最经典的东风商用车转向系统设计案例

东风商用车转向系统设计案例
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
防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定
GB11557-1998
机动车运行安全技术条件
GB 7258-1997
载重汽车轮胎
GB 9744-1997
载重汽车轮胎强度试验方法
GB/T 6327-1996
《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 X4为例，6 X4或4 X2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9 =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 DX
100 -5.54
90 -4.66
80 -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 DX
100 2.12
90 2.23
80 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 °
L
1 L
2 L 3
・35
1 3
Si n
( Omax 1a )
最小转弯半径Rmin 可按下式计算:
式中：L1，L2，L3
轴距 车轮接地偏置距
0m ax 外轮最大转角
R
min
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
1a
第一轴侧偏角，
代入数据：
R min
6127 .5 sin( 35
4)
37.2 10828 mm 10.828 m
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。

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 —般按V.E.GOUGH 推荐的 经验公式计算，即
式中：
卩 轮胎与地面间的摩擦系数,取卩=0.7
G 单边车轮负荷 N G=7000x9.8/2=34300N P 轮胎充气压力,取7.4X10 5
代入数据得:
方向盘转动总圈数:
(39.4
38.4 ) 24
360
(圈)
5.2
0.7 3 343003 7.4 105
1723.1N.m
-------- 精选文档-----------------
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i D为1.411 ，梯形机构（从上节臂到右梯形臂）传动比i T为0.559 ；左轮向左转44。

时，拉杆机构传动比i D=0.668 ，梯形机构传动比汁=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：
1丄
M p 上M s
I D
如果考虑系统摩擦则
1 1 M P I T T M s
I
D D
式中：
n T梯形机构效率，取0.8
n D拉杆机构效率,取0.8
代入数据得
1 1
左轮向左转时：M p 1.855 0.8 1723.1 5397.1
0.668 0.8 N.m
左轮向右转时：
1 1
M P°・559°・8 1723.1 4939.9
1.411 0.8
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.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。

随动助力缸输出的力过大时，也会使使杆系和车身变形；随动助力缸输出的力过小，车辆超载时，动力转向也失灵。

原则是保证随动助力缸输出的力稍大于第二直拉杆作用于中间垂臂力。

原地转向力估算与第一轴相同，因为第二桥的轴荷与第一桥相同，因而轮胎阻力矩Ms也为1723.1Nm.
第二轴拉杆机构传动比计算。

通过计算机优化设计：第二轴左轮右转28.5 °时，拉杆机构（从垂臂到上节臂）传动比i D为1.231 ，梯形机构（从上节臂到右梯形臂）传动比i T为0.694。

左轮向左转34.4。

时，拉杆机构传动比i D =0.835 ，梯形机构传动比汁=1.495 轮胎阻力矩作用到中间垂臂轴上的力矩M P2的计算。

当轮胎阻力矩为M s 时，中间摇臂轴上的阻力矩M P2：
M P2
如果考虑系统摩擦则
1 1
M P2一L M s
I
D D
式中：
n T梯形机构效率，取0.8
n D拉杆机构效率,取0.8
代入数据得
左轮向左转时：
1
1 -
M P2‘ 1.495 0.8 1723.1 4736.3
0.835 0.8 N.m
左轮向右转时：
’ 1
1 N.m
M " 0.694 0.8 1723.1 4901.2
1.231 0.8
备注:
相关传动比计算可采用空间矢量分解法（请注意垂直于杆和平行于杆的分速度的作用）。

转向助力油缸作用于中间垂臂的力矩计算: 转向助力油缸工作缸径© 50 ;连杆直径© 25 ,接油缸的中间垂臂有效长度
H1=0.2569m 。

F S
D 4 6 2 4
P 10 2 3 413 10652 10 4 0.9/4 22972.5N 4
在效率n =90% ,油压为P=13MPa 时，油缸伸张输出力
油缸伸张输出力矩:
Ms=Fs*H1=22972.5x0.2569=5901.6 Nm
(52 2.52) 10 4 0.9/4 17230N
油缸压缩输出力矩:
2 2
F y p—g 10 413 106
4
在效率n =90% ,油压为P=13MPa 时，油缸压缩输出力
My=Fy*H1=17230x0.2569=4426.3 Nm 动力转向器提供给中间垂臂富余力矩的计算。

因为中间拉杆连接第一垂臂与中间垂臂，如果动力转向器的输出力矩大于第一前桥的阻力矩时，动力转向器还有富余的力矩提供给中间
垂臂。

左转向时，动力转向器作用于中间垂臂轴的力矩：
M ' =(6149-5527.9)x230/187=764 Nm 右转向时，动力转向器作用于中间垂臂轴的力矩：
M ”=(6149-4951.7)x230/187=1472.6 Nm 动力转向器与助力油缸作用于中间垂臂轴的力矩之和的计算。

实际上，中间垂臂的力矩大部分由助力油缸提供，小部分由动力转向器提供。

左转向时为：刀M ' =M ' +Ms=6665.6 Nm
右转向时为：
刀M ”=M ”+My=5898.9 Nm
显然刀M ' > Mp2 ' 刀M ”〉Mp2 ”随动助力缸满足使用要求。

9.3 动力转向油泵的选取重型汽车采用的动力转向油泵一般为叶片式，也有少量车型采用齿轮泵，如
EQ4196 进口发动机匹配的动力转向油泵便是齿轮泵。

叶片泵的优点是工作压力高，流量稳定，噪声小。

齿轮泵的优点是结构简单，价格便宜，可靠性高。

但流量波动大，噪声大
动力转向油泵的参数主要是最高压力与怠速流量、控制流量。

动力转向器最高压力是由动力转向油泵提供的，所以最高压力应与动力转向器的相同。

动力转向油泵怠速流量的选取是根据方向盘以最大瞬时转速转动时，动力转向器所需要的理论流量，然后再计算出所需要的怠速流量与控制流量。

对于汽车方向盘最大瞬时转速，可以按TRW 推荐的1.5圈/s计算。

怠速流量计算公式为Qmi n=60 ntS+ △Q，控制流量
计算公式为Qmax= （1.5 〜2 ）60n tS+ △Q ,
其中△Q为转向器的内泄漏量，n为汽车方向盘最大瞬时转速，t为螺距，S 油缸实际工作面积。

当然转向油泵最主要的性能参数除了最高压力与流量外，油泵的工作特性也是非常重要的。

原则是：低速时，希望油泵的流量大一些，保证原地转向的轻便性；在正常车速行使时，希望油泵的流量稳定，不随发动机转速的增加而增大，保证路感与行驶安全性，防止方向盘发飘。

动力转向油泵的动力来源由发动机或空压机提供。

安装方式有齿轮、花键、联轴节驱动等多种方式。

9.4 动力转向油罐的选取
动力转向油罐的主要功能是：储存油液，向油泵供油；散热、降低油液的工作温度；过滤油液杂质，保证工作油液的清洁度。

动力转向油罐的主要设计参数有转向油罐容积，滤芯的通过流量，滤芯过滤精度，安全阀装置开启压力。

转向油罐容积，一方面要满足油缸的工作容积、管路充填容积、油罐本身的空间容积要求，一方面要考虑油液的散热性能，一般希望系统油液温控制在80 C 以下。

滤芯的通过流量要满足油泵的控制流量使用要求。

过滤精度是转向油罐一个很重要的性能指标。

过滤精度一般选择20um〜80 um 之间。

过滤精度高时，过滤器压力损失大些，成本相对高些；过滤精度低时，过滤器压力损失小些，成本相对低些。

安全阀装置主要起应急作用：一旦滤纸堵塞，油液压力增加到一定值时，安全阀打开，油液不再通过滤纸过滤而直接通过安全阀向油泵供油，以保证油泵寿命和行驶安全。

安全阀开启压力一般设定为200 〜250Kpa 左右。

动力转向油罐一般用支架安装在车架或龙门架等固定部位上，其出油口位置要高于油泵进油口位置300 〜500mm 之间
9.5 转向管路的连接。

转向管路的连接走向应简单、美观、顺畅，避免窝则。

转向管路用油管与接头来输送油液与散热。

油管有钢管、低压橡胶软管/ 尼龙管、高压橡胶软管/ 尼龙管。

如何采用要视各总成之间的位置、距离与各总成工作特点而定。

钢管的特点是在高压下不会膨胀变形，价格低于软管，多用在无相对位移部位，既可以用在高压回路上，又可用在低压回路上。

低压橡胶软管/尼龙管一般用在低压回路上，吸油回路一般用低压橡胶软管。

高压橡胶软管/尼龙管用一般用在高压回路上，多安装在活动部位，如车架与动力转向油泵之间的连接。

油管的内径与壁厚选用与工作压力和流量有关。

高压回路与低压回路的内径可以选择得小些，一般在10 〜16mm 之间，吸油回路内径尽量选得大些，一般在22〜28mm 之间。

对于管接头得设计，主要考虑密封可靠、工作压力高，安装拆
卸方便，目前有卡套与锥面式两种
转向系统设计报告
车型：_______________________ 订单编号： ___________________________________________ 项目负责人：__________________________
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