转向设计

课 程 设 计

设计(论文)题目：

轿车转向器设计

轿车转向系设计任务书

整车性能参数

驱动形式 42 前轮 轮距（前/后） 1429mm/1422mm 空载时前轴分配60% 负荷 最大爬坡度 35% 最小转向直径 最大转矩/转速 轴距 装备质量 最高车速 2471mm 1060kg 180km/h 制动距离（初速5.6m 30km/h） 11m 最大功率/转速 74kW/5800rpm 150N·m/4000rpm 变速器 五档手动 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) 转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。

设计任务：

1) 查阅资料选定转向器，对转向系统进行方案设计。 2) 采用液压动力转向结构，并进行设计计算。 3) 设计转向梯形，确定梯形结构参数。 4) 利用图解法对梯形的特性进行校核。 5) 编写设计说明书。

目 录

一、绪论 ......................................................... 1 二、转向器设计 ................................................... 2 （一）、转向系方案的选择 ....................................... 2 （二）、转向系主要参数的确定 ................................... 5 （三）、液压动力转向设计 ....................................... 9 （四）、转向梯形机构的设计 .................................... 12 （五）、总结 ................................................. 15 三、结束语 ...................................................... 16

一、绪论

转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。随着现代汽车技术的迅速发展，汽车转向系统已从纯机械式转向系统、液压助力转向系（HPS）、电控液压助力转向系统（EHPS），发展到利用现代电子和控制技术的电动助力转向系统（EPS）及线控转向系统（SBW）。

液压转向系统是由液压和机械等两部分组成，它是以液压油做动力传递介质，通过液压泵产生动力来推动机械转向器，从而实现转向。液压助力转向系统一般由机械转向器、液压泵、油管、分配阀、动力缸、溢流阀和限压阀、油缸等部件组成。为确保系统安全，在液压泵上装有限压阀和溢流阀。其分配阀、转向器和动力缸置于一个整体，分配阀和主动齿轮轴装在一起（阀芯与齿轮轴垂直布置），阀芯上有控制槽，阀芯通过转向轴上的拨叉拨动。转向轴用销钉与阀中的弹性扭杆相接，该扭杆起到阀的中心定位作用。在齿条的一端装有活塞，并位于动力缸之中，齿条左端与转向横拉杆相接。转向盘转动时，转向轴（连主动齿轮轴）带动阀芯相对滑套运动，使油液通道发生变化，液压油从油泵排出，经控制阀流向动力缸的一侧，推动活塞带动齿条运动，通过横拉杆使车轮偏转而转向。

液压助力转向系统是在驾驶员的控制下，借助于汽车发动机带动液压泵产生的压力来实现车轮转向。由于液压转向可以减少驾驶员手动转向力矩，从而改善了汽车的转向轻便性和操纵稳定性。为保证汽车原地转向或者低速转向时的轻便性，液压泵的排量是以发动机怠速时的流量来确定。汽车起动之后，无论车子是否转向，系统都要处于工作状态，而且在大转向车速较低时，需要液压泵输出更大的功率以获得比较大的助力，所以在一定程度上浪费了发动机动力资源。并且转向系统还存在低温工作性能差等缺点。

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二、转向器设计

（一）、转向系方案的选择

1、转向盘

转向盘由盘毂、轮缘和轮辐组成。

转向盘的尺寸和形状直接影响转向操纵的轻便性。选用大直径的转向盘会使驾驶员进、出驾驶时感到困难；选用小直径的转向盘转向时要求驾驶员施加较大的力，从而使汽车操纵困难。

根据国家JB4505-1986转向盘尺寸标准要求：轿车、小型客车、轻型货车汽车转向盘直径有380mm、400mm和425mm三种标准。故选取转向盘直径Dsw400mm的这种标准尺寸转向盘。

2、转向轴

转向轴一般用一根无缝钢管制造，并装置了万向节，使转向盘和转向器在汽车上布置更为合理，拆装方便，从而提高了操纵轻便性、行驶安全性和转向机构的寿命。

根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验分析表明：汽车正面碰撞时，转向盘、转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。因此现代汽车中转向系中通常要加入防伤安全机构的设计，主要是通过转向轴的移动来实现。

3、转向器

转向器的种类很多，常见的有循环球式、球面蜗杆滚轮式、曲柄指销式和齿轮齿条式。目前由于转向系统中常采用液力式助力转向器，通过液体的阻尼作用可以吸收路面上的冲击载荷，因此可以采用可逆程度大、正效率高的转向器。循环球式和齿轮齿条式两种转向器正效率高（70%～85%），可逆程度大（60%～70%）且适合大量生产，因此得到广泛应用。

根据要求所选的转向器正效率应高于60%，逆效率高于50%，故选择齿轮齿条式转向器：正效率80%，逆效率-60%

（1）齿轮齿条转向器的输出形式

根据使用车型及总布置需要的不同，齿轮齿条转向器的主要输出形式有以下四种：

1）侧面输入、两端输出； 2）中间输入、两端输出； 3）侧面输入、中间输出； 3）侧面输入、单端输出。

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本车选择侧面输入、两端输出方式。 （2）齿轮形式的选择

如果齿轮齿条转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运行平稳性降低，冲击大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿轮轴线之间只能是直角，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条转向器，重合度增加，运行平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。故本车采用斜齿轮式。 （3）齿条形式选择

齿条断面形状有圆形、V型和Y型三种。圆形截面齿条制作工艺比较简单。V型和Y型端面齿条与圆形断面比较，小号的材料少，约节省20%，故质量小。

综合考虑本方案选择圆形断面齿条。 （4）齿轮齿条转向器布置形式

1）转向器位于前轴后方，后置梯形； 2）转向器位于前轴后方，前置梯形； 3）转向器位于前轴前方，后置梯形； 4）转向器位于前轴前方，前置梯形。

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本方案预采用转向器位于前轴后方，后置梯形的布置形式。 （5）转向器与转向传动装置有间隙调整机构

在整个转向系统中各传动件之间都必然存在着装配间隙，而且这些间隙都将随着零件的磨损而增大，反映到转向盘上会产生空转角度，转向盘在空转阶段的角行程称为转向盘自由行程。自由行程一般不超过10°～15°，当超过25°～30°时必须进行调整，主要通过调整转向器传动副的啮合间隙和轴承间隙来实现。

齿轮齿条式转向器中压紧弹簧通过压块将转向齿条压靠在转向齿轮上，是指无间隙啮合。弹簧预紧力可通过调节螺塞11调整。

４、转向梯形

汽车转向时，左、右转向轮的转角要符合一定的规律，以保证所有车轮在转向过程

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中都绕一个圆心以相同的瞬时角速度运动。转向梯形机构可以使汽车在转向过程中所有车轮都是纯滚动或有极小滑移，从而提高轮胎的使用寿命，以保证汽车操纵的轻便性和稳定性。转向梯形机构由梯形臂、横拉杆和前轴组成。

根据梯形机构相对前轴的位置分为前置式和后置式两种；根据前悬架形式的不同，转向梯形机构又可分为整体式和分段式两种。本车采用整体式的梯形机构，在此基础上进行设计校核。

（二）、转向系主要参数的确定

１、转向系传动比的确定

转向系的传动比直接影响车辆的机动性和操纵轻便性。转向系的传动比包括力传动比ip和角传动比io。 （1）转向系力传动比ip

转向系力传动比是指从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力Fh之比，即ip2Fw；又转向阻力Fw和转向阻力矩MR之间的关Fh系为2Fw2MhMRF，其中a为主销偏移距；转向盘上的手力h；整理得

DSWaipMRDSWM，又R可认为等于转向系的角传动比io，因此力传动比可写为

2MhaMhi0DSWip。通常乘用车的a值在0.4～0.6倍轮胎的台面宽度尺寸范围内选取，

2a根据给定的轮胎可知ａ＝74～111mm之间选取，本方案选100mm。 （2）转向系的角传动比io

转向系的角传动指转向盘转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比，它由转向器角传动比i和转向传动装置角传动比i组成，即io''ii。对于转向传动机构角传动比

L2可以进似地用转向节臂臂长L2与摇臂臂长L1之比来表示，即iL1。现代汽车结构

'中，L2与L1的比值大约在0.85～1.10之间，对于无转向摇臂的齿轮齿条转向器来说其值为1，则ioi。

根据给定要求知转向系的角传动比在15～20之间，又知小的角传动比可以使汽车转

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向灵敏性提高，故选取io15，又由ipi0DSW可知io小则ip小，但通过液

2a压助力可解决操纵的轻便性，故可以解决所谓的“轻”与“灵”这对矛盾。

２、转向系计算载荷的确定 （1）转向轮的转向阻力矩MR

转向阻力矩MR与前轮（转向轴）负荷、轮胎尺寸和结构、前轮定位参数、车速和道路条件等多种因素有关，要准确计算转向阻力矩是很困难的，通常是以汽车在静止时做原地转向的阻力矩作为转向阻力矩。根据实验结果总结出三中经验公式： 半经验公式 MRf3G13 p10雷索夫推荐公式 MRG1(fax）

 塔布莱克推荐公式 MR10G1（a2k2）

式中G1是前轴（转向轴）负荷（N）；p是轮胎气压(MPa)；f是轮胎与地面滑动摩擦系数，一般令f=0.7；是轮胎滚动摩擦系数，一般令0.015；a是轮胎和地面接触中心到转向主销与地面交点的距离（mm）；是有效摩擦系数；k是轮胎与地面接触面积的

b222转动惯性力矩，k，b是轮胎宽度（mm）；x0.5（rz-rj），rz、rj是分别为轮胎

82的自由半径和静力半径（mm）；一般轮胎rj0.95rz；是转向节、转向梯形球节传动效率。

上面三个经验公式都是汽车在静止时原地转向的阻力矩，而原地转向所需的力矩要比行驶中转向所需的力矩大2～3倍，因此，设计时按原地转向阻力矩作为计算载荷可以满足使用要求。一般汽车可以用半经验公式进行计算。

根据要求轿车所用轮胎型号为：185/60R14T。可知所选用的为子午线轮胎，且胎面宽度为185mm，有根据低压胎弹性好、断面宽、与路面接触面大、壁薄散热好等特点，目前轿车几乎都选用低压胎（0.15MPa～0.45MPa）。故假定本轿车的前轮胎压为0.2MPa。

根据要求知轿车的整备质量为1160Kg，且空载前轴负荷为60%，则可知原地转向时前轴负荷G1为6960N,又f=0.7，根据半经验公式

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MRf3G13可得原地转向阻力矩为303KN·mm。 p

（2）转向盘上的作用力Fh

转向盘上的作用力Fh是衡量汽车操纵轻便性的重要指标，可以用转向阻力矩进行计算，即

L1 FhMRL22Disw 式中L1为转向摇臂长；L2为转向节臂长；Dsw为转向盘直径；i为转向器角传动比；

为转向器正效率。

由于采用液压助力，所以采用大的正效率转向器，故选用转向器。又知Dsw400mm，io得Fh127N小于要求中规定的方向盘手作用力小于200N。

（３）转向盘总回转圈数

转向盘转动圈数多少是评价操纵轻便性的指标，可由以下公式计算：

ni（omaxmax），式中max是内转向轮最大转角（°）；max是外转向轮最大转角

36080%的齿轮齿条式

i15，由上边计算得出的MR303KN·mm。

（°）。

根据要求知轿车的最小转弯半径R=5.5m，由转向轮的运动规律（理想情况）可知

RminLsinmax，式中L为汽车的轴距，给定为2550mm，故可计算得max=27.6°，根据

B,式中B为两侧主销轴线与地面相交点之间的距离，给定为1429mm，可计Lcotcot算得出max=36.5°。

综上可得转向盘总转动圈数n3。满足要求。 （4）齿轮齿条主要参数的选取

根据转向器本身结构特点以及中心距的要求，应合理选取齿轮轴的变位系数。对于齿轮齿条转向器中齿轮齿条结构特点，齿轮一般都采用斜齿轮，对于变位齿轮，为了避免齿顶过薄，而又能满足齿轮啮合的要求，一般齿轮的齿顶高系数取偏小值。

*1；顶隙系数c*0.25；齿轮的变位系数据此，初步选定齿轮和齿条齿顶高系数haxn0。其基本参数如表所示。

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名称 齿数 模数 压力角 分度圆直径 变位系数 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮中圆直径 螺旋角 齿宽 （5）齿轮轴的结构设计

符号 公式 z mn 齿轮 7 2.5 200 齿条 31 2.5 200 z mn   dmnzcos — ha(hanxn)mn*d xn hahf17.768 0 2.5 3.125 22.768 11.518 17.768 12°（右旋） — — 2.5 3.125 — — — 12° 22 *hfn(hancnxn)mn dadfdad2ha dfd2hfdmdmd2xnmn b — bdd1 32 本设计根据齿轮的尺寸，设计成齿轮轴形式，如图所示。因为本设计采用斜齿轮结构，在传动的时候有轴向力存在。所以轴承方面选取角接触球轴承，齿轮轴与转向轴之间用万向节连接，所以齿轮轴轴端设计花键。

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（三）、液压动力转向设计

液压式动力转向由于油液工作压力高，动力缸尺寸、质量小，结构紧凑，油液具 有不可压缩性，灵敏度高以及油液的阻尼作用可以吸收路面冲击等优点而被广泛应用。 （1）动力转向机构布置方案

由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成液压式动力转向机构。根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置不同，液压式动力转向机构可分为整体式和分置式两类。

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整体式动力转向器结构紧凑，管路短但其尺寸和质量都较大而且拆装较困难，故本方案选择分置式动力转向器。 （2）动力缸尺寸计算

主要的尺寸计算有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸壳体壁厚。

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F1L1１）由图可知 F；式中F1为直拉杆上的力（对于齿轮齿条转向器来说为转

L向器的力）；L1为转向摇臂长度，故可知F1L1即为转向阻力矩MR；L为转向摇臂轴到动力缸活塞之间的距离；对于齿轮齿条式转向器来说两者即为转向节臂臂长（齿轮齿条式转向器无转向摇臂），取100mm；则FMR3030N。 L推力F与工作油液压力p和动力缸截面面积S之间的关系：FpS,所以SF1L1又动力pL4F1L1(Dd)则动力缸直径Dd缸的截面积为S，式中D为动力缸内

pL422p2p径；dp为活塞杆直径；初选时可选dp=0.35D；压力一般为6.0～10.0Mpa；本次设计中取压力为8Mpa；则可得Ｄ＝23.4mm；dp=0.35D=8.21mm。

２）动力缸的最大长度：

如图所示活塞移到两端极限位置，还要留有一定间隙。活塞移到左侧极限位置时，动力缸其端面到动力缸之间，应当留有10mm间隙。活塞移到右侧极限位置时，其端面到缸盖之间应留有e=（0.5～0.6）D的隙，以利于活塞导向作用。活塞厚度 B=0.3D。动力缸的最大长度ｓ

s10（0.5～0.6）D0.3Ds1,

式中s1为活塞最大位移量。故s=10+0.8D+100sin28.18°=75.94mm；

３）确定动力缸壁厚；利用强度公式验算。公式如下：

D2sZp24Dttn



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壳体材料选用球墨铸铁QT500-05，抗拉强度为500MPa;屈服点为350MPa，安全系数取为n=4.0；则计算的壁厚t=3mm。

（四）、转向梯形机构的设计

转

向梯形的基本尺寸主要是梯形底角和梯形臂长m。

在忽略侧偏角影响的条件下，两转向前轮轴线的延长线交在后轴延长线上。设i、

o分别为内、外转向车轮转角，L 为汽车轴距，K 为两主销中心线延长线到地面交点之

间的距离。若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系为：

Kcot0coti

L若自变角为o，则因变角i的期望值为 ：

K) L利用弦定理，后置梯形机构可推得转向梯形所给出内侧轮实际转角

if(0)arccot(cot0K[2coscos(0)cos2]sin(0)'m iarcsin arccosKKKK[]212cos(0)[]212cos(0)mmmm（m—梯形臂长；γ —梯形底角）

'所设计的转向梯形给出的实际因变角i，应尽可能接近理论上的期望值i。其偏差

在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子ω0（θo），构成评价设计优劣的目标函数 f（x）为：

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i'(0i)i(0i) f(x)(0i)100%

()0i1i0i0max

整理得：

arcsinf(x)omaxsin(oi)2K2coscos(oi)cos2marccosKK12cos(oi)mmKarccoscotoiL2(oi1oi)KK12cos(oi)mmKarccotcotoiL式

1100%中x为设计变量

x1 x

x2momax

——外转向车轮最大转角；omaxarcsin Dmina2LDmin—汽车最小转弯直径其值为5.5m；a—主销偏移距100mm。

考虑到多数使用工况下转角θo小于20°，且10°以内的小转角使用得更加频繁，取

1.5(o)1.00.50o1010o2020oomax

建立约束条件：

a) 各设计变量的取值范围构成的约束条件为

m-mmin0

mmax-m0

-min0

设计时梯形臂长度m常取在mmin

0.11K、mmax0.15K；梯形底角min =70°。

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此外， 由机械原理得知， 四连杆机构的传动角δ 不宜过小， 通常取

min40 °。转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑

右转弯时δ ≥δmin 即可。利用该图所作的辅助用虚线及弦定理，可推出最小传动角约束条件为：

cosmin2coscos(omax)2m0

(cosmincos)cosK本车轴距L=2550mm，轮距B=1429mm。所以两主销中心线延长线到地面交点之间的距离K 为K=B− 2a=1429 −2×100=1229㎜ （1）销后倾角取为2° （2）主销内倾角β=8°。 （3）前轮外倾角取为1°

（4）前轮前束，一般取为0～12 ㎜，本次设计取为6 ㎜。 由式 omaxarcsin Dmina2L可得外转向轮的最大转向角为28.18°；梯形臂长度m 设计时常取在

0.11Km0.15K ，即135.19mm≤m≤184.35mm，取m=170mm。

梯形底角γ=75°；梯形横拉杆长为 n=K- 2m cosγ=1141mm。 转向梯形所给出的实际因变角i为：

'K[2coscos(0)cos2]sin(0)'m iarcsinarccosKKKK[]212cos(0)[]212cos(0)mmmm

代入已经得到的数值，可算得实际因变角为35.79°； 变角的期望值为θi=36.51°； 在ΔABE'中，由余弦定理得

m2K2BE2cos（o）2mK在ΔBE'F '中，由余弦定理得

，

得BE=1287.9mm

m2n2BE2即求得

cos（180-min），

2mnmin46.95

符合min40 的要求。 代入最小传动条件得：

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cosmin2coscos(omax)2m0.00360

(cosmincos)cosK符合要求，列出转向梯形的各个参数如下： 主销中心距 k=1229mm；梯形底角 γ=75°； 梯形臂长 m=170mm；梯形横拉杆 n=1141mm。

（五）、总结

1、转向系方案：

1）方向盘直径Dsw400mm；

2）转向器：本方案选用齿轮齿条转向器；转向器的输出形式为侧面输入，两端输出；齿轮形式为斜齿轮，圆形断面；转向系力传动比ip=30；转向系的角传动比

io15；转向盘上的作用力Fh127N；转向盘总回转圈数n=3。

2、液压动力装置设计

液压助力缸的尺寸：动力缸直径Ｄ＝23.4mm；活塞杆直径dp=0.35D=8.21mm；动力缸的最大长度s=75.94mm。

2、转向梯形

转向梯形为整体式：梯形底角 γ=75°；梯形臂长 m=170mm；梯形横拉杆 n=1141mm。

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三、结束语

短短两周的课程设计即将结束，本学期也即将画上了圆满的句号。在这次设计过程中得到了许多同学的热心指导，在此表示衷心的谢意！

通过这次课程设计，使自己更加清醒地认识到知识的无穷无尽以及自己所学的微小。在实习中学到了许多书上所没有的东西，知识面得到了极大的扩展和丰富，特别是一些与实际联系密切的问题，如怎样设计更能满足操作人员的需要和具体工作环境的要求，还有设计的产品是否有一定的社会需求，通过这些，使我的专业知识更加坚实。

课程设计是对我们本学期所学知识的一次总结，同时也是对我们各种能力的一次考验。设计过程中通过初步尝试、发现问题、寻找解决方法、确定方案的步骤，逐渐培养了我们独立思考问题的能力和创新能力，同时也是我们更加熟悉了一些基本的机械设计知识。本次设计几乎运用了我们所学的全部机械课程，内容涉及到机械设计、机械材料、力学、液压传动、机械图学等知识，以及一些生产实际方面的知识。通过设计巩固了理论知识，接触了实际经验，提高了设计能力和查阅文献的能力，为今后工作最后一次在学校充电。

在我结束课程设计的同时，也即将结束我的大学生活。这意味着我进入了人生新的起点，我会用我在学校所学到的知识在崭新的生活中不断进取，发奋图强。用我的事业成就来报答学校和老师对我的栽培，回报社会对我的关爱！

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参考文献

1、专著: 王国权 龚国庆.《汽车设计课程设计指导书》[M].北京：机械工业出版社，2009.11.

2、专著:王望予.汽车设计[M].北京：机械工业出版社，2004.8.

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