转向系统匹配计算

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1 汽车转向系统的功能
1.1 驾驶者通过方向盘控制转向轮绕主销的转角而实现控制汽车运动方向。
    对方向盘的输入有两种方式：对方向盘的角度输入和对方向盘的力输入。装有动力转向系统的汽车低速行驶时，操作方向盘的力很轻，却要产生很大的方向盘转角输入，汽车的运动方向纯粹是由转向系统各杆件的几何关系所确定。这时，基本上是角输入。而在高速行驶时，可能出现方向盘转角很小，汽车上仍作用有一定的侧向惯性力，这时，主要是通过力输入来操纵汽车。
1.2 将整车及轮胎的运动、受力状况反馈给驾驶者。这种反馈，通常称为路感。
驾驶者可以通过手—---感知方向盘的震动及运转情况、眼睛—---观察汽车运动、身体—---承受到的惯性、耳朵—---听到轮胎在地面滚动的声音来感觉、检测汽车的运动状态，但最重要的的信息来自方向盘反馈给驾驶者的路感，因此良好的路感是优良的操稳性中不可缺少的部分。
反馈分为力反馈和角反馈
      从转向系统的功能可以得知：人、车通过转向系统组成了人车闭环系统，是驾驶者对汽车操纵控制的一个关键系统。
2 转向系统设计的基本要求
转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。转向系的基本要求如下：
     2．1 汽车转弯时，全部车轮应绕瞬时回转中心（瞬心）旋转，任何车轮不应有侧滑。
不满足这项要求会加剧轮胎磨损，并降低汽车的操作稳定性。实际上，没有哪一款汽车能完全满足这项要求，只能对转向梯形杆系进行优化，一般在常用转向角内（内轮15°～25°范围）使转向内外轮运动关系逼近上述要求。
2．2 良好的回正性能
      汽车转向动作完成后，在驾驶者松开方向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶 。转向轮的回正力矩的大小主要由悬架系统所决定的前轮定位参数确定，一般来说，影响汽车回正的因素有：轮胎侧偏特性、主销内倾角、主销后倾角、前轮外倾、转向节上下球节的摩擦损失、转向节臂长、转向系统的逆效率等。
2．3汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振，方向盘没有摆动。     
2．4 转向机构与悬架机构的运动不协调所造成的运动干涉应尽可能小，由于运动干涉使转向轮产生的摆动应最小。
      汽车转弯行驶时，作用在汽车质心处的离心力的作用，内轮载荷减小，外轮载荷增加，使悬架上的载荷发生相应变化。若转向桥采用非独立悬架、钢板弹簧机构时，则内侧板簧因载荷减小而长度缩短，外侧板簧因载荷增加而长度增加，导致车轴在水平面内相对车身转过一个角度，产生轴转向效应。转向直拉杆和纵拉杆的运动关系必须与之适应，使轴转向效应趋于不足转向。
当转向桥为独立悬架、螺旋弹簧机构时，内侧弹簧因载荷减小而长度增加，车轮相对车身下跳，外侧弹簧因载荷增加而长度减小，车轮相对车身上跳，因转向横拉杆外球头从运动学上来说，是转向轮的一部分，内球头属于车身的一部分，外球头随车轮上下跳动所形成的轨迹必须与内球头所在中心点相适应。这就是传统转向理论中所说的断开点校核。
实际上，现代汽车设计中，合理利用这个运动轨迹的干涉，使得运动干涉造成的车轮偏转方向（侧倾转向）与转向方向相反，有助于实现不足转向。
2．5  良好的机动性
     为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，并要达到按前外轮轨迹计算，使其最小转弯半径能达到汽车轴距的2～2.5倍。
最小转弯直径是汽车机动性的评价指标。影响最小转弯直径的因素有：汽车轮距、轴距、轮胎侧偏刚度、有效转向节臂长，转向器行程（齿轮齿条式转向器）、转向摇臂摆角（循环球式转向器）、转向摇臂长（循环球式转向器）、转向梯形的布置形式等。
2．6  转向操纵轻便性
      转向操纵轻便性的评价指标通常有两项：驾驶者作用在方向盘上的切向力大小和方向盘总圈数。机械转向系统的轿车，在行驶中转向时的切向力应为50～100N.有助力转向系统的轿车，此力为20～50N。K1哈弗为27N±3N。轿车方向盘总圈数不得大于4圈，货车不得大于6圈。M11机械转向系统方向盘总圈数3.825,液压助力转向系统方向盘总圈数3.083。
      对于无助力系统，方向盘上的切向力大小由转向系力传动比决定，方向盘总圈数等于转向器总圈数。
   方向盘总圈数多和切向力越大都容易使驾驶者疲劳。根据机械原理，方向盘总圈数越多， 切向力就越小，两者成反比。只有合理对方向盘总圈数和切向力取值，才能有一个好的转向操纵轻便性。
      对于有助力转向系统，可以实现少的方向盘总圈数和小的方向盘切向力。但需要注意助力特性，虽然实现了好的转向操纵轻便性，却容易出现转向高速发飘、转向发贼现象，破坏操纵稳定性。
2．7  直线行驶稳定性
     转向系统和悬架系统密切相关，必须使转向系统与悬架系统合理匹配，使汽车具有良好的直线行驶稳定性，良好路面不得出现的行驶跑偏。行驶跑偏与车辆的制造装配有很大关系。当转向轮遇到一个小的障碍物时，车轮发生偏转，这时汽车应具有快速回到直线行驶位置的能力。
       循环球式转向器设计成变传动比，摇臂轴扇齿的中间齿（转向器的中位）齿厚比两边的大，与螺母齿条啮合时，转向器中间位置有相当于锁紧的功能。以达到维持直线行驶稳定的目的。
       齿轮齿条式转向器将齿条中间常用几齿的齿间设计得比较小，与小齿轮啮合时，转向器中间位置有相当于锁紧的功能。以达到维持直线行驶稳定的目的，同时也达到间隙补偿的目的。
2．8  转向轮碰到障碍物后，传递给方向盘的反冲力要尽可能小。
     转向轮碰到障碍物后，传递给方向盘的反冲力要尽可能小，否则会出现“打手”现象。避免“打手”现象的有效措施有：在转向操纵机构中增加挠性万向节，加装转向阻尼器（减振器），提高转向系统逆效率等手段。
2．9  应当有汽车碰撞时对驾驶者的防伤机构
       当发生车祸时，一方面，车辆前端被压溃，使得转向管柱和转向轴向上向后移动（也就是向窜向驾驶者头胸部）。另一方面，驾驶者紧急制动或则被撞时汽车骤然停止，驾驶者在强大惯性力作用下，上半身冲向方向盘，伤害驾驶者。为避免这种危害，就要求转向管柱在轴向不能是刚性的，在转向管柱两个方向应具有溃缩和吸能功能，缓冲车身前部的冲击和驾驶者的冲击。
       顺便提一下，系安全带是非常有效的一个措施。
2．10 转向轮与方向盘偏转方向一致
     转向系统必须做运动分析，最起码要保证的是：汽车在前进时，往左转动方向盘时，汽车应向左转，右打右转。
2．11适宜的不足转向度（了解）
      汽车等速行驶时，迅速给方向盘一个角度输入，使转向轮迅速发生偏转，汽车进入一个稳态响应---等速圆周行驶。这时，汽车产生一个绕Z轴线的横摆角速度，横摆角速度与转向轮转角的（或者方向盘的转角）的比值称为转向灵敏度。
      横摆角速度增益---横摆加速度与车速成线性关系时，即它们函数关系为一直线，斜率为定值，称汽车具有中性转向特性。表现为：保持相同的方向盘转角，提高车速，汽车的转弯半径维持在一个恒定值。
      横摆加速度与车速成非线性关系，其斜率呈减小趋势，称汽车具有不足转向特性。表现为：保持相同的方向盘转角，提高车速，汽车的转弯半径越来越大。
      横摆加速度与车速成非线性关系，其斜率呈增加趋势，当车速度超过临界车速时，横摆角速度趋于无穷大，称汽车具有过多转向特性。表现为：保持相同的方向盘转角，提高车速，汽车的转弯半径越来越小。
      中性转向很容易转化为过多转向，过多转向汽车达到临界车速时将失去稳定性，由于其转弯半径越来越小，横摆加速度越来越大，汽车将发生激转而侧滑摔尾或者翻车，因此汽车都应具有适宜的不足转向特性。
       转向灵敏度和转向特性主要影响因素：悬挂系统、转向系统以及整车的质心位置、轴距、轮距等参数。
3  转向轮定位参数
     主销的概念：转向节绕车身（或车架）转动的轴线。
     对于大多数货车客车的非独立悬挂，其主销是转向节与转向桥拳部连接的实实在在的主销。
     对于独立悬挂的轿车，双摆臂结构的主销是下摆臂外球心与上摆臂球心的连线。麦弗逊悬挂的主销是下摆臂外球心与前滑柱与车身铰接点的连线。
3．1 主销后倾角
        当汽车水平停放时，在汽车的纵向垂面内，主销上部向后倾斜一个角度r,称为主销后倾角。当主销具有后倾角时，主销轴线与路面交点A 将位于车轮与路面接触点的前面。
当汽车直线行驶时，若转向轮偶然受到外力作用而稍有偏转（例如向右偏转，如图中箭头所示），能产生回正作用。也就是说，因为主销后倾角，汽车具有了维持直线行驶的能力。












        轮胎接地点B向主销作垂线，B点与垂足点的距离L是车轮产生回正力矩的力臂，因主销后倾角一般不大，如K1为3°±30’，M11为2.5°±30’，在三维模拟技术尚不成熟的传统设计理论中，便于计算，一般以主销穿地点A与B点距离作为评价回正力矩的主参数。这个距离叫做后倾拖距ξ。
回正力矩M=ξ* F   附加转角δ= F /C     
F ----汽车受到的侧向力，与汽车质量、侧向加速度成正比。
C ----转向系统刚度，包括转向节、转向器、转向管柱的刚度。
回正力矩M，附加转角δ就是转向系统的力反馈和角反馈。
ξ越大回正力矩越大，同时，车辆转向时，这个力矩就成了转向需要克服的阻力矩，转向也变得困难。
    回正力矩与后倾拖距ξ和车速v的平方都成正比例关系。
       汽车中高速的回正力矩主要来自于后倾拖距ξ。
3．2 主销内倾角
       当汽车水平停放时，在汽车的横向垂面内，主销轴线与地面垂线的夹角为主销内倾角。
       主销内倾角的作用是使车轮自动回正。通常车轮轴线不在水平面，为了方便说明，这里假设直线行驶时车轮轴线在水平面上。对于车轮轴线不在水平面的情况，只要把下图的水平面改为锥面。如下图所示，考虑该水平面上和主销有交点的直线，主销与这些直线的夹角有一个最大值。而汽车直线行驶时，车轮轴线与主销的交角恰为这个最大值。车轮轴线与主销夹角在转向过程中是不变的，当车轮转过一个角度，车轮轴线就离开水平面往下倾斜，致使车身上抬，势能增加。这样汽车本身的重力就有使转向轮回复到原来中间位置的效果。

  







            由于主销内倾，前轮转向时将使车身有抬高的倾向，这种系统位能的提高产生回正力矩M＇。假设Q为轮荷，δ为前轮转角，有如下关系：
       M＇=(Q*C*sin(2β)*sinδ)/2
     可以看出，M＇与侧向力F 无关，有：M比M＇在高速时大得多，低速时，M＇比M大得多。所以说：汽车低速时回正主要由主销内倾角决定。
        同样主销内倾角β越大，转向越困难。
3．3 车轮外倾角
         当汽车水平停放时，在汽车的横向垂面内，车轮平面与地面垂线的夹角为前轮外倾角。如果空车时车轮的安装正好垂直于路面，则满载时车桥因承载变形而可能出现车轮内倾，这样将加速车轮胎的磨损。另外，路面对车轮的垂直反力沿轮毂的轴向分力将使轮毂压向外端的小轴承，加重了外端小轴承及轮毂紧固螺母的负荷，降低它们的寿命。因此，为了前轮有一个外倾角。但是外倾角也不宜过大，否则也会使轮胎产生偏磨损。















       现代汽车设计中也有将车轮外倾角α取为负值，比如M11的车轮外倾角α为-1°±30’，其目的是使转向轮在转向时，车轮上下跳动引起的车轮偏转方向与车身在离心力作用下的偏转方向一致，提高操作稳定性。
3．4 车轮前束
     车轮有了外倾角后，在滚动时就类似于滚锥，从而导致两侧车轮向外滚开。由于转向横拉杆和车桥的约束车轮不致向外滚开，车轮将在地面上出现边滚边向内滑的现象，从而增加了轮胎的磨损。为了避免这种由于圆锥滚动效应带来的不良后果，将两前轮适当向内偏转，即形成前轮前束。







    前束的度量方式有两种：在水平面内，左右车轮中间平面在前后两侧的间距差，既A-R，如M11为0～2mm。另一种是车轮中心平面与纵向平面的夹角。
      驱动轮的前束形成推力线，推力线必须与车辆纵向对称平面重合，否则出现行驶跑偏。
4  机械转向系统结构
下面是机械转向系统主要部件介绍
4．1 机械转向器—转向执行机构
4．1．1齿轮齿条式转向器
       齿轮齿条式转向器有四种形式：
侧面输入，两端输出。这是普遍采用的形式。M11也是这种。











1.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 11.转向齿轮轴 12.向心球轴承 13.滚针轴承
中间输入两端输出，其最大的好处是：一个汽车同时开发左右舵时，转向器可以共用，不用重新开发。
其缺点是：考虑共用，齿轮轴和齿条轴线必须垂直，齿轮和齿条的螺旋角不能取的较大。这样，齿轮齿条重叠系数低，承载能力也低，齿轮齿条平顺性也差。
  侧面输入，中间输出，这样转向横拉杆可以做得较长，主要是满足与悬挂匹配和布置的需要。








  




侧面输入，一端输出。很少采用。长安奥托采用这种结构
   齿轮齿条式转向器的基本参数：
      在整车坐标系下，内外球头中心坐标、输入轴与齿条 沿压块中心线的投影点、输入轴与齿条夹角
（即安装角），这需要在整车布置阶段确定。特别是内外球头中心必须与悬挂所决定的转向节的运动轨迹
充分协调。
    转向器基本性能参数：力特性、线角传动比、齿条行程、输入轴总圈数（一般来说就是方向盘总圈
数）、转向器逆效率、转向器正效率、齿轮齿条啮合间隙特性、静扭刚度。
    线角传动比i=m *z*π/cosα
          i   输入轴转动一圈，齿条的行程
              m  齿轮、齿条法面模数
          z   小齿轮齿数
         α  齿条倾角
    必须的实验：力特性实验、正驱动疲劳实验、逆驱动疲劳实验、冲击强度实验、静扭破坏实验、耐腐蚀性实验。
齿轮齿条式转向器的优点：
  A 结构紧凑简单，重量轻，布置容易，不需要象循环球式转向器所必须的转向摇臂、直拉杆、纵拉杆；
  B 传动效率高，可达90%以上；
  C 有自动补偿间隙装置，还可以改变转向系统刚度，防止工作时产生的冲击和噪音；
  D 因其逆效率高，对车轮的回正力矩传递到方向盘的阻滞力小，转向系统容易回正。
齿轮齿条式转向器的缺点：
A 因其逆效率高,易出现打手现象；
B 因齿轮齿条模数一般取的较低，承载能力低，一般只能用于轿车和小型客车。
4．1．2其他类型转向器介绍
4．1．2．1 循环球式转向器
     循环球式转向器 循环球式转向器是目前国内外应用最广泛的结构型式之一， 一般有两级传动副，第一级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副。
为了减少转向螺杆转向螺母之间的摩擦，二者的螺纹并不直接接触，其间装有多个钢球，以实现滚动摩擦。转向螺杆和螺母上都加工出断面轮廓为两段或三段不同心圆弧组成的近似半圆的螺旋槽。二者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面的螺旋管状通道。螺母侧面有两对通孔，可将钢球从此孔塞入螺旋形通道内。转向螺母外有两根钢球导管，每根导管的两端分别插入螺母侧面的一对通孔中。导管内也装满了钢球。这样，两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球"流道"。
转向螺杆转动时，通过钢球将力传给转向螺母，螺母即沿轴向移动。同时，在螺杆及螺母与钢球间的摩擦力偶作用下，所有钢球便在螺旋管状通道内滚动，形成"球流"。在转向器工作时，两列钢球只是在各自的封闭流道内循环，不会脱出。












循环球式转向器的优点：
   A 由于在螺杆螺母间有可以循环的钢球，将滑动摩擦变为滚动摩擦，因而传动效率高，可达85%以上；
   B 可以保证足够的耐磨性能，因而有足够的使用寿命；
   C 间隙调整容易（很难实现自动调整），工作平稳可靠；
   D 很容易实现变传动比功能。
循环球式转向器的缺点：
   A逆效率高,易出现打手现象；
   B 结构复杂，制造精度要求高；
   C 布置困难，一般用于布置空间大的货车和客车（也因为其承载能力高）。
4．1．2．2 蜗杆曲柄指销式转向器
    蜗杆曲柄指销式转向器 蜗杆曲柄指销式转向器的传动副(以转向蜗杆为主动件，其从动件是装在摇臂轴曲柄端部的指销。转向蜗杆转动时，与之啮合的指销即绕摇臂轴轴线沿圆弧运动，并带动摇臂轴转动。
蜗杆曲柄指销式转向器的优点：
A 容易实现变传动比；B 间隙调整容易，制造较循环球简单。
缺点太多：销子不能自转，磨损快；正逆效率都低等待，基本已经淘汰。














4．2 转向管柱及万向节、方向盘—转向操纵机构
4．2．2转向管柱及万向节
     
     








   


M11转向管柱结构

转向管柱及万向节的基本功能：
1 将驾驶者给方向盘的操舵力矩和角度位移传递给转向器；
       2 传递转向器获得的路面以及汽车行驶的状况等信息；
       3 驾驶者免伤害功能。
   对高级轿车还应具有的舒适性功能：方向盘角度可调；方向盘高度可调等，对装有阻尼器（如挠性万
向节）还具有衰减路面冲击的作用。
   另外还应具有：组合开关安装、点火开关、装饰罩等安装性的支持功能。
设计要求：
   除需满足上述功能要求外，还应满足如下要求：
   根据机械原理可知，双十字轴万向节的等速两个必要条件为：三相交轴轴线在同一平面内和两轴间夹角的绝对值相等。但由于整车布置缘故，基本不能满足等速条件，且方向盘的转动速度很低，对等速要不高。但也要求两轴间空间夹角α、β不得大于35°，最好低于30°，否则十字轴轴承工况恶化，寿命降低，且转向系统效率降低，回正性能差。
转向管柱及万向节的基本实验：
驱动力矩实验、水平静态刚度、垂直静态刚度、扭转耐久试验、扭转耐久强度、转向柱抗扭强度、 方向锁套抗扭力矩、轴承拉出力、滚针轴承的拔出力、滑动阻力、静扭强度、耐腐蚀性实验。

4．2．2 方向盘
   













   方向盘一般为两辐条、三辐条或四辐条形状。方向盘属于外观件，对其造型和表面质量有较高要求。
其结构是采用内骨架，外包PV发泡材料，也有再外包真皮。骨架由焊接钢管或者镁合金制造，出于碰撞
要求，骨架应具有向下弯曲变形的能力，以达到吸能的目的。
   对于方向盘的台架实验有多项要求，如：身体撞击试验、静扭强度试验、骨架总成扭转弯曲试验、耐
汗实验等。
5  动力转向系统结构
动力转向系统 兼用驾驶员体力和发动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。其中属于转向加力装置的部件是：转向油泵、转向油管、转向油罐以及位于整体式转向器内部的转向控制阀及转向动力缸等。当驾驶员转动转向盘时，转向横拉杆拉（推）动转向节，使转向轮偏转，从而改变汽车的行驶方向。
5．1 对动力转向机构的要求
1）运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。
2）随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上的手力必须增大（或减小），称之为“路感”。
3）当作用在转向盘上的切向力Fh≥0.025-0.190kN时（因汽车形式不同而异），动力转向器就应开始工作。
4）转向后，转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。
5）工作灵敏，即转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值。
6）动力转向失灵时，仍能用机械系统操作车轮转向。
7）密封性能好，内、外泄漏少。
5．2动力转向器
   动力转向器是在机械转向器增加了转向控制阀和动力油缸组成，下面主要介绍控制阀和动力油缸的工
作原理。
5．2．1工作原理
汽车直线行驶时，阀芯与阀套的位置关系如图中所示。自泵来的液压油经阀芯与阀套间的间隙，流向
动力缸两端，动力缸两端油压相等。驾驶员转动方向盘时，阀芯与阀套的相对位置发生改变，使得大部分
或全部来自泵的液压油流入动力缸某一端，而另一端与回油管路接通，动力缸促进汽车左传或右转。
5．2．2 动力转向器的力特性
   动力转向器的控制阀（以转阀为例）实际上是一个液压伺服阀，运用流体力学中的薄壁小孔原理，在
活塞缸的两端建立压力差，这个压力差服从伯努利方程，根据阀芯阀套的过流面积和系统流量进行计算。
施加在输入轴（方向盘）上的力矩的变化引起阀芯阀套的过流面积的变化，过流面积的变化决定压力
差的大小，以实现不同转向状态下的力输出。这个压力差与输入轴的输入力矩的关系就是转向器的力特性。




下图是M11转向器力特性曲线。









   A区，是直线行驶位置附近小角度转向区，称为不灵敏区。不灵敏区不能取得过宽，否则会出现操舵力偏大。如果过窄，汽车高速行驶时，稍微一动方向盘，转向器迅速助力，易出现“发飘”，行驶失去稳定性，另一方面，转向动作结束后，车轮回正力矩驱动阀芯，弹性元件（扭杆）的变形不能克服转向管柱和方向盘的转动惯量，将打开控制阀，产生压力，平衡回正力矩，汽车将不能回正。
   C区 常用快速转向行驶区，称为建压区。要求助力作用明显，油压曲线的斜率增加教大，曲线由平缓变陡。
D 区 汽车原地转向或调头时，输入转矩进入最大区段，要求助力效果达到最大，故油压曲线呈直线上升。
B区 称为过度区，是A区和C区的过度区域，是其他三个区域较宽的平滑过度区域。
   A、C、D区的过度必须平滑，否则会恶化转向器手感，且易出现因液流突变而产生的冲击噪声和共振。
  曲线左右两侧应对称，其对称性影响左右操舵力大小，对称性应大于85%。
转向器基本性能参数：线角传动比、齿条行程、输入轴总圈数、转向器逆效率、转向器正效率、无油压驱动力矩特性、逆驱动力特性、控制阀力特性、最大工作压力、系统流量。
必须的实验：功能实验、内泄漏实验、外泄漏实验、力特性实验、正驱动疲劳实验、逆驱动疲劳实验、冲击强度实验、静扭破坏实验、耐腐蚀性实验、超压实验、清洁度测定。
5．2转向油泵
转向油泵是助力转向系统的动力源。转向油泵经转向控制阀向转向助力缸提供一定压力和流量的工
作油液。转向油泵有多种结构：叶片泵、齿轮泵、柱塞泵等，轿车常用叶片泵。下图是叶片泵工作原理











当转子顺时针方向旋转时，叶片在离心力及高压油的作用下紧贴在定子的内表面上。其工作容积开始由小变大，从吸油口吸进油液；而后工作容积由大变小，压缩油液，经压油口向外供油。由于转子每旋转一周，每个工作腔都各自吸、压油两次，故将这种型式的叶片泵称为双作用式叶片泵。双作用叶片泵有两个吸油区和两个压油区，并且各自的中心角是对称的，所以作用在转子上的油压作用力互相平衡。因此，这种油泵也称为卸荷式叶片泵。
转向油泵的基本参数：
几何排量q：转子每转一圈，油泵所吐出的流量。是定子配油空间与转子和叶片的几何尺寸所决定，是油泵固有的几何容积。单位：ml/rev。
    流量Q：油泵在每分钟内吐出的流量。单位：L/min。理论上等于几何排量q与转子转速的乘积。油
泵的转速由发动机转速所决定的，这样就会出现汽车从低速到高速的加速过程中，油泵转子转速越来越高，
流量也越来越大。而转向器的几何参数一确定，系统流量越大助力程度就越大，这样对汽车操控是非常危
险的。因此，发动机转速到一定时（发动机怠速），油泵流量必须趋于稳定，甚至要求呈下降趋势。这一
功能由油泵流量限制阀来实现。
   限制压力P:转向油泵所输出的最高压力。为满足汽车高速助力程度渐低的要求和转向系统的额定最高
压力，油泵设置了压力控制阀。
   为适应不同的汽车，流量Q和限制压力P在一定范围内可调。
下图为M11油泵流量、压力特性曲线。













6  转向梯形









理论转角关系
6．1 阿克曼转向理论
    汽车转向时，要使各车轮都只滚动不滑动，各车轮必须围绕一个中心点O转动，如上图所示。
显然这个中心要落在后轴中心线的延长线上，并且左、右前轮也必须以这个中心点O为圆心而转动。为了满足上述要求，左、右前轮的偏转角应满足如下关系：
ctga = ctg + B/L
通过优化转向梯形杆件，在区间内逼近内外轮转角关系。
6．2 转向梯形介绍
     转向梯形有整体式和断开式两种。转向梯形的形式由悬挂决定，整体式转向梯形用于非独立悬挂，
独立悬挂采用断开式转向梯形。
    A 整体式转向梯形
               





1.转向器 2.转向摇臂 3.转向直拉杆 4.转向节臂 5.梯形臂 6.转向横拉杆
     通过调整梯形臂长、梯形底角θ、横拉杆长来调整转向内外轮的运动关系，逼近阿克曼运动几何。
   
B 断开式转向梯形








3.左转向横拉杆 4.右转向横拉杆 5.左梯形臂 6.右梯形臂 10.齿轮齿条式转向器
断开式转向梯形实际上是一个六杆机构，运动关系较整体式转向梯形复杂，必须做运动分析，分析内容：
A 应包含内外轮运动关系，获取齿条的线性移动与内外轮的转角关系,与阿克曼运动几何进行对比。
B 转向横拉杆内外两个端点与悬架上下跳动的运动轨迹干涉情况。
表1  整车基本参数
项           目        代 号        单位        数    值
J08满载前轴荷        m        kg        747.9
轮胎气压        P        MPa        0.22
2.2转向系统选用件主要参数
       转向系统选用件主要参数见表2，转向梯形简图见图2
表2  转向系统主要参数
项           目        代 号        单位        数    值
转向梯形臂长度        L1        mm        126.2
转向器齿轮齿条轴交角        θ        度        20
方向盘转一周时转向器齿条的行程        L2        mm        49.84
方向盘半径        R        mm        185
转向器的效率        η                75%
转向梯形底角         
度        89.34
图2  转向梯形简图
3.转向系统的设计计算
3.1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。目前采用半经验公式计算【1】
                                                                 (1)                     
        式中 ——在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，N•mm；
             ——轮胎与地面间的滑动摩擦系数，一般取0.7；
             ——转向轴负荷，N；
             ——轮胎气压，MPa。
前轴： =747.9×9.8=7329.4N,
=0.22Mpa，
=0.7,  
          由公式(1)得:  =3.12×105 N•mm
3.2齿轮齿条式转向系的角传动比
        角传动比计算[2]如下
                                                                  (2)

           式中 ——齿轮齿条式转向系的角传动比；
                ——梯形臂长度，mm;
                 ——主动小齿轮的节圆半径，mm
——转向器齿轮齿条轴交角，单位°
——方向盘转一周时齿条的行程，mm;
                =126.2    =20°   =49.84
       由公式(2)得:
                 =8.4      =15.9
3.3静态原地转向时作用于转向盘的力
       此静态原地转向时作用于转向盘的力计算[1]不考虑电动助力
                                                            (3)                                 
     式中 ——原地转向阻力矩，N•mm；
          ——作用于转向盘的力，N；
          ——齿轮齿条式转向系的角传动比；
          ——方向盘半径 mm；
          ——转向梯形底角 单位°
          ——转向器的效率，取η=75%。
=3.12×105N•mm,  =15.9 ,  =370/2=185mm,  =75%， = 89.34°
          由公式(3)得:
                      =141.4N
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， ＜245N[3]，所以此设计满足法规要求。
3.4计算结果
       结果见表3
表3  参数表
转向轴负荷，N        7329.4
轮胎与地面间的滑动摩擦系数        0.7
轮胎气压，MPa        0.22
齿轮齿条式转向系的角传动比        15.9
方向盘半径 mm        185
主动小齿轮的节圆半径 r mm        8.4
转向器的效率        75%
计算结果 =141.4N， 〈245N，所以满足要求。











4、结论及分析
         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。
参  考  文  献
1、        刘惟信主编•《汽车设计》•北京：清华大学出版社•2001年
2、王望予主编•《汽车设计》•北京：机械工业出版社•2003年
3、GB 17675-1999        汽车转向系基本要求
  




附：最小转弯半径的确定
由于与样车的轴距、轮距相近，前后悬架及转向系统沿用样车，且前后轴荷也没有太大变化，最小转弯直径应与样车一致。下面对最小转弯直径进行校核计算。
为估算最小转弯直径，首先确定样车的内外轮最大转角，由试验得知样车内外轮的转角[1]分别为：右转34°35’/40°28’，左转39°02’/33°54’。以样车为基础，完成前悬架及转向器、转向拉杆三维装配模型，测量数模内外轮最大转角分别为：41.3°/35.2°，且左右转角相等。由于制造误差，数模测量值和实际测量值有少许偏差，计算时采用数模测量值。
为计算最小转弯半径，根据对数模的测量，转向轮绕主销偏移距 =0.003755m，轴距L=2.54265m。
推荐一种计算方法校核最小转弯直径[2]：
如果通过所有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，汽车在缓慢行驶时的转弯是精确的。如果后轮不转向，则2个前轮的垂线必须与后轮中心连线的延长线相交于M点，如图9所示，在车身内外侧的前轮上出现不同的转向角 和 。根据相对较大的内侧车轮转向角 可以算出外侧车轮的理论值，即所谓的阿克曼角：
                                                                    (9)
                                                                          (10)
式中： 为在地面测得的两主销轴线延长线与地面交点的距离， 为前轮距。
图9　最小转弯直径原理图
于是，最小转弯直径公式为：
               (11)
下面根据整车四轮定位参数和整车主要尺寸参数用上面公式校核最小转弯直径。
表16  公式(11)参数取值表
其中：         
轴距，m；        2.54265
         
前外轮转角计算值，° ；        待求值
         
主销偏移距，m；        0.003755
         
转向误差， °；        待求值
         
经验因子，m/°；        0.1
         
前轮距m；        1.4721
         
前内轮最大转角，°；        41.3
         
前外轮最大转角，°；        35.2
  = =1.4646m




由以上分析可以看出，这种方法的计算结果与试验测量值(9.84m)比较接近，符合最小转弯直径的设计目标值9.85m。
表17  最小转弯直径
        最小转弯直径(m)
样车        试验值9.84        资料提供值9.8
J08        计算值9.605        设计值9.85

wsq20030

比较详细，借鉴一下

+大湿兄

蛮详细的比看书来的直接，思路比较完整。只是我怎么看不见图呢

hnjack

学习了，

lingfan1991

很好                              

muyan

图片呢………………？

wjx1899

学习了，可惜没图   ，希望 能有图

slgeer

谢谢了，可惜没图，学习了

liyan1987125

图了，看不明白啊

liyan1987125

需要楼主这样的好人，给大家解惑

陆仁贾

收获到了，谢谢楼主

fengshe

好贴~
可惜没图，有图就完美了