转向系的设计

当布置在前桥之后有困难时，例如当 发动机位置很低或汽车前驱动时，也可 以布置在前桥之前 。
2 整体型转向梯形机构的设计
• 初始参数的确定： 一般梯形臂的长m=0.11～0.15B 底角ctg r=0.75B/L
1) 作图法
a 转向梯形机构的实际特性曲线
• 步骤如下： （1）根据给定的一系列外轮转角求出相应的内轮转角
式Cotα—Cotβ=B/L的要求，而只能以足够的
工程精度接近该式。即转向梯形机构使该式
的L不再是汽车的轴距L，而是L`<L。 若令L`/L=λ，λ越接近1，，则该转向梯形 愈能精确地反映该式的要求，转向亦愈顺畅。
• 由图（b）可知：
(a) 按y=m/n=0.12, 0.14, 0.16在下图中找出 x,
最后选取的方案应是在使用最频繁的转
角θi下，其λ（θi）值最接近λ＝1直线的
那个梯形方案。
3 优化设计：
• 设自变量为外轮转角α，因变量为内轮转角β
的期望值为：
β=f(α)=ctg-1(ctgα-k/L) • 实际值： β1=γ-sin-1{sin(γ+α)/[(k/m)2+1-2kcos(γ+α)/m]1/2} -cos-1{[k(2cosγ-cos(γ+α)-cos2γ)/m]/[(k/m)2+ 1-2kcos(γ+α)/m]1/2}
f ( x) ( i )[
i 1
max
梯形机构优化设计的两个设计变量:
梯形臂长x1=m、底角x2=γ 目标函数：
1 ( i ) ( i ) ] 100/ 100 ( i )
1 ( i ) ( i ) f ( x) ( i )[ ] 100/ 100 ( i ) 1
接点的图解法，也适用于对前轮向左、向右
转向后的不同位置进行校核。显然，转向后
的U点位置要变。当车轮转向时U点将在垂直
于主销中心线 EG的平面上画弧。如果用上述 方法确定的横拉杆长度在不同转角下均相等 或十分相近，则汽车在直行和转弯中的车轮 跳动都不会对转向产生影响。
b 解析法求转向梯形机构内外轮转角关系
(2)作梯形机构的实际特性曲线

转向梯形机构的实际特性曲线不可能和其理论特性
曲线一致。
设计要求：
1 实际曲线和理论曲线应接近。
2 在0～25°范围内应接近，在15～25°范围内应 相交。 3 在最大转角点： θHmax理-θHmax实<1°
2) 计算法：
转向梯形机构实际上不能完全精确地满足
d 操纵轻便（通过合理选择转向系的角传动比、力传动比和
传动效率来达到）
e 转向后转向盘应能自动回正，并能使汽车保 持在稳定的直线行驶工况。(通过合理选择主销后倾
角和内倾角，消除转向器传动间隙以及选用可逆式转向器来 达到)
f 当转向轮受到路面冲击时，转向系传递到转向
盘的反向冲击要小。（转向器的逆效率要小）
前轮外倾
前轮前束四个参数，
共同作用：
使 汽车保持直线行驶的稳定性 转向操纵轻便 减轻轮胎磨损（转向轮每一瞬
间接近向正前方 滚动而无滑动）
1主销内倾：
变量 主销内倾角 主销偏置（主销内倾内置半径）
作用
• 转向时轮胎绕主销旋转，随着转向角增大，前轮被
往上抬起，以车的重量产生回正作用，使汽车轻易
摇臂机构的结构形式 单摇臂机构
双摇臂机构

摇臂机构的选择
与摇臂与直拉杆连结点的位置有关，而该
连结点位置的确定主要考虑摇臂机构与悬架系 统在运动关系的协调一致性，尽量缩小或消除 转向节臂与转向直拉杆的连结点随悬架运动轨 迹和饶转向直拉杆与摇臂的连结点摆动轨迹的 偏差。
当两钢板弹簧固定吊耳均在前部或一前一后 以及采用倒置半椭圆钢板弹簧平衡悬架等机 构型式时，可用双摇臂机构的结型式。
max
i
求极小值
权值的选取：
αmax=sin-1(L/(Rmin-a)） a—主销偏移距

梯形机构的约束条件为：
m-mmin>=0 mmax-m>=0 γ-γmin>=0
一般：mmin=0.11k , mmax=0.15k。
γmin=70°

机构传动角应满足最小传动角约束：
min
δmin=40°
• •
可以调用MATLAB lsqnon比函数求优化解 我们做过212型汽车的梯形臂，计算其转向梯 形机构的优化参数。212型汽车的K＝
1480mm，L＝2960mm，当用不同的初始值
(梯形臂长和底角)进行优化计算时，计算结果
如表1所示。
虚线为期望值
MATLAB简介：
MATLAB的TOOLBOX函数库中的
回到直线行驶方向。
• 当主销内倾内置半径e为0时进行转向，轮胎滑移；
e不为零时，轮胎滚动，减少阻力。
• 主销内倾后使得e值减小，从而减小了转向阻力矩，
使转向操纵轻便，并减轻了转向轮传到转向系的冲
击。( e值要合适，转向操纵轻便，又有路感）
注： 如果e值大，进行制动时，由于对单侧制动力 大而敏感可能产生掉头，转向操纵力增大。
对于双前桥转向汽车来说，除了要考虑是同
轴左右车轮的延长线要交于后轴的延长线外， 还要考虑不同轴车轮之间的转角关系。即一、 二轴之间转向轮的转角关系应满足：
该式靠转向摇臂来保证
b 双桥转向摇臂机构的设计：
双桥摇臂机构的布置型式要与汽车悬架的运
动相协调。双前桥转向汽车一般采用非独立 悬架。
Leabharlann Baidu
在非独立悬架双前桥转向车辆中 ：
Optimization Toolbox优化工具箱，为用户提
供了对各种优化问题的一个完整地解决方案。
内容：线性规划、二次规划、非线性规划、
最小二乘问题、非线性方程求解、多目标决策、
最小最大问题、以及半无限问题等的优化问题。
特点：
解决各种问题的程序都以函数的形式给出
函数表达式简单 多种优化任意选择 可自由设置算法参数
图解法求分段式横拉杆铰接点的位置
该 图 是 在悬架摆 臂轴线的 垂直平面 上绘出的
该图是在悬架摆臂轴线的垂直平面上绘出的， 其中图(a)，( b)， (c)为已知双横臂的上横臂 EC 、下横臂 GD 及转向节臂球销中心 U 在该 平面的投影位置，求横拉杆铰接点 T 的投影
位置。
上述是在前轮未转向的情况下确定横拉杆铰
方便用户灵活地使用优化函数。
使用MATLAB软件编写程序，其基 本思路框图如下：
2 断开式转向梯形臂
横拉杆分段。见图
a 横拉杆断开点的确定（图解法）
与悬架的结构形式有关。
采 用 双 横 臂 式 和 滑 柱 摆 臂 式
(McPhersonstrut ，麦克弗逊式 ) 独立悬架时，
常用图解法确定横拉杆铰接点的位置 ，如图 16—45所示。
得：
θ= arctan[xL/(0.5k)] n=k/(1+2ycosθ) m=yn
得到三种方案：
当L 、K确定后，由y的三种取值上式可求
得转向梯形的三种尺寸方案，有了这些方案
对一系列按大小排列的θi值以图解法确定其
相应的θ0值。进而按式:
求出λ，然后在同一图上绘制三种梯形方
案的λ随θi的变化曲线，及λ＝1的直线。
。 。 。
约束条件为:
(4)为了保证传动良好还希望横拉杆与齿条间夹角ζ 比较小
一般为ζmax<10° 由图2、3可知:

约束条件可表述为以下联列不等式:
C 设计变量的取值范围：
γ可按经验公式先选一初值γ：
l1的可取值范围为:

γ的可取值上限为:
h的可取值范围为:
4 6X4汽车内、外转向轮理论转角

由图3可知：

汽车在正常行驶中多采用中小转角转向，
约有80％以上的转角在20 以内，即使是 大转角转向，也是从小转角开始，而且速 度较低，工况并不严重，故可取θi＝23 时 内轮一侧的传动角α23作为控制参数。 以 α23〉30 一35。作为约束条件。 这样一般 均能保证在θ0<20°时α>40。
g 转向传动机构与悬架导向机构的运动干涉要 小。 h 转向器和转向传动机构因磨损产生的间隙， 应能调整而消除。（通过合理选择结构及结构布置合
理来达到）
3．转向器角传动比的变化规律
转向 “轻便性” “灵敏性”
是设计中遇到的一对矛盾
采用可变角传动比的转向器可协调对“轻便性” 和“灵敏性”要求。
c 优化
目标函数的确立与整体式的相同
（两函数的加权均方根误差，为评价指标，任用一个）

可根据具体情况任取其中之一作为极小化 目标函数。
1) 设计变量与约束条件： a)设计变量
梯形臂长l1
底角γ
安装距离h
b) 约束条件有如下4个: (1)要保证梯形臂不与车轮上零部件发生干涉，即 必须满足：
式中 : BOY——梯形臂球头销中心的y坐标(见图2)
目标函数：
植物油中的极性分子示意图
加权函数：
约束条件：
前两式可保证： 100°>A1O3O1>80°
可用混合惩罚函数法求解上述具有
等式和不等式约束条件的最优化设计 问题。
三 前轮定位
汽车的前轮定位 (亦称为转向轮定位 )是 指前轴、主销与前轮三者组装后的相对位 置关系。
包括
主销后倾
主销内倾
• 采用 齿轮—齿条式转向器。
• 现以汽车左转弯为例来分析由该机构所实现的内
外轮转角对应关系
（虚线为直线位置）
如图 2 所示齿条向右移动某一行程 s ，通过右横拉杆推动右梯形 臂，使之转过θ0。右梯形臂由虚线位置运动至实线位置．
• 齿条行程s与外轮转角θ0以及θi的关系可由如
下公式导出:
l1-梯形臂长，l2- 横拉杆长， M-横拉杆断开点之间的距离，h-安装距离
采用吸能的方向盘
转向盘、转向管柱上采取防伤的被动安全措施
2 对转向系的设计要求：
a 保证具有高的机动性。 b 内外轮转角间的匹配应保证汽车转向行 驶时，全部车轮绕同一瞬时转动中心旋 转，使个车轮只有滚动而无滑动。 Cotθ0—Cotθi=K/L
C 在转向盘和转向轮的转角间应保证在运动学关 系和力学关系的协调。（对动力转向系而言，加 随动装置）
当两钢板弹簧固定吊耳在中部以及采用平衡
杆式平衡悬架，可用单摇臂机构的结型式。
双桥转向摇臂机构的优化：
由图中的几何关系可求出双桥转向机构及摇
臂机构应保证的第一桥转角与第二桥转角的理
论关系如下：
下图为汽车直线行驶时摇臂机构的初
始简图：
设计变量x：R1, R2, l1, l2,
m1, m2, β10, β20
关系
• 三轴欲绕同一瞬心纯滚动转向，中、后桥
必发生侧偏：
Θ为内外轮转角的平均值
• 6X4汽车理论的内、外转向轮转角分别为:
3 四轴汽车的转向：
对于四轴汽车的转向型式，有双前桥
转向，前、后桥转向和全轮转向等几种
形式，应用较为广泛的是双前桥转向型 式。
对上述两种汽车，都可得到下列理想的
或近似理想的关系式：
二 转向传动机构的设计
1 转向梯形机构的设计 • 作用：保证汽车转弯时所有车轮均能绕同一转 动中心以不同的半径作无滑动的纯滚动。
• Cotα—Cotβ=B/L
• 分类： 整体式--- 用于非独立悬架的转向轮 断开式----用于独立悬架
• 布置: 转向梯形机构一般布置在前转向桥之 后。高度不低于前桥横梁或其他防撞 件。
[BOY ] —容许的BOY值
而BOY＝l1cosγ
此约束条件可表述为:
(2)要保证smax<=[s]
式中: [s]——转向器许用齿条行程 smax——与最大车轮转角对应的齿条 行 程，可近似地由以下公式 求得:
(3)要保证有足够大的传动角α
随着车轮转角增大传动角渐渐变小，而且最 小传动角 αmin 总是发生在内轮一侧。传动角 过小会造成有效分力过小，导致转向沉重或 回正不良。通常使αmin＞40。
转向器角传动比的变化规律又因转向器的结构 型式和参数的不同而异。
对于没有装动力转向的大客车和中型及以上的
载货汽车，因转向轴负荷大，而转向传动机构的
力传动比在转向过程中是变化的，使急转弯时的 操纵轻便性问题显得十分突出，故转向器角传动 比的理想特性应当是中间小两端大的曲线，如图 16—5的曲线l所示。
汽车转向系的设计计算
一 设计基本理论 二 转向传动机构的设计 三 前轮定位问题 四 转向系的运动干涉问题 五 汽车转向系的发展概况 六 转向系的一些故障
一设计基本理论
1 转向系的组成：
a转向操纵机构 ：转向盘、转向管柱、转向轴等
b 转向器： c 转向传动机构：转向摇臂 转向节臂 转向纵拉杆 转向梯形机构等 d 防伤装置、安全气囊、转向减振器