转向系统设计计算报告
转向系的设计实习报告
一、实习背景随着汽车工业的快速发展，转向系统作为汽车安全与操控性的关键部件，其设计水平直接影响到车辆的驾驶性能。
为了提高自身的设计能力，更好地适应汽车行业的发展需求，我选择了转向系设计作为实习课题。
在实习期间，我在指导老师的带领下，对转向系进行了深入的研究和设计。
二、实习目的1. 通过实习，加深对汽车转向系统结构、原理及设计方法的理解。
2. 提高实际动手能力和团队协作能力，为今后的工作打下基础。
3. 熟悉相关设计软件，掌握转向系统设计流程。
三、实习时间2023年6月至2023年8月四、实习地点某汽车研发公司转向系统设计部门五、实习内容1. 文献调研实习初期，我查阅了大量关于转向系统的相关资料，包括汽车转向系统设计原理、转向系统结构、转向系统动力学分析等。
通过学习，我对转向系统有了初步的认识。
2. 转向系统设计在实习过程中，我参与了某微型车转向系统的设计。
具体内容包括：（1）根据车辆参数，确定转向系统的类型和基本结构。
（2）进行转向系统的动力学分析，计算转向系统的参数。
（3）利用CAD软件进行转向系统的三维建模，并对模型进行仿真分析。
（4）优化设计，调整转向系统参数，以满足车辆性能要求。
3. 团队协作在实习过程中，我与团队成员紧密合作，共同完成转向系统的设计任务。
通过讨论、交流，我们不断优化设计方案，提高了设计质量。
六、实习心得体会1. 理论联系实际通过实习，我深刻体会到理论联系实际的重要性。
在实习过程中，我将所学知识应用于实际设计中，提高了自己的动手能力。
2. 团队协作实习过程中，我学会了与团队成员沟通、协作。
在遇到问题时，我们共同商讨解决方案，共同进步。
3. 设计软件的应用实习期间，我熟练掌握了CAD软件的使用，为今后的工作打下了基础。
4. 汽车行业的发展通过实习，我对汽车行业的发展有了更深入的了解。
在今后的工作中，我将紧跟行业发展趋势，不断提高自己的专业素养。
七、总结本次转向系设计实习让我受益匪浅。
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。
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。
转向系统设计计算报告
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系统设计原理及规范 (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 (3)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 (4)3.3车轮实际最大转角 (5)3.4静态原地转向阻力矩 (5)3.5静态原地转向时作用于转向盘的力 (5)3.6最小转弯半径的校核 (6)4.总结 (8)参考文献 (8)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。
某客车转向系统匹配计算报告
XXXXXXX转向系统计算书编制：审核：批准：前言XXXXXXXXXXXXXXXXXX市场的需求而开发的旅游客车。
转向系统设计既要满足整车设计要求，又要遵循以下原则：1.尽可能采用通用件，提高零部件的通用性；2.系统良好的可靠性、操纵性；3.系统及零部件调整及维修的便利性。
1、输入数据前轴负荷：N G 441008.945001=⨯≤。
转向器参数：转向泵参数：发动机参数：2、根据原地转向阻力矩R M 选择转向器根据半经验公式，原地转向阻力矩可由下式计算：PG f M R 313=--------------公式1 式中：R M 车轮转向阻力矩Nm ；f 轮胎与地面的滑动磨擦系数，一般取f =0.7； 1G 前轴负荷（N ）；P 前轮气压(MPa)（双钱轮胎气压830kPa ）； 代入数据得：Nm M R 90.237183.04410037.03==转向器最大输出扭矩K M 选取时，要满足R K M M ≥，一般取Nm M M R K 9.211712.1=≥，这样可以较好发挥转向器的效率，并保持液压系统有一个良好的工况。
2.1原地转向时作用在转向盘上的手力如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，h R M M 2为：+==sg w h R i d d M M ηβϕ0 -----------------公式2 式中：h M 为作用在转向盘上的力矩；0w i 为转向系角传动比；+sg η为转向器正效率，取0.85。
0w i 又由转向器角传动比w i 和转向传动机构角传动比'w i 所组成，其中27.23=w i 、12'w L L i =。
1L 为垂臂长210mm ，2L 为转向节臂长234mm 。
作用在转向盘上的手力h F 为：swhh D M F 2= -----------------公式3 式中：sw D 为转向盘直径。
将公式2代入公式3后得到： N i L D L M F sg w sw R h 795x 14.0x 0.850.45x 0.23421x 2371.9x 0.2221===+η按上式计算出的作用力超出了人的正常体力范围，但采用动力转向即可解决这一问题。
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公司生产的图号为的转向器，转向油泵采用ZF公司生产的图号为的叶片泵；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=2、校核梯形臂的长度根据经验，梯形臂长度m一般取（~）K故m=（~）*K=（~）*=~m=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°，二桥梯形底角为°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。
d、用同样的方法作出转向梯形底角为°时一、二桥转向梯形实际特性曲线图5由以上曲线可以看出：当梯形底角采用°时，第一、二桥转向梯形的实际特性曲线在0~30°范围内与理论转向梯形特性曲线偏离较大。
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。
动力转向系统设计计算书
动力转向系统的匹配与计算一、动力转向器与转向油泵的匹配选择一、已知如下条件满载前轴负荷：G1= 7500×9.8 = 73500 N（载货25000 kg）轮胎气压：p = 0.91 Mpa（标准规定）（轮胎10.00-20-18PR）p = 1.1 Mpa（实际常用）（轮胎10.00-20-18PR）轮胎与路面间的滑动摩擦系数：f = 0.7转向摇臂长：l1= 280 mm转向节臂长l2= 298 mm转向盘半径Rsw= 225 mm转向油泵最高油压：P = 10 Mpa转向油泵控制流量：q = 16 L/min转向器最大输出扭矩：Mmax = 3450 N·m转向器角传动比：iw= 20.5转向系统效率：η= 75%转向器的齿扇分度圆半径：r = 44 mm转向器的摇臂轴摆角：α = ±40.83°转向轮的转角为：β= 32.49°转向器油缸直径：D = 100 mm转向螺杆螺距：t = 13.5 mm二、系统油压1、汽车的原地转向阻力距MrM r =f3G13p=0.73×7350030.91≈ 4874018 N·mm2、验算最小转向摇臂长l1β·l2α·l1 =32.49×29840.83×235=237.1235≈ 1.009，在0.85～1.1之间，满足要求。
3、不加方向助力时原地转向的方向盘转向力F h =l1Mrl2Rswiwη=4874018×235298×225×20.5×0.75≈ 1111 N4、转向直拉杆受力大小F = Mrl2=4874018298≈ 16356 N5、转向摇臂轴受到的力矩M = F×l1= 16356×235 ≈ 3843660 N·mm ＜ 4450000 N·mm 6、转向器油缸实际工作面积S = π(D2－d2)4=π·10024≈ 7853.98 mm27、系统所需油压p =MS·r=38436607853.98×44≈ 11.12 N·mm2 = 11.12 MPa ＞ 10 MPa三、系统工作流量1、取转向盘转速为1.25r/s，根据汽车工程手册所述方法计算油泵理论工作流量为：Q= 60ntS = 60×1.25×13.5×7853.98 = 7952154.75 mm3≈ 8.0 L实际需要流量为：Q 1 =（1.5～2）Q＋Q2=（1.5～2）8.0＋8.0×15% = 13.2～17.2 L2、取转向盘转速为1.5r/s，根据汽车设计手册所述方法计算油泵理论控制流量为：Q = S·V = S·n·t = 7853.98×90×13.5 = 9542585.7 mm3≈ 9.54 L实际控制流量为：Q’= Q/0.85 = 9.54/0.85 = 11.2 L二、转向油管的选择1、吸油管：v = 0.5 m/s时：d = 216×10-360·π·0.5≈ 0.0261 m = 26.1 mmv = 1.5 m/s时：d = 216×10-360·π·1.5≈ 0.0151 m = 15.1 mm2、回油管：v = 1.5 m/s时：d = 216×10-360·π·1.5≈ 0.0151 m = 15.1 mmv = 2 m/s时：d = 216×10-360·π·2≈ 0.0130 m = 13.0 mm3、高压油管：v = 2.5 m/s时：d = 216×10-360·π·2.5≈ 0.0117 m = 11.7 mmv = 5 m/s时：d = 216×10-360·π·5≈ 0.0082 m = 8.2 mm（橡胶软管：v ＜ 4 m/s时：d ＞ 216×10-360·π·4≈ 0.0092 m = 9.2 mm）根据实际使用时修整得下表：三、转向油罐的选择1、转向器容积：V 1 =1002·π4×(13.5×5.5) = 582862.5 mm2≈ 0.58 L2、转向液压管路容积：V 2 =192·π4×490＋162·π4×2130＋12.52·π4×1920 ≈ 138929＋428262＋235619= 802810 mm2≈ 0.80 L3、转向油罐容积：油罐必须有足够的空间容积，可按空气/油约为1：1确定，即：V3＞ 2×(0.58＋0.80) = 2.76 L因此取：V3= 1.5 L4、总加油量约为：V = V1＋V2＋V3= 0.58＋0.80＋1.5 = 2.88 L。
转向系统计算报告
目录1.概述 (1)1.1任务来源 (1)1.2转向系统基本介绍 (1)1.3转向系统结构简图 (1)2.转向系统相关参数 (1)3.最小转弯半径 (2)4.转向系传动比的计算 (3)5.转向系载荷的确定 (3)5.1原地转向阻力矩M (3)r5.2车轮回正阻力矩Ms (3)F (3)5.3作用在转向盘上的力k6.转向管柱布置的校核 (4)6.1转向管柱布置角度的测量 (4)6.2转向管柱角速度及力矩波动计算 (4)6.3转向管柱固有频率要求 (7)7.结论 (7)参考文献.................................................... 错误!未定义书签。
1.概述1.1任务来源根据6430车型设计开发协议书， 6430项目是一款全新开发的车型，需对转向系统进行设计计算。
1.2转向系统基本介绍转向管柱为角度不可调式管柱，转向机采用结构简单、布置容易的齿轮齿条式转向机。
转向盘采用软发泡三辐式，轮辐中间有一块大盖板，打开时可拆装调整转向盘。
1.3转向系统结构简图2.转向系统相关参数轮胎规格为185R14LT ，层级为8。
轮辋偏置距为+45mm ，负荷下静半径为304㎜，滚动半径约317mm ，满载下前胎充气压力240KPa 。
3.最小转弯半径汽车的最小转弯半径是汽车在转向轮处于最大转角条件下以低速转弯时前外轮中心与地面接触点的轨迹构成圆周半径，它在汽车转向角达到最大时取得。
转弯半径越小，则汽车转向所需场地就愈小，汽车的机动性就越好。
为了避免在汽车转向时产生的路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎过快磨损，要求转向系能保证在汽车转向时，所有车轮应绕瞬时转向中心作纯滚动。
此时，内转向轮偏转角β应大于外转向轮偏转角α，在车轮为绝对刚体的假设条件下，角α与β的理想关系式应是：L ctg ctg K+=βα式中：K —两侧主销轴线与地面相交点之间的距离； L —轴距。
3.1按外轮最大转角C LR +=αsin 1 =5194.9（mm ） 3.2按内轮最大转角C KL K L R +++=21222]tan 2)sin [(ββ=5912.3（mm ）取221min R R R +==5553.6mm 所以最小转弯半径约为5.6m 。
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。
转向系统计算校核报告
转向系统计算校核报告项目名称：某系轻卡设计开发编制：日期：校对：日期：审核：日期：批准：日期：目录1概述 (1)1.1 任务来源 (1)1.2转向系统简介 (1)1.3转向系统的结构简图 (1)2 转向系统设计的输入条件 (2)2.1整车基本参数 (2)2.2转向系统选用件主要参数 (2)2.3转向梯形校核 (3)3系统的设计计算 (4)3.1最小转弯直径计算 (4)3.2转向系统传动比 (5)3.2转向器能力校核 (5)3.3静态原地转向阻力矩计算 (5)3.4车轮回正阻力矩MS (6)3.5静态原地转向时作用于转向盘的力（不考虑液压助力） (6)4转向系统力矩波动分析 (7)5动力转向泵计算 (8)5.1系统油压计算 (8)5.2系统流量计算 (8)5.3油壶容积及加油量计算 (9)6参数输出列表 (10)7总结 (10)参考文献 (10)1概述 1.1 任务来源某系车型的转向系统为液压助力，本报告的目的是对D 系轻卡车型转向系统进行匹配计算。
1.2转向系统简介某系轻卡车型转向系统由转向盘总成、转向上轴总成、转向下轴总成、方向机总成、直拉杆、前桥总成等部件组成，其功能是改变和保持汽车行驶方向。
为提高汽车高速行驶的安全性，使得转向轻便、灵活，及减轻司机的疲劳，某系轻卡车型根据前轴荷采用液压助力，满足整车的性能指标。
1.3转向系统的结构简图D 系轻卡转向结构布置图1、转向盘总成；2、转向上轴总成；3、转向下轴总成；12 3457864、方向机总成；5、直拉杆总成；6、前桥总成；7、液压管路；8油壶2 转向系统设计的输入条件2.1整车基本参数2.2转向系统选用件主要参数2.3转向梯形校核转向梯形在尽量借用跨越现有资源情况下确认各参数如下：转向梯形转向特性运动学分析结果如下：（蓝色-2单排，红色- 1双排长）a阿克曼百分比b阿克曼转角误差对比阿克曼百分比和误差对比由分析结果可知，转向梯形满足设计要求。
K01H-PD-DP-007转向系统计算报告
编号：K01H-PD-DP-007转向系统计算报告项目名称：K01H编制： 1 日期： 1 校对： 1 日期： 1 审核： 1 日期： 1批准：1 日期：一1东风小康汽车有限公司2012 年6月目录1 概述 (1)2 与转向系统相关的整车参数（测量数据） (1)3 最小转弯半径 (2)3.1 转向梯形分析： (2)3.2 最小转弯半径确定 (3)4 转向系载荷的确定 (3)4.1 原地转向阻力矩 (3)4.2 车轮回正阻力矩 (4)4.3 转向系角传动比 (4)4.4 不带助力时作用在转向盘上的力 (4)5 转向管柱布置校核 (5)5.1 标杆车转向管柱布置角度 (5)5.2 转向管柱角速度及力矩波动计算 (5)6 结论 (8)参考文献 (8)1概述K01H转向管柱为角度不可调式管柱，转向机采用结构简单、布置容易的齿轮齿条式转向机。
转向盘采用软发泡四辐式，轮辐中间有一块大盖板，打开时可拆装调整转向盘。
在进行转向系统设计时需要考虑整车各方面的因素。
结构参照下图。
2与转向系统相关的整车参数（测量数据）表1转向系统参数基本参数单位数值轴距L mm 2760空载时主销距K1 mm 1224.3满载时主销距K2 mm 1244空载前轴何G1 kg 510满载前轴荷G2 kg 645方向盘外径mm 365方向盘总圈数1 4.3空载内轮最大转角B 1 deg 38.3空载外轮最大转角a 1 deg 35.3满载内轮最大转角B2 deg 38.4满载外轮最大转角a 2 deg 35空载时主销偏置距C1 mm 23.1满载时主销偏置距C2 mm 22.7四轮定位参数主销内倾角deg 空载8.5 满载9.4主销后倾角deg 空载3.1 满载3.3车轮外倾角deg 空载2.44 满载1.61前轮前束deg 空载0.08 满载-0.19图1转向系统前轮胎规格有两种，参数分别为：①165/70R14-81T,轮辋偏置距为35mm,负荷下静 半径为268mm ，滚动半径285mm,满载下前胎充气压力260KPa 。
K01H-PD-DP-007转向系统计算报告
编号：K01H-PD-DP-007 转向系统计算报告项目名称：K01H编制: 1 日期: 1校对: 1 日期: 1审核: 1 日期: 1批准:1 日期:1东风小康汽车有限公司2012年 6 月目录1概述 (1)2与转向系统相关的整车参数（测量数据） (1)3最小转弯半径 (2)3.1转向梯形分析： (2)3.2最小转弯半径确定 (3)4转向系载荷的确定 (3)4.1原地转向阻力矩 (3)4.2车轮回正阻力矩 (4)4.3转向系角传动比 (4)4.4不带助力时作用在转向盘上的力 (4)5转向管柱布置校核 (5)5.1标杆车转向管柱布置角度 (5)5.2转向管柱角速度及力矩波动计算 (5)6结论 (8)参考文献 (8)1 概述K01H转向管柱为角度不可调式管柱，转向机采用结构简单、布置容易的齿轮齿条式转向机。
转向盘采用软发泡四辐式，轮辐中间有一块大盖板，打开时可拆装调整转向盘。
在进行转向系统设计时需要考虑整车各方面的因素。
结构参照下图。
2与转向系统相关的整车参数（测量数据）表 1 转向系统参数基本参数单位数值轴距L mm 2760空载时主销距K1 mm 1224.3满载时主销距K2 mm 1244空载前轴荷G1 kg 510满载前轴荷G2 kg 645方向盘外径mm 365方向盘总圈数I 4.3空载内轮最大转角β1deg 38.3空载外轮最大转角α 1deg 35.3满载内轮最大转角β2deg 38.4满载外轮最大转角α 2deg 35空载时主销偏置距C1 mm 23.1满载时主销偏置距C2 mm 22.7四轮定位参数主销内倾角deg 空载8.5 满载9.4主销后倾角deg 空载 3.1 满载 3.3车轮外倾角deg 空载 2.44 满载 1.61前轮前束deg 空载0.08 满载-0.19图 1 转向系前轮胎规格有两种，参数分别为：① 165/70R14-81T，轮辋偏置距为35mm，负荷下静半径为268mm，滚动半径285mm，满载下前胎充气压力260KPa。
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。
电动汽车转向系统设计计算报告实例
EV 转向系统计算报告实例1 任务EV 是在传统车的基础上设计的一款全新车型，其转向系统是在样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电液泵助力转向系统。
1 转向系统设计的输入条件 1.1 整车基本参数2 转向系统的设计计算2.1 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 fM r 313=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，一般取0.7；G 1——转向轴负荷，N ； P ——轮胎气压，MPa 。
前轴：G 1=989×9.8=9692N,P=0.20Mpa ， f=0.7, 得:Mr=4.96×105 N ·mm 2.2 齿轮齿条式转向系的角传动比θcos 1r L i ow =2cos 2L r =θπ 式中 i ow ——齿轮齿条式转向系的角传动比； L 1——梯形臂长度，mm ；r ——主动小齿轮的节圆半径，mm ；θ——齿轮齿条的轴交角，°；L 2——转向盘转一周时齿条的行程，mm ；L 1=136.365mm θ=20° L 2=48.68mm 得:r=8.2mm i ow =17.592.3 静态原地转向时作用于转向盘的力αηsin R i M F ow rh =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 ——转向系的角传动比； R ——转向盘半径，mm ；α——转向梯形底角，单位°； η——转向器的效率，取η=75%。
M r =5.8×105 N ·mm, i ow =17.59, R=380/2=190mm, η=75%， α= 89.938°得: F h =197.89N不带助力转向，汽车以10km/h 行驶时，作用在转向盘的手力不应超过245N ②，F h =197.89＜245N ，所以满足法规要求。
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 。
某款车型转向系统设计计算报告
编号：转向系统设计计算报告项目名称：微型乘用车设计开发项目代码： _________编制: 日期:校对: 日期:审核: 日期:批准: 日期:目录1.1 任务来源 (1)1.2 转向系统基本介绍 (1)1.3转向系统的结构简图 (1)2 转向系统设计的输入条件 (2)2.1 整车基本参数 (2)2.2 转向系统选用件主要参数 (3)2.3 前轮定位参数 (3)3 系统的设计计算 (3)3.1轮胎的选型 (3)3.2 静态原地转向阻力矩 (4)3.3 齿轮齿条式转向系的角传动比 (4)3.4 静态原地转向时作用于转向盘的力 (5)3.5 转向盘的总转动圈数 (5)3.6转向管柱夹角及力矩波动分析 (5)3.7 转向特性分析 (6)3.8最小转弯半径分析 (7)4 结论及分析 (7)参考文献 (7)转向系统设计计算报告1 概述1.1 任务来源K61-001是在五菱荣光为样车的基础上开发设计的一款新车型，根据《W03宽体长轴微型客车产品技术定义表》，其转向系统需满足以下要求：1、最小转弯直径≤11米。
2、转向力≤150N[教材推荐轿车的转向力]。
3、方向盘总圈数≤4.2圈。
1.2 转向系统基本介绍K61001转向系统沿用样车转向系统，选用齿轮齿条式机械转向器，结构简单、紧凑，重量轻，转向灵敏，制造容易，成本低，正、逆效率高，特别适于与麦弗逊式悬架配用，布置方便，工作可靠，并且满足了整车的各项指标。
1.3转向系统的结构简图1231 转向盘2 转向管柱3 转向器图2 转向系统的结构简图梯形底角梯形臂长车轮图1 转向梯形示意图2 转向系统设计的输入条件2.1 整车基本参数表1 整车基本输入参数2.2 转向系统选用件主要参数表2 转向系统选用件主要参数2.3 前轮定位参数3 系统的设计计算3.1轮胎的选型竞品车轮胎：175/70R14LT，负荷指数95，承载能力690kg；前轮胎气压220kPa，后轮胎气压300kPa，该轮胎不在GB/T 2977之中。
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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系统设计原理及规范 (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 (5)3.1方向盘转动圈数 (5)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。
图2 转向梯形简图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：表2 LF7133基本参数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内外分别为：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 =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pG 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 )= arc 1.649=31.25°； cot δAa ：外侧车轮推算理论转角余切值l j i Aa /cot cot +=δδ=1.649 ；δi ： 内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。
其计算结表3 计算结果参数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。