城市SUV汽车循环球式转向系统设计（含CAD图纸和文档）
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车辆与动力工程学院毕业设计说明书城市SUV汽车循环球式转向系统设计摘 要汽车在行驶过程中，经常需要改变行驶方向，汽车转向系是汽车转向运动的装置，该系统由操纵机构，转向器，传动机构三部分组成，作为整车的一个重要总成，是影响汽车操纵稳定性和行驶安全性的关键系统之一。本文即完成了与长城哈弗H5欧风版（两驱）独立悬架系统相配用的循环球式转向系统设计。在城市SUV汽车循环球式转向系统设计过程中，首先确定汽车转向系统的结构型式为机械转向，明确转向系的主要设计要求，选择长城哈弗H5欧风版（两驱）作为设计的基础车型，参考该车型的主要技术参数，逐步确定了转向系的主要性能参数，例如转向系的力传动比ip=203.66、作用在方向盘上的手力h=128.45N等。其次进行了循环球式转向器结构型式选择及其设计计算，确定了循环球式转向器的角传动比转向器的角传动比i=17.15，完成了螺杆-钢球-螺母传动副及齿条-齿扇传动副的设计，并对循环球式转向器的重要零件进行了强度校核，如对钢球与滚道间的接触应力及转向摇臂轴强度的校核，结果均符合设计要求。最后设计了转向传动机构。长城哈弗H5欧风版（两驱）的前悬架系统采用了麦弗逊式独立悬架，所以本次设计相应采用分段式转向梯形机构，用图解法确定了转向横拉杆的断开点位置，并验证了内外轮转角关系，对转向系的转向梯形进行了优化设计，得到了良好的转向梯形特性，最终完成了循环球式转向系统设计，确保将该设计方案运用到车辆上时具有良好的转向性能。关键词：城市SUV，转向系统,机械转向,循环球式转向器,断开式转向梯形56URBAN SUV RECIRCULATING BALL STEERING SYSTEM DESIGNABSTRACTA car in motion need to change the direction of travel frequently. Automobile steering system is a vehicle steering movement device. The system consists of control mechanism, steering and transmission. As an important vehicle assembly, it is a critical system affecting vehicle handling and stability and driving safety. In this thesis I completed a recirculating ball steering system design matched with the Great Wall Motor Haval H5 European style (two-drive) independent suspension system.Firstly, in the process of recirculating ball steering system design of urban SUV, I determined the structure type of automobile steering system as the mechanical steering, cleared the main design requirements of steering system and Selected the Great Wall Motor Haval H5 European style (two-drive) as the basis model of design, made the main technical parameters of this model as known parameters, gradually established the main steering system performance parameters, such as the steering force transmission ratio is ip=203.66, the practicing hand on the steering wheel is h=128.45N. Secondly, I proceed to select recirculating ball-style steering gear structure type and completed the design calculation of it, identified the recirculating ball steering angle transmission ratio i=17.15, completed the design of the screw - ball - nut transmission pair and racks teeth fan gear pair and made the strength check of important parts of the recirculating ball steering, such as the contact stress between balls and raceway and the steering arm shaft strength check. Finally, I designed the steering linkage. The front suspension of Great Wall Motor Haval H5 European style (two-drive) uses MacPherson independent suspension system. Therefore, this design corresponding uses a segmented steering linkage, determined disconnect position of steering tie rod graphically and verified the relationship between internal and external rotation angle, got a good feature of steering trapezoid, and then I completed the recirculating ball steering system design, ensure that the design can be applied to the vehicle with good steering performance. KEY WORDS: Urban SUV, The Steering System, Mechanical Steering, Recirculating Ball Steering, The Separation Type Steering Trapezoid目 录第一章 转向系统概述11.1 汽车转向系统11.1.1 机械转向系11.1.2 动力转向系21.1.3 转向系的主要设计要求31.2 转向器及转向操纵机构41.2.1 转向器的传动效率及转向盘自由行程41.2.2 循环球式转向器51.2.3 转向操纵机构61.3 哈弗H5欧风版（两驱）技术参数8第二章 转向系的主要性能参数102.1 转向系的效率102.2 转向系的角传动比与力传动比112.2.1 角传动比112.2.2 力传动比122.2.3 转向器角传动比的变化规律152.3 转向器的传动间隙特性172.4 转向系的刚度及转向盘的总转动圈数172.4.1 转向系的刚度172.4.2 转向盘的总转动圈数19第三章 循环球式转向器结构型式选择及其设计计算203.1 循环球式转向器的角传动比213.2 螺杆-钢球-螺母传动副223.3 齿条-齿扇传动副253.4 循环球式转向器零件的强度计算323.4.1 钢球与滚道间的接触应力323.4.2 螺杆在弯扭联合作用下的强度计算353.4.3 转向摇臂轴直径的确定36第四章 转向传动机构设计374.1 转向传动机构概述374.2 转向梯形机构设计404.2.1 整体式转向梯形机构设计404.2.2 分段式转向梯形机构454.3 转向传动机构的臂、杆与球销474.3.1 转向摇臂的强度计算494.3.2 转向纵拉杆与横拉杆的计算504.3.3 球销的强度与耐磨性校核51结 论52参考文献53致 谢54符号说明转向系的效率L轴距，mmB1前轮距，mm螺杆的螺线导程角，摩擦系数i转向系的角传动比rh转向盘的半径，mma主销偏移距，mmTr转向阻力矩，NmmG1转向轴的载荷，N主销内倾角，主销后倾角，h转向盘上的手力，NCs转向系的刚度rw齿扇的啮合半径，mmt螺杆或螺母上的钢球滚道的螺距，mmdb钢球直径，mm0螺线导程角，rc螺杆与螺母的滚道截面的圆弧半径，mm钢球与滚道的接触角，m模数d螺杆外径，mmE材料弹性模量s屈服极限，MPa0扭转强度极限，MPa第一章 转向系统概述1.1 汽车转向系统汽车在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓汽车转向。就轮式汽车而言，实现汽车转向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，使汽车转向桥（一般是前桥）上的车轮（转向轮）相对于汽车纵轴线偏转一定角度。在汽车直线行驶时，往往转向轮也会受到路面侧向干扰力的作用，自动偏转而改变行驶方向。此时，驾驶员也可以利用这套机构使转向轮向相反方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，即称为汽车转向系统（俗称汽车转向系）。因此，汽车转向系的功用是，保证汽车能按驾驶员的意志而进行转向行驶。汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。1.1.1 机械转向系机械转向系以驾驶员的体力作为转向能源，其中所有传力件都是机械的。机械转向系由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部分组成。图1-1 机械转向系示意图1-转向盘；2-转向轴；3-转向万向节；4-转向传动轴；5-转向器；6-转向摇臂；7-转向直拉杆；8-转向节臂；9-左转向节；10、12-梯形臂；11-转向横拉杆；13-右转向节图1-1所示为机械转向系的组成和布置示意图。当汽车转向时，驾驶员对转向盘1施加一个转向力矩。该力矩通过转向轴2、转向万向节3 和转向传动轴4输入转向器5。经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向摇臂6，再经过转向直拉杆7传给固定于左转向节9上的转向节臂8，使左转向节和它所支承的左转向轮偏转。为使右转向节13及其支承的右转向轮随之偏转相应角度，还设置了转向梯形。转向梯形由固定在左、右转向节上的梯形臂10、12和两端与梯形臂作球铰链连接的转向横拉杆11组成。从转向盘到转向传动轴这一系列部件和零件属于转向操纵机构。由转向摇臂至转向梯形这一系列部件和零件（不含转向节）均属于转向传动机构。目前，许多国内外生产的新车型在转向操纵机构中采用了万向传动装置（转向万向节和转向传动轴）。这有助于转向盘和转向器等部件和组件的通用化和系列化。只要适当改变转向万向传动装置的几何参数，便可满足各种变型车的总布置要求。即使在转向盘与转向器同轴线的情况下，其间也可采用万向传动装置，以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体（驾驶室、车架）的变形所造成的二者轴线实际上的不重合。转向盘在驾驶室安置位置与各国交通法规规定车辆靠道路左侧还是右侧通行有关。包括我国在内的大多数国家规定车辆右侧通行，相应地应将转向盘安置在驾驶室左侧。这样，驾驶员的左方视野较广阔，有利于两车安全交会。相反，在一些规定车辆靠左侧通行的国家和地区使用的汽车上，转向盘则应安置在驾驶室右侧。1.1.2 动力转向系动力转向系是兼用驾驶员体力和发动机动力为转向能源的转向系。在正常情况下，汽车转向所需能量，只有一小部分由驾驶员提供，而大部分是由发动机通过动力转向装置提供的。但在动力转向装置失效时，一般还应当能由驾驶员独立承担汽车转向任务。因此，动力转向系是在机械转向系的基础上加设一套动力转向装置而形成的。对最大总质量在50t以上的重型汽车而言，一旦动力转向装置失效，驾驶员通过机械传动系加于转向节的力远不足以使转向轮偏转而实现转向。故这种汽车的动力转向装置应当特别可靠。1.1.3 转向系的主要设计要求一、汽车转弯行驶时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。二、保证汽车有较高的机动性(转弯半径小)。三、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。四、汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自激振动，转向盘没有摆动。五、悬架导向机构和转向传动机构共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应尽可能小。六、操纵轻便，转向时，施加在转向盘上的切向力，对乘用车不应超过150200N，对商用车不应超过500N。七、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。八、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。九、在车祸中，当转向盘和转向轴由于车架或车身变形而后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。十、进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。正确设计转向梯形机构，可以使第一项要求得到保证。转向系中设置有转向减振器时能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。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22.5 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。没有配置动力转向的乘用车，在行驶中转向，此力应为50100N；有动力转向时，此力在2050N。当商用车从直线行驶状态，以10km/h 的速度在柏油或水泥的水平路段上转入沿半径为12m 的弯道上行驶，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。乘用车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过2 圈，商用车则要求不超过3 圈。1.2 转向器及转向操纵机构1.2.1 转向器的传动效率及转向盘自由行程转向器是转向系的减速传动装置，一般有12级减速传动副。它可按传动副的结构形式分类。曾经出现过的转向器结构形式很多，但有些已被淘汰。目前在汽车上广泛采用的有齿轮齿条式、循环球-齿条齿扇式、循环球-曲柄指销式和蜗杆曲柄指销式等几种结构形式。一、转向器传动效率转向器的输出功率与输入功率之比称为转向器传动效率。在功率由转向轴输入，由转向摇臂输出的情况下求得的传动效率称为正效率，而传动方向与上述相反时求得的效率则称为逆效率。逆效率很高的转向器很容易将经转向传动机构传来的路面反力传到转向轴和转向盘上，故称为可逆式转向器。可逆式转向器有利于汽车转向结束后转向轮和转向盘自动回正，但也能将坏路面对车轮的冲击力传到转向盘，发生“打手”情况。逆效率很低的转向器称为不可逆式转向器。不平道路对转向轮的冲击载荷输入到这种转向器，即由其中各传动零件（主要是传动副）承受，而不会传到转向盘上。路面作用于转向轮上的回正力矩同样也不能传到转向盘。这就使得转向轮自动回正成为不可能。此外，道路的转向阻力矩也不能反馈到转向盘，使得驾驶员不能得到路面反馈信息（所谓丧失“路感”），无法据以调节转向力矩。逆效率略高于不可逆式的转向器称为极限可逆式转向器。其反向传力性能介于可逆式和不可逆式之间，而接近于不可逆式。采用这种转向器时，驾驶员能有一定的路感，转向轮自动回正也可实现，而且只有在路面冲击力很大时，才能部分地传到转向盘。现代汽车上一般不采用不可逆式转向器。经常在良好路面上行驶的汽车多采用可逆式转向器。极限可逆式转向器多用于中型以上越野汽车和工矿用自卸汽车。二、转向盘自由行程单从转向操纵灵敏而言，最好是转向盘和转向节的运动能同步开始并同步终止。然而，这在实际上是不可能的。这是因为在整个转向系中各传动件之间都必然存在着装配间隙，而且这些间隙将随着零件的磨损而增大。在转向盘转动过程的开始阶段，驾驶员对转向盘所施加的力矩很小，因为只是用来克服转向系内部的摩擦，使各传动件运动到其间的间隙完全消除。故可以认为这一阶段是转向盘空转阶段。此后，才需要对转向盘施加更大的转向力矩以克服经车轮传到转向节上的转向阻力矩，从而实现使各转向轮偏转的目的。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，否则将使转向灵敏性降低。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1015。当零件磨损严重到使转向盘自由行程超过时2530，则必须进行调整。1.2.2 循环球式转向器本次设计重点介绍循环球式转向器。循环球式转向器也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，第一级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副或滑块曲柄销传动副。图1-2 解放CA1040系列轻型载货汽车转向器1-转向器壳体；2-推力角接触球轴承；3-转向螺杆；4-转向螺母；5-钢球；6-钢球导管卡；7-钢球导管；8-六角头锥形螺塞；9-调整垫片；10-上盖；11-转向柱管总成；12-转向轴；13-转向器侧盖衬垫；14-调整螺钉；15-螺母；16-侧盖；17-孔用弹性挡圈；18-垫片；19-摇臂轴衬套；20-齿扇轴摇臂轴；21-油封图1-2所示为解放CA1040系列轻型载货汽车的循环球-齿条齿扇式转向器1。转向螺杆3的轴颈支承在两个推力角接触球轴承2上。轴承紧度可用调整垫片9调整。转向螺母4外侧的下平面上加工成齿条，与齿扇轴（即摇臂轴）20上的齿扇啮合。可见转向螺母既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。为了减少转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，二者之间的螺纹以沿螺旋槽滚动的许多钢球5代之，以实现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的近似半圆的螺旋槽。两者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面的螺旋管状通道。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7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合成两条各自独立的封闭的钢球“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。故在转向器工作时，两列钢球只是在各自的封闭流道内循环，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20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14旋装在侧盖16上。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，则啮合间隙减小，反之则啮合间隙增大。循环球式转向器的正传动效率很高（可达90%95%），故操纵轻便，使用寿命长，工作平稳、可靠。但其逆效率也很高，容易将路面冲击力传到转向盘。不过，对于前轴轴载质量不大而又经常在平坦路面上行驶的轻、中型载货汽车而言，这一缺点影响不大。因此，循环球式转向器已广泛应用于各类各级汽车。1.2.3 转向操纵机构一、转向盘的尺寸及布置转向盘有轮毂、轮缘和轮辐组成。若采用大直径的转向盘，会使驾驶人员进出驾驶室感到困难；若采用小直径的转向盘，则在转向时要求驾驶人员施加较大的力量。转向盘布置过高会影响人对道路和仪表盘的视野；转向盘布置过低，则在操纵离合器、制动踏板时影响驾驶人员腿部的动作。在选择转向盘直径时，应考虑与汽车的类型和大小相适应。乘用车、小型客车、小型商用车的转向盘直径参考直径为400mm；中型客车、中型商用车的转向盘参考直径为450mm 或者500mm；大型客车和大型商用车的转向盘的参考直径为550mm。二、转向轴的防伤安全措施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：汽车在正面碰撞时，转向盘、转向管柱和转向器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，转向管柱和转向轴后移量在水平方向上不得大于127mm；在台架试验中，用人体模型的躯干以图1-3 防伤转向传动轴简图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，见GB11557-1998。为此，需要在转向系中设计并安装能吸收冲击能量的机构，或者采取能减轻驾驶员受伤程度的措施。吸收能量的方法是使有关的转向系零件在撞击时产生塑性变形、弹性变形或摩擦等来实现。当转向轴采用万向节连接的结构，可以通过合理布置保证在汽车正面碰撞时，防止转向轴等向车身内移动，如图1-34所示。这种结构虽然不能吸收碰撞能量，但其结构简单，主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就处在图中双点划线的位置，转向盘没有后移便不会影响驾驶员安全。转向轴上设置有万向节不仅提高安全性，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，拆装容易。1.3 哈弗H5欧风版（两驱）技术参数本次设计以长城SUV哈弗H5欧风版（两驱）为基础车型，进行循环球式转向系统设计。该车型的主要技术参数列于表1-1至表1-3。表1-1 哈弗H5欧风版（两驱）发动机型式及参数发动机结构型式与技术参数发动机型号三菱4G63S4M型式四缸、直列、水冷、单顶置凸轮轴、四冲程、多点电喷汽油机缸径行程(mm)8588排量(L)1.997压缩比10:01额定功率及相应转速(kW/rpm)90/5250最大转矩及相应转速(Nm/rpm)170/2500-3000怠速稳定转速(r/min)75050最大净功率(kW)85表1-2 哈弗H5欧风版（两驱）车轮和轮胎主要参数车轮和轮胎轮胎类型无内胎子午线轮胎轮胎规格235/65 R17轮辋规格5深槽轮辋177J轮胎气压230kPa车轮偏距 +38mm表1-3 哈弗H5欧风版（两驱）整车基本参数整车基本参数车型哈弗H5欧风版（SUV）型式42额定载客(人)5整车整备质量(kg)1705最大总质量(kg)2180轴荷分配空载前轴(kg)875后轴(kg)830满载前轴(kg)975后轴(kg)1205外形尺寸长(mm)4649宽(mm)1810高(mm)1745轴距(mm)2700轮距前(mm)1515后(mm)1520最小离地间隙(mm)200最小转弯直径(m)13前悬(mm)899后悬(mm)1050接近角()22离去角()27.5四轮定位（空载）前轮前束(mm)02前轮外倾角()030主销内倾角()123030主销后倾角()33030主销偏移距(mm)16 第二章 转向系的主要性能参数2.1 转向系的效率转向系的效率由转向器的效率和转向操纵及传动机构的效率决定，即= （2-1）转向器的效率又有正效率+与逆效率-之分。转向摇臂轴输出的功率（P1-P2）与转向轴输入功率P1之比，称为转向器的正效率：+=P1-P2P1 （2-2）式中P2转向器的摩擦功率。反之，即转向轴输出的功率（P3-P2）与转向摇臂轴输入的功率P3之比，称为转向器的逆效率：=P3-P2P3 （2-3）正效率愈大，转动转向轮时转向器的摩擦损失就愈小，转向操纵就愈容易。转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等是影响转向器正效率的主要因素。循环球式转向器的传动副为滚动摩擦，摩擦损失小，其正效率+可达85；蜗杆指销式和蜗杆滚轮式转向器的传动副存在较大滑动摩擦，效率较低。对于蜗杆和螺杆类转向器，如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦，则其正效率+为+=tantan+ （2-4）式中 螺杆的螺线导程角，=655； 摩擦角，=tan-1； 摩擦系数，取=0.01。则 =tan-10.01=34 +=tan655tan655+34=92.3% 逆效率表示转向器的可逆性。根据逆效率值的大小，转向器又可分为可逆式、极限可逆式与不可逆式三种。可逆式转向器的逆效率较高，这种转向器可将路面作用在转向轮上的大部分力传递到转向盘上，使司机的路感好。在汽车转向后也能保证转向轮与转向盘的自动回正，使转向轮行驶稳定。但在坏路面上，当转向轮上作用有侧向力时，转向轮受到的冲击大部分会传给转向盘，容易产生“打手”现象，同时转向轮容易产生摆振。因此，可逆式转向器宜用于在良好路面上行驶的车辆。循环球式和齿轮齿条式转向器均属于这一类5。不可逆式转向器不会将转向轮受到的冲击力传到转向盘上。由于它既使司机没有路感，又不能保证转向轮的自动回正，现代汽车已不采用。极限可逆式转向器介于上述两者之间。其逆效率较低，适用于在坏路面上行驶的汽车。当转向轮受到冲击力时，其中只有较小的一部分传给转向盘。如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦，则蜗杆和螺杆类转向器的逆效率为-=tan-tan （2-5）式中及见式（2-4）下的说明。则-=tan655-34tan655=91.7% 由式（2-4）、（2-5）可见：增大导程角不仅能提高正效率，也会提高逆效率，故不宜取得过大。当时，逆效率-0，这时转向器为不可逆式。因此应使min，通常螺线的导程角取为810。通常，由转向盘至转向轮的效率即转向系的正效率+的平均值为0.670.82；当向上述相反方向传递力时逆效率-的平均值为0.580.63。转向操纵及传动机构的效率用于评价在这些机构中的摩擦损失，其中转向轮转向主销等的摩擦损失约为转向系总损失的40%50%，而拉杆球销的摩擦损失约为转向系总损失的10%15%。2.2 转向系的角传动比与力传动比2.2.1 角传动比转向盘转角的增量与同侧转向节转角的相应增量之比，称为转向系的角传动比i。转向盘转角的增量与转向摇臂轴转角的相应增量之比，称为转向器的角传动比i。转向摇臂轴转角的增量与同侧转向节转角的相应增量之比，称为转向传动机构的角传动比i。它们之间的关系为i=ii= （2-6）i= （2-7）i= （2-8）式中 i转向系的角传动比； i转向器的角传动比； i转向传动机构的角传动比； 转向盘转角的增量； 转向摇臂轴转角的增量； 同侧转向节转角的相应增量。转向传动机构的布置，通常取其在中间位置时使转向摇臂及转向节臂均垂直于其转向纵拉杆，而在向左和向右转到底的位置时，应使转向摇臂与转向节臂分别与转向纵拉杆的交角相等。这时，转向传动机构的角传动比亦可取为i=31 （2-9）式中 1转向摇臂长； 3转向节臂长。现代汽车转向传动机构的角传动比多在0.851.1之间，即近似为1。故研究转向系的角传动比时，为简化起见往往只研究转向器的角传动比及其变化规律即可。2.2.2 力传动比转向系的力传动比ip为从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2w与作用在转向盘上的手力h之比，即ip=2wh （2-10）经推导得ip=irha （2-11）式中 i转向系的角传动比，取ii=17.15 rh转向盘的半径，根据车型不同可在180275范围内按国家标准系列选取，rh=190mm； a主销偏移距。即由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的交线的距离。通常货车的a值为4060mm；轿车取0.40.6倍的胎面宽度，哈弗H5正偏距a=16mm；则ip=17.1519016=203.66 转向传动机构的力传动比ip等于转向车轮的转向阻力矩Tr与转向摇臂的力矩T之比值1。ip与转向传动机构的结构布置型式及其杆件所处的转向位置有关。对于非独立悬架汽车的转向传动机构来说，当转向轮由转向传动机构带动而转向且处于图3-1(a)所示虚线位置时，其转向摇臂上的力矩为T=0.5Tr1/3+0.5Tr1/3m/mR （2-12）转向传动机构的力传动比为ip=TrT=23/1mR/m+mR （2-13）式中 1，3，m，mR转向传动机构处于图2-1(a)所示虚线位置时的有关计算用尺寸（见该图）。图2-1 转向系统简图（a）与非独立悬架转向轮匹配时；（b）与独立悬架转向轮匹配时；1-转向摇臂；2，4-转向纵拉杆及横拉杆；3-转向节臂；5-转向梯形臂；6-悬架；7-摆杆在最恶劣的转向条件下，例如在干而粗糙的转向轮支承面上作原地转向，转向车轮的转向阻力矩Tr由转向车轮相对于主销轴线的滚动阻力矩T1、轮胎与地面接触部分的滑动摩擦力矩T2以及转向车轮的稳定力矩或自动回正力矩所形成的阻力矩T3组成。即Tr=T1+T2+T3 （2-14）且T1=G1 a （2-15）T2=G1x （2-16）T3=aG1 sin1+sin2+cos1+cos2 （2-17）式中 G1转向轴的载荷； a滚动阻力的力臂，或主销偏移距。 车轮的滚动阻力系数，计算时可取=0.015 主销内倾角； 主销后倾角； 1、2内、外转向轮的平均转角； 附着系数，计算时取=0.850.9；x滑动摩擦力矩T2的力臂： x=0.5r2-rj2 （2-18） r,rj车轮的自由半径和静半径，计算时可近似地取rj=0.96r。在实际计算中常取转向传动机构的力传动比ip计算转向摇臂轴上的力矩TT=Trip （2-19）式中 转向传动机构的效率，一般取0.850.9。转向时在转向盘上的切向力可由下式求得h=Tiprh+ （2-20）式中 ip转向器的力传动比； rh转向盘的半径； +转向器的正效率。由以上两式可见：当转向阻力矩Tr一定时，增大力传动比ip， ip就能减小作用在转向盘上的切向力h，使操纵轻便。这里还应指出：当汽车在行驶过程中转向时，上述转向轮与地面间的滑动摩擦阻力矩T2比汽车在原地转向时的要小许多倍，且与车速有关。精确地计算这些力是困难的，常用足够精确的半经验公式3来计算汽车在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩Tr，即Tr= 3G13P （2-21）式中 轮胎和路面间的滑动摩擦因数，取=0.7。 G1转向轴载荷，G1=8575N。 P轮胎气压，P=0.23MPa。则Tr=0.73857530.23=386335N.mm 作用在转向盘上的手力为h=21Tr3Dhi+ （2-22）式中 Dh转向盘直径，Dh=380mm。则h2TrDhi+=Trrhi+=38633519017.1592.3%=128.45N2.2.3 转向器角传动比的变化规律图2-2 转向器角传动比i的变化特性曲线转向器的角传动比i是一个重要参数，它影响着汽车的许多转向性能。由于增大角传动比可以增大力传动比，因此转向器的角传动比不仅对转向灵敏性和稳定性有直接影响，而且也影响着汽车的操纵轻便性。由式（2-6）并考虑到i1，可以看出：转向轮的转角与转向器的角传动比i成反比。i增大会使在同一转向盘转角下的转向轮转角变小，使转向操纵时间变长，汽车转向灵敏性降低。因此转向“轻便性”与“灵敏性”是产品设计中遇到的一对矛盾。采用可变角传动比的转向器可协调对“轻便性”和“灵敏性”的要求。而转向器角传动比的变化规律又因转向器的结构型式和参数的不同而异。图2-2给出了几种典型的转向器角传动比变化规律。由该图可见：转向器的角传动比i随转向盘转角的变化特性有不变（曲线3）和可变之分。后者又有多种变化规律。其中曲线1为转向盘在中间位置时，i较小，向左、右转动时则逐步增大；曲线4则与之相反。曲线2为蜗杆双销式转向器的角传动比特性曲线，是周期重复的。曲线5则为蜗杆单销式转向器的角传动比特性曲线，这时转向器蜗杆在中间位置的螺距较小，而至两端则逐渐增大。应根据车型和使用条件的不同来合理选择i及其变化特性。对高速车辆来说，转向盘处于中间位置时的转向器角传动比i不宜过小，否则会在高速直线行驶时对转向盘的转角过分敏感。转向盘处于中间位置即汽车直行时的转向器角传动比不宜小于15166。对于轿车和轻型以下的货车，因前轴负荷不大，在转向盘的全转角范围内不存在转向沉重问题，而具有动力转向的车辆，其转向阻力矩由动力装置克服，故在上述两种情况下均有可能选择较小的角传动比和减少转向盘转动的总圈数，以提高汽车的转向灵敏性。其角传动比i宜采用转向盘处于中间位置时具有较大值而在左、右两端具有较小值的变化特性，如图2-2的曲线4及5所示。对于没有装动力转向的大客车和中型及以上的载货汽车，因转向轴负荷大，而转向传动机构的力传动比ip在转向过程中是变化的，使急转弯时的操纵轻便性问题显得十分突出，故转向器角传动比的理想特性应当是中间小两端大的曲线，如图2-2的曲线1所示。现代汽车转向器的角传动比也常采用不变的数值：轿车取i=1422；货车取i=2025。汽车的转向车轴负荷较轻时，应选用较小值。2.3 转向器的传动间隙特性转向器的传动间隙是指转向器传动副之间的间隙。该间隙随转向盘转角的改变而改变。通常将这种变化关系称为转向器的传动间隙特性。研究该传动间隙特性的意义在于它对汽车直线行驶时的稳定性和转向器的寿命都有直接影响。当转向盘处于中间位置即汽车作直线行驶时，如果转向器有传动间隙则将使转向轮在该间隙范围内偏离直线行驶位置而失去稳定性。为防止这种情况发生，要求当转向盘处于中间位置时转向器的传动副为无隙啮合。这一要求应在汽车使用的全部时间内得到保证。汽车多直行行驶，因此转向器传动副在中间部位的磨损量大于其两端。为了保证转向器传动副磨损最大的中间部位能通过调整来消除因磨损而形成的间隙，调整后当转动转向盘时又不致于使转向器传动副在其他啮合部位卡住。为此应使传动间隙从中间部位到两端逐渐增大，并在端部达到其最大值（旷量转角约为2535），如图2-32所示，以利于对间隙的调整及提高转向器的使用寿命。不同结构的转向器其传动间隙特性亦不同。图2-3 转向器的传动间隙特性1-转向器的径向旷量；2-转向器的轴向旷量2.4 转向系的刚度及转向盘的总转动圈数2.4.1 转向系的刚度转向系的各零、部件尤其是一些杆件均具有一定的弹性，这就使得转向轮的实际转角s要比司机转动转向盘并按转向系角传动比换算至转向轮的转角0要小，这样就会有不足转向的趋势。转向系刚度Cs对轮胎的侧偏刚度影响也很大。如果令C为不考虑转向系刚度时的轮胎侧偏刚度，而C为考虑转向系刚度时的轮胎侧偏刚度（称为等价刚度），则有以下关系：C=C1+CCsb （2-23）式中 Cs整个转向系的刚度；b拖后距（后倾拖距与轮胎拖距之和），见图2-4。由上式可见：当Cs值很大时，CC，即前轮的侧偏刚度近似为C；当Cs值很小时，前轮的侧偏刚度为C且Cd，符合要求。图3-4 循环球转向器的椭圆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（见图3-4）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（图3-4）。钢球以三点（见图3-4中的A，B，C）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。接触角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。增大将使径向力增大而轴向力减小；反之则相反。通常多取45，以使径向力与轴向力的分配均匀。螺距t和螺旋线导程角0：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。工作钢球的总圈数W：决定于接触强度。总圈数增多钢球亦增多，则可降低接触应力、提高承载能力。一般有2.5、3 和5圈的，当W2.5时则应采用两个独立的环路7。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0.81.2mm，重型汽车和前轴负荷大的汽车的转向器，渗碳层深度可达1.051,45mm。淬火后表面硬度为HRC5864。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0.0020.003mm），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。3.3 齿条-齿扇传动副齿条-齿扇传动副如图3-1的3、4所示。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O1转动，如图4-5所示，O1相对于摇臂轴的中心O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=2rtan=2tanrw-ncosn2cos2+rw2-n2 （3-9）图3-5 为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图式中 r径向间隙； 啮合角； rw齿扇的分度圆半径； 摇臂轴的转角。当，rw确定后，根据上式可绘制如图3-6所示的线图，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。图3-6 用于选择偏心n的线图15相应于n=0.25，0.5，1.0，1.5，2.0mm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0.200.30mm即可10。齿扇的齿厚沿齿宽方向变化，故称为变厚齿扇。其齿形外观与普通的直齿圆锥齿轮相似。用滚刀加工变厚齿扇的切齿进给运动如图3-7所示。滚刀图3-7 用滚刀加工变厚齿扇的进给运动相对工件作垂向进给的同时，还以一定的比例作径向进给，两者合成为斜向进给。这样即可得到变厚齿扇。变厚齿扇的齿顶及齿根的轮廓面为圆锥面，其分度圆上的齿厚是成比例变化的，形成变厚齿扇，如图3-8所示。在该图中若0-0截面原始齿形的变位系数=0，则位于其两侧的截面-和-分别具有0和0，即截面-的齿轮为正变位齿轮，而截面-的齿轮为负变位齿轮。即变厚齿扇在其整个齿宽方向上是由无穷多的原始齿形变位系数逐渐变化的圆柱齿轮所形成。因为在与0-0平行的不同截面中，其模数m不变、齿数亦同，故其分度圆及基圆亦不变，即为分度圆柱和基圆柱。其不同截面位置上的渐开线齿形，均为在同一基圆柱上展开的渐开线，仅仅是其轮齿的渐开线齿形离基圆的位置不同而已，故应将其归入圆柱齿轮范畴，而不应归于直齿圆锥齿轮范围，虽然它们从外观上更相似，因为直齿圆锥齿轮轮齿的渐开线齿形的形成基准是基锥。变厚齿扇齿形参数的计算:通常取齿扇宽度的中间位置作基准截面，如图3-9所示的截面A-A。由该截面至大端（截面B-B）时，各截面处的变位系数均取正，向小端（截面C-C）时，变位系数由正变为零（截面0-0）再变为负值。设截面0-0至截面A-A的距离为a0，则a0=Amtan （3-10）式中 A在截面A-A处的原始齿形变位系数；图3-8 变厚齿扇的截面 m模数； 切削角，（见图3-9）。由式（3-10）可知：当齿扇的模数m及切削角选定后，各截面处的变位系数取决于该截面与基准截面间的距离a（见图3-9）。图3-9 变厚齿扇的齿形计算用图变厚齿扇基准截面（截面A-A）处的齿形计算可按表3-2进行，计算前应将先选定的参数也列在该表中。其中齿扇模数m是根据前桥负荷及汽车的装载质量的不同参考表3-1选取；法向压力角0一般为2030；切削角常见的有630和730两种；齿顶高系数1一般取0.8或1.0；整圆齿数z一般在1218范围内选取；齿扇宽度一般在2228mm, 范围内选取12。表3-1 各类汽车循环球转向器的齿扇模数各类汽车循环球转向器的齿扇模数齿扇模数m/mm3.03.54.04.55.06.06.5轿 车排量/m550100018001600200020002000前桥负荷/kN3.53.84.77.3757.09.08.311.01.011大客车和货 车前桥负荷/kN3.05.04.57.55.518.57.019.59.02417372344最大载质量/kg350100025002700400060008000表3-2 变厚齿扇基准截面（A-A）处的齿形参数选择与计算 mm参数名称参数的选择与计算参数名称参数的选择与计算整圆齿数z通常在1218范围内选取齿顶高h1h1=1m模数mm参考表4-1选取齿根高h2h2=2m法向压力角02030齿全高hh=h1+h2=1+2 m切削角常用630和730径向间隙cc=h2-h1=2-1m齿扇宽度F通常取2238齿顶圆直径DD=z+21+2Am齿顶高系数11.0或0.8分度圆弧齿厚ss=2+2Atan0m齿根高系数22齿顶圆压力角11=cos-1dDcos0 变位系数AA齿顶圆弧齿厚s1s1=Dsd-inv1-inv0分度圆直径dd=mz说明：基准截面见图3-9的截面A-A，为齿扇宽度的中间位置处的截面。最大变位系数截面即截面B-B（见图3-9），应对该截面的齿形作齿顶变尖的核算，如表3-3所示。表3-4给出了循环球式转向器的一些参数，供设计时参考。表3-3 最大变位系数截面（截面B-B）齿顶变尖核算 mm参数名称参数的选择与计算该截面相对于标准截面的变位系数BB最大变位系数maxmax=A+B=A+F2mtan 截面B-B处的齿顶圆直径DBDB=z+21+2maxm 截面B-B处的齿顶圆压力角BB=cos-1dDBcos0 截面B-B处的分度圆弧齿厚sBsB=2+2maxtan0m 截面B-B处的齿顶圆弧齿厚sB1sB1=DBsBd-invB-inv0 说明：一般容许的齿顶圆弧齿厚的最小值为： 0.250.30m 当m=34时 0.200.25m 当m=46时 0.100.20m 当m=78时表3-4 循环球式转向器的一些结构参数 mm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摇臂轴外径3.0207.938516 405.556732 2230630 730223.5238.7311132 455.556732 2230630 730264.0259.52538 486.35014 2230630 730295.02910.3191332 627.114932 27630 730356.03410.3191332 727.114932 27630 730386.53810.3191332 827.114932 27630 73042根据表3-1、表3-4，选取转向器主要参数，列于表3-5，变厚齿扇基准截面（A-A）处的齿形参数计算结果见表3-6，最大变位系数截面（截面B-B）齿顶变尖核算结果见表3-7。表3-5 循环球式转向器的主要参数参数名称参数值参数名称参数值齿扇模数4.0mm钢球中心距25mm摇臂轴直径30mm钢球直径6.350mm螺距9.525mm工作圈数1.5螺母长度50mm环流行数2齿扇齿数5齿扇整圆齿数13齿扇压力角2230齿扇切削角630齿扇宽25mm表3-6 变厚齿扇基准截面（A-A）处的齿形参数计算结果 mm参数名称参数的选择与计算参数名称参数的选择与计算整圆齿数z13齿顶高h14模数m4.0齿根高h25法向压力角02230齿全高h9切削角630径向间隙c1齿扇宽度F25齿顶圆直径D61.12齿顶高系数11.0分度圆弧齿厚s6.75齿根高系数21.25齿顶圆压力角13811变位系数A0.14齿顶圆弧齿厚s11.91分度圆直径d52表3-7 最大变位系数截面（截面B-B）齿顶变尖核算结果 mm参数名称参数的选择与计算该截面相对于标准截面的变位系数B0.36最大变位系数max0.5截面B-B处的齿顶圆直径DB64截面B-B处的齿顶圆压力角B4121截面B-B处的分度圆弧齿厚sB7.94截面B-B处的齿顶圆弧齿厚sB11.013.4 循环球式转向器零件的强度计算为了进行强度计算，首先要确定其计算载荷。式（2-14）曾给出了汽车在干而粗糙的硬路面上作原地转向时转向轮的转向阻力矩，利用它可求得转向摇臂上的力矩和在转向盘上的切向力（见式（2-20）。它们均可作为转向系的最大计算载荷。但对前轴负荷大的重型载货汽车，用式（2-19）或式（2-20）计算出来的力，往往会超过司机在体力上的可能。这时在计算转向器和动力转向的动力缸以前的零件时，可取司机作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力可取为700N。确定计算载荷后，即可计算转向系零件的强度。3.4.1 钢球与滚道间的接触应力j=K3NE22db-1rc2j （3-11）式中 K系数，根据A/B查表3-8求得，其中A/B用下式计算：AB=d2rc-db2rcd+db （3-12） d螺杆外径，见图4-3，d=22.64mm；表3-8 系数K与A/B的关系 mm系数K与A/B的关系A/B1.000.900.800.700.600.500.400.30K0.3880.4000.4100.4400.4680.4900.5360.600A/B0.200.150.100.050.020.010.007K0.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202 rc螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径，见图3-3，rc=3.302mm； db钢球直径，db=6.350mm； 则AB=22.6423.302-6.35023.30222.64+6.350=0.03 由表3-8绘制关系曲线，得图3-11，取K=1.570。 E材料弹性模量，2.1105MPa； N每个钢球与螺杆滚道之间的正压力（见图3-10）；N=hrhnsin0cos （3-13） h转向盘圆周力，h=128.45N； rh转向盘轮缘半径，rh=190mm； 0螺杆螺线导程角，0=655； 钢球与滚道间的接触角，=45； n参与工作的钢球数，n=18.68； 钢球接触点至螺杆中心线之距离（见图3-10）=d02-db2sin=252-6.3502sin45=10.255mm 则N=128.4519018.6810.255sin655cos45=1497.57N j=1.57031497.572.1105226.350-13.3022=3347.32MPa 图3-10 钢球与滚道间的正压力N及螺杆的圆周力hR/当钢球与滚道的接触表面的硬度为HRC5864时，许用接触应力j可取30003500MPa,这里取j=3500MPa，j2.5时，则应采用圈数及钢球数相同的两个独立的环路，以使载荷能较均匀地分布于各钢球并保持较高的传动效率。但钢球总数（包括在钢球导管中的）不应超过60个。否则应加大钢球直径并重新计算9。径向间隙不应大于0.020.03mm。亦可用下式计算：=D1-2db+d1 （3-18）轴向间隙可用下式计算：C0=2rc-db （3-19）3.4.2 螺杆在弯扭联合作用下的强度计算螺杆处于复杂的应力状态，在其危险断面上作用着弯矩和转矩，其弯矩M及转矩T分别为M=oce+octan4 （3-20）T=ocd02tan0+k=ocd02tan0+tan-1dbsin （3-21）式中 oc由式（3-17）决定的力，见图3-3； e齿条、齿扇啮合节点至螺杆中心的距离； 螺杆两支承轴承间的距离； 啮合角； d0钢球中心距； 0螺线导程角； k换算摩擦角； 滚动摩擦系数,=0.0080.010； 钢球与滚道的接触角。这时，螺杆的当量应力为=MWB+ocA2+4TWT2 （3-22）式中 A，WB，WT螺杆按其内径d1计算的横断面积、弯曲截面系数和扭转截面系数11。 许用应力，s/3； s螺杆材料的屈服极限。3.4.3 转向摇臂轴直径的确定转向摇臂轴的直径可根据转向阻力矩Tr及材料的扭转强度极限0由下式确定：d3kTr160 （3-23）式中 k安全系数，根据使用条件可取2.53.5，取k=3.0； Tr转向阻力矩，见式（2-14），Tr=386335N.mm； 0扭转强度极限，查得20CrMnTi的抗拉强度b=1080 MPa，取 0=0.6b=648MPa。则d33.03863353.1416648=20.88mm 取d=30mm，符合要求。转向摇臂轴一般采用20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi3A钢制造，表面渗碳，渗碳层深为0.81.2mm，重型汽车和前轴负荷大的汽车，则为1.051.45mm。淬火后表面硬度为HRC5863。转向器壳体采用球墨铸铁QT400-18或可锻铸铁KTH350-10，KTH370-12制造15。第四章 转向传动机构设计4.1 转向传动机构概述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臂的摆动转变为左、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同轨迹圆上，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。采用最优化设计方法优选转向梯形结构参数则可得到最佳设计效果。图4-1 转向纵拉杆与纵置钢板弹簧的运动协调分析在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，如图4-2所示。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2-1（a）中为了清楚地表明杆、臂间的连接关系，已将该球心所在平面移至该图平面上）；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4-1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。（a）（b）（c）图4-2 用于非独立悬架的整体式转向梯形机构的布置方案当采用独立悬架时，如图2-1（b）所示，转向横拉杆要做成分段式的，由中段的横拉杆和两侧的边杆用球铰接组合而成。当汽车直行时摆杆7与转向摇臂1应对称地位于中段横拉杆的左右两侧并与之垂直地铰接，且在悬架导向机构横臂的纵向摆轴线上，以避免汽车垂向振动引起转向车轮的摆振并使汽车具有良好的直线行驶性能。根据转向器以及分段式转向杆系相对于车轮轴线的布置位置不同，又可有不同的布置方案，如图4-3所示。与循环球式转向器匹配的转向杆系结构如图4-4所示，与齿轮齿条式转向器匹配的转向杆系结构如图4-5所示。图4-3 用于独立悬架的分段式转向梯形机构的布置方案图4-4 与循环球式转向器匹配的转向杆系布置方案图4-5 与齿轮齿条式转向器匹配的转向杆系布置方案4.2 转向梯形机构设计转向梯形机构用来保证转弯行驶时汽车的车轮均能绕同一瞬时转向中心在不同半径的圆周上作无滑动的纯滚动。因此，在设计中首先是要确定转向梯形机构的几何尺寸参数，其次是进行零件的强度计算13。转向梯形机构有整体式的和分段式的两种。整体式的用于非独立悬架的转向轮；分段式的用于独立悬架的转向轮。通常是将转向梯形机构布置在前转向桥之后，且高度不低于前桥横梁或其他防撞件；当布置在前桥之后有困难时，例如当发动机位置很低或汽车前驱动时，也可以布置在前桥之前。4.2.1 整体式转向梯形机构设计转向梯形机构实际上不能完全精确地满足公式的要求，而只能以足够的工程精度接近该式。即转向梯形机构使公式中的L值不再是汽车的轴距L，而图4-6不计轮胎侧向弹性时的汽车转向简图（a）内、外转向轮的理想转角关系；（b）由转向梯形决定的内、外转向轮的实际转角关系是LL（见图4-6）。若令L/L=，愈接近1，则该转向梯形愈能精确地反映公式的要求，转向亦愈顺畅。由图4-6（b）中的OAB有OA=Ksini/sini-oL=Ksinisino/sini-o=Ksinisino/Lsini-o （4-1）转向梯形机构的几何尺寸参数有：两转向主销中心线与地面交点间的距离K，转向横拉杆两端球铰接中心间的距离n，转向梯形臂长m和梯形底角（见图4-7 转向梯形简图及x与K/L的关系曲线1- y=0.12；2- y=0.14；3- y=0.16图4-8 理论上的转向梯形特性线EC图4-7）。根据汽车的总体布置或转向桥的布置图，首先可找出汽车的轴距L及转向主销间距K，再按y=m/n=0.12,0.14,0.16在图4-7的关系曲线图上找出x，则有=tan-1xL/0.5Kn=K/1+2ycosm=yn （4-2） 当转向梯形由于布置上的原因需置于转向桥之前时，则转向横拉杆之尺寸n要比主销间距K更长，则有n=K1-2ycos （4-3）当K，L确定后，根据图4-7所示的y的三种取值按式（4-2）可求得转向梯形的三种尺寸方案，有了这些方案就可对一系列按大小排列的i值以图解法确定其相应的o值，进而按式（4-1）求出值。然后在同一图上绘制三种图4-9 用图解法校核初选转向梯形梯形方案的随i的变化曲线及=1的直线。最后选取的梯形方案应是在使用最频繁的转角i下其i值最接近=1直线的那个梯形方案。当汽车采用高弹性轮胎时，转向梯形机构接近于直角形状。为了使转向传动机构能正常工作，内、外转向轮的最大转角之和应满足的条件是：imax+omax70。确定整体式后置梯形机构几何尺寸的另一种方法即是过去常采用的图解法校核初选的梯形底角和梯形臂长m，看该梯形能否满足公式的理论要求。而校核前是按经验公式确定梯形的初选尺寸，即认为后置梯形的参数。x=23m=0.110.15K （4-4）式中 K=B1-2a， B1前轮距，B1=1515mm； a主销偏移距，a=16mm。 则 K=1515-216=1483mm 取 m=200mm从而求得=tan-14L3K （4-5）式中 L轴距，L=2700mm；则 =tan-14270031483=6761，取=68 由以上数据得到内外侧车轮转角关系，列于表4-1。表4-1 内外侧车轮转角关系 单位：内外侧车轮转角关系内侧转角246810121416182022外侧转角2.03.95.77.59.310.912.614.215.717.118.6内侧转角2426283032343638404244外侧转角19.921.222.423.624.725.826.727.728.529.330.0利用图解法进行校核时，如图4-8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线段的中点与联接。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就是内、外转向轮按公式所应有的转角i和o。这可由图5-820上的几何关系简单地得到证明： cotEAF=AGFG=AE-EGFGcotEBF=BGFG=BE+EGFGcotEBF-cotEAF=2EGFG=2EAAC=KL=coto-coti （4-6）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。图4-10 利用图解法校核所得曲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。具体作法是：首先根据初选的转向梯形臂长m和底角画出处于中间位置时的转向梯形图。再按给出的内轮转角值i1，i2，i3，用作图法求出外轮的相应转角值o1，o2，o3，然后如图4-8所示通过A，B点绘出内、外轮转角i1，o1的边线，得两边线交点。如此绘出i2，o2，i3，o3，的一系列对应转角的相交边线，得一系列的交点，它们的连线便是该初选梯形的实际特性曲线（见图4-9）。应该使实际特性曲线与理论特性线尽可能一致，这可通过选取适当的梯形底角来达到。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。考虑到轮胎侧向弹性的影响，应使实际的内、外轮转角差小于理论值。通常两种特性线交于1525之间，并应使25以内的实际特性曲线尽量接近理论特性线。 利用图解法校核，得到曲线如图4-10所示，较接近理论特性线，符合设计要求。近年来一些文献介绍了转向梯形的优化设计方法，但多将其简化为平面机构，实际上汽车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，所以转向梯形是空间机构16。4.2.2 分段式转向梯形机构对于采用独立悬架的汽车转向车轮，转向梯形中的横拉杆应是分段式的，以避免运动干涉，防止一个车轮的上下跳动影响另一个车轮的跳动。图5-3给出了独立悬架转向桥采用的分段式转向梯形的前置或后置方案。它多由中间的横拉杆和其两侧的边杆以及转向摇臂和与之对称的摆杆组成；当采用齿轮齿条式转向器时则仅有两侧的拉杆与转向节臂相铰接。分段式横拉杆铰接点（或称断开点）的位置与独立悬架的结构型式有关。采用双横臂式和滑柱摆臂式（麦克弗逊式）独立悬架时，常用图解法确定横拉杆铰接点的位置，如图4-11所示。该图是在悬架摆臂轴线的垂直平面上绘出的，其中图（a）,（b）,（c）为已知双横臂的上横臂EC、下横臂GD及转向节臂球销中心U在该平面的投影位置，求横拉杆铰接点T的投影位置。在图4-11（a）,（b）中，图解是这样进行的：按图中的箭头方向绘EC、GD的延长线求得立柱EG的瞬心P1点，再由P1点作直线P1U；由GE、DC的延长线得P2点；绘UE的延长线，再过P1点作直线与UE的延长线交于P3点，并使P1P3线与P1P2线的夹角等于P1G与P1U线的夹角，且当P1U高于P1G线时，P1P3亦应高于P1P2线；过P3点作P3C的延长线交P1U线于T点，T即为横拉杆铰接点的理想投影位置。当上、下横臂EC与GD平行如图4-11（c）所示，则如上法求出P2点后，则应图4-11 用图解法求分段式横拉杆铰接点的位置过P2点绘平行于GD的平行线，再在UE的延长线上找出一点，使该点与过P2点的平行线的垂直距离等于U点至GD线的垂直距离，这个点即为P3点，再绘P3C的延长线交于过U并平行于GD的线于T点，T即是横拉杆铰接点的理想投影位置。图5-11（d）是采用滑柱摆臂式独立悬架时用图解法求转向横拉杆的铰接点T的简图。图解时先绘下摆臂GD的延长线，再过滑柱的上支点E作滑柱轴线的垂线与GD的延长线交于P1点；过G点作滑柱轴线的垂线与ED延长线交于P2点；再过P1点作直线与UG的延长线交于P3点，并使P1P3线在P1P2线之下且与P1P2线的夹角等于P1U与P1E线的夹角；过P3点作P3D的延长线与P1U线相交于T点，T点即为横拉杆铰接点的理想投影位置。上述是在前轮未转向的情况下确定横拉杆铰接点的图解法，也适用于对前轮向左、向右转向后的不同位置进行校核。显然，转向后的U点位置要变。当车轮转向时U点将在垂直于主销中心线EG的平面上画弧14。如果用上述方法确定的横拉杆长度在不同转角下均相等或十分相近，则汽车在直行和转弯中的车轮跳动都不会对转向产生影响。4.3 转向传动机构的臂、杆与球销图4-12 汽车转向传动机构的球形铰接1-球销；2-衬垫；3-压紧弹簧转向摇臂、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100150mm；中型汽车可取150200mm；大型汽车可取300400mm。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19。转向传动机构的各元件间采用球形铰接，其典型结构如图4-12所示。球形铰接的主要特点是能够消除由于铰接处的表面磨损而产生的间隙，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（见图4-12（a），（b），（c）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（见图4-12（d）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20CrNi制造，工作表面经渗碳淬火处理，渗碳层深1.53.0mm，表面硬度HRC566319。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。为了计算转向传动机构零件的强度，首先应确定其计算载荷。如果转向系无动力装置，则转向传动机构的计算载荷可由式（2-12）所求得的最大转向阻力矩Tr所确定；当装用整体式动力转向器时，则加在转向摇臂上的载荷由最大液压下的动力转向作用力和作用在转向盘轮缘上的极限切向力h max所共同确定；当动力缸置于转向传动机构中，则对于位于转向器和动力缸之间的转向传动机构零件，其计算载荷可根据作用在转向摇臂轴上的力矩T来确定，T可根据式（2-18）为T=h maxiprh+ （4-7）而对于位于动力缸
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