转向系统设计规范
转向系统布置与设计
1. 适用范围 适用于 M1 类车型转向系统的设计和校核。 2. 规范性引用文件 GB 197 普通螺纹公差配合 QC/T 648-2000 汽车转向拉杆总成性能要求及试验方法 QC/T 304-1999 汽车转向拉杆接头总成台架试验方法 QC/T 650-2000 汽车转向拉杆球头销总成性能要求及试验方法 QC/T 522-1999 汽车转向拉杆总成技术条件 QC/T 29097 汽车转向器总成技术条件 QC/T 29096 汽车转向器总成台架试验方法 GB 17675 汽车转向系基本要求 QC/T 647 汽车转向万向节总成性能要求及试验方法 QC/T 649 汽车转向传动轴总成性能要求及试验方法 GB 11557-1998 防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定 QC/T 484-1999 汽车油漆涂层 3. 术语和定义 3.1 硬点：确定车身、底盘与零部件相互关系的基准点、线、面及控制结构的统 称。 3.2 转向系：用来改变或保持汽车行驶方向的机构； 3.3 机械转向系：完全靠驾驶员的手力操纵的转向系； 3.4 机械转向器：把转向盘的转动，变为转向摇臂的摆动，并按一定传动比放大 扭矩的机构。 3.5 转向系的角传动比：转向盘转角的增量与同侧转向节转角的相应增量之比。 3.6 转向盘的自由行程：转向轮在直线行驶位置时转向盘的空转角度。 3.7 最小转弯半径： 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。 3.8 动力转向系：借助动力来操纵的转向系。 3.9 转向操纵机构：驾驶员操纵转向器工作的机构。 3.10 机械转向器：把方向盘的转动变为转向摇臂的摆动，并按一定的传动比放 大留居的机构。 3.11 齿轮齿条式转向器：具有齿轮、齿条传动副的转向器。 3.12 动力转向器：借助动力来减轻驾驶员手力的装置。 3.13 整体式梯形结构：转向横拉杆是整体的梯形机构。 3.14 分段式梯形机构：转向横拉杆是分段的梯形机构。 3.15 转向系的角传动比：方向盘转角的增量与同侧转向节转角的相应增量之比。 3.16 转向器的传动效率：转向器输出功率与输入功率之比 4. 设计开发流程及注意事项 转向系统常规开发流程如下：
第七章 汽车转向系统设计
马 天
力矩反算载荷，动力缸以前零件的计算载荷应取驾驶员作用在转向
飞
盘轮缘上的最大瞬时力（700N）。
29
二、齿轮齿条转向器的设计
汽
车
模数 压力角 齿数 螺旋角 材料
设
齿轮 2~3mm 20º
5~7
9º~15º 16MnCr5
计
15CrNi6
教
齿条 保证啮 12º~35º 保证齿 保证布 45，淬火
逆效率为
马
tg(0 ) tg 0
天
飞
➢导程角必须大于摩擦角，通常0 5°~10°。
18
二、传动比的变化特性
汽
车 转向系统的传动比
设
➢力传动比ip
计
•从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在
教
转向盘上的手力Fh之比
案
➢转向系角传动比 iω0
•转向盘角速度ωw与同侧转向节偏转角速度ωk之比
21
二、传动比的变化特性
汽 转向器角传动比的变化规律
车
➢由于转向传动机构角传动比近似为1，因此转向器的角传动比变化
设
规律就代表了转向系统传动比特性。
计
➢由于转向阻力矩与车轮偏转角度大致成正比变化，则
教
➢汽车低速急转弯行驶时，转向阻力矩大，应选用大些的转向器
案
角传动比；
➢汽车以较高车速转向行驶时，转向轮转角较小，转向阻力矩也
案
2．分类
➢机械转向系统
➢依靠驾驶员的手力转动转向盘
➢包括转向操纵机构、转向器、转向传动机构
马
天 ➢动力转向系统
飞
➢利用动力系统减轻驾驶员的手力
2
第一节 概述
汽车转向系统设计
汽车转向系统设计第一章汽车转向系统概述1.1汽车转向系的发展在汽车发展的100多年里，到今天，转向系统也经历了长时间的演进，很大程度上促进了汽车的发展。
目前已经有电液转向系，电控转向系和电子转向系。
应用电子转向系的汽车可能不会出现方向盘摆振。
但是由于该转向系的造价高并没有得到广泛应用。
所以目前大部分汽车还在应用传统转向系电液转向系和电控转向系，因此汽车方向盘摆振故障依然存在。
控制策略是影响助力转向系统性能的关键因素之一，也是电动助力转向系统的核心技术之一。
目前，国内外许多学者都在探讨将先进的控制理论应用于助力转向系统的研究，如鲁棒控制理论、模糊控制理论、神经网络控制理论和自适应控制理论等。
今后，控制策略研究的重点主要集中在如何抑制电机的力矩波动、如何获得较好的路感、如何抑制路面干扰和传感器的噪声等方面，以进一步优化和改善助力转向系统的动态性能和稳定性。
近年来，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转向系统中也愈来愈多地采用电子器件。
转向系统因此进入了电子控制时代，相应的就出现了电液助力转向系统。
电液助力转向可以分为两类：电动液压助力转向系统EHPS（Electro-Hydraulic Power Steering）和电控液压助力转向ECHPS（Electronically Controlled Hydraulic Power Steering）。
电动液压助力转向系统是在液压助力系统基础上发展起来的，与液压助力系统不同的是，电动液压助力系统中液压系统的动力来源不是发动机而是电机，由电机驱动液压系统，节省了发动机能量，减少了燃油消耗。
电控液压助力转向也是在传统液压助力系统基础上发展而来，它们的区别是，电控液压助力转向系统增加了电子控制装置。
电子控制装置可根据方向盘转向速率、车速等汽车运行参数，改变液压系统助力油压的大小，从而实现在不同车速下，助力特性的改变。
而且电机驱动下的液压系统，在没有转向操作时，电机可以停止转动，从而降低能耗。
转向系统布置规范.
整车技术部设计指南16第2章 转向系统布置2.1 简述汽车转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，在汽车转向行使时，还要保证各转向轮之间有协调的转角关系。
驾驶员通过操纵转向系统，使汽车保持在直线或转弯运动状态，或者使上述两种运动状态相互转换。
2.2 汽车转向系统的基本形式和特征2.2.1转向系的基本形式可根据转向轮、转向器、转向杆系布置以及动力转向能源进行分类。
表2.12.2.2 电动转向系统电动转向系统直接利用电动机完成转向助力功能，它由转矩传感器、车速传感器、控制器、电动机、电磁离合器和减速机构等组成。
整车技术部设计指南17根据电动机布置的位置分为转向轴助力式、齿轮助力式、单独助力式及齿条助力式四种形式。
a)转向轴助力式该电动转向系统的电动机固定在转向轴一侧，由离合器与转向轴相连接，直接驱动转向轴助力转向。
如下图中所示。
b)齿轮助力式该电动转向系统的电动机和离合器与小齿轮相连，直接驱动齿轮助力转向。
整车技术部设计指南18c)单独助力式该电动转向系统的电动机和离合器固定在齿轮齿条转向器的小齿轮相对另一侧，单独驱动齿条助力实现转向动作。
d)齿条助力式该电动转向系统的电动机和与齿条为一体，电动机转动带动循环球螺母转动，使齿条螺杆产生轴向位移，直接起助力转向作用。
整车技术部设计指南 192.2.3 液压式助力转向系统的结构组成液压式助力转向系统由：转向机、转向管柱、动力转向储液罐、转向泵、以及转向管路等几部分组成。
图2.12.3、布置设计应满足的基本要求1）应满足整车最小转弯半径要求。
2）传动效率高，力矩波动小。
3）在发生碰撞的过程中能尽量保护乘员安全。
2.4、布置设计过程 2.4.1转向梯形的确定一般而言，在平台沿用的基础上，转向机构转向直拉杆内点B 、C 的位置，直拉杆外点A 、D 的位置，优先考虑的是沿用原有平台车型的相关数据。
如下图2.2中所示。
整车技术部设计指南20图2.22.4.2前轴内外转向轮的最大转角确定在确定转向系统传动比之前，需要给定两个输入条件，他们分别是：a)方向盘整个转角范围。
转向系统设计规范
转向系统设计规范1规范本规范介绍了转向系统的设计计算、匹配、以及动力转向管路的布置。
本规范适用于天龙系列车型转向系统的设计2.引用标准：本规范主要是在满足下列标准的规定（或强制）范围之内对转向系统设计和整车布置GB17675-1999 汽车转向系基本要求GB11557-1998防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定GB7258-1997 机动车运行安全技术条件GB9744-1997 载重汽车轮胎GB/T 6327-1996 载重汽车轮胎强度试验方法《汽车标准汇编》第五卷转向车轮3.概述：在设计转向系统时，应首先考虑满足零部件的系列化、通用化和零件设计的标准化。
先从《产品开发项目设计定义书》上猎取新车型在设计转向系统所必须的信息。
然后布置转向传动装置，动力转向器、垂臂、拉杆系统。
再进行拉杆系统的上/下跳动校核、与轮胎的位置干涉校核，以及与悬架系统的位置干涉、运动干涉校核。
最小转弯半径的估算，方向盘圈数的计算。
最后进行动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐的计算与匹配，以满足整车与法规的要求；确定了动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐匹配之后，再完成转向管路的连接走向。
4车辆类型：以EQ33868X4为例，6X4或4X2类似5杆系的布置：根据《产品开发项目设计定义书》上所要求的、车辆类型、车驾宽、高、轴距、空/满载整车重心高坐标、轮距、前/后桥满载轴荷、最小转弯直径、最高车速、发动机怠速、最高转速，空压机接口尺寸，轮胎规格等，确定前桥的吨位级别、轮胎气压、花纹等。
考虑梯形机构与第一轴、第二轴、第三轴、第四轴之间的轴距匹配及各轴轮胎磨损必需均匀的原则，确定第一前桥、第二前桥内外轮转角、第一垂臂初始角、摆角与长度、中间垂臂的长度、初始角、摆角，确定上节臂的坐标、长度等确定的参数如下第一、二轴选择7吨级规格轮胎型号：12.00-20、轮胎气压0.74Mpa花纹第一轴外轮转角35°;内轮转角44°第二轴外轮转角29°;内轮转角34°第一轴上节臂参数上节臂球销坐标上节臂有效长度垂臂参数垂臂长度315mm中间球销长度187m（接中间拉杆），初台角向后2°第二轴上节臂参数上节臂球销坐标上节臂有效长度中间垂臂参数中间垂臂长度330 mm（接第二直拉杆），中间球销长度230m（接中间拉杆），中间球销长度269.5mm （接助力油缸活塞），初台角向后6°上述主要参数确定后，便可布置转向机支架、第一直拉杆、第二直拉杆、中间拉杆。
轿车转向系设计
轿车转向系设计一、整车参数1、汽车总体参数的确定本设计中给定参数为：二、转向系的基本要求：1) 汽车转向行驶时，全部车轮绕瞬时转向中心转动；2) 操纵轻便，方向盘手作用力小于200N；3) 转向系角传动比15~20；正效率高于60%，逆效率高于50%；4) 转向灵敏；5) 转向器与转向传动装置有间隙调整机构；6) 配备驾驶员防伤害装置；三、转向系结构分析3.1转向操纵机构转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。
有时为了布置方便，减小由于装置位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图2-1。
采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。
采用动力转向时，还应有转向动力系统。
但对于中级以下的轿车和前轴负荷不超过3t的载货汽车，则多数仅在用机械转向系统而无动力转向装置。
图2-1转向操纵机构1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘3.2转向传动机构转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。
（见图2-2）转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。
图2-2 转向传动机构1-转向摇臂；2-转向纵拉杆；3-转向节臂；4-转向梯形臂；5-转向横拉杆3.3转向器机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构。
机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。
高级轿车和重型载货汽车为了使转向轻便，多采用这种动力转向系统。
采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。
为了避免汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊外，还可在转向系中设置防伤装置。
转向系统设计规范
转向系统设计规范目录：一、概述二、设计输入1.市场分析报告2.产品概念报告3.技术方案分析报告4.产品信函5.项目描述书三、转向系统设计目标1.承载性目标2.操纵稳定性目标3.安全性目标4.成本目标5.总成重量目标四、转向系统结构参数的确定1、转向系统结构形式（主要部件构成明细）2、安装尺寸的确定3、车架结构与转向元件的物理接口4、前桥总成与转向元件的物理接口5、车身元件与转向元件的物理接口6、其他五、转向系统匹配1、转向轻便性2、助力转向系统流量等匹配六、机械转向设计1.转向器设计2.转向传动轴设计七、动力转向设计1、转向器设计2、转向油泵设计3、转向油罐设计4、其他部件设计八、转向系统验证与试验项目1、动力学模型分析与验证2、整车性能试验项目与可靠性试验项目3、转向器台架试验项目4、转向油泵台架试验项目5、转向油罐台架试验项目7、转向油管台架试验项目8、转向盘台架试验项目9、转向传动轴台架试验项目10、其他附件：转向系统相关标准与设计参考书1、操纵稳定性2、转向器3、转向油罐4、转向油泵5、转向油管6、转向传动轴7、转向盘一、概述本文适用于传统结构的转向系统，主要针对转向器、转向油泵等主要部件设计参数的选取、计算、验证等作出较详细的工作模板。
1、转向系统设计对整车性能的影响转向系统的功能是保证汽车能按驾驶员的意志进行转向行驶。
同时对操纵稳定性有一定的影响。
转向系统按能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。
机械转向系以驾驶员的体力作为转向能源，其中所有传力件为机械的。
机械转向器由转向操纵机构、转向器和转向传动机构组成。
动力转向系是在机械转向系的基础上加设一套转向加力装置而行成的。
2、转向设计流程概述设计输入→整车设计目标→物理边界确定→主要部件性能指标确定→结构设计→3、转向系统的评价指标3.1汽车操纵稳定性：3.2人机工程学3.3.1 GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》：3.3.1.1机动车方向盘的最大自由转动量不允许大于：1）最高设计车速不小于100km/h的机动车：20°2）其他机动车：30°（三轮车除外）3.3.1.2机动车在平坦、硬实、干燥和清洁的水泥或沥青路面上行驶，以10km/h的速度在5S内沿螺旋线从直线行驶过渡到直径24m的圆周行驶，施加于方向盘外缘的最大切向力不应大于245N。
转向系统设计及安装要领
1．转向系统设计概要
1.2.1方向盘 方向盘是操纵汽车行驶方向的轮状装置。其功能是将驾驶 员作用到转向盘边缘上的力转变为转矩后传递给转向轴。方向 盘是正对驾驶员的一个大件，和它配合的件主要有转向管柱， 组合开关，在设计初期对边界的确认非常重要；另外因方向盘 是一个外观件，其表面的颜色纹理需与整车内饰的风格相匹配， 一般先做快速成型件来确认造型和外观，在尺寸匹配确认后， 再开金属模具。 方向盘设计的基本要求
8
1．转向系统设计概要
1）事故发生时，对驾驶员造成的伤害最小。(出于安全性 的考虑)
2）不妨碍驾驶员对仪表的观察。 3）良好的耐磨性，不易磨损，有良好的寿命。(出于可靠 性的考虑) 4）不易燃烧。(出于安全性的考虑) 5）不易反光。(出于生理考虑) 6）有良好的舒适性，减少驾驶员的疲劳程度。(出于生理 考虑)
。
为了达到一个较好的方向盘手感，对的波动要求如下：
c．介绍相位角的概念： 相位角：转向柱中心线（Line I）和转向传动轴中心线
（Line II）形成的平面（PlaneI）与转向机输入轴中心线
16
1．转向系统设计概要
（Line Ⅱ）和转向传动轴中心线（Line II）形成的平面 (Plane Ⅱ)之间的交角。
5．保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能 力；
6．操纵轻便； 7．逆效率低，反冲小； 8．有消除因磨损而产生间隙的调整机构； 9．有防伤装置； 10．保证转向盘与转向轮转动方向一致。
4
1．转向系统设计概要
1.2转向系统结构组成
转向系
转向器
转向传动机构
方 向 盘 转向传动轴 转向器
直拉杆
转向梯形
照驾驶员的意愿控制汽车的行驶方向。汽车转向系统对汽车的
dflcd1029客车转向系统设计规范
dflcd,1029,客车转向系统设计规范篇一：转向系统设计（4）改善驾驶员的“路感”。
由于转向盘和转向轮之间无机械连接，齿轮齿条式转向器概述齿轮齿条式转向器结构及工作原理齿轮齿条式转向器分两端输出式和中间（或单端）输出式两种。
图1-11.转向横拉杆2.防尘套3.球头座4.转向齿条5.转向器壳体6.调整螺塞7.压紧弹簧8.锁紧螺母 9.压块 10.万向节 11.转向齿轮轴 12.向心球轴承 13.滚针轴承两端输出的齿轮齿条式转向器如图1-1所示，作为传动副主动件的转向齿轮轴11通过轴承12和13安装在转向器壳体5中，其上端通过花键与万向节叉10和转向轴连接。
与转向齿轮啮合的转向齿条4水平布置，两端通过球头座3与转向横拉杆1相连。
弹簧7通过压块9将齿条压靠在齿轮上，保证无间隙啮合。
弹簧的预紧力可用调整螺塞6调整。
当转动转向盘时，转向器齿轮11转动，使与之啮合的齿条4沿轴向移动，从而使左右横拉杆带动转向节左右转动，使转向车轮偏转，从而实现汽车转向。
中间输出的齿轮齿条式转向器如图1-2所示，其结构及工作原理与两端输出的齿轮齿条式转向器基本相同，不同之处在于它在转向齿条的中部用螺栓6与左右转向横拉杆7相连。
在单端输出的齿轮齿条式转向器上，齿条的一端通过内外托架与转向横拉杆相连。
图1-21.万向节叉2.转向齿轮轴3.调整螺母4.向心球轴承5.滚针轴承6.固定螺栓7.转向横拉杆8.转向器壳体9.防尘套 10.转向齿条 11.调整螺塞 12.锁紧螺母 13.压紧弹簧 14.压块齿轮齿条式转向器功能特点(1)构造筒单,结构轻巧。
由于齿轮箱小,齿条本身具有传动杆系的作用,因此,它不需耍循环球式转向器上所使用的拉杆(2)因齿轮和齿条直接啮合,操纵灵敏性非常高。
(3)滑动和转动阻力小,转矩传递性能较好,因此,转向力非常轻。
(4)转向机构总成完全封闭,可免于维护。
液压助力转向器概述兼用驾驶员体力和发动机(或电机)的动力为转向能源的转向系统，它是在机械转向系统的基础上加设一套转向加力装置而形成的。
转向系统设计规范
中重型卡车设计规范（转向系统）编制：校对：审核：批准：技术中心年月日前言中、重型汽车转向阻力矩较大，因此往往在原有的机械转向系统上加装一套转向助力系统，从而减少驾驶员的转向力矩，达到转向灵活轻便的目的，重型汽车的转向助力系统往往借助汽车本身的装置提供动力，因此统称为动力转向系统。
重型汽车在加装转向助力系统之后，必须只起助力作用而不改变原转向机构的特性，同时对动力转向系统还有如下要求：1．确保转向安全可靠2．转向灵敏操纵轻便3．保持正常直线行驶和转向自动回正4．保持路感5．随动作用一、转向系主要参数及其选择转向系统涉及的参数有：1、原地转向阻力矩Mr ；2、转向器适用前轴负荷G1；3、系统最大压力P ；4、系统最大流量Q；5、管路外径D外；6、转向梯形设计1.1原地转向阻力矩Mr汽车在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩Mr，推荐用半经验公式：Mr=μ3×G3/P （N·mm）［1］式中μ-轮胎和路面间的滑动摩擦系数，一般取0.7；G–实载前轴负荷，单位为N，该值由实载质量确定。
P-轮胎气压，单位为MPa。
1.2 转向器适用前轴负荷G1，单位为Kg，由整车匹配决定。
可在现有转向器资源上选用。
该参数可初步决定转向器品种，因而可知道转向器动力缸缸径D。
1.3 系统最大压力P：P=4MrπD2rwipη，式中 rw—齿扇啮合半径；Ip—转向机构力传动比，该值一般取1；η—转向器正效率1.4 系统最大流量Q：Q=π2D2dsnP14(1-Δ)ηv［2］式中 ds——初选转向器转向螺杆直径。
n——由人机工程学得知，方向盘的转动的频率为n=(0.5～1.2)S-1，对货车来说，可取较小值0.6；P1——转向器螺杆螺距；Δ——内泄漏系数，范围为0.05～0.10，可取0.1。
ηv——转向油泵容积效率，范围为0.75～0.85，可取0.8。
上式中，ds 、P1由转向器生产厂提供。
1.5 转向操纵力的校核：动力转向操纵力与转向器扭杆和分配阀都有关，目前尚无计算公式，一般由生产厂控制，对于操纵轻便的要求，转向操纵力不应超过（100～150）N。
汽车转向系统设计规范
汽车转向系统设计规范3 转向系的设计指标要求3.1 转向盘最大自由转动量，(°)：10～15（GB 7258－2004规定不得大于20°）3.2 转向盘下缘至座椅表面高度，mm ：≥1803.3 转向盘后缘至靠背距离，mm ：≥4503.4 转向盘与仪表板的间隙，mm ：≥803.5 转向盘外缘至侧面障碍物距离，mm ：≥803.6 转向盘中心对座椅中心面的偏移量，mm ：≤403.7 转向盘平面与汽车对称平面间夹角，(°)：90±53.8 转向器与转向管柱夹角，(°)：≤60（纵向）3.9 驾驶室翻转后转向花键啮合量，mm ：≥203.10 转向器角传动比：≥173.11 转向器自由行程，mm ：0.3（中间位置）3.12 转向油泵工作温度，(°) ：-40～1203.13 转向油罐容积，cm 3 ：≥油泵排量的10%3.14 转向油罐与油泵的高度差，mm ：≥203.15 驾驶室翻转转向系运动校核：无干涉，转向花键轴与套重合≥40 mm4 动力转向系主要参数及其选择4.1系统油压4.1.1 原地转向阻力距M r (N 2mm)： M r = f 3 G 13 p式中 f-轮胎和路面间的滑动摩擦系数，一般取0.7；G-实载前轴负荷，单位为N ，该值由实载质量确定；p-轮胎气压，单位为MPa4.1.2 转向器适用前轴负荷G 1 ( Kg):由整车匹配决定。
可在现有转向器资源上选用。
该参数可初步决定转向器品种，因而可知道转向器动力缸缸径D 。
4.1.3 验算最小转向摇臂长l 1 应满足：0.85≤ β2l 2α2l 1≥1.1 式中β-转向轮的转角，单位为：度α-转向器的摇臂轴摆角，单位为：度l 2-转向节臂长，单位为：mm4.1.4 转向直拉杆受力F （N ）： F = M r l 24.1.5 转向摇臂轴受到的力矩M (N 2mm): M = F 3l 14.1.6 转向器油缸实际工作面积S (mm 2) : S = πD 24 式中 D-转向器缸径，单位为mm4.1.7 系统所需油压p (MPa): p = M S 2r式中 r-转向器的齿扇分度圆半径，单位为：mm4.2 系统工作流量4.2.1 根据汽车工程手册所述方法计算油泵理论工作流量Q 0 (L/min) : Q 0 = 60ntS式中 t-转向螺杆螺距，单位为：mmn-向盘转速, 单位为：r/s ,取 1.254.2.2 实际需要流量Q 1 (L/min) : Q 1 =（1.5～2）Q 0＋Q 0Δ式中Δ-内泄漏系数，单位为：mm ，取1.54.2.3 实际控制流量为Q ’(L/min) : Q ’=Q 0 ηv式中ηv -转向油泵容积效率，范围为0.75～0.85，可取0.84.3 转向操纵力的校核：动力转向操纵力与转向器扭杆和分配阀都有关，目前尚无计算公式，一般由生产厂控制，对于操纵轻便的要求，转向操纵力不应超过（100～150）N 。
转向系统设计规范DOC
转向系统设计规范1规范本规范介绍了转向系统的设计计算、匹配、以与动力转向管路的布置。
本规范适用于天龙系列车型转向系统的设计2.引用标准：本规范主要是在满足下列标准的规定（或强制）范围之内对转向系统设计和整车布置。
GB 17675-1999 汽车转向系基本要求GB11557-1998防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定GB 7258-1997机动车运行安全技术条件GB 9744-1997载重汽车轮胎GB/T 6327-1996载重汽车轮胎强度试验方法《汽车标准汇编》第五卷转向车轮3.概述：在设计转向系统时，应首先考虑满足零部件的系列化、通用化和零件设计的标准化。
先从《产品开发项目设计定义书》上猎取新车型在设计转向系统所必须的信息。
然后布置转向传动装置，动力转向器、垂臂、拉杆系统。
再进行拉杆系统的上/下跳动校核、与轮胎的位置干涉校核，以与与悬架系统的位置干涉、运动干涉校核。
最小转弯半径的估算，方向盘圈数的计算。
最后进行动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐的计算与匹配，以满足整车与法规的要求；确定了动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐匹配之后，再完成转向管路的连接走向。
4车辆类型：以EQ3386 8×4为例，6×4或4×2类似5 杆系的布置：根据《产品开发项目设计定义书》上所要求的、车辆类型、车驾宽、高、轴距、空/满载整车重心高坐标、轮距、前/后桥满载轴荷、最小转弯直径、最高车速、发动机怠速、最高转速，空压机接口尺寸，轮胎规格等，确定前桥的吨位级别、轮胎气压、花纹等。
考虑梯形机构与第一轴、第二轴、第三轴、第四轴之间的轴距匹配与各轴轮胎磨损必需均匀的原则，确定第一前桥、第二前桥内外轮转角、第一垂臂初始角、摆角与长度、中间垂臂的长度、初始角、摆角，确定上节臂的坐标、长度等确定的参数如下第一、二轴选择7吨级规格轮胎型号：12.00-20、轮胎气压 0.74Mpa、花纹第一轴外轮转角 35°；内轮转角 44°第二轴外轮转角 29°；内轮转角 34°第一轴上节臂参数上节臂球销坐标上节臂有效长度垂臂参数垂臂长度315mm，中间球销长度187mm（接中间拉杆），初始角向后2°第二轴上节臂参数上节臂球销坐标上节臂有效长度中间垂臂参数中间垂臂长度330 mm（接第二直拉杆），中间球销长度230mm（接中间拉杆），中间球销长度269.5mm（接助力油缸活塞），初始角向后6°上述主要参数确定后，便可布置转向机支架、第一直拉杆、第二直拉杆、中间拉杆。
汽车转向系统设计规范
3 转向系的设计指标要求3.1 转向盘最大自由转动量，(°)：10～15（GB 7258－2004规定不得大于20°）3.2 转向盘下缘至座椅表面高度，mm ：≥1803.3 转向盘后缘至靠背距离，mm ：≥4503.4 转向盘与仪表板的间隙，mm ：≥803.5 转向盘外缘至侧面障碍物距离，mm ：≥803.6 转向盘中心对座椅中心面的偏移量，mm ：≤40 3.7 转向盘平面与汽车对称平面间夹角，(°)： 90±5 3.8 转向器与转向管柱夹角，(°)：≤60（纵向）3.9 驾驶室翻转后转向花键啮合量，mm ：≥203.10 转向器角传动比：≥173.11 转向器自由行程，mm ：0.3（中间位置）3.12 转向油泵工作温度，(°)：-40～1203.13 转向油罐容积，cm3：≥油泵排量的10%3.14 转向油罐与油泵的高度差，mm ：≥203.15驾驶室翻转转向系运动校核：无干涉，转向花键轴与套重合≥40 mm4 动力转向系主要参数及其选择4.1系统油压4.1.1原地转向阻力距Mr (N·mm)： Mr=f3G13p式中 f-轮胎和路面间的滑动摩擦系数，一般取0.7；G-实载前轴负荷，单位为N，该值由实载质量确定；p-轮胎气压，单位为MPa4.1.2 转向器适用前轴负荷G1(Kg):由整车匹配决定。
可在现有转向器资源上选用。
该参数可初步决定转向器品种，因而可知道转向器动力缸缸径D。
4.1.3 验算最小转向摇臂长l1应满足：0.85≤β·l2α·l1≥1.1式中β-转向轮的转角，单位为：度α-转向器的摇臂轴摆角，单位为：度l2-转向节臂长，单位为：mm4.1.4 转向直拉杆受力F （N）： F = Mr l24.1.5转向摇臂轴受到的力矩M (N·mm): M = F×l14.1.6 转向器油缸实际工作面积S (mm2) : S = πD2 4式中 D-转向器缸径，单位为mm4.1.7 系统所需油压p (MPa): p =M S·r式中 r-转向器的齿扇分度圆半径，单位为：mm 4.2 系统工作流量4.2.1 根据汽车工程手册所述方法计算油泵理论工作流量Q0 (L/min) : Q= 60ntS式中 t-转向螺杆螺距，单位为：mmn-向盘转速, 单位为：r/s ,取 1.254.2.2 实际需要流量Q1 (L/min) : Q1=（1.5～2）Q＋QΔ式中Δ-内泄漏系数，单位为：mm，取1.54.2.3 实际控制流量为Q’(L/min) : Q’=Q 0ηv式中ηv-转向油泵容积效率，范围为0.75～0.85，可取0.84.3 转向操纵力的校核：动力转向操纵力与转向器扭杆和分配阀都有关，目前尚无计算公式，一般由生产厂控制，对于操纵轻便的要求，转向操纵力不应超过（100～150）N。
汽车设计 第2版教学课件ch9 转向系统设计
不灵敏。
2 转向系的主要性能参数
12.1.2简传要动说比明的变化特性
3）转向器角传动比及其变化规律
由
ip
i 0 Dsw 2a
可知，增大角传动比 iω0可以增加力传动比 ip ；
由 ip 2Fw / Fh 可知，当 Fw一定时，增大 ip能减小作用在转向盘上的手
螺距P的大小影响转向器传动比的大小，螺距P一般在8～11mm内选取。
螺旋导程角影响传动效率，设计过程中应合理选择，即保证转向器传动比 的要求，又保证反向行程时不发生自锁现象及正行程中有较高的传动效率。
2）齿条齿扇传动副
该传动副中一般齿条是等齿厚的，齿扇是变齿厚，二者啮合，优点是 能够精确地传递运动；齿扇与齿条共轭，工作性能良好；对安装尺寸精度 要求不高；磨损后便于调整，可以削除齿侧间隙，使转向器基本做到中间 位置无间隙啮合。
5 动力转向机构设计
5.1 液压式助力转向系统 （③H转P向S）油泵
转向油泵由发动机驱动为液压动力转向系统提供高压油，转向油泵带 有泄压阀以限制系统的压力。转向油泵主要有叶片泵、柱塞泵、齿轮 泵和转子泵等几种类型。
要求转向泵要有合适的流量及压力特性曲线，能够满足转向特性的要求； 工作噪声要低；最高允许转速范围应能满足整车的需要。
件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应 性以及转向器的寿命和制造工艺等其他性能。
1）齿轮齿条式转向器
结构简单、紧凑、质量比较小、传动效率高；
自动消除齿间间隙； 齿轮齿条式转向 器主要的优点是： 占用的体积小；
转向轮转角可以增大；
制造成本低。
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转向系统设计规范1规范本规范介绍了转向系统的设计计算、匹配、以及动力转向管路的布置。
本规范适用于天龙系列车型转向系统的设计2.引用标准：本规范主要是在满足下列标准的规定（或强制）范围之内对转向系统设计和整车布置。
GB 17675-1999 汽车转向系基本要求GB11557-1998防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定GB 7258-1997机动车运行安全技术条件GB 9744-1997载重汽车轮胎GB/T 6327-1996载重汽车轮胎强度试验方法《汽车标准汇编》第五卷转向车轮3.概述：在设计转向系统时，应首先考虑满足零部件的系列化、通用化和零件设计的标准化。
先从《产品开发项目设计定义书》上猎取新车型在设计转向系统所必须的信息。
然后布置转向传动装置，动力转向器、垂臂、拉杆系统。
再进行拉杆系统的上/下跳动校核、与轮胎的位置干涉校核，以及与悬架系统的位置干涉、运动干涉校核。
最小转弯半径的估算，方向盘圈数的计算。
最后进行动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐的计算与匹配，以满足整车与法规的要求；确定了动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐匹配之后，再完成转向管路的连接走向。
4车辆类型：以EQ3386 8×4为例，6×4或4×2类似5 杆系的布置：根据《产品开发项目设计定义书》上所要求的、车辆类型、车驾宽、高、轴距、空/满载整车重心高坐标、轮距、前/后桥满载轴荷、最小转弯直径、最高车速、发动机怠速、最高转速，空压机接口尺寸，轮胎规格等，确定前桥的吨位级别、轮胎气压、花纹等。
考虑梯形机构与第一轴、第二轴、第三轴、第四轴之间的轴距匹配及各轴轮胎磨损必需均匀的原则，确定第一前桥、第二前桥内外轮转角、第一垂臂初始角、摆角与长度、中间垂臂的长度、初始角、摆角，确定上节臂的坐标、长度等确定的参数如下第一、二轴选择7吨级规格轮胎型号：12.00-20、轮胎气压 0.74Mpa、花纹第一轴外轮转角 35°；内轮转角 44°第二轴外轮转角 29°；内轮转角 34°第一轴上节臂参数上节臂球销坐标上节臂有效长度垂臂参数垂臂长度315mm，中间球销长度187mm（接中间拉杆），初始角向后2°第二轴上节臂参数上节臂球销坐标上节臂有效长度中间垂臂参数中间垂臂长度330 mm（接第二直拉杆），中间球销长度230mm（接中间拉杆），中间球销长度269.5mm（接助力油缸活塞），初始角向后6°上述主要参数确定后，便可布置转向机支架、第一直拉杆、第二直拉杆、中间拉杆。
设计转向机支架时，第一要考虑支架的强度，第二要支架的刚度，第三要考虑支架的铸造工艺性。
转向机支架可以用有限元进行优化设计，在因为支架的强度与刚度影响到整个转向系统的性能。
支架的强度与刚度不足，会引起前轮摆振、前轮转向反映迟钝、方向盘自由间隙大。
另外，还要考虑转向机的安装工艺性与维修方便性，使转向机的安装螺栓有拧紧空间及便于拆卸。
设计第一/第二直拉杆时，要考虑下列问题：保证车轮右转极限位置时，直拉杆与轮胎有10mm的间隙，直拉杆与减振器有10mm的间隙，直拉杆前后球销摆角不超过12°，直拉杆与制动气室有10mm的间隙等；保证车轮左转极限位置时，直拉杆不与转向机及转向机支架等另部件干涉，直拉杆前后球销摆角也不超过12°。
还保证车轮上下跳动100mm时，直拉杆前后球销摆角不超过15°。
当然，还要考虑直拉杆的制造工艺性，使设计的直拉杆容易制造。
最后还要对直拉杆进行强度、稳定性校核。
设计中间拉杆时，要考虑下列问题：保证车轮左/右转至极限位置时，中间拉杆不与周围的另部件干涉，中间拉杆前后球销摆角不超过12°。
该车型为双前桥，杆系另部件多，而且运动关系较复杂，如果制造水平低，杆系长度公差较大的话，则会引起第一与第二桥不对中，因此，应把中间拉杆设计成长度可调式，以弥补制造缺陷带来的不足。
当然，也考虑中间拉杆的制造工艺性，使设计的中间拉杆容易制造。
最后同样要对中间拉杆进行强度、稳定性校核。
6前轮上跳干涉量计算布置拉杆系统时，要保证前悬架和转向拉杆的运动协调。
在采用钢板弹簧的情况下，当前轮相对于车身上下跳动时，转向上节臂与直拉杆相连的球销中心，一方面随着前桥沿着弹簧主片所决定的轨迹运动，同时又要随着垂臂球销中心运动。
如果这两种运动的轨迹偏差较大，一方面在不平路面时会引起前轮摆振，一方面，在紧急制动时由于弹簧的纵向扭曲，会引起前轮跑偏。
按TRW规定:当车轮上跳100时，干涉量不大于7mm，车轮下跳100mm时，干涉量不大于15mm。
如果不考虑两前桥之间的相互影响，双前桥的干涉量计算与单前桥的计算方法相同，单独计算每个前桥的干涉量便可。
计算结果如下弹簧当量杆半径 R=612mm弹簧当量杆角度θ=7.86°第一轴：当前轮上跳（DZ）100mm或下跳（DZ）100mm，相应的干涉量（DX）如下：DZ DX100 -5.5490 -4.6680 -3.86-80 -0.9-90 -1.36-100 -1.92第二轴：当前轮上跳（DZ）100mm或下跳（DZ）100mm，相应的干涉量（DX）如下：DZ DX100 2.1290 2.2380 2.27-80 -7.04-90 -8.29-100 -9.63可以看出，杆系的布置满足TRW 要求。
7转弯半径估算转弯半径与第一轴的梯形机构及梯形机构与杆系的匹配有关。
要尽量使所有轮胎产生纯滚动和最小的磨损。
因为轮胎有侧偏现象，目前，轮胎侧偏刚度等有关参数欠缺，转弯半径只能作近似估算，然后用实验验证。
第一轴梯形机构的计算梯形臂球头坐标（-170，882.1，-110.0）梯形臂有效长度 m=175mm梯形底角 76.27°梯形臂两球头中心距 1764.2mm通过计算机优化设计，当内轮转44°时外轮相应转35°最小转弯半径Rmin 可按下式计算：式中： L1，L2，L3 轴距a 车轮接地偏置距m ax 0θ 外轮最大转角a 1δ 第一轴侧偏角，取4代入数据：a L L L L R a +--++=)sin(35.01max 03321min δθ最小转弯直径为21.66m ，满足整车要求，实际转弯半径通过试验测定。
8方向盘圈数计算:方向盘圈数与第一前桥最大转角及转向系的角传动比有关，它影响驾驶员的超纵轻便性和转向灵敏性。
方向盘圈数小时，机动性好些，如果太小，会不符合驾驶员的驾驶习惯；方向盘圈数大时，转向不太灵敏。
对装动力转向的重型货车，方向盘圈数可稍小些，一般在4.0--5.5圈之间。
通过计算机优化设计，结果为：当第一轴左轮向右转35°时，垂臂摆角向后39.4°，右轮相应的转角为44°；中间垂臂摆角向后31°，第二轴左轮向右相应的转27.7°，右轮相应的转角为32.4°；当左轮向左转44°时，垂臂摆角向前38.4°，右轮相应的转角为35°；中间垂臂摆角向前摆32°，第二轴左轮向左转33°，右轮的转角为28.3°。
当动力转向器角传动比为24时，方向盘转动总圈数计算如下方向盘转动总圈数： (圈)m mm R 828.10108282.37)435sin(5.6127m in ==+-=︒2.536024)4.384.39(=︒⨯︒+︒9 动力转向系统的计算9.1第一轴动力转向能力计算动力转向器的缸径、最高油压、最大输出力矩与轮胎的原地转向阻力矩，拉杆系统的角传动比有关。
动力转向器的最大输出力矩过大时，易使杆系和车身变形；动力转向器的最大输出力矩过小，车辆超载时，动力转向失灵。
原则是保证动力转向器的最大输出力矩稍大于作用于直拉杆作用于摇臂轴上的阻力矩。
原地转向力估算。
原地转向时，轮胎阻力矩Ms一般按 V.E.GOUGH推荐的经验公式计算，即式中：μ轮胎与地面间的摩擦系数,取μ=0.7G 单边车轮负荷 N G=7000x9.8/2=34300NP 轮胎充气压力,取7.4X105代入数据得:拉杆机构传动比计算。
通过计算机优化设计：左轮右转35°时，拉杆机构（从垂臂到上节臂）传动比iD 为1.411，梯形机构（从上节臂到右梯形臂）传动PGMS33⋅=μmNMS.1.1723104.73430037.053=⨯⨯=比i T 为0.559；左轮向左转44°时，拉杆机构传动比i D =0.668，梯形机构传动比i T =1.855摇臂轴上阻力矩M P 的计算。
当轮胎阻力矩为M S 时，相应的作用在摇臂轴上的阻力矩M P :如果考虑系统摩擦则式中：ηT 梯形机构效率,取0.8ηD 拉杆机构效率,取 0.8代入数据得左轮向左转时: N.m左轮向右转时: Nm动力转向器的计算如果动力转向器的缸径选择120mm ，螺杆直径为13.677mm ，在压力为13.0 Mpa 时，摇臂轴上确保输出扭矩M=6149N.mSD T P M I I 11M ⋅+=S D D T T P M I I 11M ⋅η⋅η⋅+=1.53971.17238.0668.08.0855.111=⨯⨯⨯+=P M 9.49391.17238.0411.18.0559.011=⨯⨯⨯+=P M显然，动力转向器输出扭矩稍大于摇臂轴上的阻力矩，动力转向器能满足超载使用要求。
9.2第二轴动力转向能力计算双前桥中的第二桥的动力转向助力一般由随动助力缸或者随动助力转向器提供。
随动助力缸实际上就是一个动力缸，主要尺寸是动力缸内径和活塞行程。
随动助力缸油压由动力转向器提供，活塞移动行程与方向由中间拉杆控制。
随动助力缸提供的是油缸伸张输出力与油缸压缩输出力。
根据第二桥的负荷与转角选择动力缸内径与活塞伸张/压缩行程。
随动助力转向器与随动助力缸稍有不同，随动助力转向器提供的是摇臂轴的输出力矩，随动助力转向器是集转向器与动力缸于一体。
相同的是随动助力转向器的油压也由动力转向器提供，摇臂轴的摆角与方向也由中间拉杆控制。
采用随动助力缸的优点是因为随动助力缸结构简单，外形尺寸较小，因而拉杆系统布置较灵活，比较适合改装车改装用。
缺点是杆系结构稍微复杂一些。
采用随动助力转向器的优点是杆系结构简单一些。
缺点是因为随动助力转向器的外形尺寸较大，占用的空间较大，随动助力转向器一般布置在车架上平面，不太适合改装车改装用。
第二轴动力转向能力计算，与第一轴动力转向能力计算类似。
同样，随动助力缸的缸径、最高油压、最大输出力的选择，也要考虑轮胎的原地转向阻力矩，拉杆系统的角传动比。
随动助力缸的油压由动力转向器提供，最高油压与动力转向器相同。