第七章 转向系统设计 第一节 概述 第二节 机械式转向器方案分析 第三节 转向系统主要性能参数 第四节 机械式转向器设计与计算

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1 第七章 转向系统设计 第一节 概述 第二节 机械式转向器方案分析 第三节 转向系统主要性能参数 第四节 机械式转向器设计与计算
第七章 转向系统设计 第一节 概述 第二节 机械式转向器方案分析 第三节 转向系统主要性能参数 第四节 机械式转向器设计与计算 第六节 转向梯形

2 第一节 概述 一． 功用和分类 1．功用 保持或者改变汽车行驶方向； 转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。 2．分类 机械转向系统
第一节 概述 一． 功用和分类 1．功用 保持或者改变汽车行驶方向； 转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。 2．分类 机械转向系统 依靠驾驶员的手力转动转向盘 包括转向操纵机构、转向器、转向传动机构 动力转向系统 利用动力系统减轻驾驶员的手力

3 第一节 概述 二． 设计要求 1．转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，不应有侧滑； 需正确设计转向梯形机构
第一节 概述 二． 设计要求 1．转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，不应有侧滑； 需正确设计转向梯形机构 2．转向后，转向轮应能自动回正； 前轮定位参数能产生回正力矩，且系统逆效率较大。 3．转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动； 转向减振器 4．转向传动机构和悬架导向机构应协调工作，使车轮摆动最小；

4 二． 设计要求 5．保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。 转向轮转角尽可能大，最小转弯半径应达到轴距的2~2.5倍。
6．操纵轻便； 乘用车向一侧转动圈数不得超过2.0圈，货车不超过3.0圈； 当汽车以10km/h车速进入半径为12m的弯道时， M1类汽车最大手力为150 N。 7．逆效率低，反冲小； 8．应设置传动间隙调整机构； 9．应设置防伤装置； 10．保证转向盘与转向轮转动方向一致。

5 第二节 机械式转向器方案分析 一、机械式转向器方案分析 1．齿轮齿条式转向器 结构及工作原理

6 1．齿轮齿条式转向器 优缺点及应用 结构简单、紧凑，占用空间小，转向轮转角可以增大； 铝合金壳体，质量比较小； 传动效率高达90%；
磨损间隙可以自动消除，系统刚度高，冲击、噪声小； 制造成本低。 逆效率高（60%~70%），在不平路面上行驶时，反冲现象较严重。 广泛应用于乘用车和部分前轮采用独立悬架的客、货车上。

7 1．齿轮齿条式转向器 结构形式 中间输入，两端输出 侧面输入，中间输出 侧面输入，两端输出 侧面输入，一端输出

8 1．齿轮齿条式转向器 齿轮与齿条 普遍采用斜齿圆柱齿轮与齿条啮合。 重合度增加，运转平稳，冲击与噪声下降； 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。 工作时有轴向力作用，使轴承寿命降低； 斜齿轮的滑磨比较大。

9 1．齿轮齿条式转向器 齿条断面形状

10 1．齿轮齿条式转向器 转向器和转向梯形相对于前桥的布置形式 转向器后置，梯形后置； 转向器前置，梯形后置； 转向器后置，梯形前置；
转向器前置，梯形前置。

11 2．循环球式转向器 组成 螺杆、螺母、钢球传动副 齿条、齿扇传动副

12 2．循环球式转向器 优缺点及应用 传动效率高，可达到75%~85%； 硬度和耐磨损性能好，使用寿命长； 转向器传动比可以变化；
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。 逆效率高，反冲现象较严重； 结构复杂，制造困难，制造精度要求高。 主要用于商用车上。

13 二、防伤安全机构方案分析 目的和指标 原理及方案 转向管柱和转向轴在水平方向的后移量 作用在转向盘上的水平力
利用转向系统零件产生塑性、弹性变形或摩擦作用吸收冲击能量 转向万向传动轴 分段式转向轴 安全联轴套管 弹性联轴节 吸能转向管柱

14 分段式转向轴

15 网格状转向管柱

16 第三节 转向系统主要性能参数 一、转向器的效率 定义 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
第三节 转向系统主要性能参数 一、转向器的效率 定义 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 η+=（P1-P2）/P1 功率P3从转向摇臂轴输入，经转向轴输出，得到的效率称为逆效率 η-=（P3-P2）/P3 为了保证转向轻便，要求正效率高； 为了保证自动回正作用，需要有一定的逆效率； 为了减轻驾驶员的疲劳，防止打手作用，要求此逆效率尽可能低。

17 一、转向器的效率 转向器的正效率η+ 从类型上看，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高；
从支承形式上看，采用球轴承的效率比用滚针轴承的高； 从结构参数上看，如果忽略摩擦损失，则蜗杆和螺杆类转向器的效率 α0为螺旋线导程角； ρ为摩擦角，tanρ= f 。

18 一、转向器的效率 根据逆效率不同分类 转向器的逆效率η- 可逆式转向器 不可逆式转向器 极限可逆式转向器
如果忽略轴承等处的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率为 导程角必须大于摩擦角，通常a0 =5°~10°。

19 二、传动比的变化特性 转向系统的传动比 力传动比ip 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Fh之比
转向盘角速度ωw与同侧转向节偏转角速度ωk之比 转向器角传动比iω1 转向传动机构的角传动比 iω2 iω0 = iω1 * iω2

20 二、传动比的变化特性 力传动比与转向系统角传动比的关系 轮胎与地面之间的转向阻力Fw 作用在转向盘上的手力Fh 代入力传动比的表达式中，有
（未完）

21 二、传动比的变化特性 力传动比与转向系统角传动比的关系（续） 如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，有 从而得到
当a和Dsw不变时，力传动比ip越大，转向越轻；但iω0也越大，表明转向不灵敏。 为解决“轻”和“灵”之间的矛盾，可采用变传动比转向器。

22 二、传动比的变化特性 转向器角传动比的变化规律 由于转向传动机构角传动比近似为1，因此转向器的角传动比变化规律就代表了转向系统传动比特性。
由于转向阻力矩与车轮偏转角度大致成正比变化，则 汽车低速急转弯行驶时，转向阻力矩大，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。

23 二、传动比的变化特性 齿轮齿条式转向器变速比工作原理 要想使齿轮与齿条正确啮合，必须要保持 m1cosα1= m2cosα2
如果将齿轮制成标准齿轮，齿条的模数和压力角是变化的，且满足上式，则可以正常啮合。 （未完）

24 二、传动比的变化特性 齿轮齿条式转向器变速比工作原理 齿条中部齿的压力角最大，向两端逐渐减小； 模数也随之减少； 齿轮啮合半径减小；
转向盘相同转角下的齿条行程随之减小； 转向器的传动比逐渐增大。

25 二、传动比的变化特性 转向器角传动比的选取 乘用车：iω=17~25 商用车：iω=23~32 转向盘在中间位置时，转向器角传动比不宜太小。
过小，则对转向盘转角过分敏感，使反冲效应加大； 不宜低于15~16。

26 三、转向器传动副的传动间隙Δt 转向器传动间隙特性 传动间隙是指各种转向器中传动副（如循环球式转向器的齿扇和齿条）之间的间隙。
传动间隙特性是指该间隙随转向盘转角的变化关系。 传动间隙特性与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。 为提高直线行驶稳定性，处于转向器中间位置时最好无间隙； 为提高使用寿命，转向器磨损后通过调整应能够正常使用。

27 三、转向器传动副的传动间隙Δt 传动间隙特性曲线 传动副中间位置附近因使用频繁，磨损速度要比两端快； 因磨损导致间隙过大，必须进行间隙调整；
调整后，转向盘能圆滑地转到两端，而无卡住现象。

28 三、转向器传动副的传动间隙Δt 循环球式转向器传动间隙特性的获得 通过将齿扇齿做成不同厚度来获取必要的传动间隙。
从中间齿向两侧齿，其厚度依次递减。 加工时，使齿扇的切齿中心与工作中心不重合。 齿扇工作时绕摇臂轴的轴线中心O转动； 加工齿扇时使之绕切齿轴线O1转动； 两轴线之间的距离n称为偏心距。 偏心距n决定了传动副的传动间隙特性。 n越大，其传动间隙也越大； 一般偏心距n取0.5mm左右为宜。

29 第四节 机械式转向器设计与计算 一、转向系计算载荷的确定 用半经验公式计算汽车在沥青路面上的原地转向阻力矩
第四节 机械式转向器设计与计算 一、转向系计算载荷的确定 用半经验公式计算汽车在沥青路面上的原地转向阻力矩 f 为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7； G1为转向轴负荷（N）；p为轮胎气压（MPa）。 作用在转向盘上的手力 对于采用动力转向器的车辆，动力缸后面的零件用车轮原地转向阻力矩反算载荷，动力缸以前零件的计算载荷应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力（700N）。

30 二、齿轮齿条转向器的设计 壳体用铝合金压铸成型，质量轻。 根据计算载荷和齿轮几何参数验算其弯曲强度和接触强度。 模数 压力角 齿数 螺旋角 材料 齿轮 2~3mm 20º 5~7 9º~15º 16MnCr5 15CrNi6 齿条 保证啮合 12º~35º 保证齿条行程 保证布置角度 45，淬火后变形小

31 三、循环球式转向器参数选择 1、螺杆、钢球、螺母传动副 钢球中心距D： 是基本尺寸，影响转向器的结构尺寸和强度；
在保证强度的条件下，尽可能取得小一些； 先参考同类型车初选，验算强度后再修正。

32 1、螺杆、钢球、螺母传动副 螺杆外径D1：20~38mm 螺母内径D2：D2-D1=(5%~10%)D 钢球直径d： 钢球数量n：
每个独立环路中的钢球数

33 1、螺杆、钢球、螺母传动副 滚道截面半径R2 接触角θ 钢球的螺旋滚道截面不是圆形，而是由四段圆弧组成；
钢球与螺杆、螺母各有两点接触，在轴向力作用下不会窜动，可减少转向盘自由行程，防止转向轮偏摆； 滚道底部间隙可容纳杂质、储存润滑油。 圆弧半径应大于钢球半径，R2=(0.51~0.53)d。 接触角θ 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。 一般为45º，保证轴向力和径向力 分配均匀。

34 1、螺杆、钢球、螺母传动副 螺距P 每个环路的工作钢球圈数W 转向盘转动φ角时，螺母移动距离 s =φP /(2π)；
齿扇节圆转过的弧长 s =βp r； 得到转向器的角传动比 一般P=8~11mm，螺杆相邻滚道之间的距离b=P-d>2.5mm。 每个环路的工作钢球圈数W W增大，工作钢球数增多，接触应力降低，承载能力提高； 但钢球数量过多，将受力不均，同时螺杆增长，刚度降低。 一般转向器有两个环路，每个环路的工作钢球圈数有1.5和2.5两种。

35 2、齿条、齿扇传动副设计 变厚齿扇 齿扇的齿顶和齿根轮廓面是圆锥的一部分； 一个齿在分度圆上的齿厚沿轴线方向是变化的；
它是用滚刀相对齿扇作斜向进给运动加工得到 的，仍然是圆柱齿轮； 齿扇在齿宽方向各横截面的齿形应为模数相同 变位系数不同的齿。 齿扇的大端为正变位齿，小端为负变位齿。 齿扇节线与轴线有夹角，沿轴线方向移动 齿扇可以减少齿条齿扇间的啮合间隙。

36 2、齿条、齿扇传动副设计 变厚齿扇的计算 计算前需已知：
模数m（根据表7-2选取），压力角α0=20º~30º，齿顶高系数（1.0或0.8），径向间隙系数0.2，整圆齿数Z=12~15，齿扇宽度B=22~38mm。 参考同类型车，初选变位系数为零的 截面（0-0）到中截面（1-1）的距离a0。 根据公式 计算出 中截面的变位系数。 进而计算出大端和小端截面的变位系数。

37 四、循环球式转向器零件强度计算 钢球与滚道之间的接触应力 系数k可以通过r等参数根据表7-3查出；
F3为一个钢球与螺杆之间的正压力，与螺杆受 到的总的轴向力F'2有如下关系 式中，θ为接触角，α0为导程角。 一般接触表面硬度为58~64HRC，[σ]=2500N/mm2。

38 四、循环球式转向器零件强度计算 齿扇齿的弯曲应力 转向摇臂轴直径的确定 F为作用在齿扇齿上的圆周力；h为齿高，b为齿宽，s为齿厚。
螺杆、螺母材料一般为20CrMnTi，表面硬度58~63HRC，许用弯曲应力为540N/mm2。 转向摇臂轴直径的确定 式中，安全系数K=2.5~3.5；MR为转向阻力矩；τ0为材料扭转强度极限。 材料为20CrMnTi，表面渗碳，表面硬度58~63HRC。

39 第六节 转向梯形 一、转向梯形结构方案分析 功用： 转向梯形应保证在转弯时所有的车轮绕一个瞬时转向中心行驶，做纯滚动运动。 分类：
第六节 转向梯形 一、转向梯形结构方案分析 功用： 转向梯形应保证在转弯时所有的车轮绕一个瞬时转向中心行驶，做纯滚动运动。 分类： 转向梯形有整体式和断开式两种，分别与非独立悬架和独立悬架相配合。

40 发动机位置低或前轮驱动时可能采用前置梯形。
1、整体式转向梯形 优缺点： 结构简单，成本低，前束调整容易； 但两侧转向轮跳动时会相互影响。 发动机位置低或前轮驱动时可能采用前置梯形。 向前外侧伸出的梯形臂可能会与 车轮或制动底板干涉，布置困难。

41 横拉杆上断开点的位置与导向机构型式有关。
2、断开式转向梯形 横拉杆上断开点的位置与导向机构型式有关。 双横臂式独立悬架可以用基于三心定理的图解法确定断开点的位置。

42 二、整体式转向梯形机构的优化设计 假设轮胎为刚性轮胎，忽略轮胎侧偏角的影响。 1、汽车的运动学关系式 理论上要求内、外侧转向轮应有如下关系式

43 实际上，在转向梯形传动作用下，内、外侧转向轮转角的关系如下
1、汽车的运动学关系式 实际上，在转向梯形传动作用下，内、外侧转向轮转角的关系如下 式中，m为梯形臂长，γ为梯形底角， K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。

44 2、确定目标函数 首先，应使实际转角尽可能的接近理想转角； 考虑到不同转角工况使用频率的不同，引入加权因子。 构成评价设计好坏的目标函数 将θi和θi ′的表达式代入上式，就得到了优化设计的 目标函数。

45 2、确定目标函数（续） 其中，设计变量为 外转向车轮的最大转角为 式中，Dmin为最小转弯直径，a为主销偏移距。 加权因子

46 3、建立约束条件 m和γ过小时，会使横拉杆上的转向力过大； m过大将使转向梯形布置困难。 得到以下约束条件： 根据机械原理知识，四连杆机构传动角不宜小于40°。 根据车轮转至极限位置时的最小传动角，得到约束条件

47 3、建立约束条件 根据约束条件确定的设计变量的可行域

48 球头销的球面部分容易磨损而破坏，需校核接触强度
三、转向传动机构强度计算 1、球头销 球头销的球面部分容易磨损而破坏，需校核接触强度 式中， F为作用在球头上的力； A为球面承载部分在垂直于F力方向的平面内的投影面积。 设计初期，可根据教材表7-4中推荐的数据初选球头直径。 球头销采用合金结构钢12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi制造。

49 要利用《材料力学》有关公式验算压杆稳定性。
2、转向拉杆 拉杆应有较小的质量和足够的刚度。 一般使用20、30或40钢无缝钢管制成。 要利用《材料力学》有关公式验算压杆稳定性。 稳定性安全系数不小于1.5~2.5。 3、转向摇臂 摇臂承受弯扭组合作用，危险断面在摇 臂根部，应按第三强度理论验算其强度。 σT为材料屈服极限，安全系数n=1.7~2.4。