第七章轉向系設計§7-1概述§7-2機械轉向器方案分析§7-3轉向系主要性能參數§7-4機械轉向器設計計算§7-5動力轉向機構§7-6轉向梯形§7-7轉向減震器§7-8轉向系結構元件現在應用最廣泛的是哪兩種轉向器？各應用于什么場合？轉向防傷機構的要求是什么？主要采用什么措施？如何選擇轉向器的間隙特性和傳動比特性？斷開式轉向梯形斷開點選擇的原則是什么？整體式轉向梯形斷的優化參數和優化目標是什么？本章重點轉向系的功用及組成汽車行駛方向的改變是由駕駛員通過操縱轉向系來改變轉向輪(一般是前輪)的偏轉角度實現的。轉向系不僅可以改變汽車的行駛方向，使其按駕駛員規定的方向行駛，而且還可以克服由于路面側向干擾力使車輪自行產生的轉向，恢復汽車原來的行駛方向。汽車轉向系組成一般由轉向操縱機構、轉向器、轉向傳動機構三部分組成，但隨著轉向系的類型不同，其結構組成又有所差異。7-1概述轉向系設計要求：1)汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩定性。------------轉向梯形2)汽車轉向行駛后，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩定行駛。----------------轉向輪定位3)汽車在任何行駛狀態下，轉向輪不得產生自振，轉向盤沒有擺動。---------轉向減震器4)轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協調使車輪產生的擺動應最小。5)保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。Rmin=2-2.5L轉向系設計要求：6)操縱輕便。Fh和n（見下頁）7)轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。防打手8)轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。間隙調整9)在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。防傷機構10)進行運動校核，保證轉向盤與轉向輪轉動方向一致。7

作用在轉向盤上的切向力：

轎車原地轉向

≤150～200N

貨車原地轉向

≤500N

貨車8字轉向

≤60N（20Km/h）方向盤轉角

轎車、輕貨車：3～4圈

中、重貨車：4～6圈§7-2機械轉向器方案分析轉向系的類型

汽車轉向系根據其轉向能源的不同，可以分為機械轉向系和動力轉向系兩大類型。（1）機械轉向系以駕駛員的體力作為轉向能源，又稱為人力轉向系。（2）動力轉向系結構組成

動力轉向系兼用駕駛員的體力和發動機動力作為轉向能源，并且以發動機動力作為主要能源。動力轉向系是在機械轉向系基礎上加設一套轉向加力裝置而成的轉向加力裝置包括轉向油罐、轉向油泵、轉向控制閥和轉向動力缸等。轉向油泵由發動機驅動，以產生高壓油液。1.轉向器轉向器機械轉向器動力轉向齒輪齒條式循環球式蝸桿滾輪式蝸桿指銷式液壓式氣壓式電動式滑閥式轉閥式轉向傳動軸助力齒條助力主動齒輪助力11

一、機械式轉向器方案分析比較內容

循環球蝸桿滾輪蝸桿指銷式齒輪齒條式死銷活銷η+高低低較高高η-高低較高較高高Iω可變基本不變可變可變可變磨損慢慢快較快較慢調整易難易易易可靠性可靠可靠較差較可靠可靠12

一、機械式轉向器方案分析比較內容

循環球蝸桿滾輪蝸桿指銷式齒輪齒條式死銷活銷結構復雜簡單簡單較復雜簡單制造困難易易較難易制造精度高不高不高變Iω高變Iω高可否用動力轉向可困難困難困難可以質量居中居中雙銷重單銷輕輕13

用途：

1.齒輪齒條式：廣泛用于微型、普通、中高級轎車，部分前懸獨立的貨車、客車2.循環球式：廣泛用于貨車、客車3.蝸桿滾輪式：瀕臨淘汰4.蝸輪指銷式：淘汰1、齒輪齒條式轉向器

齒輪齒條式轉向器的主要優點：結構簡單、緊湊、體積小、質量輕；傳動效率高達90%；可自動消除齒間間隙(圖7-1所示)；沒有轉向搖臂和直拉桿，轉向輪轉角可以增大；制造成本低。

齒輪齒條式轉向器的主要缺點：

逆效率高（60%~70%）。

因此，汽車在不平路面上行駛時，發生在轉向輪與路面之間的沖擊力，大部分能傳至轉向盤。齒輪齒條式轉向器的幾種形式中間輸入，兩端輸出側面輸入，兩端輸出側面輸入，中間輸出側面輸入，一端輸出第二節機械式轉向器方案分析一、機械式轉向器方案分析1.齒輪齒條式轉向器1）齒輪齒條式轉向器輸入齒輪位置與輸出特點齒條斷面形狀圓形V形Y形減磨墊片齒條齒輪托座圓形斷面齒條制作工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，故質量小?？煞乐过X條旋轉。第二節機械式轉向器方案分析一、機械式轉向器方案分析1.齒輪齒條式轉向器2）齒條斷面形狀齒形：采用斜齒，重合度大，運轉平穩，可以設計齒輪齒條轉向器的滑磨率，減低逆效率而防止打手；齒輪軸線還可以傾斜以利于布置，廣泛采用。齒條傾角安裝角第二節機械式轉向器方案分析一、機械式轉向器方案分析1.齒輪齒條式轉向器3）

齒輪齒條式轉向器的布置形式(1)

轉向器在前軸后方,后置梯形(2)

轉向器在前軸后方,前置梯形(3)

轉向器在前軸前方,前置梯形(4)

轉向器在前軸前方,后置梯形齒輪齒條式轉向器廣泛應用于微型、普通級、中級和中高級轎車上。裝載量不大、前輪采用獨立懸架的貨車和客車也用齒輪齒條式轉向器。

2、循環球式轉向器第一級是螺桿螺母，之間有鋼球，將滑動摩擦變為滾動摩擦。第二級是齒條齒扇，齒扇是變齒厚的，類似于直齒錐齒輪的輪齒，以利于調整間隙。壽命長，效率高。與圖7－8對照看循環球式轉向器的優點是：傳動效率可達到75%-85%；轉向器的傳動比可以變化；工作平穩可靠；齒條和齒扇之間的間隙調整容易；適合用來做整體式動力轉向器。

循環球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。循環球式轉向器主要用于貨車和客車上。第二節機械式轉向器方案分析二、防傷安全機構方案分析交通事故表明:汽車發生碰撞事故,可以是正面、側面、追尾等碰撞事故,其中正面碰撞事故約占40%～50%。正面碰撞事故中，駕駛員可能與轉向盤、儀表板、轉向管柱、擋風玻璃、室內后視鏡、遮陽板等發生身體接觸，并遭受傷害，嚴重時會傷及性命，因此采取有效措施保護駕駛員是十分重要的。當前采取的有效措施主要有：安全帶、安全氣囊、轉向系中的防傷安全機構。有的汽車上述三種措施同時并存（如檔次比較高的轎車），有些汽車只有其中的1～2項（如平頭客車只有安全帶，貨車中當前也很少裝氣囊）。第二節機械式轉向器方案分析二、防傷安全機構方案分析1、法規要求1）汽車以48km/h的速度正面同其它物體碰撞的實驗中，轉向管柱和轉向軸在水平方向的后移量不得大于127mm；2）在臺架試驗中用人體模型的驅干以6.7m/s的速度碰撞轉向盤時，作用在轉向盤上的水平力不得超過11123N（GB11557—1998）2、防傷安全機構安全帶可以有效地限制乘員前移量。安全氣囊可以在乘員頭、胸前部與轉向盤（儀表板）之間形成隔離帶，緩和沖擊，減緩乘員前移量和前移速度。而在駕駛員不可避免的與轉向盤發生身體接觸時，防傷安全機構可以減輕駕駛員受到傷害的程度。措施減少轉向盤、轉向軸的后移采用吸能的轉向盤、轉向軸、轉向柱管

吸能方式

吸能元件

塑性彈性

摩擦

盤

軸

管柱

有關資料分析表明：汽車正面碰撞時，轉向盤、轉向管柱是使駕駛員受傷的主要元件。a、萬向節連接轉向軸

不斷開，不吸能。結構簡單，利于布置，b、兩段式防傷轉向軸斷開，吸能少。結構簡單，但是效果可能不理想

c、聯軸套管塑料銷釘鉚接，軸向滑動管柱，不斷開，吸能。其中2為注塑銷釘。斷開時長度縮短，塑料增大摩擦并吸能。撞后不斷開。

d、彈性聯軸器斷開，吸能。結構簡單，制造容易，但是彈性墊片會降低轉向系統的扭轉剛度。彈性墊片e、網格狀轉向吸能管柱

依靠管柱與套管的擠壓來吸收沖擊能量。設計時選擇合適套管間的過盈量，滿足所要求的壓緊力。轉向管柱套管第二節機械式轉向器方案分析二、防傷安全機構方案分析一、轉向器的效率

1、含義：

功率P1從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號η+表示；反之稱為逆效率，用符號η－表示。

正效率η+

計算公式：

η+=（P1-P2）/P1

逆效率η－計算公式：

η－=（P3-P2）/P3式中，P1為作用在轉向軸上的功率；P2為轉向器中的磨擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率?！?-3

轉向系主要性能參數33

2、正效率影響因素：影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。轉向器類型和結構特點循環球式螺桿螺母指銷式70％螺桿螺母齒扇式75～85％齒輪齒條式螺旋齒80%斜齒75%蝸輪指銷式固定銷55％旋轉銷75％蝸桿滾輪式滾針軸承54%錐軸承70%滾珠軸承75％34

蝸桿、螺桿類α0—螺線導程角ρ—摩擦角，

ρ=tg-1ff—摩擦系數α0

η+35

3、逆效率：

根據逆效率分類：可逆式：逆效率較高，如循環球式、齒輪齒條式不可逆式：

α0≤ρ，η-≤0，現不采用極限可逆式：介于以上二者之間α0一般取8～10°α0

η-36

逆效率影響汽車的使用性能正常路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。

正效率η+轉向器結構參數與η+α0為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ=tg-1f；f為摩擦因數。當滾道表面良好，表面硬度為58HRC以上時，ρ=19’分析上式可知：①η+

與α0、ρ有關②α0↑，則η+

↑③α0>70以后，η+↑緩慢逆效率η-η-

的種類可逆式：易打手，回正性能好不可逆式：轉向零件受載大，無路感，不能回正極限可逆式：回正性能、路感、轉向系零件受載等均居中轉向器結構參數與η-分析上式可知：①η-

與α0、ρ有關②α0↑，則η-↑，且在α0=80～100以后增加速度大于η+增加速度。

∴α0不宜大于80～100③α0<ρ時，則得-η-

說明不可逆39

二、傳動比的變化特性1、轉向系傳動比的組成：轉向系傳動比

轉向系角傳動比轉向器角傳動比轉向傳動機構角傳動比轉向系力傳動比

第三節轉向系主要性能參數二、傳動比的變化特性1.轉向系傳動比轉向系傳動比轉向系力傳動比轉向系角傳動比轉向器角傳動比轉向傳動機構角傳動比角傳動比力傳動比轉向盤轉動角速度

同側轉向節偏轉角速度不嚴格的講，就是轉向盤轉角與轉向輪轉角之比轉向盤手力兩個轉向輪阻力和轉向系的角傳動比

由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動比組成，即

轉向器的角傳動比:

轉向傳動機構的角傳動比:

2.力傳動比與轉向系角傳動比的關系

轉向阻力Fw與轉向阻力矩Mr的關系式：作用在轉向盤上的手力Fh與作用在轉向盤上的力矩Mh的關系式：將式（7-3）、式（7-4）代入后得到

（7-3）（7-4）（7-5）如果忽略磨擦損失，根據能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示將式（7-6）代入式（7-5）后得到當a和Dsw不變時，力傳動比越大，雖然轉向越輕，但也越大，表明轉向不靈敏。（7-6）（7-7）2.力傳動比與轉向系角傳動比的關系

①a↑則ip↓，∴轉向沉重，為此應減少a轎車（0.4～0.6）BB—輪胎胎面寬度貨車40～60㎜當a和Dsw不變時，力傳動比越大，雖然轉向越輕，但也越大，表明轉向不靈敏。（7-7）2.力傳動比與轉向系角傳動比的關系

3.轉向系的角傳動比

轉向傳動機構角傳動比可用表示以外，還可以近擬地用轉向節臂臂長L2與搖臂臂長L1之比來表示，

在汽車結構中，L2與L1的比值大約在0.85~1.1之間，可近似認為其比值為1則由此可見，研究轉向系的傳動比特性，只需研究轉向器的角傳動比及其變化規律即可。

4.轉向器角傳動比及其變化規律

增大角傳動比可以增加力傳動比。當Fw一定時，增大力傳動比能減小作用在轉向盤上的手力Fh，使操縱輕便。

同時，對于一定的轉向盤角速度，轉向輪偏轉角速度與轉向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉向輪偏轉角速度對轉向盤角速度的響應變得遲鈍，汽車轉向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構成一對矛盾。

為解決這對矛盾，可采用變速比轉向器。

齒輪齒條式、循環球式、蝸式指銷式轉向器都可以制成變速比轉向器。

齒輪齒條變傳動比的原理原理：

互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即Pbl=Pb2

齒輪基圓齒距Pbl=πmlcosα1齒條基圓齒距Pb2=πm2cosα2mlcosα1＝m2cosα2讓齒輪具有標準模數m1和標準壓力角a1，通過改變不同位置處齒條壓力角α2和模數m2變來獲得傳動比。節圓齒輪齒條式轉向器齒條中部（轉向盤中間位置）壓力角最大，齒輪節圓半徑大，轉向時位移大，轉向靈敏。中間小

兩側壓力角逐漸變?。狄仓饾u減小），齒輪節圓半徑小，轉向時位移小，轉向靈敏度下降，但轉向輕便。兩邊大齒輪齒條式轉向器變速比工作原理如下：當齒條中部α2的為最大向兩端逐漸減小時，則齒條中部的m2也應當大于兩端處齒的m2。α2大時，齒槽上寬下窄，節圓半徑R1也大，反之亦反之。循環球式轉向器iω=2πr/P措施：螺距P不變，齒扇嚙合半徑r變化

5、轉向器角傳動比的選擇

轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規律的主要因素是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車，不存在轉向沉重問題，應取較小的轉向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。

轉向系(器)的傳動比的變化對轉向軸荷較小，或者安裝動力轉向的車輛中間位置傳動比大為了高速操縱的穩定性，因為過小會使車輛反應過于靈敏，很難操縱；傳動比大導致路感差；兩端小則為滿足低速操縱靈敏性。

若轉向軸負荷大（20---40KN）：汽車低速急轉彎時的操縱輕便性問題突出，應選用大些的轉向器角傳動比。

汽車高速直線行駛時，轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。否則轉向過分敏感，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線?！遡w增大以后，轉向器輸出的力F↑，相對降低了轉向傳動裝置剛度，∴希望iw

取小些。當iwmin

過于小時，帶來如下問題：1）對φ的變化特敏感，駕駛員難于準確控制汽車方向高速轉彎行駛容易發生交通事故。2）壞路上行駛反沖效應增大經驗與建議：iwmin不低于15～166、iwmin

的確定：iwmax

過大帶來下述問題：1）轉向傳動裝置剛度、強度不足；2）轉向器尺寸大、質量↑，在汽車上難于布置；3）轉向盤轉動圈數n↑。建議iwmax<337.iwmax

的確定1、轉向器傳動間隙特性轉向器傳動間隙隨轉向盤轉角變化的關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性；

影響汽車直線行駛的穩定性和轉向器壽命，轉向盤處于中間位置時，間隙要極小或者無間隙三、轉向器傳動副的傳動間隙Δt

轉向器傳動副的傳動間隙Δt要求：間隙中間小，兩邊大。新的磨損后的調整過的

傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩定。傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經調整消除該處間隙。57

2、獲得傳動間隙特性的方法：對于循環球齒輪齒扇式：（1）偏心法：齒槽同寬，中間齒正常厚度，往兩邊依次遞減。當n一定時，取決于搖臂軸轉角βp

（2）修正齒條法：兩側齒槽比中間寬，兩側齒槽相等，齒扇的齒有相同厚度。磨損后不致卡死。2．如何獲得傳動間隙特性（1）

循環球齒條齒扇式①

偏心法特點：齒條的齒槽等寬；齒扇的齒變厚，且中間齒厚為正常齒，兩側齒齒厚依次減薄。若O1與O重合加工后齒扇各齒齒厚相同若O1與O不重合存在偏心距n，則各齒齒厚不同。循環球齒條齒扇式——偏心法αd—端面壓力角；

R—節圓半徑；βp—搖臂軸轉角；

R1—中心O1到b點的距離；

n—偏心距。（1）

循環球齒條齒扇式——偏心法傳動間隙特性與n有下述關系2．如何獲得傳動間隙特性②

循環球齒條齒扇式——修正齒條法特點：齒扇齒各齒厚度相同；齒條的兩側齒槽比中間齒槽稍寬，且使兩側齒槽的寬度相同。小模數時取下限。第四節機械式轉向器設計與計算一、轉向系計算載荷的確定影響計算載荷的因素：轉向軸的負荷；路面阻力；輪胎氣壓。原地轉向阻力矩TR的計算f—滑動摩擦因數0.7；G1—轉向軸負荷（N）；p—輪胎氣壓（MPa）。一、轉向系計算載荷的確定作用在轉向盤上的手力L1—轉向搖臂長；L2—轉向節臂長。當用上式計算的Fh>700N時，已超出人體生理極限，此時對轉向器及動力缸以前的零件的計算載荷，取Fh=700N二、齒輪齒條式轉向器設計1．主要參數的確定2.

強度驗算：抗彎強度；接觸強度3.

材料：齒輪16MnCr5、15CrNi6齒條45鋼殼體鋁合金三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副（1）鋼球中心距D、螺桿外、內徑D1、D2三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副（1）鋼球中心距D、螺桿外、內徑D1、D2①

D：是指螺桿兩側剛球中心間的距離，是轉向器的基本尺寸。影響選取D的因素有：D1、D2和剛球直徑d。如果D選取的比較大，轉向器的尺寸及質量均增加，螺桿尺寸也隨之增大，表明剛度大，承載能力強。要求：在保證有足夠的強度、剛度條件下為減小尺寸、質量應盡可能選取小一些的D，D的變化范圍為20～40㎜。D應隨m的變化而變化，當m↑時，D也應↑。②

D1、D2：（D2－D1）=（5～10）%DD1=20、23、25、28、29、34、38三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副（2）剛球直徑d及數量n①

影響選取d的因素（常用的標準范圍：7～9㎜）：三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副（2）剛球直徑d及數量n選取d的原則：在保證有足夠的承載能力條件下，盡可能取尺寸小些的d。如果是系列產品，要求d的選取規格盡可能少，常用有三種規格已足夠。三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副（2）剛球直徑d及數量n②影響選取n的因素三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副（2）剛球直徑d及數量nn選擇：原則在保證有足夠的承載能力的條件下，n應取少些為宜。n的選取范圍：n≤60粒/環路為保證每個剛球都承載，要求對剛球進行分組（至少分四組）裝配。（同時螺桿、螺母也應當分組）。不包含環流導管中鋼球數時，每個環路中的鋼球數n用下式計算：W—一個環路中的鋼球工作圈數；α0—螺線導程角，∵α0=5°~8°，∴cosα0≈1.0三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副(3)工作鋼球圈數W

環路數：1個或者2個，且多數轉向器為兩個獨立環路。三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副(3)工作鋼球圈數W影響工作鋼球圈數W的因素三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副(3)工作鋼球圈數W選取W的原則：在保證螺桿、螺母、鋼球有足夠的σj

強度條件下，將W取少些；m小時W取1.5，m大時，W取得多。W的選取范圍：1.5、2.5三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副(4)滾道截面：單圓弧滾道截面/四段圓弧滾道截面/橢圓滾道截面三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副(5)接觸角：鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角稱為接觸角θ。接觸角θ影響：軸向力和徑向力的分配要求：軸向力和徑向力接近，以免影響扇齒齒根處強度。范圍：用450的多，少數用500或57.50(BenZ)，此時徑向力↑，軸向力↓。三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副（6）螺距P若轉向盤轉動dφ，則同時螺母移動ds距離，即

①與此同時齒扇轉過的弧長也為ds，相應搖臂軸轉過則有：

②①與②聯立，得：三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇1．螺桿、鋼球、螺母傳動副（6）螺距P三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇2．齒條、齒扇傳動副設計齒扇齒的特點①

齒頂圓與齒根圓均有錐度②

∵分度圓d=mz，∴不變是圓柱

③

分度圓上的齒厚是變化的

④

基圓也是一個圓柱三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇2．齒條、齒扇傳動副設計——齒形計算圖紙上僅標注基準剖面尺寸即（Ⅰ—Ⅰ）剖面尺寸?；鶞势拭婵梢赃x在齒寬內或齒寬外任意剖面處，但一般多選在B/2處；基準剖面的ζ=0，且向右為正ζ

，向左ζ

為負距基準剖面尺寸a0

處的O—O剖面的移距系數為ζ

1三、循環球式轉向器設計（一）主要尺寸參數的選擇2．齒條、齒扇傳動副設計——齒形計算四、循環球式轉向器零件強度計算1.

鋼球與滾道之間的接觸應力σ四、循環球式轉向器零件強度計算2.

齒的彎曲應力σw材料：螺桿、螺母20CrMnTi滲碳0.8~1.45mm58~63HRC四、循環球式轉向器零件強度計算3.轉向搖臂軸直徑d材料：20CrMnTi滲碳0.8~1.45mm58~63HRC四、循環球式轉向器零件強度計算4.轉向軸[τ]=4000～5000N/㎝285

設計原則：

當前軸負荷大于40KN時，必須采用動力轉向；當前軸負荷在25～40KN之間時，可裝可不裝；當前軸負荷小于25KN時，不必裝動力轉向。第五節

動力轉向機構

動力轉向系統則是在駕駛員的控制下，借助于汽車發動機取力而產生的液體壓力或電動機驅動力來實現車輪轉向。一、設計要求

1.運動學的隨動：轉向輪轉角和方向盤轉角的關系應保持一定比例；2.力的隨動（路感）：即不同路面上，駕駛員的手力感覺應隨著轉向輪阻力變化而一致變化；3.動力轉向失靈時，仍能夠用機械轉向操縱；4.當Fh≥0.025~0.19KN時，動力轉向起作用；5.應能夠自動回正，保證汽車穩定、直線行駛；

6.工作靈敏，轉向盤轉動后，系統內壓力能很快增長到最大值；

7.密封性能好，內、外泄漏少。動力轉向動力轉向的基本要求GB17675-1999汽車轉向系基本要求：

不得裝用全動力轉向機構。轉向系統中的液壓、氣壓或電氣部件部分或全部失效后，轉向系統必須有控制汽車行駛方向的能力。

因此，現在的動力轉向一般是在原來機械轉向系統的基礎上添加助力機構實現的，機械機構用于安全儲備（一）動力轉向結構形式1.液壓式：尺寸小，壓力大，靈敏度高，可吸收沖擊，無需潤滑；2.氣壓式：體積大，質量大，靈敏度低，壓力低二、液壓式動力轉向機構布置方案分析

液壓式動力轉向機構是由分配閥、轉向器、動力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成。根據分配閥、轉向器和動力缸三者相互位置的不同，它分為整體式（圖7-12a）和分置式兩類。分置式按分配閥所在位置不同又分為：聯閥式（圖7-12b）、連桿式（圖7-12c）和半分置式（圖7-12d）。圖7-12動力轉向機構布置方案1—分配閥2—轉向器3—動力缸二、液壓式動力轉向機構布置方案分析

二、動力轉向機構布置方案2.布置方案二、動力轉向機構布置方案3.分配閥的結構方案三、液壓式動力轉向器的評價指標

（1）動力轉向器的作用效能用效能指標s=Fh/Fh′來評價動力轉向器的作用效能。現有動力轉向器的效能指標s=1~15。（2）路感在最大工作壓力時，轎車：換算以轉向盤上的力增加約30~50N，貨車：增加80~100N。（3）轉向靈敏度

轉向靈敏度可以用轉向盤行程與滑閥行程的比值來評價

比值越小，則動力轉向作用的靈敏度越高。高級轎車的值在6.7以下。轉向靈敏度也可以用接通動力轉向時，作用到轉向盤的手力的轉角來評價，要求此力在20-50N，轉角在10°~15°范圍。（4）動力轉向器的靜特性動力轉向器的靜特性是指輸入轉矩與輸出轉矩之間的變化關系曲線，是用來評價動力轉向器的主要特性指標。用輸入轉矩Mφ與輸出油壓p之間的變化關系曲線來表示動力轉向的靜特性。常將靜特性曲線劃分為四個區段。在輸入轉矩不大的時候，相當于圖中A段；汽車原地轉向或調頭時，輸入轉矩進入最大區段（圖中C段）；B區段屬常用快速轉向行駛區段；D區段曲線就表明是一個較寬的平滑過渡區間。圖7-13靜特性曲線分段示意圖

要求動力轉向器向右轉和向左轉的靜特性曲線應對稱。對稱性可以評價滑閥的加工和裝配質量。要求對稱性大于0.85。能量消耗大。液壓動力轉向系統需要發動機帶動液壓油泵，使液壓油不停地流動，浪費了部分能量。結構復雜，可靠性差。液壓動力轉向系統必需有動力轉向油泵、軟管、液壓油、傳送帶和裝于發動機上的皮帶輪等

，工作介質為油液，易泄漏。助力特性難以滿足要求。（主要問題）具有固定放大倍率，操縱輕便型和操縱穩定性難以兼顧。液壓式動力轉向系統的缺點為此采用車速感應型動力轉向機構，有電控液壓動力轉向和電動助力轉向系統

具有固定放大倍率的動力轉向系統的主要缺點放大倍率小，可減小汽車在停車或低速行駛狀態下轉動轉向盤的力，但當汽車以高速行駛時，會使轉動轉向盤的力顯得太小，不利于對高速行駛的汽車進行方向控制（方向發飄）；反之，放大倍率大，可增加汽車在高速行駛時的轉向力，但當汽車停駛或低速行駛時，轉動轉向盤就會顯得非常吃力（轉向沉重）。

操縱輕便型(低速狀態)和操縱穩定性(高速狀態)難以兼顧。是在傳統的液壓動力轉向系統的基礎上增設了控制液體流量的電磁閥、車速傳感器和電子控制單元等，電子控制單元根據檢測到的車速信號，控制電磁閥，使轉向動力放大倍率實現連續可調，從而滿足高、低速時的轉向助力要求。

四、電控液壓動力轉向

這些裝置保留了原來的液壓系統，所以結構復雜，成本提高。電控液壓動力轉向

EHPS示意圖電控液壓動力轉向

一種EHPS電動泵電控液壓動力轉向

EHPS的車速感應功能EHPS的特性分類液壓式電子控制動力轉向系統是在傳統的液壓動力轉向系統的基礎上增設電子控制裝置而構成的。根據控制方式的不同，液壓式電子控制動力轉向系統又可分為流量控制式、油壓反饋控制式（反力控制式）、動力缸分流控制式和閥特性控制式（閥靈敏度控制式）幾種形式。

流量控制式動力轉向系統就是根據車速傳感器的信號，控制電磁閥閥針的開啟程度，從而控制轉向動力缸活塞兩側油室的旁路液壓油流量，來改變轉向盤上的轉向力。

車速越高，流過電磁閥電磁線圈的平均電流值越大，電磁閥閥針的開啟程度越大，旁路液壓油流量越大，液壓助力作用越小，使轉動轉向盤的力也隨之增加。這就是流量控制式動力轉向系統的工作原理。流量控制式電動助力轉向系統上世紀80年代開始研制并商品化的電動助力轉向（EPS）系統近年來在國內外得到迅速發展。早在1988年，這種轉向系統首先裝在日本的SuzukiCorvo

助力裝置電動助力轉向系統工作原理轉向軸裝轉向盤連接轉向器電動式助力轉向系統的優點：有許多液壓式動力轉向系統所不具備的優點：

（1）將電動機、離合器、減速裝置、轉向桿等各部件裝配成一個整體，這既無管道也無控制閥，使其結構緊湊、質量減輕。一般電動式EPS的質量比液壓式EPS質量輕25%左右。

（2）沒有液壓式動力轉向系統所必須的常運轉轉向油泵，電動機只是在需要轉向時才接通電源，所以動力消耗和燃油消耗均可降到最低。

（3）省去了油壓系統，所以不需要給轉向油泵補充油，也不必擔心漏油。

（4）可以比較容易地按照汽車性能的需要設置、修改轉向助力特性。電動助力轉向系統分類轉向軸式 轉向齒輪式

雙齒輪式

滾珠絲杠桿式齒條式電動助力轉向系統的特點助力特性可以根據車速調節轉向盤轉矩電動機電流150km/h0km/h電動助力轉向系統的特點助力特性曲線形狀可調轉向盤轉矩電動機電流調節可以采用軟件進行，減少開發成本和周期6－8Nm1－2NmP238，要求3）偏大電動助力轉向系統的特點節能環保結構緊湊符合汽車的發展方向－電動技術含量要求較高，目前國內不成熟助力不能夠很大全電動轉向－線控轉向（Steer-By-Wire）特點：取消了轉向盤和轉向輪之間的機械連接優點：傳動比可調提高主動安全提高被動安全缺點：技術含量高，成本高，目前處于研究階段主動轉向主動轉向的助力百分比是一定，為了操縱輕便