转向系统开发手册

转向系统设计与开发序言转向系统在底盘系统中占据着非常重要的地位，涉及了操纵稳定性，NVH性能，造型和人机工程学等多个领域。

国内外涉及转向系统零部件开发和系统集成的书籍不多，而且讲解不够全面。

为了提升转向系统的设计开发能力，积累案例和经验。

因此，科室基于在吉利汽车各项目中转向系统设计和开发过程中，对设计，试验，调试和开发流程进行总结；并借鉴了国内外零部件和OEM的设计和开发经验，组织科室工程师编著此书。

转向系统主要分为HPS（液压助力转向系统）和EPS（电动助力转向系统）两种形式，本书分别对这两种转向系统进行了详细的研究。

首先阐述了转向系统的结构、工作原理及设计准则，然后将系统目标分解到零部件级别。

研究内容包括：1.概述；2.结构工作原理；3.设计准则；4.技术标准；5.试验标准及设备。

从理论计算分析到实际开发的具体指标要求，涵盖了大量的公式、图表和数据，最终通过设计出合格的零部件来达到转向系统的要求。

本书在选择典型实例时，基本采用吉利产品研发中的实例，同时对标行业优秀产品，具有代表性和实际价值。

由于电子技术在汽车上应用的快速发展，本手册在转向系统的发展趋势和新技术方面也做了相应的介绍，包括可变传动比、线控转向、车道保持辅助、自动泊车、主动转向等一系列新技术。

除新技术外，本手册还从开发流程和性能开发两个方面分别对转向系统的开发体系进行了详细阐述。

手册的附录包含：设计问题汇总，国内外零部件和OEM的设计资料清单有利于工程师在产品开发时有依可循，对曾经出现过的问题进行规避。

本书名词术语和计量单位符合行业通用标准，并且做到了文字准确、简练、流程，图表正确，文图配合恰当，内容阐述条理清晰，循序渐进，理论与实践兼备，适合转向系统工程师学习。

承蒙吉利研究院底盘开发部各科室的大力支持和帮助，并提供了有关图纸和资料，谨此致谢。

编者2014年1月第一章液压助力转向系统1.1 基本理论1.1.1概述转向系统通过转向盘及相关的转向传动、执行机构来控制转向轮绕主销转动，从而实现汽车的转向，这就是汽车最基本的转向功能。

其次是凭借转向盘的力的反馈，将整车及轮胎的运动、受力状况反馈给驾驶员，这就是我们通常所说的路感。

这种反馈也是驾驶员感觉、检测车辆运动状态的重要途径之一，是评价车辆操控性能的评价指标之一。

这里所说的方向盘反馈给驾驶员的力与驾驶员施加给方向盘的力是一对作用力与反作用力，它们大小相等，方向相反。

过于追求转向力的轻便必定会以牺牲部分路感为代价的。

1.1.2结构及工作原理1) 结构液压助力转向系统结构见图1.1，包括动力转向器带横拉杆总成，动力转向油泵，动力转向油壶，动力转向高低压油管，转向管柱及中间轴总成等。

图1.1 转向系统结构简图2) 工作原理发动机带动动力转向油泵运转，油泵从油壶中吸取转向液并在运转的过程中排入动力转向高压油管，从而进入转向器阀体。

当方向盘不转动，油液将直接流出转向器阀体，流入动力转向低压油管，最后进入动力转向油壶，从而形成循环。

当方向盘向右转动时，转阀打开，油液从转向器的左侧油管进入油缸推动活塞向右侧运动，右侧油缸的油液右侧油缸流出从右侧油管流入转阀，经由动力转向低压油管进入转向油壶。

1.1.3 设计准则1、转向梯形断开点定义在汽车转向杆系与悬架的匹配设计中主要考虑：①使内外轮有足够大的转角来达到整车最小转弯半径的要求；②当车轮上、下跳动（悬架压缩，伸张）时由转向杆系与悬架的运动干涉所引起的车轮前束角变化尽可能小；③汽车转向行驶、车身发生侧倾时，由上述两种机构运动干涉所引起的侧倾转向角（车轮前束角变化）尽可能小或有利于不足转向；④由悬架中橡胶元件的受力变形所引起的车轮前后移动要尽可能不引起前束角的变化。

所以，整车转向器横拉杆断开点的设计，需要考虑的几个主要因素：①悬架垂直载荷与车轮跳动之间的关系；②轮跳动与弹簧的压缩比之间的关系；③轮跳动与减震器的行程比（实际行程与总行程的比例）之间的关系；④车轮跳动与前束角的变化之间的关系；⑤车轮跳动与前轮距的变化之间的关系；⑥车轮跳动与外倾角的变化之间的关系；⑦车轮跳动与整车翻滚中心高度之间的关系；⑧横向载荷与外倾角变化之间的关系；⑨横向载荷与轮距（接地点）变化之间的关系；⑩驱动力与前束角变化之间的关系；○11驱动力与轮距（车轮中心）变化之间的关系；○12制动力与前束角变化之间的关系，见表1.1。

表1.1 转向器横拉杆断开点的关键参数1) 平面画图法在汽车采用麦弗逊独立悬架情况下，前轮上下轮跳时，E和G点之间的距离要发生变化。

因此，要采用不同的方法确定转向连杆断开点的位置。

在转向节臂铰点U点在主销轴线外侧、并且略高于悬架下摆臂与转向节的铰点G。

在这个系统中确定断开点T的步骤如下，见图1.2。

(1) 确定转向节的运动瞬时中心P1。

转向节在E点的绝对速度就是沿着减振器轴线的相对速度，因为在这一点的牵连速度（由减振器轴线绕E点转动引起）为零，所以转向节在E点的瞬时运动中心位于过E点所做的与减振器轴线相垂直的直线EP1上。

悬架控制臂轴线GD的延长线与EP1相交于P1点，其就是转向节的瞬时运动中心。

(2) 确定P2点。

过G点做直线EP1的平行线GP2，与其与E，D连线的延长线交于P2点。

(3) 去定角alpha。

U点式转向节臂与转向横拉杆的铰点。

转向横拉杆应该位于U，P1点的连线上。

直线EP1与直线UP1之间的夹角为alpha。

(4) 确定P3点。

过P1做一条直线P1P3，使其余直线P1P2的夹角为alpha；P1P3与U、G连线的延长线交于P3。

(5) 确定断开点T，P3、D点连线的延长线与直线P1U交于T，它就是转向拉杆的断开点。

图1.2 转向拉杆内断开点确定方式如果转向节铰点U在主销轴线内侧，并且比较高。

而U点位置越高并且其越靠近内侧，则将获得越长的转向连杆UT，这将导致采用中央输出式齿轮齿条转向器。

图1.3 前束角随前轮上下跳动的变化特性图1.3中给出三辆前轮驱动汽车的左前轮的前束角随车轮上下跳动的变化曲线（测量结果）。

其中具有特性曲线1、2的汽车采用的基本上是按照前束方法确定的转向连杆断开点，其特点是在设计位置附近前束角随车轮上下跳动而变化的斜率基本上是零，而且在整个车轮跳动范围内前束角的变化比较小（最大变化量一般不超过1°）。

特性曲线3不同，在其设计位置的前束角变化斜率为一个负值，即随着车轮上跳前束角减小。

而在汽车向右转向行驶时，左前轮为外侧车轮，由于车身侧倾，其相对于车身向上跳动，前束角减小有利于不足转向。

如图1.4，需要把断开点T2布置在理想断开点T以上就可以获得曲线3那样的前束变化特性，及当车轮上跳时，U点就会被推向外侧，引起车轮的前束角变化。

当然，如果定量评价侧倾不足转向。

图1.4 趋于不足转向的断开点设计转向梯形的确定较为复杂，主要和悬架的动态特性连接非常紧密，所以在进行转向梯形分析的时候需要借助与悬架的动态分析，并运用专门的CAE动态分析软件进行处理。

在改进和确定转向梯形时需要重点考虑以下因素，特别是前悬架的跳动及各种路况下的姿态对前轮定位参数的影响。

特别是不足转向特性的变化需要特别地关注。

车轮前后移动时前束角的控制前悬架设计要求车轮能够相对车身前后移动一定距离。

为达到这个目的而采用的悬架和转向杆系设计，其中采用麦弗逊式悬架和齿轮齿条转向器。

在图1.5所示系统中，悬架下摆臂的前安装点A相当于一个铰点，后安装点B是一个具有一定刚度的橡胶件。

在驱动力Fa、制动力F R的作用下，下摆臂在B点处将发生一定的横向位移。

转向连杆和悬架下摆臂的设计应该保证车轮在纵向力作用下只做平动，而不发生前束角变化。

图1.5 车轮前后移动时前束角的控制2、最小转弯半径汽车最小转弯半径汽车回转时汽车的前轮外侧循圆曲线行走轨迹的半径，见图1.6。

图1.6 转向内外轮转角和转弯半径最小转弯半径计算方法见公式1.1R min=L−R0Tanδ2a+r（1.1）sin⁡(θ0max−δ1o)式中δ2a——后轴中心侧偏角；⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡δ1o——前轴外轮侧偏角；⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡r——主销偏移距；⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡⁡θ0max——前轴外轮最大转向角。

当转向盘转到极限位置，汽车以最低稳定车速转向行驶时，外侧转向轮的中心平面在支承平面上滚过的轨迹园半径。

它在很大程度上表征了汽车能够通过狭窄弯曲地带或绕过不可越过的障碍物的能力。

转弯半径越小，汽车的机动性能越好。

最小转弯半径由整车级进行定义，而转向梯形设计，内外轮转角和齿条行程设计时需要保证实现最小转弯半径的目标。

3、最大内外轮转角的定义当最小转弯半径确定后，外轮转角就随之确定下来。

而如何通过设计合理的转向梯形设计内外轮转角的关系是至关重要的，也是转向梯形设计的主要指标。

内轮转角的大小可以尽可能的大，提高车辆的机动能力，但是，受到造型和脚部布置的影响，内轮转角受到限制。

内轮转角一定是大于外轮转角。

内轮转角的大小，取决于转向横拉杆内外点的设计和齿条行程，如果转向横拉杆内外确定的条件下，内轮转角至于齿条行程相关。

在齿条行程的定义中可以同时考虑。

4、齿条行程的定义齿条行程基于齿轮齿条转向器设计的技术参数，是为实现内外轮转角的关键参数。

当转向横拉杆长度及平面布置角，转向节臂长度及平面布置角确定，悬架四轮参数确定后，即可设计齿条行程和内外轮转角的关系。

主要的设计输入输出和车型对比见表1.2。

齿条行程和内外轮转角的关系见图1.7。

图1.7 齿条行程和内外轮转角关系图表1.2 齿条行程计算设计输入5、有效转向节臂长度转向节臂长度是转向横拉杆外球头中心点到悬架主销轴线的垂直距离，是悬架系统力矩作用到转向梯形上的力臂。

车轮在转动过程中，由于转向节臂与转向横拉杆角度的变化，力臂会发生变化，变化的力臂成为有效转向节臂长度，见图1.8。

转向节臂长度的相关参数包括转向拉杆的长度，平面布置角度，转向节臂的长度和布置角度，以及转向器内球头点的距离，齿条行程。

具体计算结果见表1.3。

有效转向节臂与齿条行程的关系见图1.9，转向节臂与转向横拉杆的夹角见图1.10。

图1.8 转向拉杆和转向节臂变化平面图图1.9 有效转向节臂长度与齿条行程的关系图1.10 转向节臂与转向横拉杆夹角和齿条行程的关系表1.3 转向节臂与拉杆计算结果6、驻车状态下横拉杆和齿条力的定义驻车齿条力是指车辆在干燥沥青或水泥路面驻车，转动方向盘过程中，由于车轮与地面摩擦以及悬架自回正特性产生的力矩左右到齿条上的结果。

齿条力是用于设计转向器和助力系统的重要前提条件。

在车辆转向过程中，车辆会受到侧向力和垂向力矩的作用，见图1.11，在驻车情况下侧向力为零。

所以，原地驻车力矩就可以通过公式计算出来。

图1.11 车轮受力分析2132)(32πμP FM =（1.2）P ——轮胎气压；F ——垂直载荷；R ——轮胎接地面积；M ——摩擦力矩；μ——摩擦系数；齿条力与原地驻车力矩的就是对有效转向节臂的比。