转向系统设计指导

1、 转向系统设计指导书 目 录前言II1 范围12 概述13 规范性引用文件14符号、代号、术语及其定义25 设计准则36 转向系统总布置设计要求47 模块化设计88零部件标准化结构99 数据表达要求910 部件（材料）选用要求911设计计算1312 几种客车悬架与转向传动装置的运动校核1813 设计评审要求2314装车质量特性2615输出图样和文件的明细2716制图要求27前言 为了更好的指导我司底盘部转向系统的设计工作，现将其进行系统化的总结。形成我公司底盘部转向系统设计作业指导书，作为设计者在工作过程中的基础参考资料。 本设计作业指导书主要包含四部分内容： 1、转向系统的设计原则； 2、设

2、计及生产过程中的基本技术要求及布置要求；3、转向系统与整车其他系统之间的工作联系；4、转向系统的性能验算。 本文件是第一次修订。随着今后产品开发体系的完善，以及设计经验的逐步积累，将每年进行修订。 对于下述两项内容： 1、国家、行业、企业标准； 2、设计需要形成的设计文件、评审文件的基本要求； 具体内容不在本文中体现。请参阅相关资料。1.范围本标准规定了，布置要求，结构设计要求，材料选用要求，性能，设计要求，设计计算，设计评审要求，装车，设计输出图样；本标准适用于百度客车产品转向系统设计过程控制、试验标准的确定及评审验收的标准；本标准不适用于非客车类产品的转向系统设计及应用规范。2. 概述转向

3、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，还要保证各转向轮之间有协调的转角关系。驾驶员通过操纵转向系统，使汽车保持在直线或转弯运动状态，或者使上述两种运动状态相互转换。转向系由转向盘、转向传动轴、转向器、转向直拉杆、转向梯形、转向节等基本部分组成，并称之为机械转向系。有些汽车还装有动力转向器、转向减震器和防伤机构等。驾驶员作用在转向盘上的切向力，经转向盘转换成力矩，再经转向器增大后传至直拉杆和转向轮，用来克服转向阻力。同时，转向盘的角位移也转换成转向轮绕主销转动的转角。装有动力转向器的汽车，转向时能够减轻驾驶员作用在转向盘上的手力。转向减振器用来衰减转向轮的摆振和缓和来自路面传

4、给转向盘的冲击载荷。为了防止汽车正面与其他物体冲撞时转向系部件伤害驾驶员，在转向系设置有防伤机构。3. 规范性引用文件下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。GB 7258 机动车运行安全技术条件GB 13094 客车结构安全技术条件GB/T 13052 客车驾驶区尺寸GB 6323.4 汽车操纵稳定性试验方法，转向回迟性能试验GB 6323.5 汽车操纵稳定性试验方法，转向轻便性试

5、验GB 6323.6 汽车操纵稳定性试验方法稳定回转试验GB/T 5179-1985 汽车转向系术语和定义GB 17675-1999 汽车转向系基本要求GB/T 5911-1986 转向盘尺寸GB 11557-1998 防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定QC/T 563-1999 汽车转向盘试验方法QC/T 29097-1992 汽车转向总成技术条件QC/T 29096-1992 汽车转向器总成台架试验方法QC/T 522-1999 汽车转向拉杆总成技术条件QC/T 304-1999 汽车转向拉杆接头总成台架试验方法QC/T 305-1999 汽车动力转向控制阀总成技术条件QC/T 306-1

6、999 汽车动力转向控制阀总成台架试验方法QC/T 529-1999 汽车液压转向加力装置及动力转向器总成台架试验方法QC/T 530 1999 汽车液压转向加力装置及动力转向器总成技术条QC/T 299-1999 汽车动力转向油泵技术条件QC/T 300-1999 汽车动力转向油泵台架试验方法QC/T 301-1999 汽车动力转向动力缸技术条件QC/T 302-1999 汽车动力转向动力缸台架试验方法QC/T 303-1999 汽车动力转向油罐技术条件GB/T 13604-1992 汽车转向球接头尺寸4. 符号、代号、术语及其定义量的名称量的符号单位质量Mkg力矩MrNm轴荷GN轮胎气压P

7、N/m2磨差系数油路最小流量QminL/min每分钟方向盘转数nr/min转向器活塞面积Amm2螺距tmm转向器内泄漏流量QL/min油泵损耗的功率WkW油泵工作压力PbPa油泵的效率5. 设计准则5.1 应满足的安全、环保和其它法规要求及国际惯例；1）GB7258-2004 机动车运行安全技术条件 汽车应具有适度的不足转向、汽车横直拉杆不得采用拼焊件等要求；2）GB13094 客车结构安全技术条件5.2 转向系统应满足的性能要求： 1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。 2）汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向

8、盘的情况下，转向轮能自动回到直线行驶位置，并稳定行驶。 3）汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆振。 4）转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆振应最小。 5）保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。 6）操纵轻便。 7）转向轮碰到障碍物以后，传给转向轮的反冲力要尽可能小。 8）转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。 9）在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。10）进行运动校核，保证转向盘与转向轮转动方向一致。5.3 设计输入、输出要求设计输入：总

9、布置设计任务书应对转向系选型、布置关键尺寸及与悬架、车架等相关总成的涉调关系作出明确的描述；设计输出：应根据总布置设计任务书的要求，输出完整图纸、零部件明细，装配与调整技术条件等技术文件的补充部分，设计计算书和运动校核图等是过程技术文件。5.4 设计过程的节点控制要求1）根据底盘总布置设计要求，确立转向系统的结构方案；2）根据结构方案对转向器、转向油泵等进行选型分析；3）对转向系统进行设计、计算；4）进行运动校核；5）绘制相关图纸、编制明细表及技术条件；6）根据试制、试验情况进行完善。6. 转向系统总布置设计 （1）转向系统总体布置应科学合理： 1）有利于装配、拆检、保养及维修； 2）要尽可能

10、满足通用化、系列化的要求； 3）应避免与悬架等存在运动干涉。 （2）汽车转弯行驶时，应尽量保证全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮都没有侧滑现象。但这是理论上的要求，在实际设计中， 还要考虑桥和转向系统的通用性。 （3） 再有条件的情况下，可以考虑设计安全转向油泵及管路系统。 （4）智能能转向系统的电器控制部分设计考虑与CAN的兼容。（5） 几种常用布置形式和特点1）传统的转向系统布置形式采用传统布置形式的转向系统主要常见于10m长以下的高地板旅游客车和长途客车,其布置如图1所示。图1中给出了转向传动装置与悬架共同工作校核图,目的是检查转向拉杆与悬架导向机构的运动是否协调。在此种布置形式中,

11、转向器一般布置在前钢板前支架附近,这样使得与转向垂臂相连接的直拉杆球头点B1与前桥上转向节臂处直拉杆球头点B2随悬架跳动的中心O2较近,从而比较容易找到合适的转向器布置位置,使得运动不协调造成的轨迹偏差GH和GcHc较小。一般来说,GH和GcHc这一偏差应控制在轮胎的弹性变形范围内。目前国内大部分710 m客车采用发动机后置,前开门,前悬较长,而长前悬客车转向器一般布置距离O2较远,这样要使GH和GcHc控制在轮胎弹性变形范围内,转向器的选用很重要;因前地板高度较高,同时,长前悬客车如采用传统的布置形式,前直拉杆的长度较长,在相同的前桥载荷条件下,需增加直拉杆的直径,以增加拉杆稳定性。 C:弹

12、簧主片中心;O1:C点的摆动中心; A1:转向节臂球销中心;B1:转向摇臂下端球销中心;O2:A1点随悬架的摆动中心; KKc:A1点随B1点的跳动轨迹;JJc:A1点随O2点的跳动轨迹;fc:静挠度;fd:动挠度;HG、HcGc:轨迹偏差图1 传统的转向系统布置形式简图 2）转向垂臂采用倒置或横置 转向垂臂倒置多采用于二级踏步城市客车上。由于转向节臂球销中心A1点随悬架的摆动中心O2一般已接近于地板面,如转向垂臂布置向下。为满足运动不协调造成的轨迹偏差在规定的范围内,则整个转向器将超出地板面。为使整个转向器的布置不超出地板面,而又保证整车的接近角,转向垂臂倒置是目前国内二级踏步城市客车普遍采

13、用的布置形式。 转向垂臂横置用于大落差前桥和空气悬架在大型超低地板城市客车上,其简图如图2所示。由于大型超低地板城市客车的气囊较大,在前桥工字梁上方已没有布置转向节臂的位置,转向节臂只有布置在工字梁的下方。但是采用大落差前桥后,工字梁和地面的间隙已较小,所以转向节臂和工字梁的距离很小。如采用转向垂臂下置,容易造成转向直拉杆和工字梁干涉。采用转向垂臂横置后,转向垂臂和转向节臂基本上是一个平行四边形运动关系,转向直拉杆基本上在和地面平行的平面上运动,所以减小了和工字梁干涉的可能性。图2 转向垂臂横置布置简图(俯视) 3）采用中间摆臂形式 采用中间摆臂形式的转向系统主要常见于10m以上的高地板旅游客

14、车和长途客车。此种车型前悬较长,传统布置形式的转向系统已不能满足整车转向性能要求。国内10 m以上大客车目前应用最为广泛的布置形式如图3所示。此种布置形式与传统的布置形式相比,整个转向系统增加了前直拉杆、中间摆臂两个总成件。设计时,应尽量使前直拉杆和后直拉杆处于中间摆臂的同侧,否则中间摆臂在运动时会形成一个扭矩,使中间摆臂轴承容易损坏。 其主要优点是: 由于中间摆臂的安装及布置要比转向器的布置安装简单得多,所以和采用传统的转向系统布置形式相比,B1点更容易布置在O2点附近,使运动不协调造成的轨迹偏差更小。 转向器布置位置较为灵活,特别是转向器的高低位置布置的选择余地较大,从而使得在整车总布置时

15、,从方向盘至转向器的传动装置的布置更为合理、方便。 其缺点是: 由于转向系统增加了前直拉杆和中间摆臂,而且中间摆臂的加工及安装精度较高,使得整车成本有所增加,整个转向系统的可靠性也有所降低。在整车营运初期,由于多了一道中间传动环节,增大了转向传动传动阻力,从而使得整车转向时可能出现转向沉重、回正不好的现象。而在整车营运一段时间后,各传动副之间的间隙加大,使得转向系统的转向自由间隙较大,调整比较困难。图3 采用中间摆臂形式的布置简图(各符号的含义与图1相同) 4）采用角传动器传动布置形式 角传动器布置形式的转向系统常见于10 m以上的低地板城市客车,其简图如图4所示。 在此种布置形式中,转向器的

16、布置均为卧置。由于从方向盘至转向器的输入角度过大,不可能实现用一根转向管柱将方向盘与转向器连接起来,所以通常的方法是在中间加一角传动器来转换传动角度,此种布置形式大多见于大型低地板城市客车。 其优点为: 能有效降低地板高度。因为大型城市客车的前轴荷较大,所以转向器的体积也较大,加上地板较低,如转向器按常规布置,则转向器将会有部分或全部在地板面以上,造成传动困难、密封困难及车内不美观等问题。而将转向器卧置后,转向器的高度下降较多,加上角传动器的体积很小,所以基本上不影响地板面高度,而且不影响整车的接近角。 方向盘的布置位置较为灵活。由于从方向盘传动到转向器要经过转向管柱及传动轴二次万向传动,所以

17、方向盘和转向器在布置位置上在整车X及Y方向上都可以有较大的距离,给整车总布置带来了一定的方便性。 此种布置形式的缺点是: 转向器的安装较困难。由于转向器体积较大,加上转向器布置在前钢板前支架附近,可用的空间较小,为使转向器支架有足够的强度和刚度,转向器支架的形状一般较为复杂,而且重量较大。整个转向系统的零部件增加,成本也增加。图4 采用角传动器传动布置形式简图(各符号的含义与图1相同)通过对传统及几种典型转向系统的布置形式的介绍和对大客车转向系统常见问题的分析,可以看出不同的布置形式各有其优缺点及适用范围。为照顾整车总布置并更好地满足转向功能,国内许多客车在转向系统布置时采用以上布置形式的两种

18、组合。设计人员除在整车方案及设计过程中仔细验算和校核外,还应不断积累实践经验,遇到问题时能准确分析原因,找出解决问题的方法。另外,还需要保证装配和调试人员的素质,不断提高其工作能力,以确保转向系统的装配质量。7. 模块化设计转向系统模块化设计，是通过将转向系统各项功能参数（规格或配置）独立，采用较少的部件，形成独立模块、按照积木组合方式。构建一个可满足广泛客户不同配置需求的完整转向系统平台；整个平台可根据客户的不同配置要求进行各零部件独立模块组合，得到一个完整的转向系统。如果部分零部件供货状态有差异，只需加减或替换其所在的独立模块就可以实现更改。转向系统各零部件按功能划分，可分为转向系统装置图

19、模块、转向系统资料模块、转向器模块、方向盘模块、转向传动模块 、转向拉杆模块、转向硬管管路模块、转向发动机仓管路模块、转向稳定器模块以及驾驶台模块。1）所述的转向系统装置图模块，其包含转向系统装置图；2）所述的转向系统资料模块，其包含转向系统安装调整技术要求、技术协议等等；3）所述的转向器模块，其包含含转向器、支架、紧固件等；4）所述的方向盘模块，其包含方向盘等；5）所述的转向传动模块，其包含含转向管柱、角转向器、转向传动轴及其支架紧固件等；6）所述的转向拉杆模块，其包含转向垂臂、转向前直拉杆、过渡摇臂及支座、转向后直拉杆、紧固件等；7）所述的转向硬管管路模块，其包含含钢管、接头、支架等；8）

20、所述的转向发动机仓管路模块，其包含油罐、支架、进回油管、接头、紧固件等；9）所述的转向稳定器模块，其包含转向稳定器安装总成、支架及其紧固件等；10）所述的驾驶台模块，其包含含临时驾驶台总成、组合踏板或分体式踏板、紧固件等。如上所述，在转向系统装置图模块、转向系统资料模块、转向器模块、方向盘模块、转向传动模块 、转向拉杆模块、转向硬管管路模块、转向发动机仓管路模块、转向稳定器模块以及驾驶台模块这些独立模块中，如果有哪个零部件需要设计变更，只需要替换其所在的模块，就可以实现快速变更。其他没有变化的零部件所属的独立模块就无需改变，整个转向系统设计改动量很小，大大缩短了设计周期。8. 零部件标准化结构

21、表1 方向盘直径系列方向盘系列大型中型小型 直径规格Ø500Ø480Ø450表2 转向油泵的流量和额定工作压力油泵系列重型中型轻型额定流量(L/min)201613额定工作压力(bar)1601301009. 数据表达要求1）转向器支架及转向管柱支架等铸件未注尺寸的极限偏差按QC/T 269-1999要求；2）转向摇臂、过度臂、转向节臂和转向梯形臂等钢模锻造件未注尺寸的极限偏差按QC/T 270-1999要求；3）油罐支架焊接加工件未注尺寸的极限偏差按QC/T 29087-1992要求；4）有关支架等冷冲压加工件未注尺寸的极限偏差按QC/T 268-1999要求；

22、5）有关车削加工件未注尺寸的极限偏差按QC/T 267-1999要求；6）其他零件未注尺寸的极限偏差按QC/T 266-1999要求；7）为注螺纹紧固件拧紧力矩规范按QC/T 518-1999。10 部件（材料）选用要求零件名称推荐材质或规格备注转向器支架ZG310-570转向垂臂40Cr转向直拉杆1）35#、20#冷拔无逢钢管转向过度臂40Cr转向油路（主体部分）高压Ø10*1.5Ø14*1.5Ø16*1.5内外镀锌低压Ø12*1.5Ø18*1.5Ø20*1.56 1）拉杆较长、有折弯的一般用35#，较短的直杆一般用20#，可以用3

23、5#取代20#。 2）前轴负荷大于4000kg的客车必须选用动力转向系统； 3）转向器、转向油泵压力和流量匹配： ·转向油泵的压力和流量应不大于转向器所规定； ·转向油泵的压力和流量应能满足转向器性能的要求。 4）转向器、转向油泵和转向油罐应与同一种转向油具有兼容性； 5）转向管路：转向管路的内径应大于进油管路的直径； 6）转向油罐的高度应高出转向油泵适当的高度；转向管路应能保证足够的密封性；7）转向横直拉杆不得采用拼焊件，转向横直拉杆的折弯处应有适当的过渡圆角，同时应有足够的强度和刚度； 8）转向节、转向节臂、转向梯形臂、转向臂、转向过渡臂支架、转向器支架等系统应有足够的

24、强度和刚度，关键结构处有适当的过渡圆角，不能出现引起转向系统失效的应力集中；9）所有润滑点应便于加注润滑脂。（1）动力转向器与转向油泵的匹配选择动力转向系统由于具有转向操纵灵活、轻便,能吸收路面对前轮产生的冲击,设计时转向器结构形式的选择也灵活多样等优点,因此,已在各国的汽车制造中普遍采用。我国大客车一般采用的是整体式液压动力转向器,其工作原理如图1所示。液压式动力转向以液体的压力作动力来完成转向加力。其特点是油液工作压力可达610 MPa,甚至更高,所以结构紧凑,动力缸尺寸小、重量轻;因油液具有不可压缩性,故灵敏度高;油液的阻尼作用可以用来吸收路面冲击;动力装置无需润滑。其缺点是结构复杂,对

25、加工精度和密封要求高等。动力转向器型号的选择须根据前桥负荷、整车的布置等因素来综合考虑。转向器选择的合适与否对整个转向系统起着至关重要的作用。1）动力转向泵的最大压力：考虑从转向泵的出口到转向机的进口之间的管路损失，在选择转向泵的最大压力时，应使转向泵的最大压力： P= P1+PP1 为转向机的最大压力; P为管路损失,一般取(0.3-0.5)MPa，如果压力已经很高，转向却依然沉重，只能是加大缸径。2）动力转向泵的控制流量 Q：一般取Q（1.05-1.1）Qmax.Qmax 为转向机所需的最大流量。3）动力转向泵的公称排量：根据怠速时(转向泵转速一般为650-750 r/min)，转向机所需

26、的流量，选择转向泵的排量，低速时（转向泵转速一般在1200r/s以下）转向泵输出的流量与排量之间的关系为：Q=qt* n   其中 qt 为泵的理论排量；n 为怠速时转向泵的转速。转向泵的排量过小，容易出现怠速时转向沉重，排量过大，系统容易发热。图5 动力转向液压系统示意图（2）转向器及中间过渡臂的布置转向器及中间过度臂的合理布置对于整车的行驶稳定性有非常重要的作用。每一种转向器对其安装都有要求,在满足转向器安装要求的情况下,应根据整车的前转向桥和前悬挂的特点,保证转向拉杆和前悬挂的运动干涉在允许的范围内。这需要作运动校核图,以确保不影响整车行驶稳定性的运动干涉。另外,需根

27、据前轮允许的内外转角,计算出转向垂臂和转向过渡臂的尺寸。在这个过程当中,应尽可能地利用好转向器输出轴允许的摆角。（3） 转向油罐的选择1）油罐容积选择：考虑系统的供油、散热、油中杂质的沉淀等，一般取油罐的容量：V=（0.150.2）QQ为转向泵的额定输出流量。2）油罐过滤器要求：转向系统一般采用回油过滤方式，根据系统管路工作压力、过滤精度、流通能力选择滤油器。汽车转向系统中，过滤精度一般取10-20m，压力损失小于0.1MPa。如采用进油过滤，其铜丝网目数一般在100180目之间。过滤器通过流量应不低于泵流量的两倍。3）油罐的散热能力：一般希望转向系统的油温控制在80以下。如果油温超过88，液

28、压油将很快变质：形成碳化物，液压油失去润滑功能，转向泵将急剧磨损，造成转向沉重；析出胶状物质，堵塞阻尼孔或卡滞控制阀，使整个动力转向系统失效。油温过高，还将使整个系统中的密封件加快老化，密封不良而造成漏油。在大流量及高压力的转向系统中，储油罐的散热已经不能保证油温在80以下了，这时须附加专门的散热系统。4）油罐安装要求：油罐出油口位置高于动力转向泵进口200mm以上。（4）转向油管内径的选择根据管道内的流速，确定管道内径尺寸，允许流速的推荐值为：1） 转向泵吸油管道：0.51.5 m/s.一般取1 m/s以下。2） 转向系统压油管道：2.55m/s.压力高时取大值，管道长的取小值。3)

29、0;转向系统回油管道：1.52.5 m/s。4） 短管及局部收缩处：57 m/s。管道内径与流量、流速的关系式为：d=其中d为管道内径，Q为通过管道的流量，v为管道内液流平均流速。管路内径经验值，可以参照下表：转向泵控制流量进油管路最小通径出油管路最小通径8L/min8511.5L/min10615L/min11716L/min11.27.220L/min138   以上管路内径是管路长为500mm时的经验值，当管路每增加l=500mm 时，管路内径增加d=2mm。配套时保证管路密封合格，进油管漏气漏水时会使液压油变质。管路尽可能避免转弯，如不可避免时，转弯角度和转弯半径应

30、尽可能大，避免管路的压力损失。管路直径不能过小，进油管口径过小时会引起吸空，产生气穴现象，出油管直径过小时会产生阻尼，引起系统压力升高，系统可靠性变差。（5） 转向油品的选择1）在夏季，全国均可用航空液压油；在冬季，长江以南仍可用航空液压油，在长江以北，可以使用HV-32或HV-46低温抗磨液压油；对于8号液力传动油或8号及10号航空液压油、自动变速箱油等等，一年四季中在全国各地均可使用。禁止型号不一致油液混用。2）加注油料时必须经过转向系统油罐上的过滤网过滤，禁止油液不经过过滤直接加入转向系统油罐中。3）油量加注必须在油罐标尺规定的两刻度线之间。油量加注后启动发动机35min，检查补加油料至

31、规定标尺刻度线。过多，发动机启动后油易溢出，既造成浪费又破坏车容；过少，易造成转向叶片泵烧蚀。11. 设计计算（1） 转向器的转矩进行计算：建议按下式进行式中： Mr 转向阻力矩；轮胎与地面间的滑动摩察系数；G 前轴额定负荷；P 轮胎额定气压。（2） 转向系统流量、压力进行分析计算；1）转向泵压力选择转向油泵的压力和动力转向器的输出扭矩有很大关系：Mr= P·S0·RF式中，Mr为转向器输出扭矩, N·m；P 为油泵最大工作压力，MPa；S0为油缸工作面积，m2；RF为扇形齿分度圆半径，m。 2）泵最小流量的计算。油泵流量是汽车液压动力转向系统的一项重要参数，对转

32、向系统的轻便性、反应速度、回正能力、寿命及功率损耗等功能有较大影响。 当汽车快速转向时，油泵提供的流量必须能及时填充活塞移动产生的空间，才能产生并保持相应的液压助力，否则，就会出现转向沉重。保证汽车液压动力转向系统正常工作的最小流量可按如下公式计算：Qmin= nAt+Q其中Qmin保证汽车液压动力转向系统正常工作的最小流量n人操纵汽车方向盘的最大转速A活塞缸面积t螺距Q动力转向器允许的最大内泄漏量（3）转向系力传动比和角传动比关系 转向系力传动比和角传动比关系式如下： ip=MrDsw/Mva ip=iwDsw/2a 式中， ip为转向机力传动比；iw为转向机角传动比；Mr为转向摇臂输出扭矩

33、 N·m；Mv为方向盘力矩 N·m；Dsw为方向盘直径，mm；a 为主销偏移距。（4）转向梯形的计算： 对于双轴汽车， 若不考虑轮胎的侧向偏移，为满足转向时全部车轮绕同一瞬时转向中心旋转、各车轮只有滚动而无侧滑的要求，则内、外转向轮理想的转角关系如下图所示，由下式决定：式中：0外转向轮转角；I内转向轮转角； K 两主销中心线与地面交点的距离； L 轴距；内、外轮转向轮转角的合理匹配是由转向梯形来保证。一般来说，我们并不设计转向轴的转向梯形机构，该机构由桥厂来设计和优化。最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成的圆周的半径；它与

34、内、外轮最大转角imax和0max、轴距L、主销距K、和转向轮的转臂等有关，其计算公式为：但在实际中，轮胎在转向时由于侧向惯性力的作用而产生偏移，转弯半径比理论计算时要大。在设计时，注意根据转向轴的参数来校核最小转弯半径。1）对方向盘从中间位置开始左右转向圈数进行计算；2）方向盘的转向力进行分析计算；对转向横直拉杆的强度和刚度进行计算；3）对转向系统最大转角进行分析计算。（5）转向系统设计计算实例： 以某7米级城市客车为例，由于整个底盘的结构型式以及离地高等参数的限制，此次设计采用动力转向机立式布置，又因为前悬较短（1 610 mm），所以转向直拉杆也采用单根传动方式。该城市客车底盘装配的前轴

35、吨位为3.6 t，因此，转向系统仍采用液压助力泵给液压助力转向器提供压力的方式，以减轻驾驶员手上的扭力，达到操纵轻便、灵敏的效果。 1）转向系的布置 在图6中，动力转向器 3，通过转向器支架 2 连接于车架上，转向器输出端装配转向摇臂 1，摇臂锥孔和转向节臂轮胎总成5的节臂锥孔通过转向拉杆 4 连接。当转向前桥向左转动（左前轮为内轮）内角为 40°和向右转动（左前轮为外轮）外角为 33°时，转向摇臂向前摆动42°和向后摆动 38°。因转向器传动比为 18.62，连在其上的转向管柱上的转向盘（未画） 的转动圈数为向左2.2圈，向右 2 圈。而对于 7 m级

36、的客车底盘的转向盘（转向盘直径为 480 mm）圈数大于 4 圈时，对应于手上的力也很小，满足操纵轻便性的要求。图6 转向系统布置图 2）转向系统的匹配设计 转向器的初步选择该底盘采用的是大中型客车常用的循环球动力转向器。该机内部设有旋转阀及螺杆和活塞的运动系统，与常规转向器不同的是它并没有内设行程限位阀。转向器的主要参数有：传动比i、最大输出扭矩 T、工作压力P、控制流量 Q、垂臂摆角等。根据底盘参数及供应商推荐此次采用厂家提供的整体式动力转向器，其主要参数见表3。表3 动力转向器主要参数适用前轴负荷 /kg助力缸径/mm角传动比臂轴摆角转向器总圈数工作油压/MPa油泵流量/L·m

37、in- 1输入扭矩/N·m理论量大输出扭矩 /N·m50009018.6297°51312-166.5-8.53308输出扭矩选择选用转向器最大输出扭矩时，可用以下公式估算： （1）式中，Mr为转向阻力矩； 为轮胎与地面间滑动摩擦系数；G 为前轴额定载荷，N；P 为轮胎额定气压，N/m2。转向器最大输出扭矩 T 应满足 TMr，一般取 T=1.25 Mr。根据公式（1）， 一般取 0.7, G=3.6×1 000×9.8=35 280 N；本次设计底盘选用的是 8R22.5 的轮胎，查轮胎参数得，当单桥载荷为3 600 kg 时，胎压为 6ba

38、r=0.6 MPa=600 000 N/m2，将数值代入：Mr=1 996.2 N·m所以选取转向器时需要的最大输出扭矩 T=1.25×Mr=2 495.2 N·m，对比推荐的转向器，其理论最大输出扭矩为 3 308 N·m，稍大于 T。转向泵压力选择转向油泵的压力和动力转向器的输出扭矩有很大关系：Mr= P·S0·RF （2）式中，Mr为转向器输出扭矩, N·m；P 为油泵最大工作压力，MPa；S0为油缸工作面积，m2；RF为扇形齿分度圆半径，m。根据转向器厂家提供的数据：S0=·d2/4 =3.14×

39、0.09×0.09/4 = 0.006 4 m2，RF= 0.04 m，所以 P= Mr/ S0·RF=2 495.2/0.006 4×0.04 = 9.7 MPa。由此得出要使转向器的输出扭矩达到 2 495.2 N·m，转向泵的压力应该选用稍大于9.7 MPa 的数值，即 1011 MPa，而推荐的转向器要求系统达到 13 MPa 时，才能发挥出整体性能，压力稍微偏大。流量选择转向器油泵流量影响着转向系统的轻便性、反应速度、回正能力，转向盘高速发飘也和流量有关。转向泵流量的选择就是要满足转向器内部的油液流量的需求，保证转向系统正常工作的最小流量：Qm

40、in= n·S0·t + Q （3）式中， n 为转向盘转动最大速度，r/min；S0为转向器活塞缸面积，m2；t 为动力转向器螺杆螺距，mm；Q 为动力转向器允许的最大泄漏量，L/min。驾驶员转动转向盘的速度一般不超过 2 圈 /s，一般取100 r/min，所以转向器需要的最小流量 Qmin= 100×0.006 4×0.013 5×1 000 + 1 = 9.64 L/min。因此，选用油泵时也应稍大于此数值，即1112 L/min 为宜。转向系力传动比和角传动比关系转向系力传动比和角传动比关系式如下：ip=MrDsw/Mva ip=i

41、wDsw/2a （4）式中， ip为转向机力传动比；iw为转向机角传动比；Mr为转向摇臂输出扭矩 N·m；Mv为方向盘力矩 N·m；Dsw为方向盘直径，mm；a 为主销偏移距，此次选用的 3.6 t前桥a 值为 50 mm。根据以上两公式，ip=18.62×0.48/2×0.05=89.4，可以算出手上的力矩：Mv=Mr×Dsw/ ip×a=1 996.2×0.48 /89.4×0.05=214 N·m，这样作用在方向盘手上的力 Fh为Mv/ Dsw=214/0.48=446 N。GB17675- 199

42、9 规定：如转向机带助力转向但助力失效的话，允许方向盘手力不大于588 N，满足标准要求。从公式（4）看出，要想减少方向盘上手力，可以增大方向盘直径。转向机助力正常时，动力转向机产生的液压力几乎克服了全部的地面转向阻力，使驾驶员的手力在克服转向机构机械力时减轻了许多。通过方向盘扭力仪测量，驾驶员实际的手力：车辆静止时方向盘扭矩为 1214 N·m（即方向盘上手力约 2530 N），车辆以 40 km/h 的速度转弯时方向盘扭矩为 8 10 N·m。如果从低碳节能出发，按GB17675- 1999 和 GB7258- 2004中转向机不带助力功能的方向盘手力允许不大于 245

43、 N 的原则来匹配动力转向泵，假设所匹配泵后方向盘手力最大为200 N，则前述所配动力泵的某些指标可以降低为原来的466-（200- 30）/466=0.635 倍左右。当然，一般情况没有这样的匹配设计。结 论通过以上计算，为了达到转向器输出扭矩的要求，泵的压力应稍大于 P=9.7 MPa，1011MPa 为宜，这样在转向过程中既能承担转向前轴负载的要求，又不至于当转向到极限位置时系统压力一直升高到转向器要求的13 MPa才泄压；如果转向器内部压力一直保持在 13MPa，其液压元件可能会产生泄漏，并且油液一直保持高温、高压还会影响元器件性能；其次由于没有转向器内部压力的降低使得驾驶员很容易加大

44、手力对前桥的转向节臂产生了很大的力矩，使前桥顶起来或前桥把底盘前部顶起来，这对整车的结构会产生损坏性的结果。所以在压力为 1011MPa 时系统泄压不仅满足转向器的工作要求也保护了整个液压回路，驾驶员的手力由于转向阻力的回馈不易加大，这样也就减小了整个车架的刚性变形。油泵的流量也应该满足转向器转向时的油流需求，即比 9.64 L/min 大 23 L/min 即可，过大则影响了活塞运动的速度，造成转向盘发飘。因此，转向泵流量控制在12 L/min 较合适。设计时，厂方推荐的整体式动力转向器除工作压稍高（对应的扭矩3 308 N·m 也相对较高）外，其余参数都符合要求。12. 几种客车

45、悬架与转向传动装置的运动校核随着人们生活水平的提高,人们对乘坐客车的舒适性要求越来越高,尤其是长途客车、旅游客车。而悬架系统是影响客车行驶平顺性的一个重要因素,除了传统的板簧悬架外,平顺性较好的复合悬架、空气悬架越来越多地被应用到客车上。各种悬架的应用给设计者带来更高的要求,掌握各种悬架与转向传动装置共同工作的运动校核是其中一个重要的内容。下面介绍几种典型悬架系统与转向系统共同工作时的运动校核。纵置板簧悬架（1）传统的运动校核方法 该方法适用于对称的或不对称度小于10 %的钢板弹簧,如图7 所示。当前轮上下跳动时,由于转向节臂球销中心A1要随弹簧主片中心C 一起作平移运动,弹簧中心C的摆动中心

46、为O1 (O1 在纵向与卷耳中心相距L/ 4 ,L 为卷耳中心到前U 型螺栓中心的距离。在高度方向上与卷耳中心相距e/ 2 , e 为卷耳半径) ,由平行四边形机构原理作出平行四边形O1 CA1O2 ,顶点O2 就是A1 点的摆动中心,其运动轨迹为圆弧JJ 1 ;另一方面A1 点又是纵拉杆上的一点,纵拉杆绕转向摇臂下端球销中心B1 点摆动,其运动轨迹为圆弧KK1 。过A1 点作垂线NN1 ,并从A1 点向上截取距离为动挠度fd 的点,向下截取距离为静挠度fc 的点,通过这两点作垂直于NN1 的垂线,如图所示GH 和G1 H1 就是运动不协调造成的轨迹偏差。图7 纵置板簧悬架的运动校核图国内一般

47、客车厂家将此偏差控制在10 mm 以内, 欧洲一些设计公司将此偏差控制在35 mm 以内,若偏差过大,应通过修改B1 点位置,直至合格。（2）美国SAE杂志推荐的校核方法此方法适用于对称的,或不对称的钢板弹簧。首先将一个半椭圆形板簧看成两个悬臂式板簧,如图8 所示。板簧主片卷耳半径为e , 卷耳中心J 的摆动中心D 在纵向与卷耳中心相距(2/ 3) L (L 为卷耳中心到前U 型螺栓中心的距离) 。在高度方向上与主片中心线相距e/ 2 。然后将板簧看成由JD、DE、EK三个长度不变的杆件相连,可以确定板簧及与板簧相连车桥的运动轨迹,如图9 所示。考虑到板簧的塑性变形,一般板簧的满载弧高为12

48、cm。为了作图的需要,假设板簧满载弧高为零,具体作图步骤如下: 1）作出板簧的形状及桥中心点C。根据板簧的总长L ,前卷耳中心到车桥中心的距离a ,后卷耳中心到车桥中心的距离b 及C 点位于主片上方距离h ;2）U 型螺栓的夹紧长度为m 和n ; 3）确定前卷耳中心J 的摆动中心D ,以J 为圆心、Rj = (2/ 3)(a - m) 为半径作圆弧,在高度方向上与主片中心线相距ej / 2 ; 4）确定后卷耳中心K 的摆动中心E ,以K点为圆心、Rk = (2/ 3) ( b - n) 为半径作圆弧,在高度方向上与主片中心线相距ek / 2 ; 5）连接JD、DE、EK,确定板簧及与板簧相连车

49、桥的运动轨迹; 6）板簧中心螺栓中心线与DE 的交于M 点; 7）过J 点作DE 的垂线与DE 的延长线交于P 点,过K 点作ED 的垂线与DE 的延长线交于Q 点; 8）以P 点为圆心,分别以pc = fc3 (a/ b) ,pd = f d3 (a/ b) 为半径作弧; 9）以Q 点为圆心,分别以qc = fc3 ( b/ a) ,qd =f d3 (b/ a) 为半径作弧(作图时,不对称板簧和对称板簧的pc 、pd 、qc 、qd 计算方法不同,在此仅讨论对称板簧) ;10）作圆弧pc 、qc 的切线,板簧回弹时,D、E 两点位于该切线上,作圆弧pd 、qd 的切线,板簧压缩时,D、E

50、两点位于该切线上; 11）当车轮上下跳动时,车桥中心C 点随DE 点作平移运动,由每个DE的位置可以确定一个C 点的位置。当有三个C 点的位置时,可以求得C 点的运动轨迹及摆动中心O1 ;12）当角(吊耳与主片的夹角) 小于60°时或吊耳很长时,需要修正C 点的运动轨迹,这里不作讨论; 13）由于转向节臂球销中心随车桥中心一起作平移运动,可按平行四边形机构原理求出转向节臂球销中心随车桥运动的轨迹。又因转向节臂球销中心是转向直拉杆上的一点,可求出转向节臂球销中心绕转向垂臂球销中心的运动轨迹,参照方法（1）节可求出转向装置与悬架共同运动的干涉量。这种方法比传统校核方法复杂,但实用范围广,

51、还可以通过修正得到更准确的运动轨迹。图8 悬臂式板簧示意图图9 纵置板簧悬架的运动校核图复合悬架复合悬架的运动校核方法基本同纵置板簧悬架,如图10 所示。片簧的跳动中心可由实验法或运动模拟求得。车桥的跳动量与气囊的跳动量之比约等于前卷耳中心到车桥中心的距离a 与前卷耳中心到气囊中心线的距离b 之比。f d 为气囊最大压缩量时车桥向上的跳动量,fc 为气囊的最大拉伸量时车桥向下的跳动量。若偏差过大,也可通过修改B1 点位置,直至合格。非独立空气悬架(四连杆导向机构)非独立空气悬架的运动校核方法如图11 所示。O1 P 为上导向杆在侧视图上投影,O2Q 为下导向杆在侧视图上投影。当前轮上下跳动时,转向节臂球销中心A1 随四连杆上P、Q 两端点运动, PQA1 三点构成一个不变三角形。端点O1 是端点P 的摆动中心,其运动轨迹为圆弧EE1 ,端点O2 是端点Q 的摆动中心,其运动轨迹为圆弧FF1 。当P 点沿圆弧EE1 向上运动到P点时,以P点为圆心、PQ 为半径作圆弧与圆弧FF1 相交于Q点,然后以P为中心、PA1 为半径作圆弧,与以Q为中心、QA1 为半径作圆弧的交于A1点。当P 点沿圆弧EE1 向下运动到P点时,同理可求得此时转向节臂球销中心的位置A1。过A1 、A1、A1三点作圆弧KK1 ,即为悬架上下运动时A1 点的运动轨迹。另一方面A1 点又是纵拉杆上的一点,纵拉杆绕转