转向器设计计算公式

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转向机输入轴齿数计算公式

转向机输入轴齿数计算公式转向机是汽车的重要部件之一，它通过输入轴和输出轴的转动来实现车辆的转向功能。

输入轴的齿数是决定转向机工作性能的重要参数之一，它直接影响着转向机的转向角度和转向力的大小。

因此，正确计算输入轴齿数对于设计和制造转向机具有重要意义。

输入轴齿数的计算公式是一个复杂的数学模型，它涉及到转向机的结构参数、工作条件和性能要求等多个因素。

一般来说，输入轴齿数的计算公式可以表示为：N = (π D tan(α)) / (m cos(β))。

其中，N表示输入轴齿数，π表示圆周率，D表示输入轴的直径，α表示转向机的转向角度，m表示齿轮模数，β表示齿轮压力角。

在实际应用中，这个公式可能会根据具体的转向机类型和工作条件进行调整和修正。

下面我们将详细介绍一些影响输入轴齿数计算的关键因素。

首先，输入轴的直径是影响输入轴齿数计算的重要参数之一。

输入轴的直径决定了齿轮的基本尺寸，直接影响着齿数的计算结果。

一般来说，输入轴的直径越大，可以容纳的齿数就越多，从而可以提高转向机的传动效率和承载能力。

因此，在进行输入轴齿数计算时，需要准确测量输入轴的直径，并根据实际情况进行合理选择。

其次，转向机的转向角度也是影响输入轴齿数计算的重要因素之一。

转向角度是指转向机在工作时实际需要转动的角度，它直接决定了输入轴齿数的大小。

一般来说，转向角度越大，需要的输入轴齿数就越多，从而可以提高转向机的转向精度和灵活性。

因此，在进行输入轴齿数计算时，需要准确测量转向角度，并根据实际情况进行合理选择。

另外，齿轮模数和齿轮压力角也是影响输入轴齿数计算的重要因素之一。

齿轮模数是指齿轮的模数，它决定了齿轮的齿数和齿轮的尺寸。

一般来说，齿轮模数越大，可以容纳的齿数就越多，从而可以提高转向机的传动效率和承载能力。

齿轮压力角是指齿轮的压力角，它决定了齿轮的齿形和齿轮的传动效率。

一般来说，齿轮压力角越小，可以容纳的齿数就越多，从而可以提高转向机的传动效率和承载能力。

机械式转向器的设计与计算

机械式转向器的设计与计算机械式转向器是一种经典的机械装置，可以完成物体的旋转转移、扭转和角度校准等任务，常用于车辆转向系统、机械臂控制系统以及工业生产线等场合中。

在这篇文档中，我们将探讨机械式转向器的设计与计算方法。

一、机械式转向器的概述机械式转向器通常由两个主要部分组成：驱动轴和输出轴。

驱动轴是负责输入旋转力矩的轴，可以是手动或电动的。

输出轴则是负责传递旋转力矩的轴，可以是直线或曲线的。

通过曲柄、齿轮、滑块等机械元件的配合和变换，将输入转矩转化为输出转矩，实现物体的旋转和扭转。

机械式转向器具有以下特点：1. 结构简单，稳定性好；2. 能够承受较大的输出力矩；3. 可以与其他机械装置相结合，实现更复杂的动作。

二、机械式转向器的设计方法设计一个机械式转向器需要考虑以下几个方面：1. 设计输入和输出轴的位置和方向，以适应所需传动动作；2. 设计曲柄、齿轮、滑块等机械元件的形状、大小和配合方式，以实现输入和输出转矩的转化；3. 确定机械式转向器的尺寸和重量，以满足预定的设计要求。

具体的设计步骤如下：1. 确定动作要求和传动方式。

根据所需完成的动作要求和转动方向，设计输入和输出轴的位置和方向，确定驱动轴和输出轴间的夹角和轴向距离。

2. 选择合适的机械元件。

根据所需传动动作和力矩大小，选择适当的曲柄、齿轮、滑块等机械元件，并确定它们之间的配合方式和转动比。

3. 进行结构分析。

对机械式转向器的整体结构进行分析，验证各部件的尺寸和强度是否能够满足设计要求。

根据实际计算结果进行适当的调整。

4. 进行力学分析。

对机械式转向器的运动状态进行力学分析，确定输出力矩大小和方向，并进一步评估各部件的强度。

5. 进行制造和组装工作。

根据所设计的参数和尺寸，制造所需机械元件，并按照图纸要求进行组装。

三、机械式转向器的计算方法机械式转向器的计算方法与其他机械装置类似，可以采用以下几种常用的计算方法：1. 扭矩计算法。

通过计算输入和输出端的扭矩大小和方向，判断机械式转向器的传动能力是否满足要求。

汽车转向系统的设计

汽车转向系统的设计摘要本设计课题为汽车前轮转向系统的设计，课题以机械式转向系统的齿轮齿条式转向器设计及校核、整体式转向梯形机构的设计及验算为中心。

首先对汽车转向系进行概述，二是作设计前期数据准备，三是转向器形式的选择以及初定各个参数，四是对齿轮齿条式转向器的主要部件进行受力分析与数据校核，五是对整体式转向梯形机构的设计以及验算，并根据梯形数据对转向传动机构作尺寸设计。

在转向梯形机构设计方面。

运用了优化计算工具Matlab进行设计及验算。

Matlab 强大的计算功能以及简单的程序语法，使设计在参数变更时得到快捷而可靠的数据分析和直观的二维曲线图。

最后设计中运用AutoCAD和CATIA作出齿轮齿条式转向器的零件图以及装配图。

关键词：转向机构，齿轮齿条，整体式转向梯形，Matlab梯形AbstractThe title of this topic is the design of steering system. Rack and pinion steering of Mechanical steering system and integrated Steering trapezoid mechanism gear to the design as the center. Firstly make an overview of the Steering System.Secondly take a preparation of the data of the design. Thirdly, make a choice of the steering form and determine the primary parameters and design the structure of Rack and pinion steering. Fourthly, Stress analysis and data checking of the Rack and pinion steering. Fifthly, design of Steering trapezoid mechanism, according to the trapezoidal data make an analysis and design of Steering linkage.In the design of integrated Steering trapezoid mechanism the computational tools Matlab had been used to Design and Checking of the data. The powerful computing and Intuitive charts of the Matlab can give us Accurate and quickly data. In the end AutoCAD and CATIA were used to make a rack and pinion steering parts diagrams and assembly drawingsKeywords: Steering system，Mechanical Type Steering Gear and Gear Rack，Integrated Steering trapezoid，Matlab Trapezoid目录1 绪论 01.1 汽车转向系统概述 01.2 汽车转向系统的国内外现状及发展趋势 (1)1.3 研究内容及论文构成 (2)2 机械转向系统的性能要求及参数 (4)2.1 机械转向系统的结构组成 (4)2.2 转向系统的性能要求 (5)2.3 转向系的效率 (6)2.4 传动比特性 (8)2.5 转向器传动副的传动间隙 (10)3 机械式转向器总体方案初步设计 (11)3.1 转向器的分类及设计选择 (11)3.2 齿轮齿条式转向器的基本设计 (12)3.2.1 齿轮齿条式转向器的结构选择 (12)3.2.2 齿轮齿条式转向器的布置形式 (13)3.2.3 设计目标参数表以及对应的转向轮偏角计算 (14)3.2.4 转向器参数选取与计算 (16)3.2.5 齿轮轴的结构设计 (19)3.2.6 转向器材料及其他零件选择 (20)4 齿轮齿条转向器校核 (21)4.1 齿条的强度计算 (21)4.1.1 齿条受力分析 (21)4.1.2 齿条齿根弯曲强度的计算 (22)4.2 小齿轮的强度计算 (23)4.2.1 齿面接触疲劳强度计算 (23)4.2.2 齿轮齿根弯曲疲劳强度计算 (26)4. 3 齿轮轴强度校核 (27)5 转向梯形机构的设计 (31)5.1 转向梯形机构概述 (31)5.2 整体式转向梯形机构方案分析 (32)5.3 整体式转向梯形机构数学模型分析 (32)5.4 基于Matlab的整体式转向梯形机构优化设计 (35)5.4.1 转向梯形机构的优化概况 (35)5.4.2 转向梯形机构设计思路 (36)5.4.3 基于Matlab的转向梯形机构设计 (36)5.5 转向传动机构的设计 (43)5.5.1 转向传送机构的臂、杆与球销 (43)5.5.2 转向横拉杆及其端部 (44)6 基于CATIA的齿轮齿条式转向系统的三维建模 (46)6.1 CATIA软件简介 (46)6.2 齿轮齿条式转向系统的主要部件三维建模 (46)结论 (50)参考文献 (51)致谢 ......................................................................................................... 错误!未定义书签。

转向系统匹配

本人从事转向系统设计工作，今赋闲在家，偶然发现这个论坛，获益颇丰。

但见很多朋友所求助的问题得到的解答不是特别透彻，遂想从转向系统布置、匹配、零部件8D整改等方面分别做一个全面的总结。

希望对新手有所帮助，不对的地方也希望能得到各位前辈的指正。

言归正传，先介绍转向系统的匹配。

匹配篇：0 ? W6 I! m& P! \( A7 Q1、以循环球整体式转向器为例，首先要确定转向系统的载荷，根据转向系统的载荷确定出相应输出力矩的循环球转向器。

转向系的载荷计算方法多种多样，有公式计算法，也有图表法。

常用公式有原苏联半经验公式、雷雷索夫公式、塔布莱克公式等，各个公式的侧重点各有不同（不同的因素分别为有的考虑主销偏置距，轮胎静力半径，有的分别考虑计算左右轮的最大转向阻力矩然后叠加，有的考虑轮胎接地面积等）。

根据自己对各个方法的对比，载荷计算结果差别不是很大。

本人常用苏联半经验公式：Mr =[f×（G 13÷P）1/2]÷3: @# a# r" y. W; {0 N PMr-----在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，N.mm；+ ?/ e1 f7 a& P$ ]' Gf--------轮胎与地面间的滑动摩擦系数，取0.7；+ k3 M+ n' w. Z5 lG1-----转向轴负荷，N；P-------轮胎气压，MPa；9 h+ M9 }: J( Q该公式适用于中轻型汽车，其悬挂为钢板弹簧时，用于计算最大转向阻力矩（即汽车的原地转向阻力矩）。

该公式仅考虑了前桥负荷和轮胎气压的影响。

公式中，转向轴荷G一般按设计轴荷超载30%计算。

在计算载荷确定之后，可根据载荷选取适合的动力转向器。

这里顺便介绍下转向器的选型，现在的动力转向器配套供应商做了大量的研究和实验，提出了适应不同轴荷的其产品系列，你只要按照你计算出的前轴负荷提供给他，他即可推荐给你相匹配的型号的转向器。

机械式转向器的设计和计算

机械式转向器的设计和计算引言机械式转向器是一种用于转动或控制物体方向的装置。

它被广泛应用于汽车、航空器、工业设备等领域。

在本文档中，我们将探讨机械式转向器的设计和计算方法。

设计过程机械式转向器的设计过程可以分为以下几个步骤:步骤1: 确定需求和规格在设计机械式转向器之前，首先需要明确转向器的需求和具体规格。

这包括转向角度范围、转向速度、承载能力等。

步骤2: 选择适当的转向机构类型根据设计要求选择适当的转向机构类型。

常见的转向机构类型包括齿轮传动、滑块传动、曲柄杆机构等。

根据应用场景和性能要求选择合适的机构类型。

步骤3: 计算和优化在选择了合适的转向机构类型后，需要进行计算和优化。

这包括计算转向角度和转向速度的传递比例、计算承载能力和寿命等。

步骤4: 材料选择和制造确定了转向机构的设计参数后，需要选择合适的材料，并进行制造。

机械式转向器通常需要具备较高的强度和耐磨性能。

步骤5: 装配和调试制造完成后，进行转向器的装配和调试。

确保转向器能够正常工作，并进行必要的调整和修正。

计算方法在机械式转向器的设计中，有一些常用的计算方法可以帮助我们确定转向机构的参数和性能。

齿轮传动的计算如果选择了齿轮传动作为转向机构类型，可以使用以下公式进行计算:1.计算传动比例:传动比例公式传动比例公式其中，i为传动比例，z1和z2分别为输入齿轮和输出齿轮的齿数。

2.计算转矩传递比例:转矩传递比例公式转矩传递比例公式其中，τ为转矩传递比例，τ1和τ2分别为输入齿轮和输出齿轮的转矩，η为传动效率。

3.计算齿轮轴的弯曲应力:齿轮轴弯曲应力公式齿轮轴弯曲应力公式其中，σb为齿轮轴的弯曲应力，M为转矩，d为齿轮轴的直径。

这些计算方法可以帮助我们确定齿轮传动的参数和性能。

滑块传动的计算如果选择了滑块传动作为转向机构类型，可以使用以下公式进行计算:1.计算滑块的速度比例:滑块速度比例公式滑块速度比例公式其中，v1和v2分别为输入和输出滑块的速度，X1和X2为输入和输出滑块的行程。

全液压转向器选型计算

1.4、所需流量计算
4、所需流量的选择计算: Q=q0 x N/1000 式中： N为转向器输入的转速，流量的选择应保证在车辆的各种工况下转向器能获得足够的流量，进而使转向器能够获得足够的转向速度。转向器转速参考： 50 mL/r ~250 mL/r 315 mL/r ~400 mL/r 500 mL/r ~1000 mL/r 100rpm 75rpm 60rpm
• 油缸的行程S(cm) 转向油缸的行程由转向臂的尺寸及转角范围所决定。
1.3、转向器选择与计算
油缸通过大行程所需要的油的体积 V（ml） V=0.01 x S x A 转向器排量的计算q (mL/r) q=V/n 其中: n为转向轮从一个极限位置转到另一个极限位置时方向盘转过的圈数 ,用户应根据需要选择,一般应为2.5~5.5圈计算得到排量值后,应从本样本中查找最相近排量的转向器，如查到的排量为q0, 则转向器的实际的圈数应为：n=V/q0
1.2、转向油缸的选择与计算
. 油缸的计算
• 油缸需要的推力: F=K2T/r 式中: F —油缸需要的力(N); T —见前步计算; r —最小力臂 (mm); K2 —系数1000; • 油缸的工作面积: A=10F/P 式中: A —油缸工作面积(mm²) P —油缸工作压力(Bar) * 在转向系统很少超载的车辆中,P值为转向系统溢流阀设定压力的80%; 可能严重超载的车辆, P值为转向系统溢流阀设定压力的30%。 D—油缸内径mm d —活塞杆直径mm 1、对等面积油缸： D=√4A/π+d² 2、对并联油缸： D=√2A/π+d²/2 3、对不等面积油缸： D=√4A/π+d² (d/D)²≤0.15
转向系统选型计算

齿轮齿条式转向器设计

3.3齿轮齿条式转向器的设计与计算3.3.1 转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。

欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。

影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。

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中的内摩擦阻力等。

精确地计算出这些力是困难的。

为此用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩M R (N·mm)。

表3-1 原地转向阻力矩M R 的计算设计计算和说明计算结果 mm 627826.2N 0.17910902.530.7p G 3f 331⋅===R M式中 f ——轮胎和路面间的滑动摩擦因数；1G ——转向轴负荷，单位为N ；P ——轮胎气压，单位为MPa 。

f=0.71G =10902.5Np=0.179MPaR M =627826.2mm N ⋅作用在转向盘上的手力F h 为：表3-2 转向盘手力F h 的计算设计计算和说明计算结果N F iD L M L WSWRh 7.290%90153202.6278262221=⨯⨯⨯=+=η式中 1L ——转向摇臂长, 单位为mm ；R M ——原地转向阻力矩, 单位为N·mm 2L ——转向节臂长, 单位为mm ； SW D ——为转向盘直径,单位为mm ；I w ——转向器角传动比；η+——转向器正效率。

因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂，故1L 、2L 不代入数值。

R M =627826.2mm N ⋅SW D =400mmi w =15+η=90%h F =290.7N对给定的汽车，用上式计算出来的作用力是最大值。

因此，可以用此值作为计算载荷。

梯形臂长度的计算2L ：表3-3 梯形臂长度L 2的计算设计计算和说明计算结果轮辋直径LW R = 16in=16×25.4=406.4mm 梯形臂长度2L =LW R ×0.8/2= 406.4×0.8/2=162.6mm,取2L =160mm2L =160mm轮胎直径的计算R T ：表3-4 轮胎直径R T 的计算设计计算和说明计算结果 20555.0⨯+=LW T R R =406.4+0.55×205=518.75mm取T R =520mmT R =520mm转向横拉杆直径的确定：表3-5 转向横拉杆直径的计算设计计算和说明计算结果mm m a M d R811.41021616.083.6274][43=⨯⨯⨯⨯=≥-πσπa =2L ;m N M MPa R ⋅==83.627;216][σ取min d =15mm初步估算主动齿轮轴的直径：表3-6 主动齿轮轴的计算设计计算和说明计算结果mm m Mn d 9.111014016.07.29016][max 16233=⨯⨯⨯⨯=≥-πτπ][τ=140MPa取min d =18mm3.3.2 齿轮齿条式转向器的设计 1. EPS 系统齿轮齿条转向器的主要元件1) 齿条齿条是在金属壳体内来回滑动的，加工有齿形的金属条。

转向系统匹配计算及设计含转向角和传动比（优质参考）

转向系统匹配计算及设计含转向角和传动比（优质参考）第六章转向系统匹配计算及设计根据总布置设计提供的满载前轴荷、前轮定位参数(参考同类车型数据库)，按照汽车转向系设计的要求，参照其它同类车型，进行汽车转向系设计。

6.1 转向角和传动比6.1.1 理论转向角-左右转角差大于实际汽车应设计值传统的理论转向角为纯滚动理论-阿克曼理论，没有考虑车轮弹性和高速应用，因此有些过时，现代轿车设计为了节省车内空间，一般在该理论算出左右转角差后，可以除以2~3作为设计数值更好。

如果通过所有4个车轮中心的车轮平面垂直线都相交于一点——转向中心M ，汽车在缓慢行驶时的转弯是精确的。

如果后轮不一定转向，则2个前轮的垂线必须与后轮中心连线的延长线相交于M 点（图6.1.1）。

如是在车身内外侧的前轮上出现不同的转向角i δ和Aa δ。

根据较大的内侧车轮转向角i δ可以算出外侧车轮的理论值，即所谓的阿克曼角：l j ctg ctg i Aa /+=δδ （6.1.1）式中：l 为在地面测得的两主销轴线延长线与地面交点交点的距离，即s v r b j ?-=2 (6.1.2）在负的主销偏移距r S 的情况下，它在式中的运算符号变成加号。

图6.1.1 由阿克曼角确定的车轮转向角Aa δ之间的运动学关系图6.1.2 r S 是在图示情况下为正的主销偏距图6.1.1 由阿克曼角确定的车身外侧车轮转向角和内侧车轮转向角Aa δ之间的运动学关系。

图中还标出了转向角差A δ?和转弯直径D s （亦见图6.1.1）。

图6.1.2 前悬架上的尺寸说明：b v 是前轮轮距，r S 是在图示情况下为正的主销偏距。

图6.1.1中标出的转向角差（也称弯角差）A δ?在所获得理论值中必须始终为正值。

Aa i A δδδ-=? （6.1.3）根据角Aa δ可得出理论转弯直径D s （图6.1.1），即车身外侧前轮平面以最大的转向角转弯时经过的圆弧直径。

汽车的转弯圆应尽可能小，以易于转弯及停车方便。

转向器齿轮模数计算公式

转向器齿轮模数计算公式转向器是一种用于改变机械装置方向的装置，常见于汽车、船舶、飞机等交通工具中。

它通过齿轮传动来改变方向，因此齿轮的设计和计算对于转向器的性能至关重要。

其中，齿轮的模数是一个重要的参数，它决定了齿轮的尺寸和传动比，对于转向器的设计和制造具有重要的意义。

齿轮模数是指齿轮的模数圆直径和齿数的比值，通常用符号“m”表示。

计算齿轮模数的公式如下：m = D / Z。

其中，m为齿轮模数，D为模数圆直径，Z为齿数。

在实际的转向器设计中，需要根据具体的要求和条件来确定齿轮的模数。

一般来说，齿轮模数的选择需要考虑以下几个方面的因素：1. 载荷和传动比，根据转向器所需承受的载荷和所需的传动比，可以确定齿轮的模数。

一般来说，承受较大载荷和需要较大传动比的转向器，需要选择较大的齿轮模数。

2. 齿轮材料和制造工艺，不同材料和制造工艺对齿轮的模数有一定的要求。

一般来说，硬度较高的材料和精密的制造工艺可以选择较小的齿轮模数。

3. 运动平稳性和噪音，较大的齿轮模数可以提高齿轮传动的平稳性和减小噪音，但同时也会增加齿轮的尺寸和重量。

4. 空间限制，转向器的设计空间和安装位置也会对齿轮模数的选择产生影响，需要根据实际情况来确定合适的齿轮模数。

在确定了齿轮模数之后，还需要根据具体的齿轮参数来计算齿轮的几何尺寸和传动比。

一般来说，齿轮的几何尺寸可以通过以下公式来计算：m = (2 r) / (Z1 + Z2)。

其中，m为齿轮模数，r为分度圆半径，Z1和Z2分别为两个齿轮的齿数。

通过这个公式可以计算出齿轮的分度圆半径，然后根据具体的齿轮参数和要求来确定齿轮的几何尺寸。

除了齿轮模数和几何尺寸的计算之外，还需要对齿轮的传动比进行计算。

一般来说，齿轮的传动比可以通过以下公式来计算：i = Z2 / Z1。

其中，i为齿轮的传动比，Z1和Z2分别为两个齿轮的齿数。

通过这个公式可以计算出齿轮的传动比，然后根据具体的传动要求和条件来确定齿轮的齿数。

汽车动力转向器转向力矩的分析与计算

［.］式计算 / （ ’ ! % ’ "）（0・11）（/） ( ) ( / ’ 这种情况下可根据经验及具体车胎、车型和载荷情况，给电动机以固定的助力系数 ) （&）在汽车作低速曲线行驶时（汽车速度" 较低），汽车转向力矩可由式（*）和（&）忽略 / 个小量的乘
"
积简化为
2 (3 #
具有以下突出的优点：（#）电动机和减速机构安装在转向柱或装在转向器内，从而使整个动力转向器重量减轻、结构紧凑且安装方便；（!）以电动机为动力，不需要传统的液压元件— — —转向油泵、油管及控制通过传感器和控制系统，能使直流电动机提供与汽车转向工况阀等，也不会发生液压油泄漏和损耗；（%）相适应的驱动扭矩，也就是说转向驱动扭矩可随转向阻力矩的变化（增大或减小）而变化，而无控制系统的动力转向器不可能实现；（-）电动机只在需要时启动，故耗用电能较少；（*）可安装应用于各类车型 & 汽车转向力矩的分析与计算是进行汽车电动动力转向器测控系统的设计与软件开发的重要依据，本文拟在这方面做些研究 &
!
汽车转向力矩影响因素的分析
［*］由于影响汽车转向力矩的因素很多，首先根据汽车转向机构的受力分析，可以推导出汽车方向盘
上的转向力矩为 ! 2， 3 " ! 6 % ! 7 $ ! 5， # 0 ! $ ! 5， $ ! 5， 4 " 4 #4 2 #. #4 （#）
式中，转向机传动比； ! 2 为作用在转向臂上的转向力矩；# .、 # 4 分别为转向杆系、 ! 5， ! 5， 0、 4 分别为相对转向节销轴线、转向机的摩擦力矩 & 作用在两个转向节销上的力矩之和（ ! 6 8 ! 7）为（ ! 6 % ! 7）（ ’ ;，［ )* " ( ) " % # & "（ ! 6 % ! 7） !# % 96:!! % 96:!" " ｛ !］% 6 ( ’ ;， 7） + ) 96:" $，（ , 6 ( , 7）［ )* " ( ) " % # !］%（ !+ ， "( + 596:" 6 % !+ ， 7） $， %" 96:" （ !+ ，（ !+ ， !96:" "｝%（ !+ ， !96:" "）% 6 ( !+ ， 7） 6 % !+ ， 7）% 6 ( !+ ， 7） $96:" $96:" # # （ ’ ;，［ )* " 96:" )&" (（ , 6 % , 7） 96:" ! (（ ’ ;， ! % - " 96:" "］ "( 6 % ’ ;， 7） 6 ( ’ ;， 7） $) 96:" $ # # （ , 6 ( , 7）［ ) "* ( - " （ . 6 % . 7）［ - < % )" + ］% + ］( $， $， # #

齿轮齿条式转向器设计和计算

5.2转向器的结构型式选择及其设计计算根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构型式有多种。

常见的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。

对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。

中、小型轿车以及前轴负荷小于1.2t的客车、货车，多采用齿轮齿条式转向器。

球面蜗杆滚轮式转向器曾广泛用在轻型和中型汽车上，例如：当前轴轴荷不大于2.5t且无动力转向和不大于4t带动力转向的汽车均可选用这种结构型式。

循环球式转向器则是当前广泛使用的一种结构，高级轿车和轻型及以上的客车、货车均多采用。

轿车、客车多行驶于好路面上，可以选用正效率高、可逆程度大些的转向器。

矿山、工地用汽车和越野汽车，经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式动力转向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器，因为路面的冲击可由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象。

关于转向器角传动比对使用条件的适应性问题，也是选择转向器时应考虑的一个方面。

对于前轴负荷不大的或装有动力转向的汽车来说，转向的轻便性不成问题，而主要应考虑汽车高速直线行驶的稳定性和减小转向盘的总圈数以提高汽车的转向灵敏性。

因为高速行驶时，很小的前轮转角也会导致产生较大的横向加速度使轮胎发生侧滑。

这时应选用转向盘处于中间位置时角传动比较大而左、右两端角传动比较小的转向器。

对于前轴负荷较大且未装动力转向的汽车来说，为了避免“转向沉重”，则应选择具有两端的角传动比较大、中间较小的角传动比变化特性的转向器。

（转向盘转角增量与相应的转向摇臂转角增量之比iω1称为转向器角传动比。

）二、两侧转向轮偏转角之间的理想关系式汽车转向行驶时，为了避免车轮相对地面滑动而产生附加阻力，减轻轮胎磨损，要求转向系统能保证所有车轮均作纯滚动，即所有车轮轴线的延长线都要相交于一点。

转向泵与系统匹配计算公式

附录Ⅱ：液压动力转向系统性能参数计算和设计方法1．力矩Mr 的计算：转向器的扭矩取决于汽车整体转向桥承重载荷、轮胎气压、路面情况及转向桥设计参数，计算公式：Mr ＝3/)/(131P G f --------------------------公式1式中： • Mr-----在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，N.mm ；• f-------轮胎与地面间的滑动摩擦系数，取0.7；• G 1-----转向前桥负荷，N ；• P-------轮胎气压，MPa ；2．转向所需最小工作压力Pmin 及理论流量Qo 计算：根据公式1计算的力矩Mr 和所选转向器的缸径,Pmin ＝)]([10S S R M F r -*÷ ------------------公式2式中： • Pmin-------转向的最小工作压力，MPa ；• Mr------在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩， N.m ；• S 0------油缸工作面积，㎡；• S 1------螺杆外径所占面积，㎡；• R F ------扇形齿分度圆半径，m 。

理论流量(Qo)是根据转向盘最大瞬时转速计算：Q 0=60ntS ----------------------------------公式3式中： • n —汽车方向盘最大瞬时转速(转/秒)，轿车取 1.5r/S, 其它车辆取1.25r/S ；• t---助力方向机丝杆螺距；• S---助力方向机油缸实际工作面积；3．转向油泵的最大压力Pmax 设计：公式2计算出的转向压力是转向所需要的最小工作压力，由于转向油泵具有安全保护作用，必须保证转向压力不得大于转向油泵设计的安全压力，建议设计的转向压力为安全QC/T ×××-20××压力的85%，例如：转向压力为8MPa ，那么油泵的安全压力则设计为10MPa 。

同时该工作2 压力也是对转向器的安全保护压力。

(机械制造行业)机械式转向器的设计与计算

第四节机械式转向器的设计与计算一、转向系计算载荷确实定为了保证行驶安全，构成转向系的各部件应有．足够的强度。

欲验算转向系部件的强度，需第一确立作用在各部件上的力。

影响这些力的主要要素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。

为转动转向轮要战胜的阻力，包含转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳固阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。

精准地计算出这些力是困难的。

为此介绍用足够精准的半经验公式来计算汽车在沥青或许混凝土路面上的原地转向阻力矩 M R( N ? mm )f G13(7-9)M R3p式中， f为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取O.7 ；G1为转向轴负荷(N)；p为轮胎气压( MP a)。

作用在转向盘上的手力为2L1M R(7-10)F hL2 D sw i式中， L1为转向摇臂长；L2为转向节臂长； D sw为转向盘直径； i为转向器角传动比；为转向器正效率。

对给定的汽车，用式(7-10)计算出来的作使劲是最大值。

所以，能够用此值作为计算载荷。

但是，关于前轴负荷大的重型货车，用上式计算的力常常超出驾驶员生理上的可能，在此状况下对转向器和动力转向器动力缸从前部件的计算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大刹时力，此力为 700N。

二、齿轮齿条式转向器的设计齿轮齿条式转向器的齿轮多半采纳斜齿圆柱齿轮。

齿轮模数取值范围多在2～3mm之间。

主动小齿轮齿数多半在5～7 个齿范围变化，压力角取20o，齿轮螺旋角取值范围多为9o～ 1 5 o。

齿条齿数应依据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条挪动行程应达到的值来确立。

变速比的齿条压力角，对现有构造在12o～ 35o范围内变化。

别的，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。

主动小齿轮采纳16MnCr5 或 15CrNi6 资料制造，而齿条常采纳 45 钢制造。

为减少质量，壳体用铝合金压铸。

三、循全球式转向器设计( 一) 主要尺寸参数的选择1、螺杆、钢球、螺母传动副(1)钢球中心距 D、螺杆外径D1、螺母内径D2尺寸 D、D1、D 2如图7-19所示。

毕业设计公式

循环球式转向器设计的计算公式1.1 螺杆、钢球和螺母传动副1.1.1 钢球中心距D 、螺杆外径D 1和螺母内径D2尺寸D 、D 1、D 2如图3-1所示。

钢球中心距是基本尺寸。

螺母外径D 1、螺母内径D 2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D 2通常在20～38mm 范围内变化。

螺母内径D 2应大于的D 1，一般要求D 2-D 1=(5%-10%)D 。

1.1.2 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：式中 D-钢球中心距；W ——个环路中的钢球工作圈数，一般W=1.5-2.5，当转向器的钢球工作圈数需大于2.5时，则应采用两个独立的环路；d-钢球直径；0α——螺线导程角；1.1.3 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…………………………...（1-2）. 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=βp r …………………………...（1-3）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i w 为i w =2πr/P…………………………...(1-4) 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。

6.4转向器匹配计算实例

6.4、转向器匹配计算实例6.4.1、静态原地转向阻力矩静态原地转向阻力矩是汽车中最大极限转向所需力矩，比行驶中转向所需的力矩大2到3倍。

目前采用经验公式计算 pG f M r 313= 式中M r ——在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，N ·mm ；f ——轮胎与地面间的滑动摩擦系数，一般取0.7；G 1——转向轴负荷，N ；p ——轮胎气压，MPa 。

如G 1=6060N, P=0.27Mpa, f=0.7, 得 M r =2.118×105 N ·mm 。

6.4.2、齿轮齿条式转向器的角传动比 θcos 1r L i ow = 式中 i ow ——齿轮齿条式转向器的角传动比；L 1——梯形臂长度，mm;r ——主动小齿轮的节圆半径，mm 351.66117.22121=⨯⨯==mz r mm; θ——齿轮齿条的轴交角，°。

如L=123.6mm, 351.66117.22121=⨯⨯==mz r , θ=15° 求得i ow =20.15。

由于转向系传动机构的角传动比近似为1，所以转向系的角传动比近似为转向器的角传动比。

6.4.3、转向系的力传动比 R r i i sow p ∙= 式中i ow ——齿轮齿条式转向器的角传动比；r s ——主销偏移距，mm ；R ——方向盘半径，mm 。

如i ow =20.15, r s =20mm, R=175mm, 求得 i p = 176.3。

6.4.4、静态原地转向时作用于转向盘的力 R i M F ow rh η=式中M r ——原地转向阻力矩，N ·mm;F h ——作用于转向盘的力，N ；i ow ——转向器的角传动比;R ——方向盘半径 mm ；η——转向器的效率，取η=75%。

如M r=2.118×105N·mm, i ow=20.15, R=350/2=175mm, η=75%得 F h=80N 小于250N，满足法规要求。

转向器设计

译文：可操作性的操纵杆型转向装置考虑人体手臂阻抗特性Youngwoo Kim*, Takamasa Oyabu**, Goro Obinata*, Kazunori Hase*** *：理想环境科学研究所， * *：机械工程， * * *：机械工程，名古屋大学，名古屋大学东京都立大学，名古屋，日本。

名古屋，日本。

东京，日本。

摘要：在本文中，我们提出了一种新的方法提高可操作性的操纵杆型转向装置，在审议的阻抗特性的人的手臂。

我们开发的机器人为主的操纵杆一手操作的车辆，在反应力的操纵杆控制的虚拟阻抗场调谐匹配人类手臂阻抗。

由于纵向和横向运动的转向系统的耦合，旋转运动的操纵杆面是用来代表信号的加速器和刹车踏板。

我们提出了一个扩展的人机系统，那里的阻尼系数，一个重要的机械特性，调整匹配阻抗特性的人的胳膊。

我们调查的可操作性，当粘度系数调整以匹配固定人体手臂阻抗，并随时间变化的人体手臂阻抗。

通过实验证实所提出的方法的有效性。

一、导言A .研究背景随着电子技术的发展，在汽车行业，驾驶辅助系统已取得了重大进展，提高可操作性和车辆的安全。

线控〔数〕的系统代替了传统的机械系统和电子控制系统采用机电致动器与人类机接口等踏板和转向感觉仿真器。

数的优点包括易于故障诊断，降低重量，提高安全性和可操作性等。

当前的大量生产的车辆数等技术实现线控，线控制动，换档，并转向操纵。

特别是，线控转向〔SB〕做了一个转向轴，一列，齿轮减速机构，等。

无机械连接之间的方向盘和车轮的道路，影响了正面碰撞力方向盘不太可能侵入驾驶员的生存空间。

既然路反应没有传递到转向盘，转向感觉的设计应不提供一个奇怪的感觉司机，调节特性的转向系统。

公司的控制方法提出了很多论文[ 1]。

驾驶员的操纵输入进入到转向系统的方向盘连接到转向架，其布局一直保持不变。

据我们所知，只有少数人集中在一个手操作驱动接口。

在本文中我们提出一个新的驱动接口，一个操纵杆型单手操纵设备开发的方向，加速和刹车的投入。

方向机长度计算公式

方向机长度计算公式方向机是汽车的重要部件之一，它通过转动方向盘来控制车辆的转向。

方向机的长度是指从方向盘到转向齿轮或者转向拉杆的距离，它的长度直接影响着车辆的转向灵活性和稳定性。

在设计和改装车辆时，计算方向机长度是非常重要的一步，它需要根据车辆的轮距、转向盘的转角和转向齿轮的传动比来确定。

下面将介绍方向机长度的计算公式及其相关知识。

首先，我们来看一下方向机长度的计算公式。

方向机长度L可以通过以下公式来计算：L = C / (tan(δ) / r + tan(φ))。

其中，C是车辆的轮距，δ是转向盘的转角，r是转向齿轮的传动比，φ是转向拉杆的倾角。

这个公式的推导比较复杂，我们可以简单解释一下其中的各个参数。

车辆的轮距C是指车轮中心线之间的距离，它直接影响着车辆的稳定性和转向的灵活性。

转向盘的转角δ是指方向盘从一个极限位置到另一个极限位置的角度，它决定了车辆的转向角度。

转向齿轮的传动比r是指转向盘转动一定角度后，转向齿轮转动的角度比，它决定了转向盘和车轮之间的转向关系。

转向拉杆的倾角φ是指转向拉杆与地面的夹角，它决定了车轮的转向力和转向的稳定性。

通过这个公式，我们可以计算出车辆的方向机长度，从而确定合适的方向机长度来确保车辆的转向灵活性和稳定性。

在实际应用中，我们还需要考虑到车辆的重量、悬挂系统、转向系统的摩擦阻力等因素，来进一步优化方向机长度的设计。

除了方向机长度的计算公式，我们还需要了解一些与方向机长度相关的知识。

首先是方向机长度与车辆稳定性的关系。

方向机长度的长短会直接影响车辆的稳定性，如果方向机长度过长，车辆的转向会变得迟钝，不利于驾驶员对车辆的控制；如果方向机长度过短，车辆的转向会变得过于敏感，容易出现过度转向的情况。

因此，合理计算方向机长度是确保车辆稳定性的关键一步。

其次是方向机长度与转向灵活性的关系。

方向机长度的长短也会影响车辆的转向灵活性，合理的方向机长度可以确保车辆在转向时的灵活性和准确性，提高驾驶员的操控感和驾驶的舒适性。

转向系统设计计算匹配

1 转向系统的功能1.1 驾驶者通过方向盘控制转向轮绕主销的转角而实现控制汽车运动方向。

对方向盘的输入有两种方式：对方向盘的角度输入和对方向盘的力输入。

装有动力转向系统的汽车低速行驶时，操作方向盘的力很轻，却要产生很大的方向盘转角输入，汽车的运动方向纯粹是由转向系统各杆件的几何关系所确定。

这时，基本上是角输入。

而在高速行驶时，可能出现方向盘转角很小，汽车上仍作用有一定的侧向惯性力，这时，主要是通过力输入来操纵汽车。

1.2 将整车及轮胎的运动、受力状况反馈给驾驶者。

这种反馈，通常称为路感。

驾驶者可以通过手—---感知方向盘的震动及运转情况、眼睛—---观察汽车运动、身体—---承受到的惯性、耳朵—---听到轮胎在地面滚动的声音来感觉、检测汽车的运动状态，但最重要的的信息来自方向盘反馈给驾驶者的路感，因此良好的路感是优良的操稳性中不可缺少的部分。

反馈分为力反馈和角反馈从转向系统的功能可以得知：人、车通过转向系统组成了人车闭环系统，是驾驶者对汽车操纵控制的一个关键系统。

2 转向系统设计的基本要求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。

转向系的基本要求如下：2．1 汽车转弯时，全部车轮应绕瞬时回转中心（瞬心）旋转，任何车轮不应有侧滑。

不满足这项要求会加剧轮胎磨损，并降低汽车的操作稳定性。

实际上，没有哪一款汽车能完全满足这项要求，只能对转向梯形杆系进行优化，一般在常用转向角内（内轮15°～25°范围）使转向内外轮运动关系逼近上述要求。

2．2 良好的回正性能汽车转向动作完成后，在驾驶者松开方向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。

转向轮的回正力矩的大小主要由悬架系统所决定的前轮定位参数确定，一般来说，影响汽车回正的因素有：轮胎侧偏特性、主销内倾角、主销后倾角、前轮外倾、转向节上下球节的摩擦损失、转向节臂长、转向系统的逆效率等。

重型车辆转向设计计算

第3章设计计算3.1 汽车转向系主要参数的选择3.1.1 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3-1所示。

图3-1汽车的主要参数尺寸(1)轴距轴距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。

轻型货车、鞍式牵引车和矿用自卸车等车型要求有小的转弯半径，故其轴距比一般货的短，而经常运送大型构件、长尺寸或轻抛货物的货车和集装箱运输车，则轴距可取得长一些。

汽车总质量愈大，轴距一般也愈长。

轴距L对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。

当轴距短时，上述各指标减小。

(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、币转矩指标下降，机动性变坏。

受汽车总宽不得超过2.5m限制，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。

(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、承载量、道路条件、结构选型与布置以及有关标准、法规限制等因素来确定。

GB1589-79 对汽车外廓尺寸界限做了规定，总高不大于4m，总宽（不包括后视镜）不大于2.5m；外开窗，后视镜等突出部分宽250mm。