第七章转向系设计

式中：
—转向盘转角的增量
p—摆臂轴转角的增量
2Fw—轮胎接地中心作用在 两个转向轮上的合力 Fh—作用在方向盘上 的手力
k—(同侧)转向节转角的增量
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2. ip 与 iw 的关系
主销
设：
Mr为作用在转向节上的转向力矩
Mh为作用在转向盘上的力矩 Mr a F 则： 主销偏移距 W a 由 (9 1) 2 Fw 2M r RSW M h Fh ip (9 2) RSW Fh Mh a 若忽略摩擦损失，由 M h 2M r k 得： 2M r i w0 M h k RSW i p iw0 (9 3) a
Y
圆形
工艺简单 耗材少，质量 小，齿条无轴 线转动 齿面宽， 强度好
V形
Y形
4.
布置形式分析
（a）转向器位于前轴后方,后置梯形 （c）转向器位于前轴前方,后置梯形
（b）转向器位于前轴后方,前置梯形 （d）转向器位于前轴前方,前置梯形
三、防伤安全机构方案分析 要求： V=48km/h，正面碰撞中，管柱后移量≯127mm
宽度相同，而齿扇的齿具有相同的厚度
方法1： 把齿条的两侧齿槽设计成中间齿槽稍宽，两侧齿槽的
方法2： 把齿条齿槽设计成一 样宽，而齿扇的齿具 有不同的厚度，并把 中间齿设计成正常齿， 从靠近中间齿的两侧 到离开中间齿最远的 齿其厚依次递减 （如图为确定齿扇切 齿轴线偏移的传动副
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径向间隙△R 及传动 间隙△t 的示意图），
1）Cs 很高，则Ca’ ≈Ca 2）Cs 很低，则Ca’ < Ca,→即转向系刚度↓，前 轮的侧偏刚度↓，→不足转向加剧，若Cs过低， 转向时运动变得迟钝，使操纵性能恶化
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§9-4 机械式转向器的设计与计算 一、转向系计算载荷的确定
影响因素： 1）转向轴的负荷 2）路面阻力 3）轮胎气压
（1）采用动力转向器 （2）采用变速比转向器，且iw0（直行）≮（15～16）
转向系传动比：
力 传 动 比 ip
i =
2 Fw 2MrRsw iw0 Rsw ip Fh Mha a
角 传 动 比iw0
p L2 iw 0.85 ~ 1.1 k L1
iw p
定义式
P3 P 2 h P3
其中： ①P1——作用在转向盘上的功率； ②P2——转向器中的摩擦功率； ③P3——作用在转向摇臂轴上的功率。 ①转向器类型， ③结构参数， 0.67～0.82 ②结构特点， ④制造质量 0.58～0.63
影响因素 推荐值
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2. 转向器按逆效率值分类
h －值
1）前轴负荷大（20 ~ 40KN）， 未装动力转向者，应以轻便为主
iwmin=15~16 角传动比曲线(无助力) iw

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2）前轴负荷小，装动力转向的汽 车应以提高机动性为主
角传动比曲线(有助力)

转向器角传动比 iw的变化特性
曲线1、2
应用于无动力转向的大客车和中型以上的货车 应用于轿车、轻型以下货车及装动力转向器车辆
四、转向系的刚度

' 当量刚度： Ca
as Va u
式中：
Ca Ca 1 b Cs

1
a0
Cs as
Cs—整个转向系刚度 Ca—不考虑转向系刚度时轮胎的侧偏刚度 Ca’—计及转向系刚度时轮胎的侧偏刚度 b—拖后距（后倾拖距+轮胎拖距）
b
Fy 1
as—转向轮实际转角 a0—理论换算转角
讨论：
4.转向轮碰撞到障碍物后，传给转向盘的反
§9-1 概述
冲力要尽可能小
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5. 6.
汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自 振，转向盘没有摆动 转向机构和悬架导向装置共同工作时，车轮产 生的摆动应最小
7.
8. 9.
转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而 产生间隙的调整机构
在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同 后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置 进行运动校核，保证转向盘与转向轮运动方向一致 10. 操纵轻便 手力（N） 轿车 原地转向 ≯150~200 ≯500 原地转向 走8字 转角 3~4圈 3~4圈（轻货）
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3.蜗杆和螺杆类转向器的效率
h+
h
t ana 0 t ana 0
h－
h
t ana 0 t ana 0
计算式 其中： ①a 0 ——蜗杆或螺杆的螺线导程角； ② ——当量摩擦角， arctan fs ③f s——摩擦系数 ① ↑a 0 ↑h+ ↑h－ (h－ ↓≤0) 可逆式 不可 逆式
蜗杆滚轮式
按销 子能 否自 转分
固定销式
旋转销式 效率高，磨损高 单销式
蜗 杆 指 按销 销 子数 式 量分
结构简单，尺寸和 磨损快，摇臂轴转角小 质量较小 结构复杂，尺寸和质量 磨损较慢，摇臂轴 大，精度要求高，传动 比变化特性和传动间隙 转角较大 特性的变化受到限制
双销式
传动比可不变或变化，易实现蜗杆指销的间隙调整
逆效率高， 货车和客车 机构复杂， 制造困难， 制造精度 要求高
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结构特点分析
优 点 缺 点 应 用 结构简单，制造容 正效率低，啮合间隙调 曾广 易，强度高，工作 整困难，传动比不能变 泛应 用 可靠，磨损小，寿 化 命长，逆效率低 结构简单，制造容 磨损快，效率低 易 结构复杂 较少
类 型

二、齿轮齿条式转向器分析
1. 动力输入输出形式：
（a）中间输入,两端输出 （b）侧面输入,两端输出
因转向拉杆长度受到限制，易与悬架系统导向机 构产生运动干涉；
因转向拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆动减 小，利用减小转向系与悬架系的运动干涉；但转向器 壳体上开有让拉杆移动的轴向长槽，故强度较低

原地转向阻力矩
式中：
f G13 MR (N - mm) 3 p
(9 5)
f—轮胎和路面间的滑动摩擦因素，f=0.7 G1—转向轴负荷（N） p—轮胎气压（Mpa）
作用在转向盘上的力 Fh
式中：
2 L1M R L2 RSW iWhCh
(9 6)
L1—转向摇臂长
L2—转向节臂长
iw—转向系角传动比
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货车
≯60（va=20km/h） 4~6圈（货车）
§9-2 机械式转向器方案分析

机械转向器型式
齿 轮 齿 条 式 转 向 器
循 环 球 式 转 向 器
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一、机械转向器方案确定

结构特点分析
优 点 缺 点 应 用 微型、普通级 中级和中高级 轿车；部分装 载质量不大， 前轮采用独立 悬架的货车和 客车
（ 参见GB11557-1998）
台架实验中，模型躯干以6.70m/s 撞方向盘，作用力≯11123N


转向系防伤机构形式
塑性变形 吸收能量方式 弹性变形 摩擦 方向盘 吸能元件 转向轴 管柱
§9-3 转向系主要性能参数
一、转向系的效率
1.
转向器的正效率h+与逆效率h－
h+ h－
P1 P 2 h P1
讨论
② 若 (a 0 ≤ ）
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要求
①a 0min≥ ② a 0可适当取大些： a 0=（8 °～9 ° ）
二、转向系的传动比及其变化特性

1. 转向系传动比 i 的组成
iw 转向器角传动比 p iw0 转向系角传动比 p k ' 转向传动机构角传动比 iw 传动比 k 2 F w 转向系力传动比 ip Fh
返 回
曲线3、4
三、转向器传动副的传动间向器中传动副的间隙△t 随转向盘转角 而改变的关系。
2) 意义： △t 影响直线行驶稳定性和转向器寿命。
3) 要求： 如图，当转向盘转于中间及附近位置10O～15O时，△t =0
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2. 获取传动间隙特性的方法（循环球齿条齿扇）
第七章 转向系设计
转向系组成 转向器、转向传动机构 动力转向、防伤装置、转向系减振器 一、转向系设计要求 1.保证汽车有较高的机动性 （ 具有迅速和小转弯行驶能力，Rmin=（2~2.5）L） 2.汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向 中心旋转，任何车轮不应有侧滑 3.汽车转向行驶后，驾驶员松开转向盘，转 向轮能自动返回到直线行驶位置并稳定行驶
且at (12 ~ 35 )
齿条压力角变化简图
2) 循环球齿条齿扇式变速比转向器设计原理
原理： 根据 iw =2πr／p （ r为齿扇的啮合半径， P为螺杆螺距），用改变 r 的方法来实现 变速比；即转向摇臂轴离开中间位置后， 随转角变化使 r 变化。 措施：采用偏心齿轮——变速齿轮
iw
6. iw 变化规律的选择
讨论：
1）a 愈小，则i p愈大，转向愈轻便
a值 货: 40~60mm
2）a过小,车轮与路面摩擦力↑,→转向阻力↑ 3) RSW180 ~275mm，按国标系列选取
轿: (0.4~0.6)B
3. iw0
由定义：
iw0 iw iw
L1—摇臂臂长
p L2 而 iw 0.85 ~ 1.1 1 k L1
L2—转向节臂臂长
iW 0 iW
4. iw
k
(9 4)
讨论：
1）↑iw （iw0）， ↑ i p，转向愈轻便 由ip=2Fw/Fh知： Fh↓，→ “轻” 2）∵iw0=/ k，可见 k 与iw0成反比 iw0↑, k ↓，→ “迟钝”（灵敏度↓ ）