汽车转向系统设计

汽车转向系统设计转向系统设计第一节

概述第二节

机械转向系统方案分析第三节

转向系统主要参数的选择第四节

机械转向器的设计与计算第五节

助力转向机构第六节

转向梯形转向系统设计第一节概述一、功用串保持或改变汽车行驶方向机构串在汽车转向行

驶

时

，保证各转向轮之间有协调的转角关系

二、组成串转向器串转向操纵机构7

8串转向传动机构串助力转向系统串防伤机构和转向减振器第一节概述三

、设

计要

求41.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

有侧滑串2.转向后驾驶员在松开转向盘的条件下，转向轮应能自动回正4

3.在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动

(各型汽车要求不同)44.转向传动机构和悬架导向机构共同工作时，由于运动不协调

使车轮产生的摆动应最小45.保证有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力转向系统设计第一节

概述三、设计要求46.操纵轻便坐7.转向轮碰撞到障碍物时，传给转向盘的反冲力要尽可能小串8.转向器和转向传动机构球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构4

9

.有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置出10.保证转向盘与转向轮转动方向一致转向系统设计第一节概述串三、设计要求串

在设计转向系，需要满足以下性能指标：串要求M1类汽车以50km/h,M2

、M3

、N1

、N2

、N3

类汽车以40km/h

沿

半径为50m的弯道的切线方向驶离时，转向盘不得有异常振动串最小转弯半径大小能达到汽车轴距的2~2.5倍串当汽车以10km/h

从直线进入转弯半径为12m的弯道上行驶时，作用到转

向盘上的最大手力对M1、M2

类汽车为150N,对M3、N1类汽车为200N,

对N2

、N3类汽车为245N串乘用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圈转向系统设计转向系统设计第二节机械转向系统方案分析里一、机械转

向器方案分析串主要分类机械转向器齿轮齿条式

循环球式蜗杆滚轮式

蜗杆指销式其它形式双销式单销式旋转销式固定销式循环球曲柄销式循环球齿条齿扇式侧面输入一端输出侧面输入中间输出

侧面输入两端输出中间输入两端输出第二节机械转向系统方案分析里一、机械转

向器方案分析出1.齿轮齿条式转向器串由与转向轴成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆成一体的齿条组成。优点：●结构简单、紧凑；●

质量比较小；●

传动效率高；●磨损后间隙调整容易；●

体积较小；●没有转向摇臂和直拉杆，

转向轮转角可以增大；●制造成本低。转向液管fidlin西条罩rck

boot培

头

密

封endscal液力活*hydranliepiston动力转向液power

stering

fuid培头密封endscal齿条rack转向轴stering

shaft动力转向软管powe

saerinahoes齿轮

pinion内横拉杆imnerie

rod转向系统设计转向系统设计第二节机械转向系统方案分析里一、机械转

向器方案分析出1.齿轮齿条式转向器坐缺点：逆效率高(60~70%),反冲大，易使驾驶员精神紧张，并难以精

确控制方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时造成伤害。转向输人驰gagp韩向器列绑安需口gh

需条支季弹需aaT角楼位杆难头sr

irndd反冲：汽车在不平路面上行驶时，

发生在转向轮与路面间冲击力的大部分能传到转向盘，称之为反冲。M

三然静B然防企盖第二节机械转向系统方案分析里一、机械转

向器方案分析出1.齿轮齿条式转向器出输入齿轮位置与输出特点a)

b)c)

d)转向系统设计转向系统设计第二节机械转向系统方案分析里一、机械转向器方案分析出1.齿轮齿条式转向器4

齿轮齿条式转向器输入齿轮位置与输出特点形式特点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

一端输出备注车轮上下跳动时

拉杆摆角大大小拉杆短

摆角↑转向拉杆与悬架

系的运动干涉大大小转向器壳体强度大大小大满足总布置要求不好较好较好应用平头车第二节机械转向系统方案分析里一、机械转

向器方案分析出1.齿轮齿条式转向器坐斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合：运转平稳，冲击和噪声下降，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；但因斜齿工作时有轴

向力作用，影响轴承寿命，同时斜齿轮滑磨也比较大转向系统设计第二节机械转向系统方案分析里一、机械转

向器方案分析出1.齿轮齿条式转向器串齿轮齿条式转向器的布置形式行驶方向行驶方向物L

色可Z

2

Za)

b)行驶方向行驶方向ZL2

4

囫c)

d)转向系统设计转向系统设计第二节机械转向系统方案分析里一、机械转

向器方案分析出2.循环球式转向器串由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿

条构成的传动副组成。优点：●

传动效率较高；●

使用寿命较长；●

工作平稳可靠；●间隙调整容易；●适合用作整体式动力转向器。缺点：●

逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。球螺母齿条ballnutrack转向重臂轴nan

sha序蜗杆wormgear循环球轴承recirulatingballbearing扇形齿ctorger转向轴sering

huf转向系统设计第二节机械转向系统方案分析里一、机械转

向器方案分析出3.蜗杆滚轮式转向器串由蜗杆和滚轮啮合而成。优

点

：●结构简单；●制造容易；●

强度较高；●工作可靠，磨损小，寿命长；●

逆效率低。缺

点

：●

正效率低；蜗杆齿扇式(蜗杆滚轮式

●

调整啮合间隙比较困难；●

传动比不能变化。转向系统设计第二节机械转向系统方案分析里一、机械转

向器方案分析出4.蜗杆指销式转向器串根据销是否能够自转，分为固定销(死销)和旋转销两种；根据销子数

量，分为单销和双销。优点：传动比可以变化；指销和蜗杆磨损后，调整间隙比较容易。固定销：结构简单，制造容易；但销子不能自转，磨损快，效率低。旋转销：效率高，磨损慢，但结构复杂。第二节机械转向系统方案分析里一、机械转

向器方案分析出4.蜗杆指销式转向器串要求摇臂轴有较大转角时，应采用双销式结构。此时双销同时工作，磨损较低；当一个销子脱离啮合状态时，另一个销子承受全部作用力，要注意校核强度。双销与单销相比：结构复杂，尺寸和质量大；对两销位置精度、螺纹槽形状及尺寸精度等要求高；传动比变化特性和传动间隙特性的变化受到限制。CrossShaftStudsLeverPitmanAmmBall

CupBalls转向系统设计Steering

ShaftHousingCam形式特点齿轮

齿条式循环球式蜗杆滚轮式蜗杆指销式死销旋转销正效率n+高(90%)高(75%~85%)低低较高逆效率n.高(60%~70%)高低较高较高iw可变可变不可变可变可变转向系统设计第二节机械转向系统方案分析串一、机械转向器方案分析转向系统设计第二节机械转向系统方案分析二、转向操纵机构方案分析41.转向盘出圆形转向盘结构简单，工艺性能好，适宜于需要用大幅度转向角的转向系，有很好的控制感和路感，符合人们的使用习

惯

，因此得到广泛使用。出圆形转向盘一般由轮缘、轮辐和轮毂等组成，有两辐条、三辐条或四辐

条等结构形式转向系统设计第二节机械转向系统方案分析二、转向操纵机构方案分析41.转向盘出圆形转向盘基本尺寸有380、400、425、450、475、500、550等多种

规格出其轮毂孔可采用45°压力角的圆柱直齿渐开线花键与转向轴连接，模数一般取0.5mm

左右自花健参数表数116设术医率：:3.钢重生频的得禁应毕三，不得南品尊监.1A三易量第二节机械转向系统方案分析二、转向操纵机构方案分析41.转向盘出转向盘内部由成形的金属骨架构成串骨架外面一般包有柔软的合成橡胶或树脂，也有包皮革的，这样可有良

好的手感串当汽车发生碰撞时，从安全性考虑，不仅要求转向盘应具有柔软的外表

皮，起到缓冲作用，而且还要求转向盘在撞车时，其骨架能产生一定变

形，以吸收冲击能量

，减轻驾驶员受伤的程

度转向系统设计第二节机械转向系统方案分析二、转向操纵机构方案分析出2.转向轴与转向管柱及防伤安全机构出转向轴是连接转向盘和转向器的传动件，并传递它们之间的转矩串转向柱管安装在车身上，支承着转向盘。转向轴从转向柱管中穿过，支

承在柱管内的轴承和衬套上123、4转向系统设计转向系统设计第二节机械转向系统方案分析二、转向操纵机构方案分析出2.转向轴与转向管柱及防伤安全机构座万向节式防伤安全机构结构简单正面撞车转向盘不会后移田

但不能吸收碰撞能量第二节机械转向系统方案分析二、转向操纵机构方案分析出2.转向轴与转向管柱及防伤安全机构座可分离式防伤安全机构结构较为简单，制造容易。在受到一定轴向力时，上、下转向轴能自动脱开，以确保驾驶员安全a)

b)转向系统设计第二节机械转向系统方案分析二、转向操纵机构方案分析出2.转向轴与转向管柱及防伤安全机构出联轴套管缓冲吸能式防伤安全机构正面冲撞时会剪断塑料销钉，导致套管与轴相对移动，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。撞车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。转向系统设计转向系统设计第二节机械转向系统方案分析二、转向操纵机构方案分析出2.转向轴与转向管柱及防伤安全机构串网格状/波纹管缓冲吸能式防伤安全机构转向系统设计第二节机械转向系统方案分析二、转向操纵机构方案分析出2.转向轴与转向管柱及防伤安全机构串弹性联轴器式防伤安全机构一旦出现严重碰撞事故时，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。结构简单、容易制造、成本低：但弹性垫片的存在会降低扭转刚度，对此必须

采取结构措施予以消除。H560/b)匠FLa)1

2

34

2第二节机械转向系统方案分析二、转向操纵机构方案分析出2.转向轴与转向管柱及防伤安全机构串吸能转向管柱式防伤安全机构上、下两段转向管柱1和2压入两端各有两排凹坑的套管3里。转向轴分为上、下两段，用花键连接。工作可靠，但结构复杂，而且制造精度也相对要求高些Aw=√3(1-μ²)(Rw/h)²2n=3(1-μ²)(Rn/h)²BBB一B3|4转向系统设计2A—ABBF₂=Fyf4A第三节转向系主要性能参数毕一、转

向器的效率串定义出n=(P₁-P₂)/P₁:

从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率；n.=(P₃-P₂)/P₃4P₁一作用在转向轴上的功率，P₂一转向器中的磨檫功率，P₃一作用在转向摇臂轴

上的功率4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，又需要一定的逆效

率。4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

传到转向盘上要尽可能小，防止打手，这又要求逆效率尽可能低。转向系统设计转向系统设计第三节主要性能参数的选择毕一、转

向器的效率41.正效率η串主要影响因素：转

向器类

型；转向器结构特点；螺线导程角、磨擦角等

结构参数；制造与装配质量。串

不同类型效率不同；同类型不同结构效率也不一

样齿轮齿条式斜齿齿条90%循环球式螺杆螺母指销式齿条齿扇式75—85%蜗杆指销式固定销55%旋转销75%蜗杆滚轮式针55%锥70%珠75%第三节主要性能参数的选择一、转向器的效率41.正效率η墨如果忽略轴承和其它处的摩擦损失，只考虑啮合副

的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率n+

与转向器结构参数的关系为：tano=tan(a+

p串式

中：α0为蜗杆(或螺杆)的螺线导程角；p

为

摩擦角，

p=arctan(f);f

为摩擦因数。①η+与a0

、p有关②α0↑,则η+个③α0>70

以后，η+个缓慢转向系统设计转向系统设计第三节主要性能参数的选择一、转向器的效率串2.逆效率η

.星η

.的种类(根据其大小)——可逆式串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。它能保证在转向后，转向轮和转向

盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳

，有提高

了行驶安全性串但是在不平道路上行驶时易打手，使驾驶员疲劳，

影响安全驾驶。齿轮齿条式和循环球式转向器属于可逆式第三节主要性能参数的选择一、转向器的效率串2.逆效率η

.星η

.的种类

(根据其大小)——不可逆式串指车轮受到的冲击力不能传递到转向盘的转向器。

该冲击力由转向传动机构的零件承受，因而这些

零件容易损坏出同时，它既不能保证车轮自动回正

，驾驶员又缺

乏路面感觉出因此已不采用转向系统设计第三节主要性能参数的选择一、转向器的效率2.逆效率η

.巫η.的种类(根据其大小)——极限可逆式

理性能介于可逆式和不可逆式之间串在车轮受到冲击力作用时，只有较小一部分力传

递到转向盘串它的逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员

并不十分紧张串同时转向机构零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器小转向系统设计转向系统设计第三节主要性能参数的选择一、转向器的效率42

.逆效率η

.串忽略轴承和其他处的摩擦损失，只考虑啮合副的摩

擦损失，则逆效率η.与转向器结构参数的关系为：串

分析上式可知：4

①η

.与α₀、p有关出②α。↑,则η

.个，且在α₀=80～10°以后增加

速度大于η增加速度。∴α₀不宜大于8⁰~10°毕③αo<P时，则η为负值，

说明不可逆。∴导

程角必须大于摩擦角。第三节主要性能参数的选择一、转向器的效率串通常转向盘至转向轮的效率即正效率的平均值为0.67-0.82串当向上述相反方向传递力时其逆效率平均值0.58-0.63串转向操纵机构及传动机构的效率则用来评价这

些机构中的摩擦损失，其中转向轮转向主销等

摩擦损失约为转向系总损失40-50%,而拉杆球

销的摩擦损失约为转向系总损失的10-15%转向系统设计转向系统设计第三节主要性能参数的选择二

、传动比的变化特性

出1.转向系传动比串转向系力传动比：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Fh之比出转向系角传动比：转向盘角速度ww与同侧转向节偏

转角速度wk之比出转向器角传动比：转向盘角速度ww与摇臂角速度

wp之比出转向传动机构角传动比：摇臂轴角速度wp与同侧转

向节偏转角速度wk之比转向系统设计第三节主要性能参数的选择二

、传动比的变化特性

出1.转向系传动比转向系传动比转向系力传动比

转向系角传动比转向器角传动比转向传动机构角传动比

dβ。/dt

dβ第三节主要性能参数的选

二

、传动比的变化特性出2.力传动比与转向系角传动比的关系出轮胎与地面转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻

力矩之间有如下的关系：Fw=Mr/a串式中：a

为主销偏移距(指从转向节主销轴线延长线与支

承平面的交点至车轮中心面与支承面交线间的距离)串作用在转向盘上的手力Fh为：Fh=2Mh/Dsw串式中

：Mh为作用在转向盘上的力矩；Dsw为转向盘直径转向系统设计串主销偏移距的影响：串当a

小时，力传动比ip

应取大些，才能保持转向轻便。串通常乘用车a=(0.4～0.6)B[B为胎面宽度],而商用车的a多在40～60

mm范围内第三节主要性能参数的选择

二

、传动比的变化特性出2.力传动比与转向系角传动比的关系4

由Fw=Mr/a

、Fh=2Mh/Dsw和ip=2Fw/Fh

可

得

：转向系统设计转向系统设计第三节主要性能参数的选择

二

、传动比的变化特性出2.力传动比与转向系角传动比的关系4转向盘直径的影响串转向盘直径Dsw对轻便性有一定的影响：选用尺

寸小些的转向盘，虽然占用的空间少，但转向时

需要对转向盘施加较大的力；但选用较大尺寸的

转向盘又会使驾驶员进出驾驶室时入座困难。串Dsw一般在380-550mm的标准系列选取。第三节主要性能参数的选择

二

、传动比的变化特性出2.力传动比与转向系角传动比的关系串如果忽略摩擦损失，根据能量守恒定律，有串当Ds

与a不变为定值时，ip仅

与iwo

呈正比变化串即力传动比ip越大，虽然转向越轻，但角传动比也越大，表明转向越不灵敏轻与灵的矛盾转向系统设计第三节主要性能参数的二

、传动比的变化特性

P1出3.转向系角传动比

Q₂出转向传动机构传动比iw‘除按定义表示外，还可以近

似用转向节臂长12与摇臂臂长I1之比类表示

：串ia⁶=12/11串而在现代汽车结构中，12与11的比值大约在0.85-1.1

之间，可近似认为1,则：串由此可

见

，研究转向系的传动比特性，只需要研究

转向器角传动比及其变化规律即可转向系统设计第三节主要性能参数的选择二

、传动比的变化特性44.转向器角传动比及其变化规律4

(1)分析i,=iwoD₃W/2a式可知：犀增大角传动比i,

可增加力传动比i。;串由i=2FW/Fn

可知Fh=2Fw

ip4

即增加力传动比，可减小作用转向盘上的手力Fn,使转向操纵“轻便”。转向系统设计转向系统设计第三节主要性能参数的选择二

、传动比的变化特性4

4.转向器角传动比及其变化规律4

(2)考虑到iwO≈iw,

由iw0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。串即角传动比增加后，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

灵敏性降低。串解决“

轻

”与“灵”的矛盾，可以采用变速比转向器

。第三节主要性能参数的选择

二

、传动比的变化特性出4.转向器角传动比及其变化规律串齿轮齿条式转向器变速比工作原理：串一对相互啮合齿轮的基本条件是基圆齿距相等，即：Pb₁=Pb₂串其中齿轮基圆齿距P₁=πm,cosa4

齿条基圆齿距

P₂

=πm₂coSC₂4

当齿轮用标准模数m₁

和压力角α₁,而

齿条用非标准

的模数和压力角m₂

和α₂

,并始终保持串两者便可以啮合运转πmcoSa₁=πm2coSa₂转向系统设计第三节主要性能参数的选择

二

、传动比的变化特性出4.转向器角传动比及其变化规律4

齿轮齿条式转向器变速比工作原理：串当齿条中部压力角为最大，向两端逐渐减小时，齿条的模数也随之减小

(齿条中部的模数也应当大于两端处齿的模数),则主动齿轮啮合半径也随之减小；

致使转向盘每转动某同一角度时，齿条行程也随之减小串因此转向器的传动比是变化的。转向系统设计第三节主要性能参数的选择

二

、传动比的变化特性出4.转向器角传动比及其变化规律4

齿轮齿条式转向器变速比工作原理：串齿条中部齿有较大的压力角，与齿轮啮合时有较大的节圆半径，其上齿有宽的齿根和浅斜的齿侧面；位于

齿条两端的齿有陡斜的齿侧面，齿根减薄。S

山a)

b)转向系统设计第三节主要性能参数的选择

二

、传动比的变化特性出4.转向器角传动比及其变化规律4

循环球式转向器变速比的实现：4

循环球式转向器的角传动比为i=2πr/P,式中P

为

螺纹螺距

，r

为齿扇节圆半径串因结构原因，螺距P不能变化串可用改变齿扇啮合半径r

的方法，达到使循环球式

转向器实现变速器的目的转向系统设计第三节主要性能参数的选择二

、传动比的变化特性4

4.转向器角传动比及其变化规律4

变化规律：随转向盘转角的变化，转向器角传动比

可以设计成减小、增大或保持不变三种形式串影响选取变化规律的因素：转向轴负荷的大小、对

汽车机动能力的要求串(1

)

前轴负荷小，则在转向盘全转角范围内不存在

转

向

沉重问题；(2)装用动力转向的汽车，因转向

阻力矩由动力装置克服，转向轻便性好；串上述两种汽车应以解决汽车有良好的机动性为主，

即应取用较小的iw以减少转向盘总转动圈数。转向系统设计第三节主要性能参数的选择

二

、传动比的变化特性出4.转向器角传动比及其变化规律4转向轴负荷大(20～40KN)

、

未装动力转向的汽车，

因转向阻力矩大致与车轮偏转角度的大小成正比变化

：串当汽车低速急转弯行驶时的转向操纵轻便性成为主

要矛盾，应选用大些的转向器角传动比串当汽车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转向系统设计第三节主要性能参数的选择

二

、传动比的变化特性出4.转向器角传动比及其变化规律4

转向盘角传动比变化曲

线串中间小、两端大的下凹形曲线B转向系统设计第三节主要性能参数的选择二

、传动比的变化特性45.iwmin的确定4∵i增大以后，转向器输出的力F↑,相对降低了

转向传动装置刚度，∴希望i取

小

些

。串当iwmin过小时，带来如下问题：4

1)对转角的变化特敏感，驾驶员难于准确控制

汽车方向高速转弯行驶容易发生交通事故。42)坏路上行驶反冲效应增大4

经验与建议：iumin不低于15～16转向系统设计第三节主要性能参数的选择二

、传动比的变化特性46.iumax

的确定4

iwmax过大带来下述问

题：41

)

转

向传动装置刚度、强度不

足

；42)转向器尺寸大、质量个，在汽车上难于布置；43)转向盘转动圈数n↑

。

墨建议iumax<334

对乘用车：i

在17-25范围内选取

串对商

用

车

：i

在23-32范围内选取转向系统设计第三节主要性能参数的选择

三、转向器传动副的传动间隙△t出转向器传动间隙特性出各式转向器的传动副(如：齿轮齿条式转向器的齿

轮与齿条传动副；循环球式转向器的齿扇与齿条传

动副；曲柄指销式转向器的指销与蜗杆传动副等)

之间的间隙随转向盘转角的变化而变化，并称之为

转向器传动副传动间隙特性。4传动间隙特性与直线行驶时稳定性和转向器的使用

寿命有关。转向系统设计转向系统设计第三节主要性能参数的选择三、转向器传动副的传动间隙△t

出转向器传动间隙特性串

直线行驶时，转向器传动副若存在传动间隙△t,一

旦转向轮受到侧向力作用，就能在间

隙△t

的范围内，

允许车轮偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。4为防止出现这种情况，要求传动副的传动间隙在转

向盘处于中间及其附近位置

(10~15°

)

要

极

小

，

最好无间

隙第三节主要性能参数的选择

三、转向器传动副的传动间隙△t串转向器传动间隙特性4

转向器传动副在中间

及其附近位置因使用频繁，磨

损速度要两端快串在中间附近位置因磨损造成的间隙达到无法确保直

线行驶稳定性时，必须调整消除该处间隙。串调整后，要求转向盘能圆滑地从中间位置转到两端，

而无卡住现

象。转向系统设计转向系统设计第三节主要性能参数的选择三、转向器传动副的传动间隙△t

出转向器传动间隙特性星当各处均无间隙时，磨损较为严重，对转向器使用

寿命有不利影响串理想的传动间隙应当满足下述条件：串于直线行驶位置处△t=0串离开直线行驶位置处△t≠0,且逐渐增大第三节主要性能参数的选择

三、转向器传动副的传动间隙△t出转向器传动间隙特性串曲线1—转向器在磨损前的间隙变化特性串曲线2—使用并磨损后的间隙变化特性4

曲线3—调整并消除中间位置间隙后的间隙变化特性△t32转向系统设计第四节机械转向器设计与计算一

、转向系计算载荷的确定

串安全→强度→载荷串影响计算载荷的因素：4转向轴的负荷串路面阻力4

轮胎气压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

和转向系内摩擦阻力等。转向系统设计第四节机械转向器设计与计算一

、转向系计算载荷的确定

串原地转向阻力矩T

的计算4

在沥青或混凝土路面上的半经验公式4

f—滑动摩擦因数0

.7;4

G1

一转向轴负荷

(N)

;4p—轮胎气压

(MPa)。串注意：此时计算为汽车静止时原地转向阻力矩，行

驶过程中转向阻力矩要小于该力矩(1/2~1/3)转向系统设计第四节机械转向器设计与计算一、转向系计算载荷的确定串作用在转向盘上的手力

4

L₁一转向摇臂长；L₂

一转向节臂长；Dsw

一转向盘

直

径

；iw—

角传动比；η+—正效率；串当用上式计算F>700N

时

，已超出人体生理极限，

此时对转向器及动力缸以前的零件的计算载荷，取

Fh=700N转向系统设计第四节机械转向器设计与计算二、齿轮齿条式转向器设计41.结构参数设计出齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。串通常，齿轮模数取值范围多在2～3mm

之间，压力

角取20°,主动小齿轮齿数多数在5～7个齿范围变

化

，齿轮螺旋角取值范围多为9°~15°。串齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的

齿条移动行程应达到的值来确定。串变速比的齿条压力角一般在12°~35°范围内变化转向系统设计转向系统设计第四节机械转向器设计与计算二、齿轮齿条式转向器设计41.

结构参数设计串根据小齿轮螺旋角和齿条倾斜角的大小和方向的不

同，可以构成不同的传动方案B.

B.5号β

θ1p第四节机械转向器设计与计算二、齿轮齿条式转向器设计41.结构参数设计串齿条断面形状：圆形、V

形、Y形转向系统设计第四节机械转向器设计与计算二、齿轮齿条式转向器设计41.

结构参数设计4

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—起串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串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

，并伴有敲击噪声转向系统设计转向系统设计第四节机械转向器设计与计算二、齿轮齿条式转向器设计41.结构参数设计串主动小齿轮可采用低碳合金钢如20MnCr5、20MnCr4

、16MnCr5

、15CrNi6

等材料经渗碳淬火制成串齿条可采用中碳钢或中碳合金钢如45钢或41Cr4

等材料并经高频淬火制成，表面硬度均应在HRC56

以上转向系统设计第四节机械转向器设计与计算二、齿轮齿条式转向器设计41.结构参数设计4齿轮齿条式转向器壳体一般有整体式和分体式两种

结构类型，如图8-26所示。壳体常用AISi₉Cu₃、AISi₁₂Cu等铝合金材料压铸制成转向系统设计第四节机械转向器设计与计算二、齿轮齿条式转向器设计42.齿轮强度计算

4(1)齿轮弯曲应力上oy4(2)齿轮接触应力转向系统设计第四节

机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一

)

主要尺寸参数的选择41.螺杆、钢球、螺母传动副出(1)钢球中心距D、螺杆外、内径D₁

、D₂P.d16转向系统设计第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一)主要尺寸参数的选择41.螺杆、钢球、螺母传动副4

(1)钢球中心距D、

螺杆外、内径D₁

、D₂小尺寸、质量，应尽可能选取小一些的D,D

的

变化范围为20～40mm。D应随m的变化而变化,

当m

个时，D也应↑。坐②

D1

、D2:(D2-D1)=(5～10)%D4D1=20

、23

、25

、28

、29

、34

、38

D：在:保证有足够的强度、刚度条件下，为减要求①串4转向系统设计第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一

)

主要尺寸参数的选择41.螺杆、钢球、螺母传动副

出

(2)钢球直径d及数量n

串影响选取d的因素：d取大能提高承载能力，同时螺杆螺母传动机构

和转向器的尺寸也随之增大串d

要符合国家标准要求，一般常在7～9mm

选用第四节

机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一

)

主要尺寸参数的选择4

1.螺杆、钢球、螺母传动副4

(2)钢球直径d

及数量n

串选取d的原则：串在保证有足够的承载能力条件下，尽可能取尺寸小些的d。串如果是系列产品，要求d的选取规格尽可能少转向系统设计转向系统设计第四节

机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一

)

主要尺寸参数的选择41.螺杆、钢球、螺母传动副4

(2)钢球直径d及数量n

串影响选取n的因素n影响因素要求n取备注承载能力多工作可靠性少n多时，∵尺寸误差导致受力不均匀且易堵塞转向系统设计第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4

(一)主要尺寸参数的选择41.螺杆、钢球、螺母传动副

星

(2)钢球直径d及数量n建在保证有足够的承载能力的条件下，n

应取少些为宜。4

n的选取范围：

n≤60

粒/环路4

为保证每个钢球都承载，要求对钢球分组(至少分

四组)装配。(同时螺杆、螺母也应当分组)。4不包含环流导管中钢球数时，每个环路中的钢球数n用W—

一个环路中的钢球工作圈数；

α0—螺线导程角，∵α0=5°~8°,∴cosa0≈1.0下式计算：n=acaseg

W第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一

)

主要尺寸参数的选择4

1.螺杆、钢球、螺母传动副出(3)滚道截面：串单圆弧滚道截面串四段圆弧滚道截面串椭圆滚道截面转向系统设计转向系统设计第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一

)

主要尺寸参数的选择41.螺杆、钢球、螺母传动副形式特点单圆弧X四段圆弧0R2)椭圆滚道接

触

点

(

理

论

)243轴向间隙大小小轴向定位不稳定稳定稳定工

艺容易难难应

用不用多少转向系统设计第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一

)

主要尺寸参数的选择4

1.螺杆、钢球、螺母传动副串(4)接触角：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称为接触角θ。串接触角θ影响：轴向力和径向力的分配串要求：轴向力和径向力接近，以免影响扇齿齿根处强度。串范围：用450的多，少数用500或57.5°(BenZ),

此

时径向力个，

轴向力↓。转向系统设计第四节机械转向器设计与计算毕三、循环球式转向器设计4

(一)主要尺寸参数的选择41.螺杆、钢球、螺母传动副4(5)螺距P和导程角

α₀是螺距P

一般在8~11mm

内选取转向系统设计第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一

)

主要尺寸参数的选择41.螺杆、钢球、螺母传动副4(6)工作钢球圈数W4

环路数：1个或者2个，且多数转向器为两个独

立环路。影响环路数因素环路数备注承载能力多减少轴向尺寸少提高传动效率多滚道的曲率半径减小第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一

)

主要尺寸参数的选择4

1.螺杆、钢球、螺母传动副

串(6)工作钢球圈数W串选取W的原则：在保证螺杆、螺母、钢球有足够

的

σj强度条件下，将W取少些；4

m小时W取1.5,m

大

时

，W

取得多。出W的选取范围：1.5、2.5转向系统设计转向系统设计第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向器设计4(

一

)

主要尺寸参数的选择41.螺杆、钢球、螺母传动副

出(7)导管内径d1串容纳钢球且钢球在其内部流动的导管内径为：出d1=d+e,式中e

为钢球d与导管内径之间的间隙4

e不宜过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管

中心线的距离增大，并使流动阻力增大串推荐e=0.4-0.8mm,

导管壁厚取1mm转向系统设计第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向

器设计4

(一)主要尺寸参数的选择42.齿条、齿扇传动副设计

串齿扇齿的特点4

①

齿顶圆与齿根圆均有锥度4②∵分度圆d=mz,不变是圆柱4③

分度圆上的齿厚是变化的里④

基圆也是一个圆柱转向系统设计第四节机械转向器设计与计算三、循环球式转向

器设计4

(一)主要尺寸参数的选择42.齿条、齿扇传动副设计——齿形计算γ|31°是

a琴12鸯

愿21o

1Bx3三、循环球式转向器设计4(二)零件强度的计算4

1.钢球与滚道之间的接触应力A

=【(1/r)一(1/R2)]/2

=[(1/r)+(1/R₁)]/2转向系统设计第四节机械转向器设计与计算A/B1.00.90.80.70.60.50.40.30.20.150.10.050.020.010.007k0.3880.4000.4100.4400.4680.4900.5360.6000.7160.8000.9701.2801.82.2713.202FFa第四节机械转向器设计与计算三

、循环球式转向器设计串

(

二)零件强度的计算42.齿的弯曲应力串许用弯曲应力为[ow]=540MPa。串材料：螺杆、螺母

20

CrMnTi串渗

碳

前轴负荷不大0.8~1.2mm;前

轴负荷大1.05-1.45mm串表面硬度58~63HRC转向系统设计第四节机械转向器设计与计算三

、循环球式转向器设计4

(二)零件强度的计算4

3.转向摇臂轴直径

KMR0.2to串式中，k

为安全系数，根据使用条件不同可取2.5-

3.5;MR

为转向阻力矩；T0为扭转强度极限串材料

20CrMnTi出渗碳

前轴负荷不大0.8~1.2mm;前

轴负荷大1.05-1.45mm串表面硬度58~63HRC转向系统设计第五节助力转向机构

助力转向机构串操纵轻便性动力转向机构液压助力式

电液助力式

电动助力式齿条助力式齿轮助力式转向轴助力式电动液压式电控液压式半分置式分置式

连

杆

式整体式

联

阀

式转阀式滑阀式转向系统设计第五节助力转向机构一、对助力转向机构的要求星1)运动学上应保持转向轮转角和转向盘转角之间的比

例关系(随动作用);4

2)随着转向轮增大或减小，作用在方向盘上的手力也

相应增大或减小(路感);星3)Fn≥25~190N

时，动力转向器应开始工作；4

4)转向盘应能自动回正，并保持稳定直线行驶状态；串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；串6)动力转向失灵时仍能用机械系统操纵转向轮转动；4

7)

密封性能好，内外泄漏少。转向系统设计转向系统设计第五节

助力转向机构二、液压助力式助力转向机构串1.助力转向机构布置方案a)

b)33

2、c)

d3213第五节助力转向机构二、液压助力式助力转向机构串2

.分

配阀结构方案4转阀转向系统设计动力转向原理示意图POWERSTEERINGPRINCIPLEVIEW右转向RoIT

STIR左转向LEFT

STEENG语力解向控制网洲配第五节

助力转向机构二、液压助力式助力转向机构串2.分配阀结构方案墨六槽式转阀工作原理串直线行驶时，即方向盘位置不

动

时

，扭杆不发生转

动，阀芯处于中间位置。此时来自油泵压力油从进

油口经阀套进油道流入阀套和阀芯之间。串由于阀芯处于中间位置，进入的油液流进动力缸的

左、右腔室，两腔油压相等，转向器将保持在平衡

位置，不起转向及转向加力作用。串与此同时，流进阀套和阀芯之间的油液还经阀套的径向回油孔汇集于转阀内腔的回油道，并经转向

器

壳体回油口流回转向油罐转向系统设计第五节

助力转向机构二、液压助力式助力转向机构串2

.分

配阀结构方案墨六槽式转阀工作原理串左转向

时

，即方向盘左转，在转向轴驱动下阀芯相

对阀套逆时针转动串来自转向油泵的压力油进入活塞的右腔，使右腔油压升高；而与左侧油道相通的动力缸左腔油压则降

低。左、右两腔的压力差作用在转向器上，迫使转

向轮开始向左偏转，转向加力起作用串只要转向盘继续转动，弹性扭杆的扭转变形便一直

保持不变，阀体与转阀之间的相对角位置也不变，

转向加力作用就一直存在，转向轮将继续向左偏转转向系统设计转向系统设计第五节

助力转向机构二、液压助力式助力转向机构

串2

.分

配阀结构方案墨六槽式转阀工作原理串右转向时，在转向轴驱动下转阀将瞬时针转动串

其工作过程与左转向相似，所不同的是动力缸左、右两腔压力差方向相反，迫使转向轮向右偏转。第五节

助力转向机构二、液压助力式助力转向机构串2.分配阀结构方案星六槽式转阀工作原理4一旦转向盘停止转动并维持在某一转角位置不动，

转阀便不再转动串但转向器会在压差的作用下仍继续左移，使弹性扭

杆的扭转变形减小，阀体与转阀的相对角位移量减

小

，动力缸左、右两腔油压差减小串减小了的油压差仍作用在转向器上，以克服转向轮的回正力矩，转向轮的偏转角维持不动转向系统设计第五节

助力转向机构二、液压助力式助力转向机构串2.分配阀结构方案墨六槽式转阀工作原理串在转向过程中，动力缸中的油液压力是随转向阻力

而变化的。串而动力缸中油压的变化又受控于弹性扭杆的扭转变

形

量：转向阻力增大，弹性扭杆的扭转变形量也增

大

，转阀相对于阀体的角位移量增大，从而使动力

缸中油压升高；反之则动力缸中油压降低。转向系统设计第五节

助力转向机构二、液压助力式助力转向机构串2

.分

配阀结构方案串扭杆表面粗糙度要求Ra0.4~0.8串扭杆材料50CrVA,62Si2Mn等，也有采用普通合金

结构钢的如40Cr等123转向系统设计第五节

助力转向机构二、液压助力式助力转向机构3

.

动力缸尺寸的计算串动力缸内径和活塞杆直径FFi转向系统设计dp=0.35D第五节助力转向机构二、液压助力式助力转

向机

构4

3

.动力缸尺寸的计算星活塞行程：车轮转到最大转角时，由直拉杆的移动

量换算到活塞杆处的移动量得到S=10

十

(0.5~0.6D+0.3移到左侧极限时端面到动力缸壁间隙D+S1活塞厚度

B10活塞最大位移量广移到右侧极限时端面到缸盖的间隙转向系统设计B

Se转向系统设计第五节

助力转向机构二、液压助力式助力转向机构4

3

.动力缸尺寸的计算4动力缸壳体壁厚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ZL105,抗拉强度为160~240MPa第五节助力转向机构二、液压助力式助力转向机构里4.评价指标4(1)

动力转向器作用效能：用效能指标来评价，效

能指标指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之比，一般1-154(2)路感：驾驶员转动转向盘，除要克服转向器摩

擦力、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压力之积

。在最大工作压力时，换算到转向盘上的力增加约

30-50N

(乘用车)80-100N

(货车)转向系统设计转向系统设计第五节

助力转向机构二、液压助力式助力转向机构44.评价指标星(3)转向灵敏度：出转向盘行程与滑阀行程的比

值4

i=Dswφ/2δ;当Dsw

和δ不变时,φ仅取决于i;i

越小越灵敏串接通动力转向时，作用到转向盘的手力和转角：要求20-50N

,10-15°串

(4)动力转向器静特性：输入转

矩与输出转矩之间的变化曲线。PMPaADi

B

CMp/(N·m)第五节助力转向机构三

、电

液助力式助力转向机构串以液压动力转向机构为基础，增加控制器和执

行元件，同时通过车速传感器将车速信号传至

电控单元，控制电液转换装置改变助力特性，

达到在低速或急转弯行驶时驾驶员能以很小的

手力转动转向盘

，而在高速行驶时又能以稍重

的手力进行转向操作串根据控制元件的不同，电液助力式动力转向机

构可分为电控液压助力式和电动液压助力式两

种典型形式转向系统设计转向系统设计第五节助力转向机构三、电液助力式助力转向机构电控液压助力式12

13ECU1110891234567第五节助力转向机构三

、电液助力式助力转向机构出电动液压助力式车速传感器转

矩传感器减速器转向器电控单元←逆变器控制电机转向系统设计蓄电池液压助力

装置转向系统设计第五节助力转向机构四

、电动助力式助力转向机

构串1.电动助力转向机构的组成与工作原理串由机械转向器与电动助力部分相结合，构成电动助

力转向机构。电动助力部分包括电动机、电池、传

感器和控制器

(ECU)

及线束，有的还有减速机构

和电磁离合器等6、ECU转矩车

速

电流5

4POn1T

29283TMTR第五节助力转向机构

四

、电动助力式助力转向机构2.

电动助力转向机构布置方案4转向轴助力式、齿轮助力式和齿条助力式转向轴转向齿轮电动机转向齿条齿条助力式电动机转向轴转向齿轮转向齿条转向轴助力式电动机齿轮助力式转向轴转向齿轮转向齿条转向系统设计第五节助力转向机构四

、电动助力式助力转向机构2

.

电动助力转向机构布置方案4(1

)

转向轴助力式串良好的工作条件；电动机尺寸也小，这又有利于在

车上布置和减轻质量；结构紧凑，拆装维修方

便

；

可采用通用转向器4

电动机的工作噪声和振动直接影响驾驶员；转向轴

等零部件也要承受来自电动机输出的助力转矩的作

用

，为使其强度足够

，必须增大受载件的尺寸；因

这种布置方案的电动机靠近转向盘，在布置时仍然有一定的困难转向系统设计第五节助力转向机构四

、电动助力式助力转向机构2.

电动助力转向机构布置方案4(2)

齿轮助力式出电动机尺寸小，结构紧凑，有利于整车布置和减小

质量；转向轴等位于转向器主动齿轮以上的零部件

不承受电动机输出的助力转矩作用，故尺寸可以小

些

；电动机工作噪声对驾驶员影响不大4

电动机工作条件比较差，对密封要求较高；电动机

振动仍然会传到转向盘

；拆装有一定的困难；转向

器与典型的转向器不能通用，需要单独设计、制造转向系统设计第五节助力转向机构四

、电动助力式助力转向机构2.

电动助力转向机构布置方案4(3)齿条助力式出电动机位工作噪声和振动对驾驶员的影响小；有利

于转向轴的布置，驾驶员腿部的动作不会受到它们

的干扰；转向轴直至转向器主动齿轮均不承受来自

电动机的助力转矩作用，故它们的尺寸能小些串工作条件较差，对密封要求良好；必须增大电动机

输出的助力转矩才能有良好的助力效果，随之而来

的是电动机尺寸增大、质量增加；转向器必须单独

设计制造转向系统设计转向系统设计第五节助力转向机构串四、电动助力式助力转向机构举3.电动助力转向的助力特性4

(1)转向轻便性与路感是作用在转向盘上力矩的增量与对应的转向器输出力

增量的比值，称为路感强度4

以齿轮齿条式转向器为基础的电动助力转向器的路第五节助力转向机构四

、电动助力式助力转向机构3

.电动助力转向的助力特性星(

2

)

直线型助力特性串无助力区段、助力变化区段、助力不变区段4I.MaAI,M1MhmaxMD0

Mh0转向系统设计0

Mno

A

B2M第五节助力转向机构四

、电动助力式助力转向机构3

.电动助力转向的助力特性4

(3)

车速感应型助力特性串将助力特性曲线设计成随着汽车行驶速度的变化而

变化v=0km/h一v=21v=40v=65v=80w=113-6

-4

-2

古

2

4

6

8转向系统设计s0-40-30-2010t-8转向盘力矩/(N·m)助力矩(Nm)v=97第六节转向梯形一

、转向梯形结构方案分析出整体式转向梯形些转向横拉杆、梯形臂和前轴串梯形臂呈收缩状后伸串结构简

单

，调整前束容易，制造

成本低；但一侧转向轮上下跳动3时会影响另一侧

串对于发动机位置低或前驱汽车，

常采用前置梯形8转向系统设计SL第六节转向梯形一

、转向梯形结构方案分析断开式转向梯形4

与独立悬架配合，一侧转向轮跳

动不影响另一侧出结构复

杂

，成本高，调整困难转向系统设计悲

北非非长串延长KB与K₄A交于P,由P

作PS

,S

点为转向节臂球销中心在双

横臂所在平面上的投影4

延长AB

与KAKg,交

QAB,

连

PQAB4

连S

与B,

延

长SB1

作PQBs,

使PQA

B

与PQBs

夹角

等于PKA与PS夹角串延长PS

与QsKg,

交

于D转向系统设计第六节转向梯形一

、转向梯形结构方案分析串横拉杆断开点的确定4(双横臂独立悬架)B

Kg悬架摆臂

AoP横拉杆转向节臂SBKRD辽ee

BSOK,Db)c)Q4B一Pa)转向系统设计第六节转向梯形一、转向梯形结构方案分析方案

整体式※