汽车转向器毕业论文设计

1.1 汽车转向器的功能及重要性

汽车在行驶过程中需要改变行驶方向时，驾驶员通过汽车转向系使汽车转向桥（一般是前桥）上的车轮相对于汽车纵轴线偏转一定的角度，使汽车达到转向的目的。另外，当汽车直线行驶时，转向轮往往会受到路面侧向干扰力的作用而自动偏转，从而改变了原来的行驶方向，此时，驾驶员也可以通过汽车转向系使转向轮向相反的方向偏转，恢复汽车原来的行驶方向。

汽车转向系的功用是改变和保持汽车的行驶方向，而作为转向系重要执行机构的转向器的作用是：将转向盘的转动变为齿条轴的直线运动或转向摇臂的摆动，降低传动速度，增大转向力矩并改变转向力矩的传动方向。

1.2 汽车转向器的主要性能参数 1.2.1转向器的效率

转向器的输出功率与输入功率之比，称为转向器的传动效率。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正效率，用符号η+表示，η+=( P1—P2)／P1；反之称为逆效率，用符号η－表示，η－ =(P3—P2)／P3。式中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求正效率高。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，防止打手又要求此逆效率尽可能低。

转向器的正效率η+

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、结构特点与正效率

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，而蜗杆指销式特别是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，因结构不同其正效率也不一样。另外两种结构的转向器正效率，根据试验结果分别为70％和75％。

转向摇臂轴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逆效率提高约10％。

(2) 转向器的结构参数与正效率

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，对于蜗杆和螺杆类转向器，其正效率可用下式计算

η+=tanα／tan(α+ρ) …………………………………（1-1）

式中，α为蜗杆(或螺杆)的螺线导程角； ρ为摩擦角，ρ=arctanf(f为摩擦因数)。 2）转向器逆效率η－

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

H- = tan(α-ρ) tanα………………………………(1-2)

式(2—1)和式(2—2)表明：增加导程角α,正、逆效率均增大。受η-增大的影响，α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8°～10°之间。 2.2.2传动比的变化特性

1）转向系传动比

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 ip=2Fw／Fh

转向盘转动角速度 ωw 与同侧转向节偏转角速度 ωk 之比，称为转向系角传动比 ，即iwo=ωw/ωk=( dφ/dt)/( dβkdt),式中，dφ 为转向盘转角增量；dβk 为转向节转角增量；dt为时间增量。它又由转向器角传动比iw 和转向传动机构角传动比iw′ 所组成，即 iwo=iw iw′ 。

转向盘角速度ωw与摇臂轴转动角速度ωp之比，称为转向器角传动比iw, 即iw=ωw/ωp= (dφ/dt)/(dβp/dt),式中,dβp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ωp与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向传动机构的角传动比iw′，即iw=ωp/ωk= (dβp/dt)/ (dβk/dt)。

2）力传动比与转向系角传动比的关系

轮胎与地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力矩 Mr之间有如下关系

Fw= Mr/α……………………………………（1-3）

式中，α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Fh可用下式表示

Fh=2Mh/Dsw…………………………………… (1-4）

式中，Mh为作用在转向盘上的力矩；Dsw为转向盘直径。 将式(2—3)、式(2—4)代入 ip=2 Fw／Fh 后得到

ip= MrDsw/Mhα………………………………（1-5）

分析式(2—5)可知，当主销偏移距为a时，力传动比 ip 应取大些才能保证转向轻便。通常轿车的 a 值在0．4～0．6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，

而货车的d值在40～60mm范围内选取。转向盘直径 Dsw 根据车型不同在JB4505—86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，2Mr／Mh可用下式表示

2Mr／Mh= dφ／dβk……………………………（1-6） 将式(2—6)代人式(2—5)后得到

ip=iwoDsw/2α…………………………………（1-7）

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

3）转向系的角传动比iwo

转向传动机构角传动比，除用 iw′=dβp／dβk表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长L2与摇臂臂长Ll之比来表示，即 iw′=dβp／dβk≈L2／Ll 。现代汽车结构中，L2与Ll的比值大约在0．85～1．1之间，可近似认为其比值为 iwo≈iw=dφ／dβ 。由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比iw 及其变化规律即可。

4）转向器角传动比及其变化规律

式(2—7)表明：增大角传动比可以增加力传动比。从 ip=2Fw／Fh式可知，当Fw一定时，增大ip能减小作用在转向盘上的手力Fh，使操纵轻便。

考虑到 iwo≈iw ，由iwo 的定义可知：对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比。角传动比增加后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度的响应变得迟钝，使转向操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。

齿轮齿条式、循环球式、蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。 循环球齿条齿扇式转向器的角传动比iw =2πr／P。因结构原因，螺距 P 不能变化，但可以用改变齿扇啮合半径 r 的方法，达到使循环球齿条齿扇式转向器实现变速比的目的。

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。 转向轴负荷大又没有装动力转向的汽车，因转向阻力矩大致与‘车轮偏转角度大小成正比变化，汽车低速急转弯行驶时的操纵轻便性问题突出，故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，转向轮转角较小，转向阻力矩也小，此时要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。因此，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1-1所示： 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15～16。 2.2.3转向盘自由行程 对转向盘自由行程的认识 转向盘在空转阶段中的角行程，称为转向盘自由行程。转向盘自由行程对于缓和路面冲击及避免使驾驶员过度紧张是有利的，但不宜过大，以免过分影响灵敏性。一般说来，转向盘从相应于汽车直线行驶的中间位置向任一方向的自由行程最好不超过10°～15°。当零件磨损严重到十转向盘自由行程超过25°～35°时，必须进行调整。

2）转向盘自由行程过大的原因

造成转向盘自由行程过大的原因，主要有如下几个方面： (1)转向器蜗杆与滚轮(或齿扇、指销等)间隙过大；

iwβ图1-1转向器角传动比特性 β(2)转向传动装置松动；

(3)转向传动装置的球铰链间隙过大(松动)； (4)前轮轴承或转向节主销与衬套配合不紧等。

1.3 汽车转向器的要求

（1） 汽车转弯行驶时，全部车轮应绕顺时针方向旋转，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） 汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的情况下，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，转向轮不得产生振动，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，具有快速和小转弯能力。 （6） 操纵轻便。

（7） 转向轮碰到障碍物以后，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的变形而后移时，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，保证转向盘与转向轮转动方向一致。

正确设计转向梯形机构，可以使第一项得到保证。转向系中设有转向减震器时，能够防止转向轮产生振动，同时又能使传动转向盘上的反冲力明显下降。为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，并要达到按前外轮车轮轨迹计算，其最小转弯半径能达到汽车轴距的2-2.5倍。通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。没有动力转向的轿车，在行驶中转向，此力应为50-100N；有动力转向时，此力在20-50N。当货车从直线行驶状态，以10Km/h的速度在柏油路或水泥的水平路段上转入沿半径12m的圆周行驶，且路面干燥，若转向系内没有装动力转向器，上述切向力不得超过250N;有动力转向器时，不得超过120N。轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过2.0圈，货车则要求不超过3.0圈。

1.4 汽车转向器的工作原理

1.4.1 动力转向系统的工作原理

动力转向系统是在机械式转向系统的基础上加一套动力辅助装置组成

的。如下图，转向油泵6安装在发动机上，由曲轴通过皮带驱动并向外输出液压油。转向油罐5有进、出接头，通过分别与转向油泵和转向控制阀2联接。转向控制阀用以改变油路。机械转向器和缸体形成左右两个工作腔，它们分别通过油道和转向控制阀联接。

当汽车直线行驶时，转向控制阀2将转向油泵6泵出来的工作液与油罐相通，转向油泵处于卸荷状态，动力转向器不起助力作用。当汽车需要向右转向时，驾驶员向右转动转向盘，转向控制阀将转向油泵出来的工作液与R腔接通，将L腔与油罐接通，在油压的作用下，活塞向下移动，通过传动结构使左、右轮向右偏转，从而实现右转向。向左转向时，情况与上述相反。

图1-2 液压动力转向系统示意图

l-转向操纵机构2-转向控制阀3-机械转向器与转向动力缸总成4-转向传动结构

5-转向油罐6-转向油泵R-转向动力缸右腔L-转向动力缸左腔

1.4.2 转阀式液压助力转向器工作原理

汽车直线行驶时，阀芯与阀套的位置关系如图中所示。自泵来的液压油经阀芯与阀套间的间隙，流向动力缸两端，动力缸两端油压相等。驾驶员转动方向盘时，阀芯与阀套的相对位置发生改变，使得大部分或全部来自泵的液压油流入动力缸某一端，而另一端与回路接通，动力缸促进汽车左传或右转。

图1-3 转阀式液压助力转向器工作原理

当汽车直线行驶时，转发处于中间位置，如图2-7（b）所示。来自转向油泵2的工作液向阀套8的3个进油孔供油，油液通过预开隙进入阀芯7的凹槽，再通过阀芯的回油孔进入阀芯7与扭力杆6间的空腔，再经过阀套8的回油孔通过回流回油罐1，形成油路循环。另一回路式由油泵2压入阀套8的由经过预开隙进入阀套左右两侧的出油孔。由于左、右油缸均有油，且油压相等，更由于油路连通回油道而建立不起高压，因此转向助力器没有助力作用，这即是直线行驶状态。

当汽车右转弯时，转向盘带动转向轴转动并带动扭力杆6顺时针转动（如图2-7（a）所示），扭力杆端头与阀芯7以销钉连接，因而带动阀芯转动一个角度，这是阀套8的进油口一侧的预开隙被关闭，另一侧的预开隙开度变大，压力油压向转向器右缸，活塞向伸出转向器方向移动，也即将齿条推出转向器，从而起到了转向助力的作用，汽车向右转弯。活塞左缸的油液被压出，通过阀套孔、阀芯及阀芯与扭力杆间的间隙流回转向油罐1。

当汽车左转弯时，转向盘带动转向轴转动并带动扭力杆6反时针转动（如图2-7（c）所示）。扭力杆端头与阀芯7连接，因而带动阀芯转动一个角度，这是阀套8的进油口一侧的预开隙被关闭，另一侧的预开隙开度变大，压力油压向转向器左缸，活塞向缩进转向器方向移动，也即将齿条推进转向器，从而起到了转

向助力的作用，汽车向左转弯。活塞右缸的油液被压出，通过阀套孔、阀芯及阀芯与扭力杆间的间隙流回转向油罐1。

当转向盘停在某一位置不再继续转动时，阀套随小齿轮在液力和扭力杆弹力的作用下，沿转向盘转动方向旋转一个角度，使之与阀芯的相对角位移量减小，左、右油缸油压差减小，但仍有一定的助力作用。此时的助力转矩与车轮的回正力矩相平衡，使车轮维持在某一转向位置上。

在转向过程中，如果转向盘转动过快，阀套与阀芯的相对角位移量也大，左、右动力腔的油压差也相应加大，前轮偏转的速度也加快，如转向盘转动速度慢，前轮偏转的也慢，若转向盘停在某一位置上不变，对应着前轮也停在某一位置上不变。此即称动力转向的“渐进随动作用”。

如果驾驶员放松转向盘，阀芯回到中间位置，失去了助力作用，此时转向轮在回正力矩的作用下自动回位。

当汽车直线行驶偶遇外界阻力使转向轮发生偏转时，阻力矩通过转向传动机构、齿轮齿条转向器、阀套下部销轴作用在阀套上，使之与阀芯之间产生相对角位移，这样使动力缸左、右腔油压不等，产生了与转向轮转向方向相反的助力作用。在此力的作用下，转向轮迅速回正，保证了汽车直线行驶的稳定性。

一旦液压助力装置失效，该动力转向器即变成机械转向器。此时转动转向盘，通过转向柱带动阀芯转动，阀芯下端边缘有弧形缺口，转动一定角度后，带动小齿轮转动，再通过齿条传给左右横拉杆，即可实现汽车转向。

第二章 总体方案设计

2.1 转向器设计的分类

转向器按结构形式可分为多种类型。历史上曾出现过许多种形式的转向器，目前较常用的有齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式、循环球-齿条齿扇式、循环球曲柄指销式、蜗杆滚轮式等。其中第二、第四种分别是第一、第三种的变形形式，而蜗杆滚轮式则更少见。如果按照助力形式，又可以分为机械式（无助力），和动力式（有助力）两种，其中动力转向器又可以分为气压动力式、液压动力式、电动助力式、电液助力式等种类。

2.1.1齿轮齿条式转向器

它是一种最常见的转向器。其基本结构是一对相互啮合的小齿轮和齿条，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。转向轴带动小齿轮旋转时，齿条便做直线运动。有时，靠齿条来直接带动横拉杆，就可使转向轮转向。所以，这是一种最简单的转向器。在汽车上得到广泛应用。与其它形式转向器比较，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，可自动消除齿间间隙，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(60％～70％)，汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间的冲击力，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，对驾驶员造成伤害。 2.1.2 蜗杆曲柄销式转向器

它是以蜗杆为主动件，曲柄销为从动件的转向器。蜗杆具有梯形螺纹，手指状的锥形指销用轴承支承在曲柄上，曲柄与转向摇臂轴制成一体。转向时，通过转向盘转动蜗杆、嵌于蜗杆螺旋槽中的锥形指销一边自转，一边绕转向摇臂轴做圆弧运动，从而带动曲柄和转向垂臂摆动，再通过转向传动机构使转向轮偏转。这种转向器通常用于转向力较大的载货汽车上。

2.1.3 循环球式转向器

循环球式：这种转向装置是由齿轮机构将来自转向盘的旋转力进行减速，使转向盘的旋转运动变为涡轮蜗杆的旋转运动，滚珠螺杆和螺母夹着钢球啮合，因而滚珠螺杆的旋转运动变为直线运动，螺母再与扇形齿轮啮合，直线运动再次变为旋转运动，使连杆臂摇动，连杆臂再使连动拉杆和横拉杆做直线运动，改变车轮的方向。 这是一种古典的机构，现代轿车已大多不再使用，但又被最新方式的助力转向装置所应用。它的原理相当于

利用了螺母与螺栓在旋转过程中产生的相对移动，而在螺纹与螺纹之间夹入了钢球以减小阻力，所有钢球在一个首尾相连的封闭的螺旋曲线内滚动，循环球式故而得名。

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，将滑动摩擦变为滚动摩擦，因而传动效率可达到75％～85％；在结构和工艺上采取措施，包括提高制造精度，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，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；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；适合用来做整体式动力转向器。

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。

本次设计主要以循环球式转向器为主。

2.2 转向器方案分析

循环球式转向器又称为综合式转向器（因为它由两级传动副组成），是目前国内、外汽车上较为流行的一种结构形式。循环球式转向器中一般有两级传动副，第一级是由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装有钢球构成的传动副，第二级是由螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的齿条-齿扇传动副。

转向时，转动转向盘，与转向轴连为一体的螺杆带动方形螺母作轴向移动（因螺杆在轴向方向固定在转向器壳上），螺母的下端制成齿条，因而能带动与转向摇臂轴做成一体的齿扇的转动。

图3-1所示为一循环球式齿条-齿扇转向器。转向螺杆的轴径支撑在两个角接触球轴承上，轴承紧度可用调整垫片调整。转向螺母外侧的下平面加工成齿条，与齿扇轴（即摇臂轴）上的齿扇啮合。可见，转向螺母即是第一级传动副的从动件，也是第二级传动副（齿条-齿扇传动副）的主动件（齿条）。通过转向盘和转向轴转动转向螺杆时，转向螺母不能转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转动。

1转向摇臂 2向心推力球轴承 3螺杆副总成 4壳体组件 5螺栓 6上盖调整垫片8上盖 9柱管夹子 10螺杆油封 11铁丝 12顶丝 13柱管 14转向轴组件 15支承套16自攻螺

钉17螺母M12X1.25 18螺母MB 19螺栓20垫圈21滤气螺塞

图3-1 循环球式齿条-齿扇转向器

为了减少转向螺杆和转向螺母之间的摩擦和磨损，二者的螺纹制成半圆形凹槽，并不直接接触，其间装有许多钢球，从而将滑动摩擦变为滚动摩擦。转向螺杆和螺母上都加工出断面轮廓为两段或三段不同心圆弧组成近似半圆的螺旋槽。两者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面的螺旋管状通道，这样可以使转向螺母和转向螺杆轴向定位好，滚道和钢球间有间隙，可以用来贮存碎屑和润滑油，有助于减少螺母和螺杆之间的磨损。螺母侧面有两对通孔，可将钢球从此孔塞入螺旋形通道内。两根U形钢球导管的两端插入螺母侧面的两对通孔中，导管内也装满了钢球。这样两根导管和螺母内的螺旋管状通道组成两条各自的封闭的钢球“流道”。

转向螺杆转动时，通过钢球将力传给转向螺母，螺母即沿轴向移动。同时，在螺杆与螺母两者和钢球间的摩擦力偶作用下，所有钢球便在螺旋管状通道内滚动，形成“球流”。钢球在管状通道内绕行1.5周后，流出螺母而进入导管的一端，再由导管另一端流回螺旋管状通道。因此，在转向器工作时，两列钢球只是在各自封闭的“流道”内循环，而不致脱出。

与齿条相啮合的齿扇，其齿厚是在分度圆上沿齿扇轴线按线性关系变化的，故为变厚齿扇。只要使齿扇轴相对于齿条作轴向移动，即能调整两者的啮合间隙。调整螺钉装在侧盖上，并用螺母锁紧。齿扇轴内侧端部有切槽，调整螺钉的圆柱形端头即嵌入此切槽中。将调整螺钉旋入，则啮合间隙减少；反之，则啮合间隙增大。

循环球式转向器在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦变为滚动摩擦，因而其正传动效率很高（可达90%～95%），故操纵轻便；在结构和工艺上采取措施，可保证有足够的使用寿命；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行。但其逆效率高，容易将路面冲击力传动转向盘。不过，对于前轴轴载质量不大而又经常在平坦路面上行使的轻中型载货汽车而言，这一缺点影响不大；而对于载重量较大的汽车，使用循环球式转向器时，除可以在转向器中增加吸振装置以减少路面冲击反力外，往往装有液力转向加力器。由于循环球式转向器在结构上便于与液力转向加力器设计为一个整体，而液力系统又正可以缓和路面的冲击，因此，循环球式转向器得到日益广泛的应用。

循环球齿条-齿扇式转向器的优点：传动效率高，可达90%；在结构和工艺上采取措施，包括提高制造精度，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，使之有足够的硬度和耐磨性能,可保证有足够的使用寿命；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；适合用来做整体式转向器。

2.3 防伤安全机构方案分析

根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验结果的分析表明：汽车正面碰撞时，转向盘、转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。因此，要求汽车在以48km/h的速度、正面同其他物体碰撞的试验中，转向管柱和转向轴在水平方向的后移量不得大于127mm；在台架试验中，用人体模型的躯干以6.7m/s的速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过11123N。为此，需要在转向系中设计并安装能防止或者减轻驾驶员受伤的机构。如在转向系中，使有关零件在撞击时产生塑性变形、弹性变形或是利用摩擦等来吸收冲击能量。当转向传动轴中采用万向节连接的结构时，只要布置合理，即可在汽车正面碰撞时防止转向轴等向乘客舱或驾驶室内移动，如图2-1。这种结构虽然不能吸收碰撞能量，但其结构简单，只要万向节连接的两轴之间存在夹角，正面撞车后转向传动轴和转向盘处在图中双点划线的位置，转向盘没有后移便不会危及驾驶员安全。转向轴上设置有万向节不仅能提高安全性，而且有利于使转向盘和转向器在汽车上得到合理布置，提高了操纵方便性并且拆装容易。

图2-3所示为乘用车上应用的防伤安全机构，其结构最简单，制造容易。转向轴分为两段，上转向轴的下端经弯曲成形后，其轴线与主轴线之间偏移一段距离，其端面与焊有两个圆头圆柱销的紧固板焊接，两圆柱销的中心线对称于上转向轴的主轴线。下转向轴呈T字形，其上端与一个压铸件上铸有两孔，孔内压人橡胶套与塑料衬套后再与上转向轴呈倒钩状连接，构成安全转向轴。该轴在使用过程中国除传递转矩外，在受到一定数值的轴向力时，上下转向轴能自动脱开，如图2-4所示，以确保驾驶员安全。

图2-1 图2-3 图2-4

位于两万向节之间的转向传动轴，是由套管和轴组成。套管经过挤压处理后形成与两侧经铣削加工后所形成的轴断面形状与尺寸完全一致。装配后从两侧的孔中注入塑料，形成塑料销钉将套管与轴连接为一体。汽车与其他物体正面碰撞时，作用在套管与轴之间的轴向力使塑料销钉受到剪切作用，达到一定值以后剪

断销钉，然后套管与轴相对移动，存在其间的塑料能增大摩擦阻力吸收冲击能量。此外，套管与轴相互压缩，长度缩短，可以减少转向盘向驾驶员一侧的移动量，起到保护驾驶员的作用。这种防伤机构的结构简单，制造容易，只要合理地选取铆钉数量与直径，便能保证它可靠地工作和吸收冲击能量。撞击后因套管与轴仍处于连接状态，所以汽车仍有可能转向行驶到不妨碍交通的路边。

弹性联轴器式防伤机构，由上、下转向轴和有45°斜面的凸缘、弹性垫片、连接螺栓组成。汽车一旦出现严重的、破坏性碰撞事故，弹性垫片不仅有轴向变形，而且能撕裂直至断开。同时吸收了冲击能量，并允许上、下转向轴相对移动。这种防伤结构的结构简单、制造容易、成本低。但弹性垫片的存在会降低扭转刚度，对此必须采取结构予以消除。这种结构工作的可靠性由弹性垫片的强度来决定。汽车发生碰撞事故时，凸缘斜面上产生的轴向力FZ和径向力Fj相等，其最大值由弹性垫片的强度来决定。即

FZ=Fj=a0tδk1k2σ1

式中，a0为实际断面宽度；t为垫片厚度；δ为垫片帘布层数；k1为考虑垫片不同时损坏的系数；k2为考虑危险断面边缘的帘线完整性被破坏的系数；σ1为拉伸应力。

第三章 循环球式转向器的设计与计算

循环球式转向器主要尺寸参数的选择如下所述。

表3-1 循环球转向器的主要参数

参数 齿扇模数/mm 摇臂轴直径/mm 钢球中心距/mm 螺杆外径/mm 钢球直径/mm 螺距/mm 工作圈数 环流行数 齿扇齿数 齿扇整圆齿数

齿扇压力角

切削角 齿扇宽/mm

22 25

25 27

6°30′

25 28

5 12 13

13 22°30′ 27°30′

6°30′ 7°30′

30

28-32

34 38

35 38

3.0 22 20 20 5.556 7.938

3.5 26 23 23 6.350 8.731

1.5

2

5

14 15

4.0 30 25 25 6.350

9.525

数值 4.5 32 28 28

7.144

10.000 2.5 5.0 32 30 29

6.0 38 35 34

8.000 11.000 2.5

6.5 42 40 38

表3-2 循环球式转向器的部分参数

模数m

螺杆外径

螺纹升程

螺母长度

钢球直径

齿扇压力角

齿扇切削角 630′730′ 630′ 730′ 630′ 730′ 630′ 730′ 630′ 730′ 630′ 730′

摇臂轴外径 22

3.0 20

57.938()

168.731(

40

75.556() 2230′

325.556(

3.5 23

11) 323) 813) 3213) 3245

7) 2230′ 321) 426

4.0 25 9.525(48 6.350(2230′

29

5.0 29 10.319(62 7.144(

9) 2230′ 329) 2230′ 3235

6.0 34 10.319(72 7.144(38

6.5 38

1310.319()

3282

97.144() 2230′

3242

3.1 螺杆、钢球和螺母传动副

螺杆、钢球、螺母传动副与通常的螺杆、螺母、传动副的区别在于前者是经过滚动的钢球将力由螺杆传至螺母，变滑动摩擦为滚动摩擦。螺杆和螺母上的相互对应的螺旋槽构成钢球的螺旋滚道。转向时转向盘经转向轴转动螺杆，使钢球沿螺母上的滚道循环地滚动（如图2）。为了形成螺母上的循环轨道，在螺母上与其齿条相反的一侧表面（通常为上表面）需钻孔与螺母的螺旋滚道打通以形成一个环路滚道的两个导孔，并分别插入钢球导管的两端导管。钢球导管是由钢板冲压成具有半圆截面的滚道，然后对接成导管，并经氰化处理使之耐磨。插入螺母螺旋滚道两个导孔的钢球的两个导管的中心线应与螺母螺旋滚道的中心线相切。螺杆与螺母的螺旋滚道为单头（单螺旋线）的，且具有不变的螺距，通常螺距t约在8-13mm范围内,螺旋线导程角0约为6°-11°。转向盘与转向器左置时转向螺杆为左旋，右置时为右旋。钢球直径d约为6-9mm。一般应参考同类型汽车的转向器选取钢球直径d并应使之符合国家标准。钢球直径尺寸差应不超过

128×10-5d。显然，大直径的钢球其承载能力亦大，但也使转向器的尺寸增大。钢球的数量也影响承载能力，增多钢球使承载能力增大，但也使钢球的流动性变差，从而要降低传动效率。经验表明在每个环路中n以不大于60为好。

图3-1螺杆 钢球 螺母传动副

3.1.1 钢球中心距D、螺杆外径D1和螺母内径D2

尺寸D、D1、D2如图3-1所示。钢球中心距是基本尺寸。螺母外径D1、螺母内径D2及钢球直径对确定钢球中心距D的大小有影响，而D又对转向器结构尺寸和强度有影响。在保证足够的强度条件下，尽可能将D值取小些。选取D值的规律是随扇齿模数的增大，钢球中心距D也相应增加。螺杆外径D2通常在20～38mm范围内变化。螺母内径D2应大于的的D1，一般要求D2-D1=(5%-10%)D 3.1.2 钢球直径d及数量n

钢球直径尺寸d取得越大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传动机构和转向器的尺寸也随之增大。钢球直径应符合国家标准，一般常在7～9mm范围内选用。

增加钢球数量n（n不超过60），能提高承载能力；但使钢球流动性变坏，

从而使传动效率降低。

钢球数目可有下式确定：

nDWDW21.....................................(31)dcos0d

式中 D-钢球中心距；

W——个环路中的钢球工作圈数，为了使载荷在各钢球间分布均匀，一般W=1.5-2.5，当转向器的钢球工作圈数需大于2.5时，则应采用两个的环路；

d-钢球直径；

0——螺线导程角； 3.1.3 滚道截面

四段圆弧滚道截面。滚道截面有四点接触式、两点接触式和椭圆滚道截面等。四点接触式滚道截面由四段圆弧组成，螺杆和螺母的滚道截面各为两段圆弧。四点接触式滚道截面可获得最小的轴向间隙，以避免轴向定位的不稳定，受载后基本上可消除轴向位移，但滚道与钢球间仍应有间隙以贮存磨屑、减小磨损。虽然其制造工艺较复杂，但仍得到广泛应用。两点接触式滚道截面由两段圆弧组成，其螺杆和螺母滚道均为单圆弧，形状简单。当螺杆受有轴向载荷时，螺杆与螺母间产生轴向相对位移使轴向定位不稳定，增加了转向盘的自由行程，这对装动力转向的转向系特别不利，因为它降低了分配阀的灵敏度，从而影响转向性能。椭圆滚道的螺杆部分为椭圆截面、螺母部分为圆弧截面。钢球以三点（与滚道接触，被精确地定位于滚道中心，轴向定位精确，但加工较复杂。螺杆滚道应倒角以避免尖角划伤钢球。 3.1.4 接触角

接触角θ是指钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹角。增大θ将使径向力增大而轴向力减小；反之则相反。通常θ多取45，以使径向力与轴向力的分配均匀。

图3-2四段圆弧滚道截面

3.1.5 螺距P和螺旋线导程角

转向盘转动λ角，对应螺母移动的距离s为

s=λP/2π…………………………...（3-2）. 式中,P为螺纹螺距。

与此同时，齿扇节圆转过弧长等于s，相应摇臂轴转过βp角，其间关系为 s=βpr …………………………...（3-3） 式中，r为齿扇节圆半径。

联合以上两式得λ=2πrβp/P,将λ对βp求导，得循环球式转向器角传动比iw为

iw=2πr/P…………………………...(3-4) 由式上式可知，螺距P影响转向器角传动比的值。在螺距不变的条件下，钢球直径d越大，图3-1中的尺寸b越小，要求b=(P-d)>2.5mm。螺距 P一般在8～11mm内选取。前者影响转向器的角传动比；后者影响传动效率。选择时应满足角传动比的要求和保证有较高的正效率，而反行程时不发生自锁现象。 3.1.6 工作钢球圈数W

多数情况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数W又与接触强度有关。增加工作钢球圈数，参加工作的钢球增多，能降低接触压力，提高承载能力；但钢球受力不均匀，螺杆增长使刚度降低。工作钢球圈数有1.5圈和2.5圈两种。

3.1.7 导管内径d1

容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径d1=d+e ，式中，e为钢球直径d与导管内径之间的间隙。e不易过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心线的距离增大，并使流动阻力增大。一般e=0.4～0.8mm 。导管壁厚取为1mm。 3.1.8 材料的选取

螺杆和螺母一般采用.20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi3A钢制造，表面渗碳，渗碳层深度为0.8-1.2mm，重型汽车和前轴负荷大的汽车的转向器，渗碳层深度可达1.05-1.45mm。淬火后表面硬度为HRC58-.

螺杆-钢球-螺母传动副的高可靠性、长寿命、小的摩擦损失以及达到实际上的无隙配合（螺杆的轴向间隙不应大于0.002-0.003mm），是通过对滚道的高精度加工，使滚道表面具有高光洁度，采用标准的高精度的钢球（可用二、三级精度的），并对螺杆、钢球及螺母的尺寸进行选配来达到的。

3.2 齿条、齿扇传动副的设计

齿扇通常有5个齿，它与摇臂轴为一体。齿扇的齿厚沿齿长方向是变化的，这样即可通过轴向移动摇臂轴来调节齿扇与齿条的啮合间隙。由于转向器经常处于中间位置工作，因此齿扇与齿条的中间齿磨损最厉害。为了消除中间齿磨损后产生的间隙而又不致在转弯时使两端齿卡住，则应增大两端齿啮合时的齿侧间隙。这种必要的齿侧间隙的改变可通过使齿扇各齿具有不同的齿厚来达到。即齿扇由中间齿向两端齿的齿厚是逐渐减小的。为此可在齿扇的切齿过程中使毛坯绕工艺中心转动,其相对于摇臂轴的中心有距离为n的偏心。这样加工的齿扇在与齿条的啮合中由中间齿转向两端的齿时，齿侧间隙s也逐渐加大，s可表达为

s2rtan2tan[rwncosn2cos2rw2n2]………..…(3-5)

式中r——径向间隙； ——啮合角；

rw——齿扇的分度圆半径； ——摇臂轴的转角。

图3-3为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图

图3-4 用于选择偏心n的线图

当，rw确定后，根据上式可绘制图，用于选择适当的n值，以便使齿条、齿扇传动副两端齿啮合时，齿侧间隙s能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的间隙的需要。

齿条、齿扇传动副各对啮合齿齿侧间隙s的改变也可以用改变齿条各齿槽宽而不改变齿扇各轮齿

齿厚的办法来实现。一般是将齿条（一般有4个齿）两侧的齿槽宽制成比中间齿槽大0.2-0.3mm即可。

3.3 循环球式转向器零件强度计算

3.3.1 钢球与滚道之间的接触应力σ

用下式计算钢球与滚道之间的接触应力σ

k3F3E2R2r2R2r2 ………..…………..…………..…（3-6）

式中，k为系数，根据A／B值从表3-3查取，A1/r1/R2/2，B1/r1/R1/2；R2为滚道截面半径；r为钢球半径；R1为螺杆外半径；E为材料弹性模量，等于2.1105N/mm2；F3为钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算

F3F2 ………..……..………….……..… （3-7）

ncos0cos式中，0为螺杆螺线导程角；θ为接触角；n为参与工作的钢球数；F2为作用在螺杆上的轴向力，见图3-5。

当接触表面硬度为58～HRC时，许用接触应力[σ]=2500N/mm2。

图3-5 螺杆受力简图

表3-3 系数k与A／B的关系

A ／1.0 B 0.1 k 0.388 0.400 0.410 0.440 0.468 0.490 0.536 0.600 0.716 0.970 0.9 0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 0.3 0.2 3.3.2 齿的弯曲应力w 用下式计算齿扇齿的弯曲应力

w6Fh ………..…………..…………..…………..…（3-8） Bs2式中，F为作用在齿扇上的圆周力；h为齿扇的齿高；B为齿扇的齿宽；s为基圆齿厚。

许用弯曲应力为[w]=540N/mm2。

螺杆和螺母用20CrMnTi钢制造，表面渗碳。前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在0.8～1.2mm；前轴负荷大的汽车，渗碳层深度在1.05～1.45mm。表面硬度为58～63HRC。

此外，应根据材料力学提供的公式，对接触应力进行验算。 3.3.3 转向摇臂轴直径的确定

用下式计算确定摇臂轴直径d

d3KMR ………………..….………..….…………..…（3-9） 0.2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；MR为转向阻力矩；

0为扭转强度极限。

摇臂轴用20CrMnTi钢制造，表面渗碳，渗碳层深度在0.8～1.2mm。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。

第四章 动力转向机构的设计

4.1 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。

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(因汽车形式不同而异)，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。

4.2 液压式动力转向机构布置方案分析

液压式动力转向因为油液工作压力高，动力缸尺寸小、质量小，结构紧凑，油液具有不可压缩性，灵敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面冲击等优点而被广泛应用。

4.2.1 动力转向机构布置方案分析

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(图4-1a)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，见图4-1b；分配阀装在转向器和动力缸之间的拉杆上称为连杆式，见图4-1c；分配阀装在转向器上的称为半分置式，见图4-1d。

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。

图 4-1 动力转向机构布置方案图 1-分配阀 2-转向器 3-动力缸

4.2.2 分配阀的结构方案 分配阀有两种结构方案：分配阀中的阀与阀体以轴向移动方式来控制油路的称为滑阀式，以旋转运动来控制油路的称为转阀式。

滑阀式分配阀结构简单，生产工艺性较好，易于布置，使用性能较好，曾得到广泛应用。

转阀式与滑阀式比较，灵敏度高，密封件少，结构较为先进。由于转阀式是利用扭杆弹簧使转阀回位，所以结构复杂。转阀式分配阀在国内、外均得到广泛应用。

4.3 液压式动力转向机构的计算 4.3.1 动力缸尺寸的计算

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壳体壁厚。

动力缸的布置若如图4-2所示，则在计算前，应先行确定作用在直拉杆上的力F1。

图4-2 动力缸的布置

此力应用式

fMR3G13………………………………………………………………（4-1） p计算出来的转向阻力矩换算。 动力缸应产生的推力F用下式计算

FF1L1………………………………………………………………………（4-2） L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

F=pS………………………………………………………………………（4-4）

所以 SF1L1………………………………………………………（4-5） pL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

2SD2dp …………………………………………………………（4-6） 4式中，D为动力缸内径；dp为活塞杆直径，一般初选时可取dp=O.35 D。 联立式(4-5)和式(4-6)后得到

D4F1L12…………………………………………………………（4-7） dppL式中，压力p一般在6～10MPa，最高可取16.5～1 8.0MPa。 活塞行程是车轮转至最大转角时，由直拉杆的移动量换算到活塞杆处的移动

量得到的。

图4-2确定动力缸长度尺寸简图

如图4-2所示，活塞移到两端极限位置，还要留有一定间隙。活塞移到左侧极限位置时，其端面到动力缸之间，应当留有10ram间隙。活塞移到右侧极限位置时，其端面到缸盖之间应留有e=(O.5～O.6)D的间隙，以利于活塞导向作用。

活塞厚度可取为B=0.3D。动力缸的最大长度s用下式计算确定

s10(0.5~0.6)D0.3Ds1………………………………………… (4-8)

式中，s1为活塞最大位移量。

动力缸壳体壁厚t，根据计算轴向平面拉应力z来确定

D2T…………………………………………………(4-9) zp24Dttn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，取n=3.5～5.0；T为壳体材料的屈服点。

壳体材料有球墨铸铁和铸造铝合金两种。球墨铸铁采用QT500-05。，抗拉强度为500MPa，屈服点为350MPa。铸造铝合金多采用ZLl05，抗拉强度为160～240Mpa。

图4-3 预开隙e1

活塞杆用40或45钢制造。为提高可靠性和寿命，要求其表面镀铬并磨光。

4.3.2 分配滑阀参数的选择

分配滑阀的主要参数有：滑阀直径d，预开隙e1、密封长度e2和滑阀总移动量e等，见图7-28。上述参数影响分配阀的泄漏量、液流速度和转向灵敏度。设计时可根据下列关

系式来确定上述参数。

(1)分配阀的泄漏量△Q 要求△Q不大于溢流阀下最大排量的5％～10％。△Q按下式计算

r3pd Q………………………………………………………(4-10)

12e2式中，△Q为分配阀泄漏量(cm3/s)；△r为滑阀和阀体在半径方向的间隙(cm)，一般△r在O.0005～O.00125cm，计算时取最大间隙：△p为滑阀进、出口油压差，又称局部压力降(MPa)；d为滑阀外径(cm)；e2为密封长度(cm)，e2=e-e1；P为液体动力粘度(Pa·s)。

(2)局部压力降△p 汽车直线行驶时，液流流经分配阀后流回油箱。液流流经分配阀时，产生的局部压力降△p用下式计算

p1.38103v2…………………………………………………(4-11)

式中，△p为局部压力降(MPa)；秒为中立位置的液流流速(m／s)，用下式计算

Q……………………………………………………………(4-12) 37.6de1 v式中，Q为溢流阀下的最大排量(L／min)，一般约等于发动机怠速时油泵排量的1.5倍；d为滑阀直径(cm)；e1为预开隙(cm)。

△p的允许值为3102~4102MPa。

分析式(4-11)、式(4-12)可知：若滑阀直径d和预开隙e1取得过小，将使中立位置的液流流速增大，并导致△p超过允许值。

4.3.3 分配阀的回位弹簧

为了防止因外界干涉破坏分配阀的正常工作和保证转向后转向盘的自动回正作用，回位弹簧的力在保证转向轻便的条件下，应尽可能取大些。为克服回位弹簧上的压力，反映在转向盘上的作用力，轿车应比货车的小些。

回位弹簧预压缩力的最小值，应大于转向器逆传动时的摩擦力，否则转向后转向轮不可能有自动回正作用。转向器的摩擦力可由试验确定.

4.3.4 动力转向器的评价指标

(1)动力转向器的作用效能 用效能指标sFhFh'来评价动力转向器的作用效能。式中，Fh和Fh'为没有动力转向器和有动力转向器时，转动转向轮所必须作用在转向盘上的力。现有动力转向器的效能指标s=l～15。

(2)路感 驾驶员转动转向盘，除要克服转向器的摩擦力和回位弹簧阻力外，还要克服反映路感的液压阻力。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：换算到转向盘上的力增加约30～50N，货车：增加80～100N。

(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………………………………………………………………(4-13)

2式中，Dsw为转向盘直径；为转向盘转角；δ为滑阀行程。

由式(4-13)可见，当Dsw和δ的数值不变时，转向盘转角仅仅取决于比值i，所以这完全可以表达转向灵敏度。比值主越小，则动力转向作用的灵敏度越高。

转向灵敏度也可以用接通动力转向时，作用到转向盘的手力和转角来评价，要求此力在20～50N，转角在10º～15º范围。

(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M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7-29所示。常将静特性曲线划分为四个区段。在输入转矩不大的时候，相当于图中段，是直线行驶位置附近小角度转向区，曲线呈低平形状，油压变化不大；汽车原地转向或调头时，输入转矩进入最大区段(图中C段)，要求助力转向效果应当最大，故油压曲线呈陡而直状上升；B区段属常用快速转向行驶区段，要求助力作用要明显，油压曲线的斜率变化应较大，曲线由较为平缓变陡。除此之外，上述三个区段之间的油压曲线过渡要求平滑，D 区段曲线就表明是一个较宽的平滑过渡区间。

图4-4 静特性曲线分段示意图

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O.85。

第五章 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。

5.1 转向梯形结构方案分析

5.1.1 整体式转向梯形

整体式转向梯形是由转向横拉杆l，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图5-1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，会影响另一侧转向轮。

图 5-1 整体式转向梯形1—转向横拉杆 2—转向梯形臂 3—前轴

当汽车前悬架采用非悬架时，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。

5.1.2 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5-2所示。断开式转向梯形的主要优点是它与前轮采用悬架相配合，能够保证一侧车轮上、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5-2 断开式转向梯形

横拉杆上断开点的位置与悬架形式有关。采用双横臂悬架，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5-3b)：

1)延长KBB与KAA，交于立柱AB的瞬心P点，由P点作直线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KAKB，交于QAB点，连PQAB直线。 3)连接S和B点，延长直线SB。

4)作直线PQBS，使直线PQAB与PQBS间夹角等于直线PKA与PS间的夹角。当S点低于A点时，PQBS线应低于PQAB线。

5)延长PS与QBSKB，相交于D点，此D点便是横拉杆铰接点(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5-3a和c。

5.2 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，

图5-3 断开点的确定

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i、o。分别为内、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

Kcotocoti………………………………………………………(5-1)

L若自变角为o，则因变角i的期望值为

ifoarccotcotoKL………………………………………(5-2)

图5-4 理想的内、外车轮转角关系简图

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i'为

i'arcsinsinoKK12cocomm2K2coscosocos2arccosmKK12cocomm2 …………………………………………………………………………………（5-3）

式中，m为梯形臂长；γ为梯形底角。

所设计的转向梯形给出的实际因变角i'，应尽可能接近理论上的期望值i。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，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0o，构成评价设计优劣的目标函数fx为

i'oiioifxoi100%…………………………(5-4) ioioi0omax将式(5-2)、式(5-3)代入式(5-4)得

arcsinsinoi2fxomaxoi0oiKK12cosoimmKarccotcotoiLK2coscosoicos2arccosmKK12cosoimmKarccotcotoiL2100%…………(5-5)

1x1式中，x为设计变量，x；omax为外转向车轮最大转角，由图

x2m7-33得

omaxarcsinLDmina2…………………………………………………（5-6）

式中，Dmin为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。

考虑到多数使用工况下转角o小于20º，且10º以内的小转角使用得更加频繁，因此取

1.5o1.00.50o10 10o20 ………………………………………(5-7)

20oomax建立约束条件时应考虑到：设计变量m及γ过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对γ的下限应设置约束条件。因γ越大，梯形越接近矩形，fx值就越大，而优化过程是求fx的极小值，故可不必对γ的上限加以。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为

mmmin0………………………………………………………………(5-8) mmaxm0………………………………………………………………(5-9)

min0 …………………………………………………………… (5-10) 梯形臂长度m设计时常取在mmin=0.11K，mmax=O.15K。梯形底角min=70º。

此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角δ不宜过小，通常取min=40º。如图7-33所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时min即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为

cosmin2coscosomax2m0……………………………(5-11)

cosmincoscosK

式中，min为最小传动角。 已知omaxarcsinLDmina2，故由式(5-11)可知，min为设计变量m及γ的

函数。由式(5-8)、式(5-9)、式(5-10)和式(5-11)四项约束条件所形成的可行域，如图5-5所示的几种情况。图5-5b适用于要求min较大，而min可小些的车型；图5-5C适用于要求min较大，而min小些的车型；图5-5a适用介于图5-5b、c之间要求的车型。

图5-5 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

。

5.3 转向传动机构强度计算

5.3.1 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j

Fj

A式中，F为作用在球头上的力；A为在通过球心垂直于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[j]≤25～30N/mm2。

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 20 22 25 27 30 转向轮负荷 ／N 到6000 6000--9000 9000--12500 12500--16000 16000--24000 球头直径 ／mm 35 40 45 50 转向轮负荷 ／N 24000--34000 34000--49000 49000--70000 70000～100000 球头销用合金结构钢12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi制造。

5.3.2 转向拉杆

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1.5～2.5。拉杆用20、30或40钢无缝钢管制成。 5.2.3 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

F2d2Ww2F2e24Wn2

式中，WW、Wn为危险断面的抗弯截面系数和抗扭转截面系数；尺寸d、e见图5-6。要求 Tn

式中，T为材料的屈服点；n为安全系数，取n=1.7～2.4。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5-6 转向摇臂受力图