转向系统开发手册

GEELY转向系统开发手册转向系统设计与开发转向系统设计与开发序言转向系统在底盘系统中占据着非常重要的地位，涉及了操纵稳定性，NVH性能，造型和人机工程学等多个领域。国内外涉及转向系统零部件开发和系统集成的书籍不多，而且讲解不够全面。为了提升转向系统的设计开发能力，积累案例和经验。因此，科室基于在吉利汽车各项目中转向系统设计和开发过程中，对设计，试验，调试和开发流程进行总结；并借鉴了国内外零部件和OEM的设计和开发经验，组织科室工程师编著此书。转向系统主要分为HPS（液压助力转向系统）和EPS（电动助力转向系统）两种形式，本书分别对这两种转向系统进行了详细的研究。首先阐述了转向系统的结构、工作原理及设计准则，然后将系统目标分解到零部件级别。研究内容包括：1.概述；2.结构工作原理；3.设计准则；4.技术标准；5.试验标准及设备。从理论计算分析到实际开发的具体指标要求，涵盖了大量的公式、图表和数据，最终通过设计出合格的零部件来达到转向系统的要求。本书在选择典型实例时，基本采用吉利产品研发中的实例，同时对标行业优秀产品，具有代表性和实际价值。由于电子技术在汽车上应用的快速发展，本手册在转向系统的发展趋势和新技术方面也做了相应的介绍，包括可变传动比、线控转向、车道保持辅助、自动泊车、主动转向等一系列新技术。除新技术外，本手册还从开发流程和性能开发两个方面分别对转向系统的开发体系进行了详细阐述。手册的附录包含：设计问题汇总，国内外零部件和OEM的设计资料清单有利于工程师在产品开发时有依可循，对曾经出现过的问题进行规避。本书名词术语和计量单位符合行业通用标准，并且做到了文字准确、简练、流程，图表正确，文图配合恰当，内容阐述条理清晰，循序渐进，理论与实践兼备，适合转向系统工程师学习。承蒙吉利研究院底盘开发部各科室的大力支持和帮助，并提供了有关图纸和资料，谨此致谢。编者2014年1月第一章液压助力转向系统1.1基本理论1.1.1概述转向系统通过转向盘及相关的转向传动、执行机构来控制转向轮绕主销转动，从而实现汽车的转向，这就是汽车最基本的转向功能。其次是凭借转向盘的力的反馈，将整车及轮胎的运动、受力状况反馈给驾驶员，这就是我们通常所说的路感。这种反馈也是驾驶员感觉、检测车辆运动状态的重要途径之一，是评价车辆操控性能的评价指标之一。这里所说的方向盘反馈给驾驶员的力与驾驶员施加给方向盘的力是一对作用力与反作用力，它们大小相等，方向相反。过于追求转向力的轻便必定会以牺牲部分路感为代价的。1.1.2结构及工作原理1)结构液压助力转向系统结构见图1.1，包括动力转向器带横拉杆总成，动力转向油泵，动力转向油壶，动力转向高低压油管，转向管柱及中间轴总成等。图1.1转向系统结构简图2)工作原理发动机带动动力转向油泵运转，油泵从油壶中吸取转向液并在运转的过程中排入动力转向高压油管，从而进入转向器阀体。当方向盘不转动，油液将直接流出转向器阀体，流入动力转向低压油管，最后进入动力转向油壶，从而形成循环。当方向盘向右转动时，转阀打开，油液从转向器的左侧油管进入油缸推动活塞向右侧运动，右侧油缸的油液右侧油缸流出从右侧油管流入转阀，经由动力转向低压油管进入转向油壶。1.1.3设计准则1、转向梯形断开点定义在汽车转向杆系与悬架的匹配设计中主要考虑：①使内外轮有足够大的转角来达到整车最小转弯半径的要求；②当车轮上、下跳动（悬架压缩，伸张）时由转向杆系与悬架的运动干涉所引起的车轮前束角变化尽可能小；③汽车转向行驶、车身发生侧倾时，由上述两种机构运动干涉所引起的侧倾转向角（车轮前束角变化）尽可能小或有利于不足转向；④由悬架中橡胶元件的受力变形所引起的车轮前后移动要尽可能不引起前束角的变化。所以，整车转向器横拉杆断开点的设计，需要考虑的几个主要因素：①悬架垂直载荷与车轮跳动之间的关系；②轮跳动与弹簧的压缩比之间的关系；③轮跳动与减震器的行程比（实际行程与总行程的比例）之间的关系；④车轮跳动与前束角的变化之间的关系；⑤车轮跳动与前轮距的变化之间的关系；⑥车轮跳动与外倾角的变化之间的关系；⑦车轮跳动与整车翻滚中心高度之间的关系；⑧横向载荷与外倾角变化之间的关系；⑨横向载荷与轮距（接地点）变化之间的关系；⑩驱动力与前束角变化之间的关系；eq\o\ac(○,11)驱动力与轮距（车轮中心）变化之间的关系；eq\o\ac(○,12)制动力与前束角变化之间的关系，见表1.1。表1.1转向器横拉杆断开点的关键参数1)平面画图法在汽车采用麦弗逊独立悬架情况下，前轮上下轮跳时，E和G点之间的距离要发生变化。因此，要采用不同的方法确定转向连杆断开点的位置。在转向节臂铰点U点在主销轴线外侧、并且略高于悬架下摆臂与转向节的铰点G。在这个系统中确定断开点T的步骤如下，见图1.2。(1)确定转向节的运动瞬时中心P1。转向节在E点的绝对速度就是沿着减振器轴线的相对速度，因为在这一点的牵连速度（由减振器轴线绕E点转动引起）为零，所以转向节在E点的瞬时运动中心位于过E点所做的与减振器轴线相垂直的直线EP1上。悬架控制臂轴线GD的延长线与EP1相交于P1点，其就是转向节的瞬时运动中心。(2)确定P2点。过G点做直线EP1的平行线GP2，与其与E，D连线的延长线交于P2点。(3)去定角alpha。U点式转向节臂与转向横拉杆的铰点。转向横拉杆应该位于U，P1点的连线上。直线EP1与直线UP1之间的夹角为alpha。(4)确定P3点。过P1做一条直线P1P3，使其余直线P1P2的夹角为alpha；P1P3与U、G连线的延长线交于P3。(5)确定断开点T，P3、D点连线的延长线与直线P1U交于T，它就是转向拉杆的断开点。图1.2转向拉杆内断开点确定方式如果转向节铰点U在主销轴线内侧，并且比较高。而U点位置越高并且其越靠近内侧，则将获得越长的转向连杆UT，这将导致采用中央输出式齿轮齿条转向器。图1.3前束角随前轮上下跳动的变化特性图1.3中给出三辆前轮驱动汽车的左前轮的前束角随车轮上下跳动的变化曲线（测量结果）。其中具有特性曲线1、2的汽车采用的基本上是按照前束方法确定的转向连杆断开点，其特点是在设计位置附近前束角随车轮上下跳动而变化的斜率基本上是零，而且在整个车轮跳动范围内前束角的变化比较小（最大变化量一般不超过1°）。特性曲线3不同，在其设计位置的前束角变化斜率为一个负值，即随着车轮上跳前束角减小。而在汽车向右转向行驶时，左前轮为外侧车轮，由于车身侧倾，其相对于车身向上跳动，前束角减小有利于不足转向。如图1.4，需要把断开点T2布置在理想断开点T以上就可以获得曲线3那样的前束变化特性，及当车轮上跳时，U点就会被推向外侧，引起车轮的前束角变化。当然，如果定量评价侧倾不足转向。图1.4趋于不足转向的断开点设计转向梯形的确定较为复杂，主要和悬架的动态特性连接非常紧密，所以在进行转向梯形分析的时候需要借助与悬架的动态分析，并运用专门的CAE动态分析软件进行处理。在改进和确定转向梯形时需要重点考虑以下因素，特别是前悬架的跳动及各种路况下的姿态对前轮定位参数的影响。特别是不足转向特性的变化需要特别地关注。车轮前后移动时前束角的控制前悬架设计要求车轮能够相对车身前后移动一定距离。为达到这个目的而采用的悬架和转向杆系设计，其中采用麦弗逊式悬架和齿轮齿条转向器。在图1.5所示系统中，悬架下摆臂的前安装点A相当于一个铰点，后安装点B是一个具有一定刚度的橡胶件。在驱动力Fa、制动力FR的作用下，下摆臂在B点处将发生一定的横向位移。转向连杆和悬架下摆臂的设计应该保证车轮在纵向力作用下只做平动，而不发生前束角变化。图1.5车轮前后移动时前束角的控制2、最小转弯半径汽车最小转弯半径汽车回转时汽车的前轮外侧循圆曲线行走轨迹的半径，见图1.6。图1.6转向内外轮转角和转弯半径最小转弯半径计算方法见公式1.1Rmin=L-式中δ2a——后轴中心侧偏角δ1o——前轴外轮侧偏角r——主销偏移距；θ0max——当转向盘转到极限位置，汽车以最低稳定车速转向行驶时，外侧转向轮的中心平面在支承平面上滚过的轨迹园半径。它在很大程度上表征了汽车能够通过狭窄弯曲地带或绕过不可越过的障碍物的能力。转弯半径越小，汽车的机动性能越好。最小转弯半径由整车级进行定义，而转向梯形设计，内外轮转角和齿条行程设计时需要保证实现最小转弯半径的目标。3、最大内外轮转角的定义当最小转弯半径确定后，外轮转角就随之确定下来。而如何通过设计合理的转向梯形设计内外轮转角的关系是至关重要的，也是转向梯形设计的主要指标。内轮转角的大小可以尽可能的大，提高车辆的机动能力，但是，受到造型和脚部布置的影响，内轮转角受到限制。内轮转角一定是大于外轮转角。内轮转角的大小，取决于转向横拉杆内外点的设计和齿条行程，如果转向横拉杆内外确定的条件下，内轮转角至于齿条行程相关。在齿条行程的定义中可以同时考虑。4、齿条行程的定义齿条行程基于齿轮齿条转向器设计的技术参数，是为实现内外轮转角的关键参数。当转向横拉杆长度及平面布置角，转向节臂长度及平面布置角确定，悬架四轮参数确定后，即可设计齿条行程和内外轮转角的关系。主要的设计输入输出和车型对比见表1.2。齿条行程和内外轮转角的关系见图1.7。图1.7齿条行程和内外轮转角关系图表1.2齿条行程计算设计输入转向横拉杆TXNNL-2GC-1NL-1LG-1CE-1FE-1转向横拉杆实际长度mm375.431393.31373.92393.31364.15370.78403.07转向横拉杆中心位置XY平面投影夹角deg82.1385881.4182.8581.4182.9782.6383.06转向节臂转向节臂实际长度mm134.3672128.73135.63128.73120.21126.59116.85转向节臂中心位置XY平面投影夹角deg5.1633.150.622.47转向器内球铰中心距mm660666.20715.00666.20592.60623.00582.56线角传动比mm/rev40.8446.6748.7040.8440.8442.9940.84齿条单侧行程mm75.571.0078.0071.0069.0070.2069.00最大轮胎转角内轮转角（参考）deg4040.0040.0040.0040.0040.0040.00外轮转角（参考）deg33.833.8033.8033.8033.8033.8033.80设计输出最大内轮转角deg39.8674637.6137.8737.6138.5236.1640.04最大外轮转角deg32.2447531.5933.2831.5933.1732.0134.215、有效转向节臂长度转向节臂长度是转向横拉杆外球头中心点到悬架主销轴线的垂直距离，是悬架系统力矩作用到转向梯形上的力臂。车轮在转动过程中，由于转向节臂与转向横拉杆角度的变化，力臂会发生变化，变化的力臂成为有效转向节臂长度，见图1.8。转向节臂长度的相关参数包括转向拉杆的长度，平面布置角度，转向节臂的长度和布置角度，以及转向器内球头点的距离，齿条行程。具体计算结果见表1.3。有效转向节臂与齿条行程的关系见图1.9，转向节臂与转向横拉杆的夹角见图1.10。图1.8转向拉杆和转向节臂变化平面图图1.9有效转向节臂长度与齿条行程的关系图1.10转向节臂与转向横拉杆夹角和齿条行程的关系表1.3转向节臂与拉杆计算结果转向横拉杆单位TXNNL-2GC-1NL-1LG-1CE-1FE-1转向横拉杆实际长度mm375.43393.31373.92393.31364.15370.78403.07转向横拉杆中心位置XY平面投影夹角deg82.1481.4182.8581.4182.9782.6383.06转向节臂转向节臂实际长度mm134.37128.73135.63128.73120.21126.59116.85转向节臂中心位置XY平面投影夹角deg5.1633.150.683.152.240.722.47转向器内球铰中心距mm660666.20715.00666.20592.60623.00582.56线角传动比mm/rev40.8446.6748.7040.8440.8442.9940.84齿条单侧行程mm75.571.0078.0071.0069.0070.2069.00设计输出TXNNL-2GC-1NL-1LG-1CE-1FE-1最小拉杆和节臂夹角deg31.0736.0539.7136.0537.5841.7836.146、驻车状态下横拉杆和齿条力的定义驻车齿条力是指车辆在干燥沥青或水泥路面驻车，转动方向盘过程中，由于车轮与地面摩擦以及悬架自回正特性产生的力矩左右到齿条上的结果。齿条力是用于设计转向器和助力系统的重要前提条件。在车辆转向过程中，车辆会受到侧向力和垂向力矩的作用，见图1.11，在驻车情况下侧向力为零。所以，原地驻车力矩就可以通过公式计算出来。图1.11车轮受力分析（1.2）P——轮胎气压；F——垂直载荷；R——轮胎接地面积；M——摩擦力矩；μ——摩擦系数；齿条力与原地驻车力矩的就是对有效转向节臂的比。所以，齿条行程和齿条力的关系如图1.12所示，齿条力和转向横拉杆的关系如图1.13所示。图1.12齿条行程与齿条力的关系图1.13齿条行程与转向横拉杆力的关系

1.2机械转向管柱及中间轴总成1.2.1概述机械转向转向管柱总成、中间轴总成是实现驾驶员意图的传递机构，要求操纵精确和轻便。而且在碰撞中起到吸收碰撞能量的作用，同时也搭载了很多的电子操控装置，如换档机构，大灯开启装置，雨刷操纵柄防盗装置等等。具体见图1.14。图1.14功能定义1.2.2结构及工作原理调节结构转向管柱带中间轴总成是连接转向盘与转向机的传动机构。它基本上有两部分组成：一部分是转向管柱总成，另一部分是中间轴总成。它们的作用是将作用在转向盘上的手力传递给转向机，并将转向轮受到的力和冲击回传到转向盘使驾驶员能够感知路面情况，对车辆采取正确控制。从结构方面可以分为可调转向管柱和不可调转向管柱，见图1.15；下面着重从功能定义，布置、安全性、舒适性等四个方面说明转向管柱带中间轴总成的设计要求，供应商情况见表1.4。图1.15转向管柱及中间轴总成可调结构形式表1.4供应商资源情况（中间轴总成）供应商注塑不可滑动式包塑滑动式新型滑动式减震式NEXTEER√√√√MANDO√√√√TRW√√√√蒂森克虏伯√√√√江苏南阳√√√√MOBIS√√√√JTEKT√√√√绵阳三力√√√浙江万达√√√上海优立昂√√√荆州恒隆√√√溃缩结构据统计，在美国吸能式转向管柱是所用车辆最有效挽救生命的技术之一。在美国，吸能转向管柱每年帮助挽救超过2500个生命。联邦车辆安全标准和其他安全技术挽救生命统计，1960~2002年。见图1.16。图1.16碰撞伤亡人数和安全技术发展趋势管柱溃缩分为外溃缩和内溃缩：外溃缩是指在碰撞中整个管柱向前移动；内溃缩是指管柱在内部移动，管柱的下部分保持不动，见图1.17溃缩结构形式。图1.17溃缩结构形式1）可变形弯曲的支架吸能机构结构特征：具有特定几何结构、材料厚度及材料特性的下安装支架。在安全碰撞中可以变形，以确保管柱按受控的方式压溃。优势：可预测的吸能机构。设计过程中可调整。可避免压溃时受弯矩的影响如果使用双支架设计，可能使压溃力在压溃过程中逐渐增加。LG系列车型应用，见图1.18。图1.18可变形弯曲支架吸能结构2）可调式S型吸能钢带设计：在碰撞过程中，吸能钢带会被拉动，沿着固定的作用表面变形，从而产生一个恒定的抗力。不用改变安装环境就能轻易地调整管柱的夺溃力，以满足系统的要求。可以通过对吸能钢带的调整来满足欧洲、北美以及中国的各种碰撞试验要求（NCAP）。NL系列车型应用见图1.19。.图1.19可调式S型吸能钢带3）球衬套吸能：结构特征：40颗钢球组成的球轴承通过压配压入两钢管中。压入力与安全碰撞的压溃力基本相等。优势：可预测的，可调配的吸能机构。通常不需要更改工装模具。价廉的大批量生产工装。唯一能100%保证大批量生产质量的吸能机构。目前无车型应用。见图1.20。图1.20球衬套式吸能4）释放式滑块：结构特征：通过注塑孔使滑块的与管柱支架连接，碰撞过程中注塑销的断裂力和滑块摩擦力提供一级缓冲力，之后管柱套管中塑料连接位置断裂，产生二级缓冲力。优缺点：成本低，滑块一致性难控制，碰撞中以产生弯矩，滑块无法正常脱落。GC、FE、FC、HL、NL等系列车型应用，见图1.21。图1.21释放式滑块5）DIT结构夹紧力与手柄位置的响度独立消除了点对点的啮合接触。与支架的双向啮合，改进了压溃过程中的稳定性，从而改进了碰撞性能。见图1.22。图1.22DIT结构供应商资源溃缩结构转向管柱总成供应商资源见表1.5。表1.5供应商资源情况（转向管柱总成）供应商角度调节角度和高度调节电动调节可变形支架吸能钢带/钢丝球衬套释放式滑块是否体系内NEXTEER√√√√√√√MANDO√√√√√√√√TRW√√√√蒂森克虏伯√√√√√√√江苏南阳√√√√√√√MOBIS√√√√√√√JTEKT√√√√√√绵阳三力√√√√√√浙江万达√√√√√上海优立昂√√√√√荆州恒隆√√√√1.2.3设计准则布置准则1、空间角度要求转向芯轴中心线、中间轴形成的中心线、转向机输入轴中心线形成的空间角度，它们形成的夹角影响力矩波动和传动效率，转向芯轴中心线与中间轴形成的中心线形成的角度为，中间轴形成的中心线与转向机输入轴中心线形成的角度为。2、传动效率为了获得较高的传动效率，要求、大于等于（即锐角小于等于），此角度越大越好。见图1.23。图1.23传动机构夹角示意图3、力矩波动要求力矩波动影响到驾驶员对转向系统的感觉，尤其原地打方向，驾驶员对力矩波动比较敏感，力矩波动越小越好。定义：方向盘处的输入角速度：input；转向机输入轴获得的输出角速度：output。角速度变量：=output/input为了达到一个较好的方向盘手感，对的波动要求如下：0.951.05best0.901.10good，不接受根据实车对理论数据的验证，建议设计值控制在1%以下，避免由于装配和制造误差而造成的设计偏离。4、转向管柱夹角要求确定转向机输出轴线的位置，中间轴两端万向节中心位置，方向盘输入轴管柱的长度，一般而言，在平台沿用的基础上优先考虑新开发车型的转向机输入轴轴线的位置沿用原车型，下面是确定相关参数的步骤。1）平台沿用的基础上优先考虑新开发车型的转向机输入轴轴线的位置沿用原车型。2）根据相关经验值初步确定中间轴两端万向节中心坐标。3）根据方向盘中心位置初步确定方向盘输入轴芯轴端点坐标。4）从力矩波动的角度检查中间轴万向节中心布置位置的合理性。相关关键参数的初步确定：如表1.6是相关关键尺寸的描述以及经验值。表1.6关键参数项目输入轴与中间轴夹角输出轴与中间轴夹角输入轴与整车XY平面夹角输入轴与整车XZ平面夹角管柱芯轴端部与安全气囊激发器最小间隙转向机输入轴长度相关代号β1β2βxyβxzL1L3经验值<=30°<=30°<30°<=1.5°20mm-25mm190左右注：从减小力矩波动的角度考虑一般要求：|β1-β2|〈3.3°，相关尺寸表示如图1.24示例。图1.24转向管柱及中间轴总成布置角度5、调节范围要求对于可调转向管柱，在满足总布置（仪表的可视范围等）的条件下，方向盘调节的范围越大，越能满足更多顾客的需要，即调节范围越大越好，推荐值AB（方向盘中心在调节过程中的移动距离）取35mm～45mm，对于可以伸缩的转向柱，伸缩的行程推荐值为40mm左右。★注意点1）由于存在制造公差和装配误差，避免调节过程中的卡死，确保滑动销能在固定滑道里顺利滑动，要使（固定滑道圆弧半径，滑动销圆弧半径）。2）调节手柄的调节力建议小于等于75N。目标定义1、溃缩类型的选择流程基于溃缩类型，轴向调节类型和布置要求，进行转向管柱的溃缩结构设计，见图1.25。2、溃缩力和溃缩距离要求1）拉脱块左右两个，拉脱力为1500N-2000N（左右两个合力）；2）中间轴总成注塑移动力为2000N-3000N，移动量不小于40mm；3）转向管柱总成注塑移动力为2000N-3000N，移动量不小于70mm；4）转向芯轴总成注塑移动力为2000N-3000N，移动量不小于70mm。图1.25溃缩形式的选择流程1.2.4零部件试验标准及设备零部件试验标准1、机械转向管柱总成性能试验1)转向轴旋转力矩将总成实车角度安装，不加载。转动速度：（10~15）r/min，螺栓拧紧力矩按实车要求。2)转向轴轴向位移量按图1.26，①对转向轴施加轴向载荷±50N。图1.26转向轴轴向位移量3)转向轴径向位移量按图1.26，②③对转向轴施加径向载荷±50N。4)转向柱共振频率机械转向管柱总成水平固定，安装面向上。使用实车转向盘（或模拟装置），允许不安装中间轴总成。加速度传感器安装位置及敲击位置见图1.27，敲击点在上轴承厚度中间位置。转向柱管调节的上、中、下位置均需进行测定。图1.27转向管柱共振频率5）总成抗扭强度总成按直线状态安装，转向器连接杆端固定。从转向盘端以10±5°/min加载速率施加扭矩至破坏，并记录负荷—角位移曲线。6）滚动轴承拔除力转向柱固定（如图1.28），对转向轴施加轴向载荷。滚动轴承被压出时的最大载荷即为滚动轴承拔除力。记录负荷—位移曲线。图1.28滚动轴承拔除力7）弹性滚针轴承拔除力下管柱部分固定，拆除转向轴上端挡圈，以50mm/min的速率从中间轴联接端拉拔转向轴，直至弹性滚针轴承发生位移，记录负荷——位移曲线。8）转向柱轴向强度转向柱总成按实车状态固定，允许水平或垂直支撑按图1.26①所示方向对转向轴加载，载荷保持时间：30sec，轴向载荷：±1.20kN。9）转向管柱扭转刚度总成直线状态安装，与中间轴联接端固定。从转向轴方向盘端以10±5°/min加载速率施扭，力矩测量范围：0～200N·m，此时载荷与角位移的比值，即为刚度。记录负荷——角位移曲线。10）管柱刚性总成水平安装，距转向轴端面10mm处加载，加载方向对侧检测。11）防盗扭矩总成水平安装，装上指定转向锁锁住转向轴，从转向盘端以10±5°/min速率施加扭矩。记录扭矩——角位移曲线。12）方向盘位置调节机构操作力如图1.29，总成水平安装，在距手柄端面10mm处测力。图1.29调节机构保持力13）转向盘位置调节力水平安装带有指定转向盘的机械转向管柱总成，松开调节手柄测量。测量位置：转向盘轮缘(如图1.29)。14）调节机构弹簧性能总成水平安装，装配实车转向盘（或等效配重块），扳动调节手柄至完全解锁位置。15）转向盘位置调节机构的强度总成水平安装，在手柄松开和锁紧至极限位置的两个位置施加200N以上的载荷，距手柄端面10mm切向加载。16）调节手柄刚性总成水平安装，将手柄锁紧至极限位置继续加载至200N，计算其刚性。距手柄端面10mm切向加载。将手柄锁紧至极限位置，在水平方向对手柄施加200N的载荷，计算其刚性，距手柄端面10mm水平方向加载。17）调节机构保持力水平安装带有指定转向盘的转向柱，锁紧调节手柄，在转向盘轮缘上向下施加负荷。18）调节机构耐久运行以下循环：①在上极限位置锁紧手柄；②放松调节手柄；③向下调节转向柱至下极限位置；④在下极限位置锁紧手柄；⑤放松调节手柄；⑥向上调节转向柱至上极限位置。循环次数：1000次，循环速率：5~9cpm。19）溃缩性能将下部轴总成按图1.30方式固定。对转向轴以50mm/min速率施加轴向压缩载荷。记录载荷—位移曲线，即溃缩力曲线。图1.30溃缩性能20）冲击吸能试验使用指定的转向盘，按GB11557-19984.2进行试验。2、中间轴总成试验1）万向节节叉工作角万向节两相联节叉成实车角度+2°安装，全周旋转万向节。2）万向节角间隙固定万向节的其中一个节叉，在旋转方向对另一节叉施加±1N·m载荷，测量角间隙。3）万向节十字轴轴向间隙固定节叉，从节叉轴承孔德轴线方向施加±100N的载荷，记录负荷—位移曲线。每个万向节的两个方向均需进行检测。4）万向节轴承压出力如图1.31方式固定节叉，从节叉轴承孔的轴线方向施加载荷至发生位移，记录负荷—位移曲线。每个万向节的两个方向均需进行检测。图1.31万向节轴承压出力5）节叉摆动力矩固定万向节其中一个节叉，检测另一节叉绕其旋转的力矩。对于带锁紧孔的节叉，需插入实车轴并按实车装配扭矩锁紧后检测。6）万向节与轴的拔除力节叉内插入实车轴，将锁紧螺栓以1.5Nm扭矩紧固，对万向节施加轴向载荷，检测轴被拉离万向节时的载荷。见图1.32。图1.32万向节与轴拔除力7）中间轴总成滑动力中间轴总成水平安装，固定总成一端节叉，在另一端施加推拉力。滑动的有效长度内检测。次数：推拉5次。8)滑动结构角间隙固定中间轴总成滑动结构的一半轴，在旋转方向对另一半轴施加±1N·m载荷，测量角间隙。9)中间轴总成拔脱力

固定中间轴总成滑动结构的一半轴，在轴向对另一半轴施加拉力，检测两半轴分离时的力。10)节叉铆接处拉脱力固定节叉B，在中间轴端施加轴向拉力，检测中间轴发生位移时的力。零部件试验设备1、高强度扭转试验台试验项目：1）转向管柱和中间轴扭转强度；2）调节机构特性；3）静态强度；4）转向防盗试验；5）转向管柱和中间轴扭转刚度。见图1.33。图1.33高强度扭转试验台2、双向扭转试验台试验项目：1）旋转扭矩测试（启动力矩，平均力矩和耐久后力矩）；2）旋转耐久，见图1.34。图1.34双向扭转试验台3、扭转测试设备试验项目：1）旋转动态耐久；2）线性动态耐久；3）线性静态试验（压缩/拉伸），见图1.35。图1.35扭转测试4、伺服设备试验项目：1）Tilt调节机耐久；2）Tilt节铰链耐久；3）锁套耐久；4）防盗耐久和防盗强度试验；5）上下调节机构耐久；6）前后机构调节耐久；7）开关磨损试验；8）换档机构耐久；9）STG扭转耐久。见1.36。图1.36伺服试验台5、MTS设备试验项目：动态扭转疲劳耐久，见图1.37图1.37MTS设备6、拉伸仪试验项目：转向管柱和中间轴静压溃试验，见图1.38。图1.38拉伸仪7、冲击疲劳设备试验项目：1）上下轴承耐久；2）支架碰撞失效；3）锁套拉出力；4）防盗试验；5）偏置弯曲耐久；6）Tilt调节结构耐久；7）轴向载荷耐久；8）上下调节耐久；见图1.39。图1.39拉伸仪8、电器测试试验项目：1）管柱电子功能检测；2）喇叭开关耐久；3）电子驻车锁耐久；4）点火锁耐久；5）电动调节按钮耐久。见图1.40。图1.40电器测试9、固有频率试验项目：转向管柱固有频率测试，见图1.41。 图1.41固有频率测试10、机器人试验项目：1）Tilt调整耐久；2）换档耐久；3）管柱锁防盗耐久；4）锁套耐久；5）上下调节耐久；6）扭转刚度；7）头部碰撞试验，见图1.42。图1.42机器人11、跌落锤试验项目：转向管柱动态冲击试验，见图1.43。图1.43跌落锤供应商设备现状表1.7供应商设备现状供应商刚度测试固有频率静压溃跌落锤机器人MTSNEXTEER√√√√√√MANDO√√√√√TRW√√√√√蒂森克虏伯√√√√√江苏南阳√√√√√MOBIS√√√√√JTEKT√√√√√绵阳三力√√√√浙江万达√√√√上海优力昂√√√荆州恒隆√√√√√

1.3转向器带横拉杆总成1.3.1概述转向器是转向系统中重要的组成部分，它是车辆完成转向功能的重要执行机构，连接着转向传动机构（转向管柱带中间轴及万向节总成）及车轮，并把驾驶员的转向意图及时、精确地反馈给相应的转向轮。其作用主要有三方面:1、增大来自转向盘的转矩，使之达到足以克服转向轮与路面之间的转向阻力矩；2、降低转向传动轴的转速，并使转向摇臂轴转动，带动摇臂摆动使其末端获得所需要的位移，或者是将与转向传动轴连接在一起的主动齿轮的转动，转换成齿条的直线运动而获得所需要的位移；3、通过选取不同的螺(蜗)杆上的螺纹螺旋方向，达到使转向盘的转动方向与转向轮转动方向协调一致的目的。一般轿车用转向器的工作温度范围是：－35℃～＋120℃，轿车齿轮齿条液压助力转向器的最高允许工作压力通常在8MPa～1.3.2结构及工作原理根据转向器是否具有助力功能，可以分为动力转向器与机械转向器两类，其中助力转向器又可分为液压助力转向器、电子助力转向器及电子液压助力转向器等。根据结构形式的不同，又可以分为齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器、蜗杆指销式转向器等类型。目前仍广泛应用的结构形式为齿轮齿条式转向器和循环球式转向器。图1.44为齿轮齿条式转向器带横拉杆总成的示意图。图1.44齿轮齿条式转向器结构1、齿轮齿条转向器的输入输出型式根据齿轮位置及输出特点的不同，齿轮齿条转向器有以下四种：①侧面输入、两端输出，见图1.45(a)；②中间输入、两端输出，见图1.45(b)；③侧面输入、中间输出，见图1.45(c)；④侧面输入、一端输出，见图1.45(d)。采用中间输出方案时，由于左、右横拉杆与齿条中间联接。横拉杆的长度较长，在车轮上、下跳动时横拉杆摆动角度较小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。但由于转向器壳体开有供齿条带横拉杆左右移动的长槽，整体刚度与强度均有所降低。两端输出时方案应用较广，但此种方案转向拉杆长度较短，在随车轮上、下跳动时，其摆角也较大，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉，故多应用于独立悬架车型。一端输出的方案目前很少，一些采用非独立悬架的微型平头货车上应用此方案。图(a)图(b)图(c)图(d)图1.45齿轮齿条转向器型式2、转向器在整车中的布置形式根据转向器和转向梯形相对于前轴位置的不周，齿轮齿条转向器在整车上的布置型式有以下四型式：①转向器置于前轴后方，后置梯形，见图1.46(a)；②转向器置于前轴后方，前置梯形，见图1.46(b)；③转向器置于前轴前方，后置梯形，见图1.46(c)；④转向器置于前轴前方，前置梯形，见图1.46(d)。图(a)图(b)图(c)图(d)图1.46转向器在整车中的布置形式采用何种布置形式主要取决于整车尺寸、发动机布置及驱动形式等。3、齿轮齿条式转向器的安装齿轮齿条式转向器最常见的安装方式是通过螺纹联接在前副车架上（见图1.47），安装支架与副车架之间有橡胶隔振套，或者在转向器安装支架安装孔内置橡胶衬套，橡胶衬套可以衰减路面通过车轮传递过来的冲击。齿轮齿条转向器的正确安装高度，使转向横拉杆和悬架下摆臂可平行安置。齿轮齿条式转向系统中摩擦点的数目减少了，因此这种系统轻便紧凑。大多数承载式车身的前轮驱动汽车用齿轮齿条式转向机构。由于齿条直接连着梯形臂，这种转向机构可提供好的路感。在转向器与支承托架之间装有大的橡胶隔振垫，这些衬垫有助于减少路面的噪声、振动从转向器传到底盘和客舱。转向器的正确安装对保证转向横拉杆与悬架下摆臂的平行关系有重要作用。图1.47转向器的安装位置4、齿条齿条转向器结构齿轮齿条式机械转向器主要由齿轮组件、齿条、壳体与齿条筒组件、横拉杆带护套总成、调整弹簧及锁紧螺母组件等几部分组成，如下图1.48。齿轮是与转向输入轴做成一体的，常采用螺旋齿形结构；齿条是一杆状带有斜齿齿面的零件，齿轮与齿条在壳体内啮合形成一个传动副。图1.48齿轮齿条转向器结构图1)齿条齿条是带有轮齿的杆(图1.49），一般横截面呈圆形，也有部呈V形、Y形的，目前吉利公司所有车型转向器的齿条横截面匀为圆形。齿条安装在转向器壳体及齿条筒总成里面，一端与齿轮啮合，另一端由支承套支承在齿条筒内；齿条两端（或中间）与转向横拉杆相联。当转动输入轴时，通过齿轮齿条的啮合，齿条沿轴向相应做直线移动，并通过转向横拉杆带动车轮绕主销轴线转动。齿条可以比作是梯形转向杆系的转向直拉杆，因此，转向横拉杆的高度应适当，以满足转向车轮在不同载荷下的转向运动与悬架导向机构相谐调。齿条一般采用优质碳素结构钢40、45，或者碳素合金钢如40Cr、45Cr，具有较高的强度与硬度，淬透性好，齿部经过高频淬火处理后，硬度较高，耐磨性好。吉利公司现有车型转向器的齿条材料主要是结构钢45。图1.49齿条结构图2)齿轮组件齿轮组件主要由齿轮、球轴承及挡圈等组成，齿轮一般与转向输入轴做成一体，上端插花键或铣平键，与中间轴万向节联接配合，下端圆柱表面滚切成齿形，与齿条齿部啮合，见图1.50。输入轴安装于转向器壳体内，通过齿部与齿条上的齿相啮合，可将转向管柱带万向节总成的转动运动转换为齿条的直线运动。齿轮两端均由轴承支撑，且上端轴承部装有限位挡圈或卡簧，防止在转动过程中齿轮轴向窜动。图1.50小齿轮结构小齿轮一般用低碳钢如20CrMo、20CrMnTi等制造，齿部表面进行渗碳淬火，保证齿部具有较高的硬度及耐磨性，同时芯部仍保持一定的韧性。吉利公司现有车型转向器的齿轮材料主要是20CrMnTi。3)壳体及齿条筒组件壳体类型分为两体式铝质壳体和铝制壳体+铁质套管两种类型，见图1.51。壳体与齿条筒组件主要由壳体、齿条筒、支承套（齿条导向）等组成，它好比机床的机架，是转向器其它各部件的安装载体，并提供转向器总成与整车的装配要素。壳体为一空腔铸件，与齿条筒铆压成一体。支承套安装与齿条筒内，用于支承齿条在壳体及齿条筒内来回移动。壳体材料多采用ZL105、ZL107等系列或压铸铝合金ADC12（国外牌号）铸而成，齿条筒采用冷轧精密无缝钢管或焊缝钢管，支承套多用工程塑料注塑而成。也有一些产品壳体与齿条筒为铝合金铸造一体的，但价格往往也高些。吉利公司现有车型转向器的壳体材料主要是ZL107。图1.51壳体类型4)转向横拉杆及护套总成转向横拉杆总成主要由中部横拉杆带球头总成、外部横拉杆带球头总成、护套等组成。中部横拉杆与外部横拉杆通过螺纹联接，可实现总长的调节，方便装车后车轮前束的调整；它还与齿条、转向节臂共同构成转向梯形结构，将齿条轴向推力传递至转向节上实现车轮绕主销轴线的转动，并在转向过程中使左右车轮保持谐调的几何关系，完成车辆转向功能；由于在车辆直线行驶过程或转转的同时，悬挂系统姿态也是不断变化的，导致转向梯形机构中各杆系的空间夹角不断变化。横拉杆总成与齿条、转向节的球头销联接装置，便是为适应此动态工作环境所设置的，球头销可以在球座内自由转动，一般单边最大摆角约25~35度（吉利部分车型转向器横拉杆内、外球头最大摆角见表1.8）。护套则防止灰尘、泥土等进入球销及转向器内部。表1.8球头摆角统计表（吉利）车型NL-1FE-1FC-1LC-1CK-1RGC内球销最大摆角（°）3031312933.530外球销最大摆角（°）2525252526.525目前吉利公司车型转向器外球头的球销联接尺寸及主要外形尺寸已实现了标准化，标准球头销见图1.52。图1.52外球头销接口尺寸转向横拉杆本体材料一般为优质碳素结构钢如40、45，或合金结构钢40Cr等，见图1.53，防护套一般为橡胶或橡塑材料。吉利公司现有车型转向器的转向横拉杆及球头的材料主要是40Cr，防护套材料主要有EPDM、普通氯丁橡胶（CR）两种。图1.53内外拉杆材料对比5)转向横拉杆的长度转向横拉杆的长度是车辆的驾驶舒适性和操纵稳定性的要求而确定，而内外横拉杆的直径是依据车辆载荷的大小确定，外横拉杆的形状是根据轮胎包络的要求保持合理的间隙（>18mm）而确定形状（直线型，曲线形），具体各竞品车辆的参数如表1.9所示。表1.9竞品车型结构参数对比车型乐骋CITY凯美瑞卡罗拉雷克萨斯丰田大霸王东风雪铁龙C2丰田YARiS(05款)NL-1LG-4CE-1EFE-1GC-1FC-1HL-1外拉杆长(mm)19018720517319021655175231140163163193163193转向器带横拉杆总成总长(mm)137013401470137014701440133013601077131513541382145413621441拉杆螺纹直径(mm)141215141516141415121414161416拉杆螺纹外露尺寸(单位为螺距)(mm)8、94、67、86、76、84、57、85、6128910810内拉杆直径(mm)15.51515121513.5181213131413131314内外拉杆总长(mm)350270375385390395360355393365370401373390392整备质量(kg)1495184019201670198523051440150520421490151516551980163023026）调整弹簧及锁紧螺母组件齿轮齿条啮合过紧会增大磨擦力，导致转向器总成的转动力矩增加，正、逆效率也增加，但齿轮齿条啮合间隙地大，则会在转动过程中产生跳动感，并在车轮受到路面冲击的时候，齿轮齿条之间也会产生关联的冲击力。调整弹簧及锁紧螺母组件的作用即是给转向器的齿轮与齿条啮合增加一个预载荷，并在齿轮齿条因磨损而间隙增大时可以实现间隙的自动调节。如图1.54所示，件1为支撑座，支撑在齿条的背面，用以压紧齿条；件2为调整弹簧，一端压紧支撑座，一端被件3压紧；件3调整螺母，通过调整它的旋入深度，可以调整弹簧的预紧力；件4为锁紧螺母，防止调整螺母松动。图1.54调整弹簧及锁紧螺母组件6）转阀总成是通过输入轴的转动来控制转向器液压缸内的油液流动方向及流量、压力，进而控制齿条及活塞的动作方向与液压推力的大小。转阀总成主要以下部分组成（参见图1.55）。图1.55转阀总成阀套（SLEEVE）阀套是位于转向器壳体上部，镶嵌于阀壳体内的一个圆环形零件，表面有多条平行的沟槽，浅槽用做环形油封的安装，打有通孔的深槽做转阀油道。阀套内部有铹有纵向沟槽，也是转阀油道的一部分，纵向沟槽的数量取决于转阀油道数量，图1.56分别为6油道阀、8油道阀、9油道阀的横截面，吉利各车型均采用8油道阀。输入轴与机械转向器不同的是动力转向器的输入轴与齿轮轴是断开的，且输入轴为中空的，上端与扭杆通过定位销固结在一起。下端圆柱表面也有纵向沟槽，并与阀套内部沟槽一一对应。它不但传递机械转向扭矩，还直接控制液压油液提供相应的转向助力。扭杆横截面为圆形的杆状扭转弹簧，它使转阀具有保证在初始的中间位置的特性。扭杆的长度与截面积决定了它的扭转钢度，它与油道的预开隙、刃口的坡度等共同决定了转阀的助力特性。联接轴销、定位销、油封、轴承等附件。图1.56转阀截面图工作原理转阀的工作原理图如图1.57，在不转向时，转阀处于中位，此时，阀芯相对阀套处于中间位置，阀芯每个台肩相对于阀套槽的两边间隙是相等的，转阀内部各油道与转向器左右油腔、高压油管、回油管均是相通的，转向油液从高压油道通过阀芯两边的间隙流入回油油道，然后回流至转向油罐。转向机左、右油腔压力相等。左转向时，由于扭杆的变形，阀芯（输入轴）与阀套相对向左转动，阀芯台肩左侧与阀套槽间隙关闭，同时右侧间隙张大，即高压腔与转向机液压缸右腔接通，与左侧关闭，回油腔与转向机液压缸左侧接通，右侧关闭。转向器左、右油腔油压不再相等，产生压力差，在活塞上产生一个轴向的推力，推动齿条向左移动。右转向时，工作原理与左转向相同，方向相反。图1.57转阀工作原理转阀的核心技术在于转阀的定中心。为了保持汽车在正常行驶时的直线行驶能力（撒把不跑偏），要求转阀与阀体安装在一起的定中心销的位置精度很高，它要保证在转阀和阀体处于中间位置时，由转向泵排出的油液，流经各个进、出油口的缝隙（一般为0.2mm）时，其流量应相等。通常制造商都采用进口专用设备来打中心销和监控检测流量。转阀式动力转向器的工作特性主要有转向力特性，即转向输入力矩与转向输出力的关系特性，而转向输出力主要由机械输入力的传递与液压助力形成的轴向推力两面三刀部分组成，液压助力在活塞工作面积一定的情况下，则由油液压力决定，因此，转向力特性常常用转向输入力矩与输出工作压力的关系特性曲线来表达。影响转向力特性曲线的设计因素主要有扭杆刚度、渐开隙大小、刃口形状等。图1.58中所示的三条抛物线形状的曲线分别代表了三个扭杆直径不等（刚度不同）的三个转向器力特性曲线，图中曲线标注了三个扭杆的直径大小。由图中可以看出当扭杆直径一定时，随着转向盘上力矩的增大，转向器输入压力增加，但是不能随车速变化。而扭杆直径增大时，输入压力一定时，转向盘上力矩则增大，感觉沉重。图1.58不同扭杆直径的助力特性曲线图1.59转向器内阀套与阀芯的示意图图1.59为转向器内阀套与阀芯的示意图，由图1.59和图1.60可以看出，间隙小或平面宽度小时，相同的转向盘力矩，转向器所需的输入压力较大，反之则小。图1.60不同情况下，输入压力与转向力曲线图1.61转向力曲线，其中OA段为转向盘空行程，AB段为高速行驶转向，BC段为正常行驶转向，CD段为原地转向，DE段为转向至极限位置。齿轮齿条式转向器的优点主要有：a、外形细而长，结构简单，紧凑，对于采用独立悬架的车型非常便于布置。b、壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，齿条筒采用无缝或焊缝钢管，转向器质量较轻。c、齿轮齿条啮合一级传动结构，传动效率高，可达90%。d、采用斜齿啮合，啮合重合度大，承载能力强，传动平稳。e、间隙可调。通过装在啮合位置的齿条背部的调整弹簧预紧，可自动消除啮合的齿间间隙。因此，齿轮齿条式转向器广泛应用于各类轿车及微型货车上。图1.61输入压力和转向力曲线1.3.3设计准则布置准则1、齿轮齿条式转向器的动态间隙要求。假设转向器连接在承载式车身（BFI）的副车架或非承载式车身(BOF)的车架横梁上。同时也假设连接处有一个或者多个柔性安装点。1）正确的转向器和发动机的3D数据，在车辆正常的运行中，能够满足运动和一般安装公差的要求而又不会产生相邻部件干涉的间隙。2）一个发动机的翻转3D数据将作为检查的工具，而各种可能载荷情况也需要检查。3）如果在检查时没有这样的数据来决定所需的运动间隙是否在悬置的行程内，必须在MULE车上通过对较易产生问题区域的详细评估，或其他相似的动力总成试验来确定。4）设计必须满足：柔性安装所产生的所有转向器运动；假设柔性材料会随时间变化；随车辆开发调试而改变。5）连接不具柔性安装点的转向器的副车架或横梁不在这些间隙值的应用范围内。以下是动力总成运动载荷工况的一个例子。这个清单会随时间，或不同轿车和卡车发动机的不同而会有区别。GMT318AWD载荷工况载荷工况描述1：静止设计状态2：发动机最大前进扭矩3：发动机最大后退扭矩4：发动机最大前进扭矩和0.5g的前进加速度5：发动机最大前进扭矩和1g的左面压缩加速度6：发动机最大前进扭矩和1g的右面压缩加速度7：发动机最大前进扭矩和2g的压缩加速度8：发动机最大前进扭矩和2g的反弹加速度9：发动机最大后退扭矩和0.6g的后退加速度10：作用前缓冲垫11g的加速度11：作用后缓冲垫11g的加速度12：3.5g的向上运输加速度13：3.5g的向下运输加速度14：2g的向左运输加速度15：2g的向右运输加速度16：3.5g向上和2g向左运输加速度17：3.5g向上和2g向右运输加速度18：3.5g向下和2g向左运输加速度19：3.5g向下和2g向右运输加速度20：3g的向前运输加速度21：3g的向后运输加速度22：循环向前过石子路23：循环向后过石子路24：向前过pothole路25：1g的静态发动机/变速器载荷26：正常加速（节气门开度55%向前）27：在试验室测试5/8的最大向前扭矩28：在试验室测试5/8的最大向后扭矩29：全驱最大向前加速度30：全驱最大向后加速度31：全驱发动机最大向前扭矩和0.5g向前加速度32：全驱发动机最大向前扭矩和1g左面压缩加速度33：全驱发动机最大向前扭矩和1g右面压缩加速度34：全驱发动机最大向前扭矩和2g的压缩加速度35：全驱发动机最大向前扭矩和2g的反弹加速度36：全驱发动机最大向后扭矩和0.6g向后加速度37：全驱循环向前过石子路38：全驱循环向后过石子路39：全驱正常加速（节气门开度55%向前）40：在试验室测试5/8的全驱最大向前扭矩41：在试验室测试5/8的全驱最大向后扭矩2、转向器与副车架或框架式副车架的间隙测量单位是mm。这些间隙标准为弥补制造和装配多样性偏差的经验数据，多样性偏差的准确数值还不能量化，因此只作为初始设计的参考。这些数值还需加上悬置可能的行程，见表1.10。表1.10转向器与固定件间隙要求规则风险评估状态（红/黄/绿）采取措施＜4mm红重设计公差或修改副车架以达到间隙要求。4～10mm黄重设计公差或修改副车架以达到间隙要求。＞10mm绿无。需整车/子系统试验验证设计的正确性。2、转向器与发动机或其他不发热的运动件的间隙测量单位是mm。这些间隙标准代表了以前为弥补制造和装配多样性偏差的经验数据。本标准只作为初始设计的参考，多样性偏差的准确数值还不能量化。这些数值还需加上悬置可能的行程，见表1.11。表1.11转向器与发动机或其他不发热的运动件的间隙规则风险评估状态（红/黄/绿）采取措施＜15mm红重设计公差或修改副车架以达到间隙要求。15～25mm黄重设计公差或修改副车架以达到间隙要求。＞25mm绿无。需整车/子系统试验验证设计的正确性。3、转向器与排气装置、其他发热的发动机部件以及其他动态旋转部件（如传动轴）的间隙测量单位是mm。这些间隙标准代表了以前为弥补制造和装配多样性偏差的经验数据。本标准只作为初始设计的参考，多样性偏差的准确数值还不能量化。这些数值还需加上悬置可能的行程，见表1.12。表1.12转向器与排气装置、其他发热部件的间隙标准来源GM标准TRW奇瑞热源到转向器规则风险评估状态（红/黄/绿）1、转向机与热源（无隔热罩）>60mm(具体根据温度场确定)2、转向机与热源（有隔热罩）>25mm(具体根据温度场确定)转向器与热源>60mm＜25mm红重新考虑间隙和公差，无防尘罩的布置空间25～40mm黄重新设计间隙和公差，隔热罩可能会布置困难＞40mm绿无问题，需要整车或子系统进行验证性能目标定义1、决定转向器尺寸的因素下图的几个参数是确定转向机的几个重要参数：转向机总长度，输入轴的角度及相对于齿条的位置，齿条直径和长度，横拉杆长度，外球头的选择，工作缸的内径、转向器的阀特性等，见图1.62。图1.62转向器主要参数对于前轮转向的汽车来说，转向器相关尺寸的选择需要考虑以下几个重要的因素：前轴载荷、整车的重量参数、轮距、轴距转向器的外形尺寸受到转向器的选择类型、传动比及传动效率等转向器相关特性参数的影响，此外还受到发动机舱内与之毗邻的其它零部件之间相关布置关系的制约。液压助力转向器的几个主要参数，见表1.13。表1.13液压助力转向器主要参数小齿轮模数Module1.75压力角pressureangle20°齿数Numberofteeth8螺旋角Helicalangle24°齿条模数Module1.75压力角Pressureangle20°螺旋角Helicalangle16°齿数Numberofteeth30旋向Helicaldirection油缸内径Cylinderinnerdiameter（mm）Φ45齿条直径RackDiameterΦ25/Φ24（Teetharea）行程Rackstroke140±1传动比Gearratio45旋转圈数Revolution3.19规范油压Pressure50kg/cm2所需扭矩Ratedtorque40±5Nm油压Pressure10kg/cm2所需扭矩Ratedtorque26±4Nm最大压力NormalMax.pressure理论输出力（在最大压力时）Theoreticaloutput(Maxpressure)扭杆的刚度TorsionBarSpringrate1.7Nm/deg2、总成及零部件主要参数设计齿轮齿条转向器总成的主要参数见表1.13。输入轴与整车纵截面的夹角设为θ，则有：θ=β-γ（1.3）β——齿轮螺旋角,机械设计中给出的参考值是为9°～15°，实际中螺旋角可以取更大值。γ——齿条齿倾角，一般在-15°～+15°，绝对值多在7°～13°之间。θ可由整车布置确定，之后再分别确定γ、β的初始值。为实现“减速增扭”以达到转向轻便的目标，输入轴的齿轮节圆半径应尽可能的小，目前齿轮的模数一般取1.5～2.5，齿数为5～9，传动压力角通常取标准化值20°。由（1.4）L——转向器行程，单位mm；n——总圈数；转向器行程可以在悬架硬点及转向梯形确定后计算求出，由于车轮前束、车轮外倾、主销内倾及后倾的存在，理论上的精确计算比较繁琐，可以忽略这些因素，所得行程对初设的最小转弯半径影响不大，也可以通过运动仿真求解，精确度较高。在以上参数确定之后，可以求出齿条齿数、基圆直径等，再根据工程经验设定变位系数，求解齿顶圆半径、齿根圆半径、齿顶高、齿根高、齿宽等，并计算总重合度进行验证。3、齿条额定输出力齿轮齿条式转向器的最大齿条输出力即齿条额定出力F计算如下：1)方案一：（1.5）式中：——梯形臂长度，单位mm；θ——梯形底角，单位°；——动力转向器提供的转向力,单位N·m，这里取原地转向最大阻力矩。则（1.6）但是由于梯形臂长度和梯形底角是变量，在进行计算活塞杆上所需的最大推力时取满载原地转向推力值。而通常厂家在进行转向力确定时，要考虑车辆在过坑等不平路面所需的力，同时根据经验值参考同类车型。根据厂家提供的信息，前轴载荷在600～750Kg之间的，转向器最大输出力在6000～7000N；前轴载荷在750～1100Kg之间的，转向器最大输出力在7000～9000N之间。考虑给一个放大系数，取值范围为1.5～2，不同的车型值不同，则推力值，经过验算GC车型为1.55。2)方案二：可直接按公式：（1.7）求得最大齿条力，根据以往工程经验，此公式结果比较接近实际值。4、最大工作压力动力转向器最大工作压力的计算如下：1)方案一（设计公司）：根据动力转向器可提供的最大转向，可得。其中：；——油缸工作面积，单位；——活塞杆直径，单位mm；——油缸直径，单位为mm。其中，的确定受转向器在整车布置位置的限定，需根据转向器厂家油缸系列，参考同类车型进行确定。缸径估计经验公式：前桥载荷时可选择缸径的转向器，其它载荷可以根据进行计算。2)方案二：液压助力系统的最高工作压力对转向系统的密封性能有很大影响，所以在确定工作油缸直径时，应结合最高油压来综合考虑。一般来讲，采用齿轮齿条转向器的最高工作油压7Pa～11Pa，循环球式转向器匹配的最高油压最高可达18Ma。由公式：（1.8）及（1.9）并结合以往经验，可以分别确定油缸内径、活塞杆直径、最高工作压力等。5、扭杆刚度校核扭杆是转阀式动力转向器最核心的零件之一，扭杆刚度也是转向器总成力特性曲线的主要决定因素。扭杆的刚度主要取决于其尺寸，其计算公式如下：（1.10）式中：——输入轴相对扭杆的转角，单位°；L——扭杆所承受扭矩的长度，单位mm；——扭杆直径，单位mm；G——剪切弹性模量，对于40Cr常用80.0Gpa-85.0Gpa。由输入轴与阀套的装配图来测出输入轴阀口的关闭角。1.3.4试验标准及设备与机械转向器相比较，动力转向器的设计与生产更加需要试验。从产品的性能参数预设到生产过程中转阀调试，到总成的检验，以衣新产品验证定型，都离不开试验。动力转向器的试验目标是用来检验产品性能是否达到设计目标要求与产品使用安全和可靠性，产品是否具有合适的强度、刚度、耐磨性、耐腐蚀性进而验证产品是否具有相应的使用寿命。因此，动力转向器试验主要由性能试验与可靠性试验两大部分组成，根据汽车行业标准QC/T529-1999（代替原JB3784-84）《汽车液压转向加力装置及动力转向器总成台架试验方法》和QC/T530-1999（代替原JB3785-84）《汽车液压转向加力装置及动力转向器总成技术条件》简单介绍如下。性能试验1）转向器总圈数：动力转向器的输入轴从一个极限位置到另一个极限位置所转过的圈数。输入轴全转角应符合产品设计要求。2）无助力正转转动力矩：动力转向器无外接压力油液（内部油液排净），无输出载荷工况下输入轴扭矩与转角关系。3）自由间隙：动力转向器处于中间位置，分别测出输入轴两个方向的自由转角，它是用两个方向转动输入轴以使系统压力增加0.1MPa时输入轴转角之和来表示。4）功能试验：实际上是一种主观检查与评价的试验方法，虽然比较原始，但是却能直观地检查动力转向器的综合质量，目前在转向器生产过程中仍被广泛采用。5）转向力特性试验：这是动力转向器最重要的性能，它可以反映出输入轴转动过程转向手力与输出载荷变化的情况，也可对应曲线查出输出的最大载荷。在特性曲线中输出载荷是用油缸部分的工作压力来表示的，试验时，测出动力转向器输入轴输入扭矩与工作压力的关系曲线。6）转向灵敏度特性试验：这也是动力转向器最重要的性能，与转向力特性曲线是一致的，只是单位不同，可以反映出输入轴转动过程中输入轴转角与输出载荷（油压）变化的情况，也可找出输出的最大载荷。在特性曲线中输出载荷是用油抽缸部分的工作压力表示的，试验时，测出动力转向器输入轴转角与工作压力的关系曲线。7）回正能力试验：测出在动力转向器输出端施加相当于最大输出扭矩的8%的载荷时，输入轴从两个极端位置回到中间位置的时间。8）内泄漏试验：在转向控制阀全开情况下，总成承受最大工作压力，测出20S从高压腔向低压腔的泄漏量。两个方向取平均值。换算到每分钟的泄漏量。9）外泄漏检查：在整个试验过程中，转向器总成不许有外部渗漏现象。可靠性试验1）磨损试验：以额定输出载荷作为试验的最大载荷，输入轴以20～30r/min的频率运转，进行25000个循环。2）疲劳试验：在动力转向器输出轴连接的转向摇臂末端垂直加脉动载荷，最大值为最大输出载荷的1.5部，频率为100～150次/min，进行25000次试验。3）静扭试验：在中间位置和两个极端位置分别在转向盘上施加900N的力。4）逆向冲击试验：用落锤冲击的方法向转向摇臂或转向齿条末端对动力转向器施加冲击载荷，其冲击值相当于最大输出力的2倍。每个方向3次。5）逆向超载试验：用加静载荷的方法向转向摇臂末端对动力转向器施加载荷，所加载荷相当于额定载荷的3倍（或者当输出轴花键扭转变形大于4°时所对应载荷。DV试验为保证转向器带横拉杆总成各项性能，需要做磨损试验，动态疲劳试验，压力疲劳试验，冲击试验，转向力矩试验，盐雾试验，涉水试验，防尘罩耐久试验，拉杆磨损试验，拉杆高载荷疲劳，拉杆环境磨损试验，拉杆密封耐久试验，见图1.63。图1.63DV试验1.3.5加工及装配设备如图1.64所示为齿轮齿条转向器的铣齿、磨齿、高频淬火、自动校直机等关键机加设备，均从国外引进，见表1.14，保证了零件批量加工的稳定性。表1.14加工设备零件Parts关键设备零件Parts关键设备齿条加工Rack数控铣齿机齿轮加工Pinion五轴数控滚齿机数控磨齿机磨齿机数控转塔拉床高速滚齿机自动齿条校直机数控滚齿机齿部高频淬火回火机阀套加工Valve内槽加工外圆加工图(a)图(b)图(c)图(d)图(e)图(f)图1.64加工设备

1.4动力转向油泵设计1.4.1概述转向油泵是汽车动力转向系统的动力源，其性能好差直接影响汽车转向系统的运行，并直接影响汽车的操纵稳定性。转向油泵由汽车发动机带动其传动轴旋转,油泵输出压力油供给汽车转向系统,使汽车在转向时产生油压助力作用,减轻驾驶员劳动强度。当汽车发动机转速提高到一定值时,泵内流量阀开启；在正常工作转速范围内,泵输出流量保持恒定,使驾驶员有良好的路感；在高速状况下,泵输出流量随转速调整匹配,呈现下降现象,以确保高速时路感,增加高速行驶的安全性。1.4.2结构及工作原理结构目前，汽车转向系统中普遍采用双作用式叶片泵。双作用叶片泵由泵体、凸轮环、转子、叶片、左右配流盘和传动轴组成。动力转向油泵的结构形式如图1.65所示。油泵的传动轴被安装在泵壳的轴承上并与转子刚性连接。图1.65动力转向油泵结构图转子的径向槽中插有10个叶片。为了防止扭动，凸轮环与端盖一起被固定销锁定在壳体中，其表面是由与转子同心的四段圆弧组成，即两段半径为的大圆弧和两段半径为的小圆弧及四段过渡曲线组成。凸轮环两侧左右配流盘开有四个对称布置的腰形孔。配置位置是四段圆弧过渡曲线处并将转子包围，月牙形的泵室就位于转子的圆周外表面和凸轮环的椭圆形内表面之间，泵室的容积由两个叶片间的最大月牙形扇面与转子或者叶片的宽度决定。油路通过吸管和吸区，压管和压区之间两个配流盘上的腰形孔进行连接。此外，压管和压区间的端面受沿着压力区、压力室连接全长的操作压力驱使，这样迫使第一块端盖抵住凸轮环，然后抵住第二块端盖。压力油从压力室到达整体式压力/流量限制阀，通过节流口然后到压力管路（高压油出口）。泵用另半个泵壳（泵盖）封住，泵壳的材料为铝合金压铸件，可以大大减轻重量。叶片泵由发动机通过楔形皮带驱动。泵轴带轮端的安装方式表1.15泵轴带轮端的安装方式转向泵A型泵竞品件（KYB/NEXTEER/MOBIS等）结构示意图结构形式滑动轴承+深沟球轴承固定滑动轴承+滑动轴承固定优、缺点

分析优点：启动力矩小，载荷大；缺点：1、噪音大，重量大；2、泵轴一端为深沟球轴承固定；转向泵泵轴的轴向和径向固定，安装后出现带轮与发动机轮系偏心时，泵轴轴向无窜动量，深沟球轴承轴线方向受力，加速轴承磨损。3、靠轴承限位，一档轴承失效，泵轴轴向无限位，导致带轮脱出。优点：1、质量轻，噪音小，成本低；2、两端滑动轴承固定，轴向存在一定的窜动量（1~2mm），在转向泵带轮与发动机轮系偏心时，发动机启动后，可以自动调心；3、油封的密封性好，可以在恶劣的工作环境下工作（如泥水较多等），滑动轴承不会失效。缺点：1、承载载荷；2、滑动轴承衬套沿皮带拉力方向的受力比较大，该位置磨损加快，衬套的使用寿命比轴承的小。借鉴点为保证油泵的自动调整功能，转向泵泵轴采用两端滑动轴承固定。2）密封结构表1.16密封结构转向泵A型泵竞品件（KYB/NEXTEER/MOBIS等）结构示意图结构形式油封在滑动轴承内侧，外部防尘防水轴承防尘罩油封防尘防泥水优、缺点

分析缺点：油封在轴承内侧，外部的防尘防泥水依靠深沟球轴承的防尘罩，防泥水效果差优点：采用油封防尘防泥水，油封内外唇口，内圈有环形弹簧，外圈接触面积大，同时外安装面有环形凸台，油封座有环形凹槽，密封效果好；气密性检试验能够检测油封，能够保证密封效果借鉴点转向泵外部防尘、防泥水结构采用油封密封。3）轴承支撑表1.17轴承支撑结构厂家北京永信、烟台鸿安KYB转向泵IX35(无锡MOBIS)NEXTEER结构示意图4）转轴及带轮的轴向限位方式表1.18轴向限位方式转向泵A型泵竞品件(KYB/NEXTEER/MOBIS等)结构示意图结构形式深沟球轴承限位。限位卡环嵌入转轴，通过转子限位。优、缺点分析缺点：1、北京永信、烟台鸿安转向泵：泵轴轴向限位依靠轴承内外圈，一旦轴承失效，泵轴脱落；优点：通过限位卡环嵌入泵轴上的槽，通过定子限位。即使泥水造成转向泵漏油、噪音大的性能下降情况，但对转向泵泵轴的拉脱力无影响，泵轴也不会脱落。借鉴点转向泵轴向限位方式采用泵轴上嵌入卡环结构。5）其他表1.19其他厂家北京永信、烟台鸿安KYB转向泵IX35（无锡MOBIS）NEXTEER结构示意图工作原理1、动力转向油泵工作原理转向油泵传动轴的旋转带动转子旋转，然后被装在转子叶片槽内的叶片被径向离心力推动，贴在固定着的凸轮环内圈轨道上，一部分压力有从压力室通过端盖内的小孔和槽流到叶片基部，帮助叶片外延更好地贴着凸轮圈轨道运动。10个叶片之间形成了10个独立的压力单元，容积增加时，油被吸入两个月牙形泵室，容积减少时，又被挤出，由于凸轮环的形状意味着有两个吸油区和两个排油区相对应，所以泵轴每转动一周，10个泵室便各自吸排两次。此外，这种吸油和排油的双动结构布置，改善了转子受液压径向力的影响。整体式压力/流量控制阀的作用是在限定的最大压力下，在发动机转速的整个工作范围内，保证液压转向器接收到的液压油流量差不多恒定。2、整体式压力/流量控制阀工作原理目前，普遍的转向油泵的整体式压力/流量控制阀主要由流量控制弹簧、控制阀、阀芯、节流弹簧和节流座等零部件组成，是一个典型的可变节流的流量控制系统，结构如图1.66所示。泵体泵体流量弹簧控制阀油腔B阀芯出油口接头节流弹簧节流座阻尼孔2出油口节流孔阻尼孔1油腔A节流环溢流口图1.66整体式压力/流量控制阀结构图油泵部分输出压力油进入油腔A，一方面通过泵体与出油口接头形成的环形节流区进入油腔B，同时产生压力降；另一个方面通过阻尼孔1作用在阀芯右侧。油腔B中的压力油一方面作用在控制阀左侧，另一方面从出油口接头及阀芯内通过节流座上的两个节流孔输出至出油口，同时产生压力降。出油口处的压力油一方面进入系统，另一方面又通过阻尼孔2引至控制阀右侧。这样，控制阀的受力可简化为：右侧为流量弹簧的弹簧力，左侧为两次压力降之和.阀芯的受力可简化为：右侧为压力降，左侧为节流弹簧的弹簧力。其工作原理为：(1)当油泵转速较低（600~1000）时，流量较小，小于，控制阀在流量弹簧的作用下处于最左端，全部油液通过节流孔输出至系统中。如图1.67、1.68、1.69为示意图，节流阀的控制方式与图1.67不同。此状态对应流量曲线图1.70上①处的流量。转向器转向器油泵图1.67油泵转速较低时(2)当油泵转速（1200~3500rpm）逐渐升高时，流量逐渐增加，也随之逐渐加大，当转速升高至一定程度时，大于，控制阀逐渐向右移动至打开，一部分油液从溢流口排出，从而使输出流量保持为一恒定值。这时，小于，阀芯位于最右端，如图1.