转向系统设计计算报告
(2021年整理)转向系统设计计算匹配
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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。
毕业论文(设计)转向系统设计
毕业论文(设计)转向系统设计随着科技的不断发展，计算机系统已经成为人们生活中必不可少的一部分，其在各个领域的应用也日渐广泛，如企业管理、医疗卫生、教育和科研等。
而计算机系统中最为重要的组成部分就是系统设计，它是整个系统的核心，是保证系统正常运行的重要保障。
本篇论文将会从系统设计的角度对计算机系统进行详细讲解，阐述其基本概念、设计流程、设计原则以及实际应用等方面。
同时，本文还将以实际案例为例，对系统设计的流程和具体实现进行分析，帮助读者更好地理解系统设计的重要性以及应用意义。
一、系统设计的基本概念系统设计是指针对某一特定的需求或问题，通过对系统进行规划、设计、实现和测试等一系列操作的过程。
其具有系统性、协调性和综合性等特点，旨在构建一个高效、可靠、可维护和易于扩展等优秀的系统。
系统设计主要包括以下几个方面：1. 系统规划：确定系统的基本目标、要求和主要功能，为后续的设计提供方向和基础。
2. 系统分析：对系统进行分析，确定系统所包括的各个模块、组件及其之间的交互关系。
3. 系统设计：根据系统分析的结果，设计系统的各个模块、组件的具体实现方案，并进行整体设计和集成。
4. 系统实现：根据设计方案进行代码编写和测试等操作，保证系统能够正常运行。
5. 系统维护：在系统投入使用之后，对系统进行监控和维护，及时发现和处理系统中出现的问题。
以上几个方面是系统设计中比较重要的环节，其并不是一成不变的，不同的系统和需求有不同的设计方案和实现方式。
二、系统设计的流程1. 系统需求分析系统设计的第一步是进行需求分析，即了解客户或使用人员对系统的需求和应用场景，并确定系统的功能点和性能指标等。
2. 系统架构设计根据需求分析的结果，确定系统的总体架构和模块划分，确定模块之间的交互关系和数据流向。
3. 模块设计根据系统架构设计的结果，对各个模块进行设计，包括结构设计、算法设计、数据结构设计等。
4. 界面设计基于用户体验和交互设计的原则，对系统的界面进行设计，使其易于操作和友好。
转向梯形机构设计报告
采用齿轮齿条式转向器的转向梯形机构优化设计报告指导老师：***学生：黄志宇学号：********专业班级：车辆工程04班重庆大学方程式赛车创新实践班二〇一七年二月赛车转向系统是关系到赛车性能的主要系统，它是用来改变或恢复汽车行驶方向的系统的总称，通常，车手通过转向系统使转向轮偏转一定角度实现行驶方向改变。
赛车转向系统一股由方向盘、快拆、转向轴、转向柱、万向节、转向器、转向拉杆、梯形臂等部分组成。
其中，方向盘用于输入转向角度，快拆用于快速分离方向盘与转向柱，转向柱、转向轴、万向节共同将方向盘输入角度传递到转向器，转向器通过内部传动副机构将旋转运动转化为转向拉杆的直线运动，转向拉杆与梯形臂作用于转向节，实现车轮转向。
图1展示了转向系梯形结构，图2展示了赛车转向系统构成。
图1转向梯形机构图2赛车转向系统构成由于大赛组委会规则里面明确规定不允许使用线控或者电动转向，考虑到在赛车转向系统布置空间有限，且有严格的成本限制，以及轻量化的赛车设计目标，将赛车转向器范围限定机械式转向器。
目前，国内外的大多数方程式赛车采用齿轮齿条式转向器和断开式转向梯形结构。
●齿轮齿条式转向器齿轮齿条式转向器的传动副为齿轮齿条，其中，齿轮多与转向柱做成一体，齿条多与转向横拉杆直接连接，连接点即为断开点位置。
根据输出位置不同，分为两端输出式和中间输出式。
其主要优点是：结构简单，体积小，易于设计制作；转向器可选材料多样，壳体可选用招合金，质量轻；传动效率较高；容易实现调隙，当齿轮齿条或者齿条与壳体之间产生间隙时，可以通过安装在齿条背部的挤压力可调的弹簧来消除间隙；转向角度大，制造成本低。
其主要缺点是：传动副釆用齿轮齿条，正效率非常髙的同时，逆效率非常高，可以到达当汽车在颠簸路面上行驶时，路感反馈强烈，来自路面的反冲力很容易传递到方向盘；转向力矩大，驾驶员操纵费力，对方向盘的反冲容易造成驾驶员精神紧张，过度疲劳。
●断开式转向梯形结构根据转向器和梯形的布置位置的不同，断开式转向梯形又分为四类，分别为：转向器前置梯形前置，转向器后置梯形后置，转向器前置梯形后置，转向节后置梯形前置。
转向系统设计计算书
4结论说明∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙7
3.4转向器的内外轮转角：
根据整车设计要求和阿克曼几何原理，可得出理想的阿克曼转角曲线，具体计算如下：
ctg -ctg = 其中K——主销距L——轴距
ctg -ctg =0.55
根据我们设计的转向系统从整车装配数模中可取转向系统需要的设计硬点并建立Adams仿真计算模型，在不考虑轮胎侧偏和所有组件都为刚性的情况下可仿真出实际的内外轮转角曲线。
代入公式Rmin=6549mm即最小转弯半径的理论为6.5m。
3.2转向系的角传动比计算
齿轮齿条式转向系的角传动比i0ω=L/rcosθ
其中L——梯形臂长度；
r——主动小齿轮的节圆半径；
θ——齿轮与齿条的轴交角；
其中L=146.8光洋：r =6.351恒隆：r =6.75θ=20°，θ=25°（优化后）
静态原地转向阻力矩是汽车使用中最大极限转向所需力矩，汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩采用下面的经验公式计算：
=
式中 ——轮胎与地面间的滑动摩擦系数，一般取0.8左右。
——转向阻力矩，单位N·mm；
——前轴负荷，单位N；
——轮胎气压，单位MPa。
根据整车参数，CC6460K/KY车满载前轴荷为1070㎏，约为10486N，轮胎气压为230KPa，梯形臂L1=147㎜，转向器梯形底角α=76°，动力受压面积S=9.18㎝2。
车辆转向系统设计方案
车辆转向系统设计方案一、背景车辆转向系统是车辆中非常重要的一个部分，其主要功能是控制车辆的转向。
在车辆通过方向盘操纵转向机构，通过各种传动装置将驾驶员操作的力量传递给车轮，使车辆向左或向右转向。
在不同的路况下，车辆转向系统能够自动调节车轮的转向角度以提高整车的稳定性和控制性。
因此，一个高效可靠的车辆转向系统对于车辆的安全性和性能至关重要。
二、设计目标该车辆转向系统设计方案的主要目标包括：1.保证车辆的安全性；2.提高车辆的稳定性；3.降低转向系统的功耗；4.提高转向系统的运行效率和精度；5.降低转向系统的成本。
三、设计方案1. 转向机构转向机构是车辆转向系统的核心部分，它由转向齿轮、转向轴、转向机箱、万向节和转向倾角传感器等组成。
转向齿轮：应选用高强度合金钢，以确保其结构稳定性和寿命。
转向轴：应采用双向轴承来减少转向时的瑕疵，提高转向机构的稳定性。
转向机箱：应采用高强度铝合金或钢材来提高整个转向系统的刚度和耐用性。
万向节：应选用高精度的万向节，以确保转向系统的精度和可靠性。
转向倾角传感器：采用高精度的倾角传感器，利用MEMS技术制造，精度高达0.1度。
2. 液压转向系统液压转向系统主要是由液压泵、液压缸和液压阀组成。
其作用是将转向机构产生的转矩转化为液压功，从而使车轮偏转。
液压泵：选用低磨损的高压液压泵，降低转向系统的功耗。
液压缸：选用行程大的液压缸，以确保转向系统的升降速度。
液压阀：选用高精度的液压阀，通过构建先进的控制策略，可以实现液压转向系统的高效控制。
3. 电动转向系统电动转向系统主要是由电动泵、电动缸、电动阀和控制器组成。
其作用是利用电力产生转矩，从而使车轮偏转。
电动泵：选用高效稳定的电动泵，以降低整个电动转向系统的功耗。
电动缸：选用高速、高效、低摩擦的电动缸，以提高电动转向系统的灵敏度和精度。
电动阀：选用高速、高精度的电动阀，通过控制最小精度，实现高效的控制策略。
控制器：选用高速、高精度、低功耗的控制器，以实现电动转向系统的高效控制和排错功能。
转向系统设计开题报告
转向系统设计开题报告1. 引言转向系统是汽车重要的组成部分之一，它对车辆的操控性和安全性起着至关重要的作用。
随着科技的发展和人们对汽车性能的要求不断提高，传统的转向系统已经不能满足现代汽车的需求。
因此，设计一种先进的转向系统对于改善车辆性能和安全性具有重要意义。
本开题报告旨在介绍我们的研究目标、问题陈述、方法和预期结果，以及项目计划和时间安排。
2. 研究目标本研究的目标是设计一种先进的转向系统，以提高汽车的操控性和安全性。
我们将通过结合现代技术和创新思维，设计出一种具有高精度、高效率和可靠性的转向系统，以满足用户的需求和提升驾驶体验。
3. 问题陈述传统的转向系统存在一些问题，例如转向精度不高、转向时延较大等。
因此，我们需要解决以下问题：•如何设计一种具有高精度的转向系统？•如何减小转向时延，提高转向的效率？•如何保证转向系统的可靠性和安全性？4. 方法为了解决上述问题，我们将采取以下方法：4.1 技术研究和分析我们将对现有的转向系统进行研究和分析，了解其优缺点。
同时，我们将调研先进的转向技术，包括电子转向系统、电动助力转向系统等，以及相关的传感器和控制算法。
4.2 系统设计和模拟基于技术研究和分析的结果，我们将设计一种先进的转向系统。
该系统将结合电子转向技术和传感器数据，通过适当的控制算法实现高精度的转向和快速的响应。
我们将使用仿真软件进行系统的模拟和验证。
4.3 系统实现和测试在系统设计和模拟完成后，我们将进行实际的系统实现和测试。
我们将搭建一个实验平台，用于测试转向系统的性能和稳定性。
通过实验数据的分析和对比，我们将评估设计的转向系统是否满足预期的要求。
5. 预期结果我们预期通过本研究能够设计出一种具有高精度、高效率和可靠性的转向系统。
该系统将能够提高汽车的操控性和安全性，满足用户对于驾驶体验的要求。
6. 项目计划和时间安排本研究的项目计划和时间安排如下：•阶段一：技术研究和分析（2个月）•阶段二：系统设计和模拟（3个月）•阶段三：系统实现和测试（4个月）•阶段四：数据分析和结果总结（1个月）7. 结论本开题报告介绍了我们的研究目标、问题陈述、方法和预期结果，以及项目计划和时间安排。
转向系统设计说明书
转向系统设计说明书转向系统设计说明书一、需求分析1.1系统简介本转向系统设计是为汽车制造企业设计的一款新型转向系统，包括方向盘、转向齿轮、转向杆等组件，用于汽车转向操作。
1.2系统功能本系统主要实现以下功能：（1）实现车辆转向操作；（2）提供灵敏度和舒适性，使驾驶员可以轻松驾驶；（3）确保车辆转向时的安全性。
1.3使用环境本系统主要用于汽车行驶时的转向操作，适用于各类车辆，包括小汽车、大型客车、货车、越野车等。
1.4系统需求（1）具有可靠性和耐用性；（2）转向灵敏度高，操控舒适；（3）保证转向操作安全；（4）可适应各种驾驶员的需求。
二、系统设计2.1系统架构本转向系统采用传统的齿轮传动转向系统。
主要包括方向盘、转向齿轮、转向杆等组件，在行驶过程中通过变换转向齿轮的位置，控制车轮的转向。
2.2系统组成本转向系统包括以下组件：（1）方向盘：由驾驶员操控，控制转向的方向。
（2）转向齿轮：连接车轮的转向轴，通过旋转控制车轮角度，实现左右转向操作。
（3）转向杆：将方向盘的旋转运动转换成转向齿轮的轴向运动。
（4）轴承：用于支撑转向齿轮，使其顺畅运转。
2.3系统工作原理当驾驶员通过方向盘控制转向时，方向盘传递力量到转向齿轮上，通过转向齿轮转动和转向杆的传动作用，使车轮转向。
其中，转向齿轮是通过齿轮副传动，将方向盘的旋转运动转换成轴向运动，控制车轮的转向角度。
2.4系统性能（1）灵敏度：驾驶员控制方向盘时，系统应能快速反应，确保车辆转向灵敏。
（2）舒适性：转向时不应有任何异响或抖动感，使驾驶员的操控更加舒适。
（3）可靠性：系统应具有较高的可靠性和耐久性，确保在各种路况下的转向操作安全。
三、结论本转向系统是一种新型的汽车转向系统，采用传统的齿轮传动技术，实现车辆转向操作。
系统整体性能较强，灵敏度高、舒适性好、可靠性强。
同时，本系统还具有可扩展性，在不断的设计应用和技术进步中，可为用户提供更多更好的服务。
转向系统校核计算与设计指南
怠速(r/min)
600 ～
7.转向拉杆规格
φ42X8钢拔管
球头一总成型号 33R13－01066
球头一球销直径(mm)
球销沿其中心摆角(°)
球头二总成型号 3303E－059/060
球头二球销直径(mm)
球销沿其中心摆角(°)
8.方向盘半径(mm)
9.悬架型式
纽威ASB－140气簧
300
21 14 16 3600 500 1
转向系统校核计算与设计指南
注：不同颜色背景说明
计算数据，需输入 标题，不建议修改 常用经验值，可以修改
计算结果，不能修改
整车型号
XXXXXXX系列旅游车
车型说明
在XXXXXXXXXXX系列旅游车基础上，进行底盘转向系统的优化设计
设计原则
产品零部件标准化和互换性
1.前桥型号
方盛JY30N
附表一、前悬架系统与转向拉杆系统的运动协调的校核：这
268
3.动力转向器型号
ZF8095 955 227
附表三、转向拉杆系统和方向盘圈数的校核：以转向拉杆的
角传动比 15.7 ～
18.5
三维空间尺寸不变原理，按照轮胎的内、外转向角算出转向
总圈数
4.4
垂臂的摆角参数
输出轴摆角(°)
94
1.转向拉杆位于中间位置状态
机械效率(％)
90
XZ二维坐标系长度(mm) 903.9
转向节臂计算力臂(mm) 259.6
转向垂臂计算力臂(mm)
211
原地阻力矩换算到当量杆上的阻力(N) 12990.07
动力转向器输出到当量杆的拉力(N) 21233.17 符合
转向助力泵作用，方向盘的转动力(N) 31.09952
8-4双转向系统设计计算书0206
8*4双前轴转向系统设计校核第一部分8*4自卸汽车的双转向系统校核根据《4048D/QX3340自卸汽车底盘（欧四）设计任务书》及客户的要求，伊朗4048D欧四自卸汽车底盘为双转向前桥，转向系统采用循环球液压助力转向系统，第二转向前桥采用液压缸助力，一、二桥轴距为1950mm。
转向桥初步采用陕西汉德车桥生产的曼系列7.5吨盘式制动前轴，具体参数见表1；转向垂臂初步选用中国重汽豪沃A7双转向系统，具体尺寸见图1；转向器采用ZF公司生产的图号为8098.957.111的转向器，转向油泵采用ZF公司生产的图号为7077.955.636的叶片泵；转向油罐采用株洲湘火炬生产的产品。
表1 曼系列7.5吨盘式制动前桥图1重汽豪沃A7双转向系统布置图一、对一、二桥转向运动干涉进行校核根据转向系统的布置，用作图法分别作出转向节臂球销中心A点绕摆动中心O’和转向垂臂下端球销中心的运动轨迹圆弧JJ’、KK’，测量在板簧动、静挠度范围内的最大误差值，从以上结果可以看出一、二桥的转向节臂轨迹误差都在10mm以内，符合要求。
二、分别计算出一、二桥的内外转角关系1、根据作图可得出两主销中心线延长线到地面交点之间的距离K=1879.52、校核梯形臂的长度根据经验，梯形臂长度m一般取（0.11~0.15）K故m=（0.11~0.15）*K=（0.11~0.15）*1879.5=206.75~281.93m=255.7是符合要求的3、初步选择梯形底角θ0根据式tgθ0=(4*L)/(3*K),可以得出一桥梯形底角θ0为77.5°，二桥梯形底角为72.3°根据计算出的梯形底角与实际车桥的梯形底角有较大的差异，建议采用作图法或计算的方法进行校核。
4、校核梯形底角a、用作图法作出第一桥梯形底角为77°时，内外转角关系图2b、用作图法作出第二桥梯形底角为72°时，内外转角关系图3c、根据第一、二桥内外转角的关系分别作出一、二桥转向梯形的实际特性曲线图4由以上曲线可以看出：转向梯形的实际特性曲线在0~30°范围内比较接近理论转向梯形特性曲线。
线性转向系统的设计开发
线性转向系统的设计开发——汽车转向机构UG建模摘要汽车在行驶的过程中，需要按照驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓的汽车转向。
汽车的转向系统是一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专用机构，本文的研究内容即是轻型货车的转向系统设计。
本文针对的是与非独立悬架相匹配的整体式两轮转向机构。
利用相关汽车设计和连杆机构运动学的知识，首先对转向器，转向传动机构进行选择，接着再对转向器和转向传动机构进行设计，最后，利用软件CATIA完成转向系统的三维实体设计。
转向器在设计中选用的是循环球式齿条齿扇转向器，在对转向器的设计中，包括了螺杆—钢球—螺母传动副的设计和齿条—齿扇传动副的设计，前者是基于参照同类汽车，确定出钢球中心距，设计出一系列的尺寸，而后者则是根据汽车前轴的载荷来确定出齿扇模数，再由此设计出所有参数的。
转向梯形的设计选用的是整体式转向梯形，本文在设计中借鉴同类汽车转向梯形设计的经验尺寸对转向梯形进行尺寸初选。
再通过对转向内轮实际达到的最大偏转角时与转向外轮理想最大偏转角度的差值的检验，和作为一个四杆机构对其最小传动角的检验，来判定转向梯形的设计是否符合基本要求。
本文在消化，吸收，总结，归纳前人的成果上，系统、全面地对机械转向系统进行理论分析，设计及优化。
为轻型汽车转向系统的设计开发提供了一种步骤简单的设计方法。
关键词：转向系；转向器；转向梯形；传动副；结构元件AbstractCar in the process of driving, need according to the will of the driver often change the direction of travel, the so-called car steering. Steering system is a set of a car to change or to recover the car direction of specialized agencies, the research content of this article is the steering system design of light trucks.In this paper is the independent suspension with a matching one-piece two wheel steering mechanism. Using the knowledge of the relevant vehicle design and connecting rod mechanism kinematic, first of all, steering, steering transmission mechanism to choose, then was carried out on the steering gear and transmission mechanism design, and finally, by using CATIA software to complete 3 d entity design of steering system.Steering gear in the design of the selected is circulating ball type steering rack tooth fan, in the design of steering gear, including the design of the screw - ball - and nut vice and rack - tooth transmission vice design, and the former is based on the reference to the similar cars, determine the ball center distance, designed a series of dimensions, while the latter is based on automobile front axle load to determine the tooth fan module, the design all the parameters again.The design of steering trapezoidal chosen is the integral steering trapezoidal, based on the design based on the experience of the similar steering trapezium design size to size primary steering trapezoid. Again through the steering wheel in real with to achieve the maximum deflection Angle of ocean shipping ideal maximum deflection Angle difference of inspection, and as a four-bar linkage to the minimum transmission Angle inspection, to determine whether the design of steering trapezoidal conform to the basic requirements.Based on the digestion and absorption, summarize, summarized predecessors' achievements, system and comprehensive theoretical analysis, the mechanical steering system to design and optimization. For light vehicle steering system design and development provides a design method of simple steps.Key words: steering system; The steering gear; Steering trapezoid; Transmission vice; Structural components目录摘要 (1)Abstract (2)第一章引言 (4)第二章系统设计主要内容 (4)2.1转向系概述 (4)2.2轻型货车转向系统设计主要内容 (5)2.3 参数化实体模型的建立 (6)2．4汽车转向系统的虚拟装配 (6)2.5 汽车转向系统的虚拟分析 (7)第三章转向系主要性能 (7)3.1转向系主要性能 (7)3.2 转向器传动副的传动间隙 (8)3.3 转向盘的总转动圈数 (8)3.4 转向系的选择 (8)第四章汽车转向传动机构 (9)4.1机械式转向器的选择 (9)4.2循环球式转向器 (9)4.3转向传动机构的选择 (10)4.4与非独立悬架配用的转向传动机构 (10)4.5 整体式转向梯形 (11)第五章转向系的设计计算 (11)5.1 转向器的结构型式选择及其设计计算 (11)5.2 转向系结构元件 (11)第六章结论 (12)参考文献 (14)第一章引言汽车转向系统在汽车中主要承担改变汽车行驶方向及保持汽车稳定直线行驶的任务。
转向柱式电动助力转向系统设计
要
电动助力转向系统就是在机械转向系统中,用电池作为能源, 电动机为动力, 以 转向盘的转速和转矩以及车速为输入信号, 通过电子控制装置, 协助人力转向, 并获 得最佳转向力特性的伺服系统。EPS 汽车转向系统的性能直接影响到汽车的操纵稳定 性, 对于确保车辆的安全行驶、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶 员的工作条件起着重要的作用。 电动助力转向系统主要由减速机构和转向机构组成，减速机构把电动机的输出经 过减速增扭传递到动力辅助单元，实现助力。由于蜗轮蜗杆传动比大，传动平稳噪声 低故减速机构选为蜗轮蜗杆式。由于齿轮齿条式转向器，传动平稳，结构简单故转向 机构选为齿轮齿条式。 本文设计研究了电动助力转向系统，对其工作原理做了阐述，对蜗轮蜗杆减速器 中的蜗轮与蜗杆做了详细的设计计算，并进行了选型。设计计算与强度校核。
1. 1 汽车的发 展趋势 … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … 1 1.2 汽车转向技术的发展 … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … 1 1.3 电动助力转向系统研究的状况及发展趋势 … … … … … … … … … … … … … … 2 1. 4 电动助力转向系统设计的目的和意义 … … … … … … … … … … … … … … … … 3 1. 5 研究的主要内容 … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … 3
关键字：减速器；转向器；设计；齿轮；轴；校核
ABSTRACT
Electric power steering system is in mechanical steering system, use battery as energy, motor as a driving force, the steering dish speed and torque and speed of the input signal, through the electronic control unit, to help the human steering, and get the best to force characteristics of servo system. EPS automobile steering system performance directly influence to the car's steering stability, to ensure that the vehicle's safety driving, reduce the number of traffic accidents and protecting the personal safety of the driver, improve the working conditions of the driver plays an important role. Electric power steering system mainly consists of deceleration institutions and steering mechanism composition, slowing institutions to increase the output after slowing motor relay to the power auxiliary units twisted, realize the power. Because worm transmission large and stable transmission low noise so slow institutions elected worm type. Because rack-and pinion steering gear-component with simple structure, stable transmission, is steering mechanism selected for rack-and pinion type. The paper presents the design of electric power steering system was studied, the principle of work of worm gear and worm reducer elaboration, the worm gear and worm to do a detailed design calculation, and a selection. Meanwhile to the structure of rack-and pinion steering gear-component are analyzed, and the important parts of the design calculation and strength check.
底盘转向拉杆系统设计计算
目录一、基本参数 0二、转向拉杆系统运动计算 0三、原地转向力的估算 (2)四、垂直跳动干涉计算 (4)五、小结 (5)一、基本参数汽车总重Ga 5400(Kg)前轴负荷Gf 2260 (Kg)轴距L 3300 (mm)前轮距 B 1750 (mm)最大外轮转角40º主销内倾角8º车轮外倾角1º主销后倾角2º轮胎气压P 670 (Kpa)轮胎静半径Rc 362(mm)二、转向拉杆系统运动计算1、有关参数布置方式见示意图1：图中：1—垂臂2—直拉杆3—车架上平面图1转向机速比ig= 17.76:1，许用总摆角90º，（±45º） 垂臂长度R p = 230mm 初始摆角向后6º 直拉杆臂长R S = 235.7 mm 2、计算结果⑴ 汽车最小转弯半径估算当内轮转角转到极限转角40º时，外轮相应转角为33º。
汽车的最小转弯半径可按最大外轮转角计算，即其中：C —轮胎偏置距 C = 98 mmR min = 6157.1≈6.2m由于在转弯行驶时，轮胎有偏离现象。
故实际转弯半径会C aLR +=sin min 9833sin 3300min +=︒R略有所增大。
通过实验验证汽车最小转弯半径约为6.7m ，满足了整车的要求。
⑵ 经计算拉杆机构传动比i d 右转极限位置 i d =1.538 中间位置 i d =1.048 左转极限位置 i d =0.866 转向系传动比 i=i g ×i d右转极限位置 i=17.76×1.538≈27.3 中间位置 i=17.76×1.048≈18.6 左转极限位置 i=17.76×0.866≈15.4⑶ 当车轮右转至极限位置时，相应的垂臂摆角向后 38.8º。
当车轮左转至极限位置时相应的垂臂摆角向前39.2º，垂臂的总摆角为78º，相应的方向盘总圈数3.8圈，转向左右对称。
转向系统设计计算报告 20210124
转向系统设计计算报告 20210124转向系统设计计算报告-2021012420ga 644小巴转向系统设计计算报告qy-ga6420se4-ss2022-004编制校对审核批准广汽新闻局汽车研究所2021年02月6420型转向系统匹配计算书6420转向系统由方向盘、转向上轴、转向下轴、转向护套、齿轮齿条式转向器、转向横拉杆及其紧固件组成，为了防止汽车正面与其他物体冲撞时转向系部件伤害驾驶员，在转向传动轴上设置有溃缩吸能机构。
转向器也是采用广泛使用的齿轮齿条式转向器。
与转向系统相关的车辆参数相关项目轴距l（mm）轮距k（mm）最大前轴荷（kg）方向盘外径（mm）内轮最大转角（deg）外轮最大转角（deg）主销距k偏置距c（mm）转向机传动比i最小转弯半径(m)参数值27001385688（半负载下）378.838.26731.2331355.5-18.3534.45.2m数据源ga6420配置表ga6420配置表ga6420轴重分布测量表ga6420总布置参数悬架提供悬架提供数模测量数模测量供应商提供ga6420配置表I）最小值计算转弯半径1.1.1按外轮最大转角一分钟？l/罪恶？最大？c＝2700/sin31。
233＝5188.69毫米1.1.2按内轮最大转角r2分钟？？l/sin？？k38。
267°22? 2kl/tg38。
267°? c＝5495.76毫米取rmin??r1min?r2min?/2＝(5188.69+5495.76)/2＝5342.27mm最小转弯半径5.342m.。
以上计算基于龙创提供的最大车轮角度计算结果。
转向机行程是否改变以得到更合理的最小转弯半径，需要进一步做计算和动态分析；1.2根据dmu分析内外轮最大转角为：内轮最大转角37.519deg外轮最大转角33.552deg根据上述计算公式：一分钟？l/罪恶？最大？c＝2700/sin33。
552＝4866.816mmr2min??l/sin??k37.519°22?2kl/tg37.519°?c＝5577.423mm以瑞敏为例？？一分钟？r2分钟？/2＝4866.816+5577.423）/2＝5222.12mm1.3根据整车转角实测结果内轮最大转角34.5deg外轮最大转角38deg根据上述计算公式：一分钟？l/罪恶？最大？c＝2700/sin34。
巴哈赛车转向系统设计
AUTOMOBILE DESIGN | 汽车设计巴哈赛车转向系统设计胡延明 王健儿 贾琼黄河交通学院 河南省焦作市 454950摘 要： 大学生巴哈比赛是一项由汽车工程学会主办以大学生群体为主的赛车竞赛。
要求在规定时间内每支车队独立制造出一辆具有良好的加速性能、四轮能同时抱死、操控性能足够稳定等特点以成功通过赛事里的每一项比赛的赛车。
转向系统设计是巴哈赛车设计中的一项非常重要设计，其作用是保障在改变行驶方向的同时保证车辆的正常运行，并保证在产生转向时转向轮之间的转角协调.本文简要分析了转向系统的作用、基本构成，为了保证赛车具有良好的机动性能，确定符合巴哈赛车的最小转弯半径，最大外轮转角以及转动系统的传动比；其次根据赛车所需转向关系以及实际转向内外轮转角关系确定转向梯形结构参数并验证其是否满足要求，利用前悬架参数采用三心定理确定转向梯形断开点，确定转向杆系的空间布局；最后确定各结构件参数完成catia三维模型建立装配。
关键词：巴哈赛车 转向系统 CATIA 转向梯形1 断开式转向梯形参数的确定由于赛车工况比较复杂，在行驶过程中悬架会上下跳动，为避免转向与悬架干涉需要考虑转向杆的布置位置，本车采用的是断开式转向梯形，设计关键是转向断开点的位置。
依据三心定理确定转向断开点，如图1所示。
（1）连接EC并延长，与GD连线的延长线的交点就是转向节的瞬时运动中心P1。
（2）连接并延长GE，与DC的延长线的交点为P2。
（3）做直线P3，P1，P2，使其夹角为α。
由于P1U在P1G上方，故P3在P2上方。
延长UE角P1P3与P3，连接P3C并延长与P1Ｕ交于T。
T即为所求的转向断开点。
2 转向系内外轮转角的关系确定初步设计齿轮齿条式转向器在前轴后方，要求齿轮齿条中齿条轴线与汽车纵向对称轴垂直，在中间位置布置转向器，在汽车纵向对称轴的两侧布置齿条两端球铰中心且两球铰应对称。
先计算横向拉杆的长度。
已知赛车的轴距L、齿条两端球铰中心距M、主销后倾角β、梯形臂长L1、左右两主销轴线延长线与地面交点之间的距离K、梯形底角γ以及齿条轴线到梯形底边的安装距离h。
赛车转向系统的设计方案
赛车转向系统的设计方案李宏曰转向系统的主要任务是：1.设计合适的断开点以使悬架跳动对转向的影响尽可能小。
2. 设计合适的转向梯形以使内外转角尽可能符合理论阿克曼曲线。
设计过程如下：1. 确定转向机的布置形式前置，下置，断开式梯形前置。
2. 转向系角传动比的确定由最小转弯半径确定了最大外轮转角，根据最大外轮转角与方向盘转角的关系初步确定转向系角传动比为4:1，转向系角传动比为转向器传动比与转向机构传动比的乘积，转向传动机构角传动比，除用iw ' =d 3 p/d 3 k表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长L2与摇臂臂长LI之比来表示，即iw ' =d 3 p/d3 ki疋L2 / LI o现代汽车结构中，L2与L1的比值大约在0. 85〜1. 1之间，取比值为1,则转向器角传动比为4: 1.3. 由转向器角传动比初步确定转向节臂L1的值。
齿轮齿条装置把方向盘的转动转换成横拉杆内球头的直线运动。
计算传动比时需用到齿条的c-factor和转向节臂长度（外球头到主销轴的距离）。
C-factor=齿条行程（in.）/小齿轮转过360°一般的齿条有"1-7/8-in ch齿条”或者"2-i nch齿条” ；c-factor这个尺寸是方向盘转一圈的齿条行程。
一旦齿条的c-factor知道，转向传动比可近似用下式计算：i=arcsi n（c-factor/L）/360L—转向节臂长度本式中长度单位为英寸，角度单位为度。
系统中的压力角越小这个近似值越接近，也就是说在俯视图中横拉杆几乎要与转向节臂垂直。
如果角度比较大的话，那拉杆的布置也会影响传动比。
C-factor 取70, i 为4，计算得L 为76.67mm。
4. 确定断开点的位置（得到转向机的长度和布置高度）在车辆行驶过程中由于道路的不平会引起车轮的上下跳动，与车轮相连接的转向节及转向节臂铰链点N将随车轮上下运动（如图1）,其运动规律有上下A臂和转向节臂的运动所确定，同时，N点还通过转向横拉杆，桡骨顶点F摆动，因此当N点上下运动时，其运动轨迹上的点至F的距离不能保持恒定时车轮将发生偏转，摆震，影响车辆的操纵稳定性，同时也加大轮胎磨损，使转向传动系统受到冲击。
某8米商用车转向系统设计计算书
转向系统设计计算书1、前言在转向系的设计中，为保证整车具有较高的机动性，降低地板高度，转向器采用左立右输出的布置方式，转向梯形为整体式梯形结构设计，转向系由方向盘、转向管柱、整体式动力转向器、转向垂臂、转向前直拉杆、转向中间摇臂总成和转向后直拉杆组成，转向后直拉杆带动前桥的转向节臂使前轮左右转动实现车辆的转向。
该车的转向系统设计与传统商用车转向系设计方法基本一致，主要考虑的是商用车低速行驶时，发动机不直接驱动车辆，发动机的转速较低，所以要求转向助力泵在低速时能提供较大的压力及流量。
2、选型说明某8米商用车前轴最大载荷3000Kg, 按照GB7258-2017标准要求，前轴载荷超过4000Kg,应采用动力转向。
2.1 转向器的选型此车型选用BC8657整体式循环球动力转向器，此转向器具有结构紧凑、重量轻、输出扭矩大，回正性能良好等特点，转向器输出扭矩4043N.m,传动比18.85：1，满足某8米商用车的使用要求，因此我们选择了BC8657型号的转向器，主要性能参数见表１表１转向器主要性能指标2.2转向油泵的选型根据动力转向器的性能参数，选择合适流量和工作压力的转向油泵，确定参数如下：序号项目公路客车1 最大压力13.7MPa2 控制流量13L/min3 公称排量14ml/r3.转向梯形的计算分析为保证汽车转向行驶时，内外转向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，转向梯形的实际转角应尽量接近理轮上的内、外转向轮的理想转角关系为：cotθ０－cotθ1='ML式中：θ０——外转向轮转角；θ１——内转向轮转角；M’——两主销中心线与地面的交点间的距离；L ——轴距。
注：转向梯形设计中主销中心距的说明：是过与转向节臂相连的拉杆（横拉杆或双拉杆）球销中心点作与主销中心线垂直的平面，该平面与主销中心线的交点，两主销中心线上这样两个交点之间的距离。
3.1 已知参数主销中心点距离 M=1593 mm前轮距 B1=1893 mm滚动半径 r1=383.5mm 图1主销内倾角 8°前轮外倾角 1°3.2 计算参数3.2.1 两主销中心线的延长线与地面交点之间的距离M’M’=M+2tg8°(92·sin1°+rcos1°)=1593+2tg8°(92·sin1°+384·cos1°)=1701 mm3.2.2 梯形设计中主销中心距M ” 如图2M ”=M+2tg8°8cos8abtg ⎛⎫-⎪⎝⎭=1593+2 tg8°106.3588cos8tg ⎛⎫-⎪⎝⎭=1629mm 设转向梯形臂长为mm=22b c +=2258170+=179.6mm 设转向梯形底角为ee=arctg c b =arctg 17058=71°10′图23.3 最小转弯直径的计算如图3所示，已知参数：轴距L=4600mm ， 整车宽度B=2280mm ， 前悬h=950mm ， 主销中心延长线与地面交点之间 距离 M ’=1793mm主销与前轮中心的距离f=150mm ， 以外轮印记中心线的轨迹测量转弯直径时：2R min =maxsin Lb +f图3以汽车前端最外侧处测量转弯直径时：2R ’min ()22max '2L B M L h tgb ⎛⎫-+++ ⎪⎝⎭此时汽车的通道宽度： T=min max ''2L B M R tgb +⎛⎫-+ ⎪⎝⎭根据标准GB7258-2017的要求，2R ’min ≤24m ，T ≤7.2m 。
转向系统设计任务书(长城汽车)
转向系统设计任务书1 概述2 主要设计参数序号参 数1210028703624412952206150738081389313100.81122129513120152001618171218210192202030621 1.62246123 2.573 转向梯形机构校核3.1 阿克曼理论临界应力大于材料极限时，与材料有关常数a(Mpa)材料有关常数b(Mpa)转向拉杆材料的比例极限δp(Mpa)转向拉杆材料的屈服极限δs(Mpa)手动转向盘最大频率nh(s-1)转向拉杆的截面外直径d1(mm)转向拉杆的截面内直径d2(mm)转向拉杆材料弹性模量E(Gpa)转向节臂长度Li（mm)转向节臂与拉杆夹角α（°）转向拉杆长度L(mm)前轴满载质量G1(Kg)轮胎与路面间的滑动摩擦系数f 转向机齿条杆直径d(mm)轮胎气压 p(Kpa)方向盘直径 Dsw(mm)转向机齿条全行程S(mm)主销延长线与地面交点间的距离 K(mm)主销偏距 a(mm)车轮滚动半径 R0(mm)采用齿轮齿条式转向器，转向器形式为中间输入、两端输出，转向器位于前轴前方，为前项 目轴距 L(mm)前轮距 B(mm)汽车转向时，车轮的理想状态为全部车轮围绕同一瞬时转向中心做纯滚动。
在不考虑车轮弹性和汽车高速行驶的情况下，内、外侧转向轮转角关系的理想状态，应符合阿克曼理论，即当内、外轮转角在满足θo =θi 的条件时，转向梯形为平行四边形，称为平行几何学。
a-mm L-mm B-mm 1292100870θi cotθi0002.6621.52428926 3.055.869.743320881 6.24齿条位移510内轮转角（°）实际外轮转角（°）θo 0（18开始）3.2 实际内、外轮转角关系曲线（整备状态）内外轮转角关系计算结果据绘出内、外轮阿克曼理论关系曲线和外轮实际转角关系曲线4、性能参数计算4.1最小转弯半径Dmin 按内轮最大转角计算按外轮最大转角计算θ0 max20.32Dmin=式中L=轴距mm θ0 max=外轮最大转角°a=主销偏距mm结果=#REF!式中θs转向盘总旋转角度1080°θi max 内轮最大转#REF!°θ0 max 外轮最大转20.32°5、主要总成的强度校核计算4.2转向器线角传动比iow iow=θs/(θi max+θ0 max)5.1转向盘操作力计算5.1.1汽车在沥青和混凝土路面上的原地转向阻力矩Mr约为半经验公f G（kg)P(kpa)式0.8313150结果=120.5700967N.m通常通过半经验公式求得的阻力矩要比试验所得的阻力矩要小，所以应乘以1.5-2的安全系数，取安全系数则Mr=204.9691643N.mG1-前轴313重量5.1.2静态原地转向无助力时方向盘受力Mr-静态原地转204.9691643向阻力矩N.mMS-车轮回正阻#REF!力矩N.miw0-转向系角#REF!传动比η-转向器的效85率％Dsw-方向盘直380径mm结果=#REF!N 原地转向所需的力矩要比行驶中转向所需的力矩大2～3倍，所以实际行驶中转向所需的力约为根据 GB17675-1999《汽车转向系基本要求》中 3.9条规定，汽车以 10km/h车速、24m 转弯直径前行转弯时，不带助力时转向力应小于 245N，带助力转向但助力转向失效时，其转向力应小于588 N。
汽车转向系统的结构优化设计
车辆工程技术3车辆技术0 引言 在汽车的使用过程中，汽车转向系统起到了非常重要的作用，转向系统不仅可以根据驾驶员的意图，控制汽车的具体行车方向，还决定了车辆底盘的使用性能，所以转向系统的特性可以在一定程度上影响汽车的稳定性和可操作性。
如果转向系统出现了问题，不仅会导致司机的指令无法得到及时操作，还会导致安全事故，因此对于汽车转向系统进行结构的优化设计，促进转向系统具有良好的稳定性能和安全性能，是现阶段汽车生产制造企业需要关注的问题。
而汽车转向系统主要受到转向管柱结构以及方向盘减振设计的影响，所以针对这两个结构进行合理的设计，能够从整体上提高汽车转向系统的实用性能。
1 汽车转向系统中转向管柱结构的优化设计方案 为了使汽车转向系统转向管柱结构能够有更加优化的设计，要了解转向管柱结构的具体组成及基本功能。
当前汽车转向系统的转向管柱主要有两个基本的作用，第1个作用是可以将方向盘传来的转矩进行传递，从而确保可以准确的将驾驶员的转向意图传递给转向机和转向轮，第2个作用是在汽车出现意外事故发生碰撞的过程中，能够保护驾驶员的人身安全，从而确保在意外发生时，降低对驾驶员造成的身体损害。
同时转向系统的转向管柱，还具有承上启下的功能，它既可以连接方向盘，又可以连接转向器，从而能够更加准确及时的将方向盘上接收到的转向任务传递给转向器。
而汽车转向系统转向管柱的具体设计结构主要根据其装配的关系进行相应的设计，从而确保转向系统能够发挥基本功能。
转向管柱的结构中主要包含9个元部件，第1个元部件为方向盘骨架，可以接收驾驶员传递的转向信息，第2个结构为变截面转向轴，能够保证将方向盘上的信息通过转向轴向下传递，第3个结构为变截面转向外管柱，保护外面转向轴，第4个为转向管柱支架总成，通过支架可以固定转向管柱的位置，从而使驾驶员有更舒适的驾驶位置，第5个结构为变截面转向内管柱，然后通过十字万向节和尾端万向节，将所有的结构紧密的连接在一起，第8个结构为齿轮轴，第9个结构为转向器，通过齿轮轴和转向器完成汽车的转动过程。
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目录1.系统概述........................................... 错误!未定义书签。
系统设计说明.................................... 错误!未定义书签。
系统结构及组成.................................. 错误!未定义书签。
系统设计原理及规范.............................. 错误!未定义书签。
2.输入条件........................................... 错误!未定义书签。
标杆车基本参数.................................. 错误!未定义书签。
LF7133确定的整车参数........................... 错误!未定义书签。
3.系统计算及验证..................................... 错误!未定义书签。
方向盘转动圈数.................................. 错误!未定义书签。
齿轮齿条式转向系的角传动比...................... 错误!未定义书签。
车轮实际最大转角................................ 错误!未定义书签。
静态原地转向阻力矩.............................. 错误!未定义书签。
静态原地转向时作用于转向盘的力.................. 错误!未定义书签。
最小转弯半径的校核.............................. 错误!未定义书签。
4.总结............................................... 错误!未定义书签。
参考文献.............................................. 错误!未定义书签。
1.系统概述1.1系统设计说明LF7133是在标杆车的基础上开发设计的一款全新车型，其转向系统是在标杆车转向系统为依托的前提下，根据总布置设计任务书而开发设计的。
根据项目要求，需要对转向系统各参数进行计算与较核，以确保转向系统的正常使用，使系统中各零部件之间参数匹配合理，并且确保其满足国家相关法律法规的要求。
1.2系统结构及组成LF7133转向系统是在标杆车的基础上，根据驾驶室和发动机舱的布置，对转向管柱、方向盘和转向器等作相应调整与优化设计。
为提高汽车行驶的安全性，转向系必须转向轻便、灵活，以减轻司机的疲劳。
LF7133电动助力转向系统中转向器采用齿轮齿条式转向器、电动助力转向管柱的结构方式。
该结构紧凑，布置方便，降低油耗，工作可靠，维修方便，并且满足了整车的各项指标。
1).转向系统的结构简图32图1 转向系统结构简图1、转向器2、电动助力转向管柱3、转向盘2).转向系统的转向梯形示意简图由于LF7133转向系结构与布置情况参照标杆车设计，所以LF7133与标杆车转向梯形示意图一致，如下图2所示。
1.3系统设计原理及规范对于液压动力转向系的设计，在保证系统拥有正常助力功用的情况下，还应满足如下的技术要求：1).根据GB17675-1999 汽车转向系基本要求的规定，同样要求在不带助力转向时转向力应小于254N。
2).对于乘用车来说，还要求转向盘转动在总圈数一般不超过4圈。
3).在转向系最大转角时，要求其最小转弯直径满足整车总布置参数。
2.输入条件2.1标杆车基本参数对于标杆车其参数采集可分为为直接测量参数和间接计算参数，对于标杆车具体的参数如下：1).直接测量参数表1 标杆车基本参数转向器小齿轮节圆半径：4.820cos 14.325.49cos 2cos 222=︒⨯⨯==⇒⋅=θπθπL r r L mm转向器小齿轮旋转圈数：07.35.491521===S S n 圈 标杆车角传动比：46.137.414.4036007.3360=+⨯=⇒+⨯=⇒==--wo Ri L i wo kk w wo i n i d d i δδβϕωω通过标杆车逆向数据其最大转角标i δ=°。
则由于转向拉杆连接球头、转向器齿轮齿条啮合间隙以及万向传动轴、方向盘连接等转向系连接结构中存在转向行程损失可以直接进行估算。
其转向系统转向行程损失：%9.95%1008.422/7.414.40=⨯+==⇒⋅=）（标标i i wowoi i δδηηδδ 2.2 LF7133整车参数根据对标杆车数据的综合分析，结合LF7133整车的实际情况，对LF7133车型转向系统参数设计取值如下表所示：3. 系统计算及验证3.1 方向盘转动圈数︒⨯⨯⨯==⇒=20cos 4.814.32152cos 2cos 2θπθπr S n r n S n =圈3.2 齿轮齿条式转向系的角传动比转向系理论角传动比可用三维数模模拟的最大转角直接求出，当转向齿条行程152 mm 时，通过三维运动分析可以得出前轮最大转角内外分别为：i δ=°，Aa δ=°。
则理论角传动比i ：14.1320.42360065.32360=⨯⨯=⇒⨯=⇒==i n i d d i ikk w δβϕωω实际上，转向系在转向拉杆连接球头、转向器齿轮齿条啮合间隙以及万向传动轴、方向盘连接等转向系连接结构中存在转向行程损失。
由于LF7133转向系统基于标杆车进行设计，这里以标杆车计算所得转向行程损失ηwo =%进行计算。
则转向系实际传动比70.13%9.9514.13===⇒⋅=wowo wo wo ii i i ηη 3.3 车轮实际最大转角已知转向系实际传动比以及方向盘圈数的情况下，则其最大内转角为：︒=⨯︒⨯=⨯=⇒︒⨯=⇒==3.4070.132360065.323602360wo i iwo kk w wo i n n i d d i δδβϕωω最大外转角：%9.950.36K ⨯︒=⋅=-ηδδAa Aa =°3.4 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。
目前采用半经验公式计算pG fM r 313=22.04.772237.03==×105 N ·mm 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； G 1 ： 转向轴负荷，×= N ； P ：轮胎气压，；3.5 静态原地转向时作用于转向盘的力αηsin R i M F wo rh =式中： Mr ：原地转向阻力矩，N ·mm ，M r =×105N ·mm ；F h ：作用于转向盘的力；i wo ：齿轮齿条式转向系的角传动比，i ow =； R ：方向盘半径 mm ，R =190mm ； α ： 转向梯形底角 ( °),α=°； η ：转向器的效率，取η=75%。
即:23.89sin 190%7570.131038.3sin 5⨯⨯⨯⨯==αηR i M F wo r h = N 不带助力转向，汽车以10km/h 行驶时，作用在方向盘的手力不应超过245N ，Fh ＜245N ，所以此设计满足法规要求。
3.6 最小转弯半径的校核设定设计数据姿态处于空载情况下，通过上述模拟其外轮理论最大转角分别为：°/°，且左右转角相等，计算时采用该值为计算基础。
为计算最小转弯半径，根据对数模空载姿态下的测量，转向轮绕主销偏移距s r =0.004809m ，轴距L =2.55m 。
计算采取文献3推荐的一种计算方法校核最小转弯直径。
为保证车辆行驶转向的精确性，确保各车轮不发生侧滑，转向时通过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 。
如果后轮不转向，则2个前轮平面的垂线必须与后轮中心连线的延长线相交于M 点（如图2所示），从而使得在车身内外侧的前轮上出现不同的转向角δi 和δAa 。
根据相对较大的内侧车轮转向角δi 可以推算出外侧车轮的理论值，即所谓的阿克曼角。
图2 转向原理图由文献3所载的经验公式可以计算出最小转弯直径：F s Aas r lD δαδ∆⨯-+⨯=)sin (2≈9.4 m式中：δAa ： 外侧车轮推算理论转角值δAa =arc(cot δAa )= =°；cot δAa ：外侧车轮推算理论转角余切值l j i Aa /cot cot +=δδ= ；δi ： 内侧车轮理论最大转角值，δi = °； j ： 为在地面测得的主销延长线与地面交点的距离j = b v - 2×r s = ；r s ： 主销偏移距，r s =0.004809 m ； b v ： 为前轮距， b v = 1.459 m ； l ： 汽车轴距， l = 2.550 m ； α ： 经验因子， α = 0.1 m/°；ΔδF ： 转向误差， ︒=︒-︒=-=∆75.4.251336.0F Aa a δδδ；由以上计算结果可以看出，其值与标杆车试验测量值(9.64m)相当接近，并且小于最小转弯直径值。
故此，LF7133转向系统各参数取值符合总布置对最小转弯直径的设计目标值9.64m 的要求。
4. 总结根据此报告的设计计算，此转向系统满足法规的要求，符合整车的设计需要，达到预期的目的。
但是其中很多数据为经验值，尚待装车做进一步优化。
其计算结果参数见表3所示。
5.参考文献1).刘惟信著.汽车设计.清华大学出版社,20012).王望予.汽车设计.机械工业出版社,20033).《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册:设计篇. 人民交通出版社, 20014).GB 17675-1999：汽车转向系基本要求.中国标准出版社，20015).GB 7258-2004：机动车运行安全技术条件.中国标准出版社，2005。