n为包括驾驶员在内的载客数；为行李系数。

2.2.5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，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。

2.3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。

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

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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。

3. 转向系设计概述

3.1对转向系的要求

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) 转向轮碰撞到障碍物以后，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伤害的防伤装置。

10) 进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。

3.2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，减小由于装配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3-1。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。

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图3-1转向操纵机构

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

3.3转向传动机构

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3-2）

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3-2 转向传动机构

Fig 3-2 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

3.4转向器

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。

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

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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 。

3.5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。

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3-3所示，由下式决定：

式中：

cotocotiDOCOK (3-1) BDLo—外转向轮转角； —内转向轮转角；

i 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3-3 理想的内、外转向轮转角间的关系

汽车的最小转弯半径Rmin与其内、外转向轮在最大转角imax与omax、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omaxa (3-2)

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%。转向器的结构型式对汽车的自身质量影响较小。

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第四章.转向系的主要性能参数

4.1转向系的效率

功率p1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

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：

ppp112 （4-1）

ppp332 （4-2）

式中， p1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。

3.1.1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

tana0 （4-3）

tan(a0)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。

3.1.2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) （4-4）

tana0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，

a0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

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）

转向系的角传动比: i0wd/dtd （4-6） kdk/dtdk

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d/dtdw （4-8） pdp/dtdp

转向传动机构的角传动比: ipdp/dtdpd （4-9） kk/dtdk

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：

FMhh2D （4-11） sw将式（4-10）、式（4-11）代入 ip2FW/Fh后得到

irDswpMMa （4-12） h如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示

2MrMdi0 （4-13） hdk将式（4-10）代入式（4-11）后得到

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ipi0Dsw （4-14） 2a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3-1所示。

图4-1转向器角传动比变化特性曲线

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。

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图4-2 转向器传动副传动间隙特性

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圈数较少，一般约在3.6圈以内；货车一般不宜超过6圈。

第五章 机械式转向器方案分析及设计

5.1齿轮齿条式转向器

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，如图5-1所示：中间输入，两端输出(a)；侧面输入，两端输出(b)；侧面输入，中间输出(c)；侧面输入，一端输出(d)。

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图5-1 齿轮齿条式转向起有四种形式

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，两拉杆会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，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。

采用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、

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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(a)；转向器位于前轴后方，前置梯形(b)；转向器位于前轴前方，后置梯形(c)；转向器位于前轴前方，前置梯形(d)。

图5-2 齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置

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

5.2其他转向器

有循环球式转向器，蜗杆滚轮式转向器，蜗杆指销式转向器等。

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。

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。

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

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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。

所以我的设计选用齿轮齿条式转向器为动力转向装置。

5.3齿轮齿条式转向器布置和结构形式的选择

图5-3 采用如图所示的布置形式。

图5-4 采用如图所示的侧面输入两端输出的结构形式。

5.4数据的确定

根据以上的论述，本次设计初选数据如下：

轮距 1440mm 27

轴距 满载轴荷分配：前/后 总质量轮胎 主销偏移距a 轮胎压力p/MPa 方向盘直径DSW 最小转弯半径 转向梯形臂

2750mm 877/13(kg) 1255(kg) 175/60R14（附2） 50mm 0.45 307mm 6.9m 200mm m/kg a 表5-1 初选数据

参考BJ121型轻型载货汽车底盘架构和上海通用别克赛欧汽车转向操作机构

5. 5设计计算过程

5.5.1 转向轮侧偏角计算

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sinL27500.39855 (5-1) R6900

23.4876

tanL27500.56257 (5-2)

RcosB6900cos1440

29.3607

4.5.2转向器参数选取

齿轮齿条转向器的齿轮多采用斜齿轮，齿轮模数在2~3mm之间，主动小齿轮齿数在

z6mn2.5105~7之间，压力角取20，螺旋角在9~15之间。故取小齿轮1，，

右旋，压力角20，精度等级8级。

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f 转向节原地转向阻力矩：MR33G130.73(8779.8)33429.197Nmm (4-3) P30.2L180mncos2.5cos29.3607 方向盘转动圈数：n3.881 (4-4)

Z16

角传动比：iw

方向盘上的手力：

Wn3603.88136026.4372 (4-5) K()(23.487629.3607) (4-6)

作用在转向盘上的操纵载荷:对轿车该力不应超过150～200N，对货车不应超过500N。所以符合设计要求

(4-7)

力传动比：

(4-8)

取齿宽系数d1.2，d1

齿条宽度b2dd11.215.231418.278mm圆整取b220mm，则取齿轮齿宽

30

mnz12.5615.2314mm (4-9) coscos10

b1b21030mm

4.5.3选择齿轮齿条材料

小齿轮：齿轮通常选用国内常用、性能优良的20CrMnTi合金钢，热处理采用表面渗碳淬火工艺，齿面硬度为HRc58～63。而齿条选用与20CrMnTi具有较好匹配性的40Cr作为啮合副，齿条热处理采用高频淬火工艺，表面硬度HRc50～56。

4.5.4强度校核

（1）、校核齿轮接触疲劳强度 选取参数，按ME级质量要求取值

Hlim11500MPa ， Hlim2650MPa； SHlim11.5， SHlim21.3，ZN1ZN21 Hlim2Hlim1 故以 Hlim2 计算 Hp HPHlim2ZN2SHlim26501500MPa (4-10) 1.3查得：KA1.35 ， KV1.05 ， K1.1， K1.1； KKAKVKK1.7152

ZH2.46， ZE1.8， Z0.92 ， 10则Zcos0.99，k12.5

HZHZEZZ2KT1u1483.44MPaHp (4-11) bd12ku齿轮接触疲劳强度合格

（2）、校核齿轮弯曲疲劳强度

选取参数，按ME级质量要求取值Flim1500MPa； Flim2280MPa ； SFlim12.2；

SFlim21.5 ； YN1YN21； YST2.0

Flim2Flim1 故以 Flim2 计算 Fp

FpFlim2YSTSFlim2YN228021373.33MPa (4-12) 1.5 31

据齿数查表有：YFa3.69； Ysa1.41； Y0.7； Y0.9。则

F2KT1YFa1Ysa1YY283.723MPaFp (4-13) bd1mn

齿轮弯曲疲劳强度合格

4.5.5齿轮齿条的基本参数如下表所示:

名称 符号 公式 齿轮 齿条 齿数 z z 6 31 分度圆直径 d dmnzcos 15.2314 — 变位系数 xn — 1 — 齿顶高 ha ha(hanxn)mn 5 2.5 齿根高 hf hf(hanxnc*n)mn 0.625 3.125 齿顶圆直径 da dad2ha 25.2314 — 齿根圆直径 df dfd2hf 13.9814 — 齿轮中圆直径 dm dmd2xnmn 20.2314 — 螺旋角  — 10° 齿宽 b bdd1 30 20 表2 4.6齿轮轴的结构设计

32

图4-6齿轮轴的结构设计

4.7轴承的选择

轴承1 深沟球轴承6004 (GB/T276-1994)

轴承2 滚针轴承 NA4901 (GB/T5801-1994)

4.8转向器的润滑方式和密封类型的选择

转向器的润滑方式：人工定期润滑

润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S润滑脂。 密封类型的选择

密封件： 旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871—1992

5.动力转向机构设计

5.1对动力转向机构的要求

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。

33

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。

5.2 动力转向机构布置方案

由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和等组成液压式动力转向机构。根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置的不同，它分为整体式(a)和分置式两类。后者按分配阀所在位置不同又分为：分配阀装在动力缸上的称为联阀式(b)，分配阀装在转向器和动力缸之间的拉杆上称为连杆式(c)，分配阀装在转向器上的称为半分置式(d)。

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动力转向机构布置方案图

图5-1 1－分配阀2－转向器3－动力缸

在分析比较上述几种不同动力转向机构布置方案时，常从结构上是否紧凑；转向器主要零件是否承受由动力缸建立起来的载荷；拆装转向器是否容易；管路，特别是软管的管路长短；转向轮在侧向力作用下是否容易引起转向轮摆振；能不能采用典型转向器等方面来做比较。例如整体式动力转向器，由于分配阀、转向器、动力缸三者装在一起，因而结构紧凑，管路也短。在转向轮受到侧向力作用时或者发动机的振动不会影响分配阀的振动，因而不能引起转向轮摆振。它的缺点是转向摇臂轴、摇臂等转向器主要零件，都要承受由动力缸所建立起来的载荷，因此必须加大它们的尺寸和质量，这对布置它们带来不利的影

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响。同时还不能采用典型转向器，拆装转向器时要比分置式的困难。除此之外，由于对转向器的密封性能要求高，这对转向器的设计，特别是重型汽车的转向器设计带来困难。整体式动力转向器多用于轿车和中型货车。

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壳体壁厚。

图5-2 动力缸的布置

综上所述：我选用整体式液压动力转向机构

5.3液压式动力转向机构的计算

5.3.1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F1L1L

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F1L1pL 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224(Ddp) 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。 (6-1)

（6-2）

36

联立式(6-1)和式（6-2）后得到

D4F1L1pLdp （6-3）

2 =63 mm 所以d=22mm

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。

图5-3 确定动力缸长度尺寸简图

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[s （6-5）] 2n4(Dtt)D2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。

5.3.2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

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位置时的液流速度v、局部压力降和泄漏量等。 5.3.2.1.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d4Dd2cst

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；

d/dst＝dsnhtan0

1式中

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

tandnD Q4(1)cshV220的油泵排量Q可表达为

(6-6)

=47L/s

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图5-4 预开隙e1 5.3.2.2.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。

e＝

1360t＝

2~5t (6-7) 360 ＝0.2mm

式中 —相应的转向盘转角，° t —转向螺杆的螺距，mm. 5.3.2.3.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

39

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t (6-8) 360 =0.49mm

5.3.2.4.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。油液流经滑阀时产生的局部压力降p(MPa)为

pv13.8102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。

24v （6-9）

2p的允许值为0.03～0.04MPa。 5.3.2.5.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]＝

[p]13.81044.66~5.38m/s (6-10)

5.3.2.6.滑阀直径d

dQQ1 (6-11) 2ev637.7evmax1max1 =110mm 式中

Qmax—溢流阀下的油液最大排量，L/min,—般约为发动机怠速时油泵排量的

40

1.5倍；

e1 —预开隙，mm;

v —滑阀在中间位置时的油液流速，m/s 5.3.2.7. 滑阀在中间位置时的油液流速v

Qmax1 v (6-12) 2de1637.7de1maxQ =5m/s 5.3.2.8.分配阀的泄漏量Q

Q3pp （6-13） cm/s

12e210 =2.2610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。

5.4动力转向的评价指标

5.4.1 动力转向器的作用效能

用效能指标ss=1~15。

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

h 41

5.4.2 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。

5.4.3 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Dsw2 (6-14)

比值i越小，则动力转向作用的灵敏度越高。

5.4.4 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5-5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。

图5-5静特性曲线分段示意图

42

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。

6.转向传动机构设计

6.1转向传动机构原理

图6-1 转向中心的不同轨迹圆

如上图6-1所示：

转向传动机构的任务是将转向器输出端的摆动转变为左、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。

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图6-2 齿轮齿条式转向器转向原理简图

由于一般齿轮齿条式转向器与左右横拉杆铰接，而左右横拉杆一般直接与转向节下节臂铰接，所以在这里我假定把左右梯形臂转变为转向节的一部分。 由4.4 表1 初选数据得 转向梯形臂长200mm

通过作图计算可得转向齿条左右移动的最大距离为180mm。

图6-3 作图计算

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6.2转向传送机构的臂、杆与球销

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。而且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。

6.3转向横拉杆及其端部

转向横拉杆与梯形转向杆系的相似。球头销通过螺纹与齿条连接。当这些球头销依制造厂的规范拧紧时，在球头销上就作用了一个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上，这些防尘套阻止杂物进入球销及齿条中。

转向横拉杆端部与外端用螺纹联接。这些端部与梯形转向杆系的相似。侧面螺母将横拉杆外端与横拉杆锁紧（ 图6-4）。

图6-4转向横拉杆外接头

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1- 横拉杆 2-锁紧螺母3-外接头壳体 4-球头销 5-六角开槽螺母 6-球碗 7-端盖 8-梯形臂 9-开口销

表3 转向横拉杆及接头的尺寸设计参数

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9

项目 横拉杆总长 横拉杆直径 螺纹长度 外接头总长 球头销总长 球头销螺纹公称直径 外接头螺纹公称直径 内接头总长 内接头螺纹公称直径 符号 尺寸参数(mm) 281 15 60 120 62 M10×1 M12×1.5 65.3 M16×1.5 La La LM LW LQX dqx dw LN dn 6.4杆件设计结果

200 281

转向梯形臂/mm 转向横拉杆/mm

图6-5 本文所设计的转向传动机构简图

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7.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齿轮齿条式转向器，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。

还有就是液压助力转向装置与齿轮齿条式转向器的配合及工作原理由于受到相关公司的技术封锁，所以尚不知道其原理。也没有图纸奉上。恳请老师谅解！在这里我只能画出液压缸之类的图纸。谢谢！

汽车转向操作机构简图是参考上海通用别克赛欧转向简图而成。

但由于经验较少，所选用的杆件长度，液压助力转向系统，难免有不当之处，需要今后在实践自中总结经验。

致谢

短短的半个学期毕业设计即将结束，我的大学生活也即将画上了的句号。在这次设计过程中得到了许多老师和同学的热心指导，尤其是刘志强老师在百忙之中多次给与指导，在此表示衷心的谢意！

通过这次毕业设计，使自己更加清醒地认识到知识的无穷无尽以及自己所学的微小。在实习中学到了许多书上所没有的东西，知识面得到了极大的扩展和丰富，特别是一些与实际联系密切的问题，如怎样设计更能满足操作人员的需要和具体工作环境的要求，还有设计的产品是否有一定的社会需求，通过这些，使我的专业知识更加坚实。

毕业设计是对我们大学四年所学知识的一次总结，同时也是对我们各种能力的一次考验。设计过程中通过初步尝试、发现问题、寻找解决方法、确定方案的步骤，逐渐培养了

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我们思考问题的能力和创新能力，同时也是我们更加熟悉了一些基本的机械设计知识。本次设计几乎运用了我们所学的全部机械课程，内容涉及到机械设计、机械材料、力学、液压传动、机械图学等知识，以及一些生产实际方面的知识。通过设计巩固了理论知识，接触了实际经验，提高了设计能力和查阅文献的能力，为今后工作最后一次在学校充电。

在我结束毕业设计的同时，也结束了我的大学生活。这意味着我进入了人生新的起点，我会用我在学校所学到的知识在崭新的生活中不断进取，发奋图强。用我的事业成就来报

答学校和老师对我的栽培，回报社会对我的关爱！

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