转向系统设计计算报告
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。
转向系统设计计算报告
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。
动力转向系统设计方案
动力转向系统设计方案编制：审批：转向系统设计说明书设计原则：通过对所开发车型与已开发同类车型（或标杆车）的比较及所开发车型的前桥负荷,初步确定转向器总成的结构和相关参数。
故在选取时应遵循以下原则；1、转向器结构选型原则：1）、根据整车布置尺寸，确定转向器结构尺寸。
2）、根据使用和成本状况，确定是否使用通气螺塞。
2、转向器参数选型原则：1）、根据转向盘布置形式，确定是左置转向器或右置转向器。
2）、根据前桥负荷，选定转向器输出扭矩及输入轴花键。
3）、根据车型的最小转弯半径确定转向摇臂输出摆角能否满足使用要求。
4）、根据产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况，确定转向传动比是否采用变传动比形式。
5）、根据产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况，确定传动间隙特性。
3、转向摇臂选型原则：1）、根据标杆车进行类比。
2）、根据车型的最小转弯半径确定转向摇臂在转向器上的中间位置。
3）、根据车型总布置，确定转向摇臂的偏距和长度。
4、转向传动轴及管柱的选型原则：1）、根据标杆车进行类比。
2）、根据点火开关和组合开关确定转向传动轴及管柱的形式。
3）、根据整车需要或成本考虑确定是否采用双万向节结构，转向盘可调结构或缓冲吸能结构。
5、转向盘选型原则：1）、根据标杆车进行类比。
2）、根据总布置确定转向盘直径。
3）、根据整车需要或成本考虑，是否采用防伤转向盘。
一、转向机部分一．设计目标1.满足日本转向器样件的安装尺寸。
2.在结构上我们参考样件和恒隆公司现有的成熟产品的结构，确定为分体式结构。
3.产品性能达到或超过同类产品标准。
二．方案说明2.1扭杆与齿轮轴采用花键联结方式，其优点：a. 此结构利用花键过盈联结，省去了打销过程，简化了工艺。
b. 增大了密封空间。
2.2 齿条的支承型式齿条的一端通过常规的齿条支承座来支承，齿条支承座垫的材料选取的是含油聚甲醛，齿条的另一端通过缸端限位套总成来支承，在缸端限位套总成内含有聚甲醛材料的衬套，其主要优点是磨擦系数小，耐磨性好。
矿用自卸车转向设计计算说明书
矿用自卸车转向设计计算说明书设计：陈琼校核：审核：批准：目录一、转向系统相关参数 (2)二、最小转弯半径计算 (3)三、理论转角和实际转角关系 (4)四、转向阻力矩计算 (5)五、转向机的选择计算 (5)六、转向动力缸的选择计算 (8)七、转向油泵的匹配计算 (9)1、转向机理论流量计算2、动力缸理论流量计算3、油泵排量计算4、油泵的选择八、转向升缩轴升缩量计算 (13)九、动力缸行程计算 (14)十、转向系的运动校核 (17)设计原则本车转向系统的设计应使得整车具有良好的操纵稳定性，转向轻便性，并使得上述性能达到国外同类车型的先进水平，保证车辆行驶安全性。
一、转向系统相关参数表一整车参数前轮胎采用14.00-25，轮辋偏置距207.5mm，负荷下静半径为640mm，满载下前胎充气压力850kpa二、最小转弯半径：对于只用前桥转向的三轴汽车，由于中轮和后轮的轴线总是平行的，故不存在理想的转向中心。
计算转弯半径时，可以用一根与中、后轮轴线等距离的平行线作为似想的与原三轴汽车相当的双轴汽车的后轮轴线。
图一转弯半计算图最小转弯半径R=9975+（2471-2100）/2=10160.5mm二、理论转角和实际转角关系图2 内外轮实际转角关系图图3 内外轮理论转角关系图根据图2和图3得出表二数据表二外轮转角(°) 0 5 10 15 20 25 27.3 阿克曼理论内轮转角(°) 0 5.1 10.6 16.4 22.8 30.7 34.1由上图可见在外轮转角在0°—27.3°范围内，实际转角关系与阿克曼转角关系较接近，与阿克曼理论值差值在2°以内，转向桥梯形臂符合设计要求。
四、转向力计算1.转向阻力矩计算转向时驾驶员作用到转向盘上的手力与转向轮在地面上回转时产生的转向阻力矩有关。
影响转向阻力矩的主要因素有转向轴的负荷、轮胎与地面之间的滑动摩擦系数和轮胎气压。
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。
FSAE赛车转向系统设计及性能分析任务书及开题报告资料
附件一毕业设计任务书设计（论文）题目FSAE赛车转向系统设计及性能分析学院名称汽车与交通工程学院专业（班级）车辆工程姓名（学号）胡嗣林指导教师张代胜系（教研室）负责人卢剑伟一、毕业设计（论文）的主要内容及要求（任务及背景、工具环境、成果形式、着重培养的能力）背景：中国汽车工业已处于大国地位，但还不是强国。
从制造业大国迈向产业强国已成为中国汽车人的首要目标，而人才的培养是实现产业强国目标的基础保障之一。
中国大学生方程式汽车大赛（以下简称"FSAE"）是中国汽车工程学会及其合作会员单位，在学习和总结美、日、德等国家相关经验的基础上，结合中国国情，精心打造的一项全新赛事。
FSAE活动由各高等院校汽车工程或与汽车相关专业的在校学生组队参加。
FSAE要求各参赛队按照赛事规则和赛车制造标准，自行设计和制造方程式类型的小型单人座休闲赛车，并携该车参加全部或部分赛事环节。
比赛过程中，参赛队不仅要阐述设计理念，还要由评审裁判对该车进行若干项性能测试项目。
在比赛过程中，参赛队员能充分将所学的理论知识运用于实践中。
同时，还学习到组织管理、市场营销、物流运输、汽车运动等多方面知识，培养了良好的人际沟通能力和团队合作精神，成为符合社会需求的全面人才。
大学生方程式赛车活动将以院校为单位组织学生参与，赛事组织的目的主要有：一是重点培养学生的设计、制造能力、成本控制能力和团队沟通协作能力，使学生能够尽快适应企业需求，为企业挑选优秀适用人才提供平台；二是通过活动创造学术竞争氛围，为院校间提供交流平台，进而推动学科建设的提升；大赛在提高和检验汽车行业院校学生的综合素质，为汽车工业健康、快速和可持续发展积蓄人才,增进产、学、研三方的交流与互动合作等方面具有十分广泛的意义。
任务：调研国内外赛车转向系统结构及原理，遵循FSAE竞赛规则完成赛车转向系统设计，转向梯形优化，系统建模与转向性能分析。
工具环境：CATIA/UG AutoCAD ADAMS Visio MATLAB Office办公软件等成果形式：①翻译相关外文文献不少于5000字②优化设计说明书一份③赛车转向系统三维模型一份能力培养：培养和锻炼学生搜集相关资料，综合运用所学汽车设计知识解决实际问题的能力、提高学生软件应用能力、独立完成赛车转向系统设计及相关问题的能力，为从事本专业有关工作打下坚实基础。
电动助力转向系统中齿轮齿条传动设计与计算_刘庚寅
收稿日期：2012－09－14作者简介：刘庚寅（1970—），男，汉，湖南邵东人，硕士研究生，研究方向：汽车电动助力转向系统。
E-mail ：lgy960@ 。
电动助力转向系统中齿轮齿条传动设计与计算刘庚寅，刘晟昱，彭微君，葛阳清，康永升（株洲易力达机电有限公司，湖南株洲412002）摘要：介绍了P-EPS 电动助力转向系统的传动原理及其主要零部件。
特别是就某一车型的P-EPS 齿轮齿条的设计计算进行了详细的分析。
对不同载荷车型的齿轮齿条模数和齿数的匹配分别进行了计算，为新产品的开发提供了参考和指导。
关键词：电动助力转向系统；P-EPS ；齿轮轴；齿条轴Design and Calculation on Transmission between Pinion andRack in Electric Power Steering SystemLIU Gengyin ，LIU Shengyu ，PENG Weijun ，GE Yangqing ，KANG Yongsheng （Zhuzhou Elite Electro Mechanical Co．，Ltd．，Zhuzhu Hunan 412002，China ）Abstract ：The theory and main components of P-EPS electric power steering system were introduced here．Especially ，the design and calculation for rack and pinion of P-EPS about one car were analyzed in detail．Also ，matching relation between modulus and teeth number of rack and pinion were separately calculated for different car types with different weight ，so the reference and guides were provided for the devel-opment of new products．Keywords ：Electric power steering system ；P-EPS ；Pinion ；Rack0前言国产电动助力转向系统（EPS ）经过十几年的探索与研究，技术日趋成熟，并以其相对传统液压转向系统的突出优点而得到众多汽车厂家的认可，并在中小排量汽车上得到了广泛应用。
转向系统设计计算书
密级：编号： “中国高水平汽车自主创新能力建设”项目名称：“中气”底盘研究与开发转向系统设计计算书编制： 张 璐、田 野 日期： 校对： 日期： 审核： 日期： 批准： 日期：上海同济同捷科技股份有限公司长春孔辉汽车科技有限公司2008年12月目 录1 概述.........................................................................................................................- 1 -2 主要设计参数.........................................................................................................- 1 -3 转向梯形机构校核.................................................................................................- 2 -3.1 阿克曼理论..........................................................................................................- 2 -3.2 实际转角关系......................................................................................................- 3 -3.3 实际转角差与理想转角差的比率关系..............................................................-4 -3.4 模拟分析校核转向梯形机构..............................................................................- 4 -3.5 转向梯形参数......................................................................................................- 6 -4 转向传动轴等速性校核.........................................................................................- 6 -4.1 转向传动轴的夹角..............................................................................................- 7 -4.2 转向传动轴的仿真运动......................................................................................- 8 -5 转向系统匹配计算.................................................................................................- 8 -5.1 静态原地转向阻力矩..........................................................................................- 8 -5.2 转向系传动比......................................................................................................- 9 -5.3 静态原地转向无助力时方向盘手力.................................................................- 11 -5.4 最小转弯直径.....................................................................................................- 11 -6 转向系统的选型计算............................................................................................- 11 -6.1 动力转向器的选型计算.....................................................................................- 11 -6.2 动力转向泵的选型计算....................................................................................- 13 -6.3 动力转向油罐的选型计算................................................................................- 15 -6.4 动力转向管路的选型计算................................................................................- 16 -参考文献...................................................................................................................- 17 -1 概述本车型为液压助力转向系统；采用齿轮齿条式转向器，转向器形式为侧面输入、两端输出，转向器位于前轴后方，为后置梯形结构；转向操纵机构采用四辐条式转向盘和双万向节式传动轴。
重型卡车双前桥转向系统开发计算说明书
编号北奔威驰8×4宽体矿用车1950轴距转向系统开发计算说明书编制审查审定标准化审查批准包头北奔重型汽车有限公司研发中心2010年7月22日1 计算目的双前桥四轴车在转向过程中，理论上要求所有车轮都处于纯滚动，或只有极小滑动，为达到这一目的，要求所有车轮绕一瞬时转动中心作圆周运动。
每个转向桥的梯形角匹配设计，是为满足车轮的理论内外转角特性曲线与实际内外转角特性曲线尽可能的接近；第一、二转向前桥转向摇臂机构设计是为了让第一、二转向前桥最大内转角与轴距之间的理论关系与实际关系尽可能的相匹配。
本次计算是为新开发的8×4宽体车XC3700KZ 匹配北奔高位宽体前桥的转向系统中转向传动机构和转向动力机构中各元件的选型及尺寸提供理论依据。
2 采用的计算方法、公式来源和公式符号说明符号定义及赋值如下：1α为第一转向前桥外转角，1β为第一转向前桥内转角 2α为第二转向前桥外转角，2β为第二转向前桥内转角1L 为第一转向前桥主销中心线与地面的交点到第三桥轴线的距离 2L 为第二转向前桥主销中心线与地面的交点到第三桥轴线的距离3 计算过程及结果 3.1 转向动力系统参数计算3.1.1 原地转向阻力矩计算① 状态一：第一、二转向桥载荷按标准载荷13T 计算 已知参数如下：第一转向桥、第二转向桥的轴荷为1G =2G =13000×9.8=127400 N 轮胎气压1P =0.77Mpa滑动摩擦系数μ=0.6（干燥土路）滚动摩擦系数f =0.035（干燥压紧土路推荐0.025-0.035） 轮胎自由半径0r =685mm 轮胎静力半径1r =670mm 侧偏距a =204mm内轮最大转角max α=35.74°[借用现有一桥拉杆及垂臂W3400112AE 极限内转角]（新设计垂臂936 463 00 01使转角能达到车轮极限转角38度）轮胎宽度1B =375mm轮胎接地面积8212BK ==175782mm ，K=132.6mm主销内倾角Φ=6°对于单桥的原地转向阻力矩，有如下计算方式： A.按半经验公式计算131P G 3μ＝半M =77.012740036.03 =10364271 N.mm =10364 N.mB.按采用雷索夫公式()2s 201r r 0.5a f G -+⋅⨯μ＝雷M=127400×（0.035×204+0.5 ×0.6×22670685-）=6358499 N.mm =6358 N.mC.采用经验公式max11sin sin a G a G αφμ＝经⋅⋅⋅+⋅⋅M=127400×204×0.6+127400×204×sin6°×sin35.74° =17181 N.mD.算术平均求阻力矩为了使计算更趋合理，避免上述四种公式单独使用时与实际工造成的误差，故用以上三种方式求得的阻力矩的算术平均值作为静态原地转向阻力矩0s M 。
转向系统校核计算与设计
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 总圈数
15.7 ～
18.5 4.4
三维空间尺寸不变原理，按照轮胎的内、外转向角算出转向 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(％) 最大输出扭矩(N.mm) 3844000 ～ 最大工作压力(MPa)
转向节臂计算力臂(mm) 312.2
转向垂臂计算力臂(mm)
300
原地阻力矩换算到当量杆上的阻力(N) 10801.48
动力转向器输出到当量杆的拉力(N) 12813.33 符合
转向助力泵作用，方向盘的转动力(N) 30.06944
转向助力泵失效，方向盘的转动力(N) 914.9786
5.转向拉杆位于左极限位置状态
动力转向器总圈数利用率(%) 91.38298 符合
附表四、转向系统传动比的计算和动力转向器总成基本参数
的匹配校核：方法详见【吉林工业大学汽车教研室出版《底
盘设计》】
1.转向系统的中间位置角传动比
16.38033
转向系统的左右极限角传动比 19.30167
实际左极限角传动比 19.05304
实际右极限角传动比 19.04683
5.转向轮单胎满载负荷(N)
26950
球头销一最小负荷能力(N) 34000 符合
球头销二最小负荷能力(N) 30000 符合
6.方向盘圈数
转向垂臂左极限摆角(°)
43
转向垂臂右极限摆角(°) 42.9
动力转向器向左转圈数 2.012766
动力转向器向右转圈数 2.008085
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。
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。
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。
汽车转向设计与计算
转向系统的计算设计：这次设计的电动车用的是麦弗逊式独立悬架，采用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。
（图一）这种转向系统的结构大多如图1所示。
转向轴1的末端与转向器的齿轮轴2直接相连或通过万向节轴相连;齿轮图2与同装于一壳体内的齿条3啮合。
外壳则固定于车身或车架上。
齿条通过两端的球铰接头与两根分开的横拉杆4相连,两横拉杆又通过球头销与左右车轮上的梯形臂5、6相连。
这里齿条3既是转向器的传动件又是转向梯形机构中三段式横拉杆的一部分。
齿轮—齿条式转向器具有结构简单紧凑,制造工艺简便等优点,不仅适用于整体式前轴也适用于前轮采用独立悬架的断开式前轴,目前广泛地被采用于轿车、轻型客货车、微型汽车等车辆上。
但与之相配的转向梯形机构与传统的整体式转向梯形机构相比有其特殊之处。
故有必要加以研究和探讨。
绝大多数齿轮一齿条式转向器都布置在前轴后方,这样既可避让发动机的下部,又便于与转向轴下端连接。
安装时齿条中心线应与汽车纵向对称轴垂直;并且当转向器处于中立位置时,齿条两端球铰中心应对称地处于汽车纵向对称轴的两侧。
对于给定的汽车,其轴距L、主销后倾角口以及左右两主销轴线延长线与地面交点间距离K均为已知定值。
对于选定的转向器,其齿条两端中心距M也为已知定值.故在设计中需确定的参数为梯形底角、梯形臂长l以及齿条中心线到梯形底边的安装距1离，而横拉杆长度l可由上述参数确定其表达式为。
2转动转向盘时,齿条便向左或向右移动,使左右两边的杆系产生不同的运动,从而使左右车轮分别获得一个转角。
以汽车左转弯为例,此时右轮为外轮,外轮一侧的杆系运动如图2所示。
设齿条向右移过某一行程S,通过右横拉杆推动右梯形臂,使之转过。
（图二）取梯形右底角顶点O为坐标原点,X、Y轴方向如图2所示,则可导出齿条行程S与外轮转角的关系：另外，有图像可知：而+arctan-（图三）为坐标原点,X、Y轴方向如图3所示,则同样可导出齿条行程取梯形左底角顶点O1S与内轮转角的关系,即:众所周知,在不计轮胎侧偏时,实现转向轮纯滚动、无侧滑转向的条件是内、外轮转角具有如图4所示的理想的关系,即（图四）(6)式中T—计及主销后倾角夕时的计算轴距主销后倾角3°计算得T=2800+693/2tan3=2818L—汽车轴距2800mmr—车轮滚动半径346.5mm由(6)式可将理想的内轮转角民,表示为设计变量：、底角y和安装距对于给定的汽车和选定的转向器,转向梯形机构尚有梯形臂长11离h三个设计变量。
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 。
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目录1.系统概述 (1)1.1系统设计说明 (1)1.2系统结构及组成 (1)1.3系统设计原理及规 (2)2.输入条件 (2)2.1标杆车基本参数 (2)2.2LF7133确定的整车参数 (4)3.系统计算及验证 (4)3.1方向盘转动圈数 (4)3.2齿轮齿条式转向系的角传动比 (5)3.3车轮实际最大转角 (5)3.4静态原地转向阻力矩 (6)3.5静态原地转向时作用于转向盘的力 (6)3.6最小转弯半径的校核 (7)4.总结 (8)参考文献 (9)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2). 标杆车转向系统主要计算参数 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=42.8°。
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 =3.065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外分别为：i δ=42.0°，Aa δ=35.5°。
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 =95.9%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 =34.5°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p G fM r 313=22.04.772237.03==3.38×105 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0.7； G 1 ： 转向轴负荷，788.00×9.8=7722.4 N ； P ：轮胎气压，0.22Mpa ；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 =3.38×105 N ·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 =13.70； R ：方向盘半径 mm ，R =190mm ； α ： 转向梯形底角 ( °),α=89.23°； 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 =173.1 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：42.8°/36.0°，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），从而使得在车身外侧的前轮上出现不同的转向角δi 和δAa 。
根据相对较大的侧车轮转向角δi 可以推算出外侧车轮的理论值，即所谓的阿克曼角。
. 1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(cotδAa )= arc 1.649=31.25°； cotδAa ：外侧车轮推算理论转角余切值l j i Aa /cot cot +=δδ=1.649 ；δi ： 侧车轮理论最大转角值，δi = 42.8°； 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 =1.4494 ；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).惟信著.汽车设计.清华大学,20012).王望予.汽车设计.机械工业,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, 20014).GB 17675-1999：汽车转向系基本要求.中国标准，20015).GB 7258-2004：机动车运行安全技术条件.中国标准，2005。