汽车设计 课件 第6、7章 悬架结构传统设计、转向系统设计

汽

车

设

计汽车底盘现代设计第六章悬架结构传统设计汽车设计本章内容6.1悬架概述6.2悬架主要参数的确定6.3钢板弹簧的设计及计算6.4扭杆弹簧的设计及计算6.5独立悬架导向机构的设计6.6减振器与侧向稳定杆汽车设计6.1悬架概述6.1.1悬架的基础及分类悬架是现代汽车的一个重要组成部分，是车架（或承重车身）和车轴（或车轮）之间在力的传递方面的关系的总称。悬架系统根据车辆的导向机构可以分为非独立型和独立型。汽车设计

6.1.2

对悬架提出的设计要求典型汽车悬架结构●

确保驾驶环境平稳和舒适；●

有足够的能力来阻尼振动；●

汽车必须具有高度的可操作性和稳定性；●

确保转弯时纵向倾斜度小，横向倾斜度适当，车辆在制动和加速时稳定；●

良好的隔音效果；●

结构紧凑，占地面积小；●

具有足够强度和寿命的轻量级部件，能够可靠地传递车身和车轮之间的各种力和力矩。汽车设计

6.1.3

新型悬架

随着科技的发展，现在也出现了许多优秀的新型悬架系统，如电磁式主动悬架、油气主动悬架和馈能悬架。

电磁式主动悬架是主动悬架的一种，其对在显著改善车辆乘坐舒适性的同时，结合车身姿态控制系统，极大地提升了车辆操纵稳定性。

油气悬架是以油气弹簧为弹性元件的主动悬架，它以气体作为弹性介质，油气弹簧中的气体通常是惰性气体，常选择氮，液体作为传力介质，不但具有良好的缓冲能力，还具有减振作用，同时还可调节车架的高度。

馈能悬架技术是指悬架具有将车轮行驶过程中产生的振动能量进行一定量回收、存储并加以利用的能力。汽车设计汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即fc=Fw/c。

①概念●静挠度悬架的动挠度是指当悬架从完全静态平衡位置到压缩到结构上允许的最大变形时，通常指当缓冲块被压缩到其自由高度的1/2或2/3，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。

●动挠度6.2悬架主要参数的确定6.2.1前后悬架的静挠度、动挠度的选择汽车设计(a)使悬架系统有较低的固有频率▲汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。▲因现代汽车的质量分配系数ε近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。式中，c1、c2和m1、m2分别为前、后悬架的刚度(N/cm)与簧上质量(kg)。●汽车前、后部分的车身的固有频率n1和n2（亦称偏频）可用下式表示②选择要求及方法对吗？●当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可表示为

fc1=m1g/c1

fc2=m2g/c2式中，

g为重力加速度（g=981cm/s2）。将

fc1、fc2代入上式得到汽车设计(b)n1与n2的匹配要合适

●希望fc1与fc2要接近，但不能相等(防止共振)，希望fc1>fc2

。

●汽车以较高速过路障时,

推荐取

fc2=(0.8~0.9)fc1。

●考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐fc2=(0.6~0.8)

fc1。

●为改善微型轿车后排乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频。(c)fc要根据不同的车在不同路面条件选择

●乘用车对平顺性要求最高，卡车次之。

●普通级以下轿车满载的情况，fc1要求1.00～1.45Hz，

fc2要求在1.17～1.58Hz。

●高级轿车满载时前悬

fc1要求在0.80～1.15

Hz，后悬

fc2

要求在0.98～1.30Hz。

●货车满载时，前悬偏频要求在1.50～2.10Hz，后悬则要求在1.70～2.17Hz。(d)动挠度

fd的选择

对乘用车，fd取7～9cm；客车

fd取5～8cm；货车

fd取6～9cm。汽车设计6.2.2悬架的弹性特性(1)概念悬架上的垂直外力F以及由此产生的车轮中心相对于车身的位移𝑓(悬架变形量）的曲线关系被称为悬架的弹性特性。这条切线的斜率被称为悬架刚度。悬浮液的弹性特性可分为两种类型：线性弹性特性和非线性弹性特性。当车辆悬架发生变形时𝑓和垂直方向上的外力F之间的关系是成比例的，弹性特性是线性的，称为线性弹性特性，此时悬架的刚度恒定弹性特性如图。汽车设计6.2.3货车后悬的主、副簧的刚度匹配(1)要求

一般来说，为了保证汽车的平稳性，从空载到满载的频率变化必须尽可能小，副弹簧参与运行前后悬架的频率变化也必须小。(2)确定方法①

使副簧开始起作用时悬架挠度

fa

等于汽车空载时悬架的挠度

f0②

使副簧开始起作用前一瞬间的挠度

fk

等于满载时悬架的挠度

fc

③副簧、主簧的刚度比为:④使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均

值，即:⑤使F0和FK间平均载荷对应的频率与FK和Fw间平均载荷对应的频

率相等。⑥此时副簧与主簧的刚度比为:悬架的弹性特性曲线汽车设计6.2.4悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配(1)悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。(2)侧倾角取值范围对于侧向惯性为0.4的车身重量，乘用车车身侧倾角在2.5°～4°，货车车身侧倾角不超过6°～7°。(3)前、后轮侧倾角差别要求汽车转弯行驶时，在0.4g的侧向加速度作用下，前、后轮侧倾角之差δ1–

δ

2应当在1°～3°范围内。要使前悬架具有的侧倾角刚度要略大于后悬架的侧倾角刚度。对轿车，前、后悬架侧倾角刚度比值一般为1.4～2.6。汽车设计6.3钢板弹簧的计算6.3.1钢板弹簧主要参数的确定满载弧高fa

满载弧高fa是指钢板弹簧装到车轴(桥)上，汽车装满载荷后，钢板弹簧主片上表面与a两端(不包括卷耳半径)连线间的最大高度变化量。当fa=0时，钢板弹簧在对称位置上工作，为了在车架高度已限定时得到足够的动挠度值，常取fa=10-20mm(2)钢板弹簧长度L的确定

推荐在下列范围内选用钢板弹簧的长度：

轿车：L=(0.40～0.55)轴距；

货车：前悬架L=(0.26～0.35)轴距；后悬架L=(0.35～0.45)轴距。

钢板弹簧自由状态下的弧高汽车设计应尽可能将钢板弹簧取长些的原因是：●增加钢板弹簧长度L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命；●降低弹簧刚度，改善汽车平顺性；●在垂直刚度c给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度；●增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形。(3)钢板断面尺寸及片数的确定根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩为：式中，s——U形螺栓中心距；E——材料的弹性模量；k——U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数。(刚性夹紧,k=0.5;挠性夹紧,k=0)；c——钢板弹簧垂直刚度，c=Fw/fc

；δ——挠度增大系数(先确定与主片等长的重叠片数n1，再估计一个总片数n0,求得，然后用初定

）。汽车设计式中，

——许用弯曲应力。

对于55SiMnVB

或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐

在下列范围内选取；前弹簧和平衡悬架弹簧为350-450MPa；后副簧为220-250MPa。将上式代入下式计算钢板弹簧平均厚度：钢板弹簧总截面系数W0

用下式计算：汽车设计

有了hp

以后，再选钢板弹簧的片宽b。推荐片宽与片厚的比值在6-10范围内选取。片宽b对汽车性能有以下影响：

●

增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大；

●

前悬架用宽弹簧片，会影响转向轮的最大转角；片宽选取过窄，又得增加片数，从而

增加片间摩擦弹簧的总厚。(4)片厚h的选择

钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况。常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时，要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5，且应符合国产型材规格尺寸。汽车设计(5)钢板的横截面形状

矩形截面的钢制弹簧的中心轴位于钢板横截面的对称位置（图6-8a）。在工作状况下，拉应力施加在一侧，压应力施加在另一侧。且上下表面的名义拉应力和压应力的绝对值是相等的。(6)钢板弹簧的片数n钢板弹簧的片数n少适合加工和装配，减少板块之间的干摩擦，提高光滑度。多片式钢板弹簧一般选择6到14片，对于总重量在14吨以上的卡车，最多可选择20片。汽车设计6.3.2钢板弹簧各片长度的确定

片厚不变宽度连续变化的单片钢板弹簧是等强度梁，形状为菱形(两个三角形)。将由两个三角形钢板组成的钢板弹簧分割成宽度相同的若干片，然后按照长度大小不同依次排列、叠放到一起，就形成接近使用价值的钢板弹簧。确定步骤如下：①

将各片厚度hi的立方值按同一比例沿纵坐标绘制在图上；②

沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U形螺栓中心距的一

半s/2，得到A、B两点，连接A、B即得到三角形的钢板

弹簧展开图；③

AB线与各叶片上侧边的交点即为各片长度，如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边端点连一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度；④

各片实际长度尺寸需经圆整后确定。双梯形钢板弹簧确定钢板弹簧各片长度的作图法汽车设计6.3.3钢板弹簧刚度验算用共同曲率法验算刚度的公式：式中，用共同曲率法计算刚度的前提为：①

假定同一截面上各片曲率变化值相同；②

各片的承受的弯矩正比于其惯性矩；③同时该截面上各片的弯矩之和等于外力所引起的弯矩。6.3.4钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算(1)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0

弧高的定义：钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0。a——经验修正系数，a=0.90~0.94；l1

、lk+1——分别为主片的一半长度、第(k+1)片的一半长度。汽车设计弧高H0用该式计算：(2)钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下各片板簧的曲率半径，如图。矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径的确定：式中，Ri

、R0——第i片弹簧、钢板弹簧总成在自由

状态下的曲率半径；σ0i

——各片弹簧的预应力；hi

——第i片的弹簧厚度。E——材料弹性模量，取E=2.1×105N/mm2；钢板弹簧自由状态下的曲率半径式中，fc、fa——静挠度、满载弧高；

——钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化:

s——U形螺栓中心距；L——为钢板弹簧主片长度；钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径R0=L2/8H0。

汽车设计6.3.5各片弹簧预应力的选取及强度验算(1)基本要求▲装配前各片弹簧片间隙相差不大，装配后各片能很好贴和；▲为保证主片及其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片及与其相邻的长片的应力。▲对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大；▲对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可取大些。钢板弹簧受力示意图(2)推荐预应力

主片根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在300-350N/mm2内。1-4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。(3)理论要求

各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩之代数和等于零，即或(4)第i片弹簧的弧高式中，Li——第i片的片长。汽车设计●进而在它的后半段出现最大应力：式中，G1——作用在前轮上的垂直静负荷；

m’1——制动时前轴负荷转移系数，对于轿车m’1=1.2~1.4，对于货车

m’1=1.4~1.6；

l1、l2——钢板弹簧前、后段长度；

——道路附着系数，取0.8；

W0、c——分别为钢板弹簧总截面系数、弹簧固定点到路面(5)钢板弹簧强度验算汽车制动时钢板弹簧的受力图①紧急制动情况●制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，对卷耳A端取矩，计算Fs2有对支点O取矩，计算得到后半段最大弯矩汽车设计

式中，G2——作用在后轮上的垂直静负荷；m1'——驱动时后轴负荷转移系数，

对于轿车

m1'

=1.25~1.30;

对于货车

m2

'

=1.1~1.2；B、h1——分别为钢板弹簧片宽、主片厚度。②汽车驱动情况

后钢板弹簧承受的载荷最大，前半段出现最大应力同理可得：③钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算(a)主片卷耳如右图。卷耳所受应力是弯曲应力和拉(压)应力合成的应力：式中，FX——沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上力；D、b、h1——为卷耳内径、钢板弹簧宽度、主片厚度。许用应力[σ]取为350N/mm2。汽车驱动时钢板弹簧的受力图钢板弹簧主片卷耳受力图汽车设计④许用应力的选取

●用30钢或40钢液体碳氮共渗处理，弹簧销许用挤压应力[σz]取为3~4N/mm2。

●用20钢或20Cr钢渗碳处理或45钢经高频淬火后，[σz]≤7~9N/mm2。⑤材料与方法

●钢板弹簧多数情况下采用

55SiMnVB钢或

60Si2Mn钢制造。

●常采用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。

●表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使钢板弹簧表面的残余应力比前者大很多。(b)钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时,钢板弹簧销受到挤压应力：σz=Fs/bd

式中，Fs——满载静止时钢板弹簧端部的载荷；

b、d——为卷耳处叶片宽、钢板弹簧销直径。汽车设计6.3.6少片弹簧设计计算(1)少片弹簧的特点

①叶片由等长、等宽、变截面的1～3片叶片组成(如图所示)。

②利用变厚断面来保持等强度特性。

③比多片弹簧减少20％～40％的质量。

④片间放有减摩作用的硬质塑料端垫，或做成只在端部接触，以减少片间摩擦。

在乘用车和部分商用车上得到越来越多的应用。单片弹簧和少片弹簧汽车设计(2)刚度与强度计算如图所示单片变截面弹簧的端部CD段和中间夹紧部分AB段是厚度为h1和h2的等截面形，BC段为变厚截面。

BC段厚度可按抛物线形或线性变化。①按抛物线形变化

此时厚度hx随长度的变化规律为hx=h2(x／l2)1/2，惯性矩正Jx=J2(x／l2)3/2，单片刚度为：

单片变截面弹簧的一半

弹簧在抛物线区段内各点应力相等，其值为：式中，E——材料弹性模量；

ξ——为修正系数，取0.92；

l、l2如图所示；J2=(bh23)／12，其中b——钢板宽；k=1-(h1/h2)3。汽车设计

由n片组成少片弹簧的总刚度为各片刚度之和，其应力按各片的载荷分量计算。其宽度，在允许的情况下可取宽些，以增强横向刚度，常取75～100mm。厚度hl>8mm，以保证足够的抗剪强度并防止太薄而淬裂。h2取12～20mm。②按线性变化

此时厚度hx，随长度的变化规律为

hx=A'x+B'式中A'=(h2–h1)／(l2–l1);B'=(h1l2–h2l1)／(l2–l1)。单片钢板弹簧的刚度仍用上式计算，但式中系数k用k'代入，即式中α=ll／l2;β=hl/h2;γ=α/β。

当ll>l2(2β−1)或2hl<h2时，弹簧最大应力点发生在x=B'/A'处，此处有

hx=A'x+B'=2B'，其应力值σmax=3Fs／2bA'B'。

当ll≤l2(2β−1)时，最大应力在B点：σmax

=3Fs

l2／2bh22。汽车设计6.4扭杆弹簧设计计算6.4.1扭杆弹簧的特点及其分类(1)扭杆弹簧的特点

①是悬架弹性元件的一种，扭杆弹簧的两端分别与车架(车身)和导向臂连接。

②工作时，扭杆弹簧受扭转力矩的作用。

③扭杆弹簧在汽车上可以纵置、横置或介于上述两者之间。

④扭杆弹簧单位质量储能量比钢板弹簧大得多，所以扭杆弹簧悬架质量小(簧下

质量得以减少)。

⑤扭杆弹簧工作可靠、保养维修容易。应用：目前在总长较短的客车和总质量较小的货车上得到较广泛的应用。(2)扭杆弹簧的分类扭杆弹簧可以按照断面形状或弹性元件数量不同来分类。

①按照断面形状不同，扭杆弹簧分为圆形、管形、片形等几种。

②按照弹性元件数量不同，扭杆可分为单杆式和组合式两种。汽车设计不同断面形状的扭杆弹簧有不同的优缺点：①圆形断面扭杆：优点：工艺性好、装配容易

缺点：材料利用不够合理。

②管形断面扭杆：优点：材料利用合理、片形断面扭杆在一片断了以后仍能工作、

工作可靠性好、工艺性良好、弹性好、扭角大等

缺点：制造工艺复杂③片形断面扭杆的材料利用不够合理。

组合式扭杆有并联(图c、d)和串联(图e)两种。组合式扭杆能缩短弹性元件的长度，有利于空间布置。采用圆断面组合式扭杆时，可以用2、4或6根组合形成的组合式扭杆。扭杆断面形状及端部结构汽车设计6.4.2扭杆弹簧设计计算(1)设计参数确认扭杆弹簧与臂根据要求，选定悬架刚度c。确定扭杆弹簧的主要尺寸，包括扭杆直径d和扭杆长度

L(如图所示)。

计算扭杆直径d：

式中Mmax——扭杆承受的最大扭矩；

τ——扭转切应力，可用需用允许

扭转切应力代入计算。

扭杆的有效长度L：

式中G——剪切模量，设计时取

G=7.7×104MPa；

cn——扭杆的扭转刚度。汽车设计(2)参数选择的辩证关系

分析上式可知：增加扭杆直径d会使扭杆的扭转刚度cn增大，因悬架刚度与扭杆扭转刚度成正比，所以汽车平顺性变坏；而扭杆直径d又必须满足强度要求，不能随意减小。增加扭杆有效长度L能减小扭杆的扭转刚度cn，使汽车平顺性获得改善；但过长的扭杆在汽车上布置有困难。此时宜采用组合式扭杆。(3)材料性能分析常采用45CrNiMoVA、40Cr、42CrMo、50CrV等弹簧钢制造扭杆。为了提高疲劳强度，扭杆需要经过预扭和喷丸处理。经过预扭和喷丸处理的扭杆许用切应力[τ]可在800~900MPa范围内选取，乘用车可取上限，货车宜取下限。汽车设计(4)端部和过渡段尺寸设计●扭杆弹簧可分为端部、杆部和过渡段三部分。圆形扭杆多采用有花键的端部，其在端部直径较小时可保证足够的强度。为使端部和杆部寿命一样，推荐端部直径D=(1.2~1.3)d。其中d为扭杆直径；花键长度l=0.4D，端部花键一般采用渐开线花键。●从端部直径到杆部直径之间的一段称为过渡段。为使这段的应力集中降到最小，该段应该是逐渐变化的。常用的方法是采用一个30°夹角的椎体，把端部和杆部连接起来(右图a)。过渡图段长Lg=(D–d)／2tanl5°，过渡圆角r=1.5d

。扭杆端部、杆部与过渡段汽车设计●过渡段分为靠近直径为D的花键端部的非有效部分和靠近直径为d的杆部的有效部分，有效长度Le。对于如前图a所示结构，有效长度Le为：●对于如前图b所示结构，有效长度Le为:●过渡圆弧半径R为:●扭杆的工作长度L等于杆身长L0再加有效长度Le的两倍，即L=L0+2Le。●与扭杆花键连接的支座上的内花键长度，要求比扭杆上的外花键长度长些，同时还应保证内花键两端的长度都要超出扭杆花键长度。求过渡段有效长度的线图有效长度Le也可以用该图所示线图求出。汽车设计6.5独立悬架导向机构的设计6.5.1对独立悬架导向机构的要求

(1)对前轮独立悬架导向机构的要求●悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4mm；●悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应有纵向加速度；●汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角不大于6°～7°，车轮与车身的倾斜要同向；●汽车制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时,有抗后仰作用。(2)对后轮独立悬架导向机构的要求●悬架上的载荷变化时，轮距无显著变化；●汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜反向，以减小过多转向效应；●应有足够的强度、可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。汽车设计6.5.2导向机构的布置参数(1)侧倾中心W对于双横臂式悬架侧倾中心的计算公式为：当上下横臂平行时，其交点趋于无穷远，则可画出其通过车轮接地点N的平行线与车的对称轴线的交点确定侧倾中心W，如图(b)。式中，(a)双横臂间有夹角时侧倾中心W(b)横臂相互平行时侧倾中心W汽车设计对于麦弗逊式悬架侧中心的计算公式如下：(2)侧倾轴线●在独立悬架中，前后侧倾中心连线称为侧倾

轴线。侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可

能离地面高些。●独立悬架(纵臂式悬架除外)的侧倾中心高度：前悬架0～120mm；

后悬架80～150mm。●设计时首先要确定(与轮距变化有关的)前悬架的侧倾中心高度，然后确定后悬架的侧倾中心高度。麦弗逊式独立悬架侧倾中心W的确定式中，汽车设计

(3)纵倾中心

麦弗逊式独立悬架的纵倾中心如图，双横臂式独立悬架的纵倾中心如图。麦弗逊式独立悬架的纵倾中心双横臂式独立悬架的纵倾中心(4)抗制动纵倾性(抗制动前俯角)

抗制动纵倾性使得制动过程中汽车车头的下沉量及车尾的抬高量减小。只有当前、后悬架的纵倾中心位于两根车桥(轴)之间时，这一性能方可实现，如图所示。汽车抗制动纵倾性汽车设计(5)抗驱动纵倾性(抗驱动后仰角)抗驱动纵倾性可减小后轮驱动汽车车尾的下沉量或前轮驱动汽车车头的抬高量。对于独立悬架而言，当纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心，这一性能方可实现。(6)悬架摆臂的定位角

独立悬架中的摆臂铰链轴大多为空间倾斜布置。

摆臂空间定位角定义：摆臂的水平斜置角α′，悬架抗前俯角β′，悬架斜置初始角θ′，如图所示。α′、β′、θ′的定义汽车设计6.5.3双横臂式独立悬架导向机构设计(1)纵向平面内上、下横臂的布置

分别用β′1和β′2来表示下、上横臂与水平线的夹角。图中给出了六种方案的主销后倾角γ值随车轮跳动的曲线。横坐标为γ

值，纵坐标为车轮接地中心的垂直位移量。各方案中β′1、β′2角度的取值见图注，其正负号按右手定则确定。希望的变化规律：在悬架弹簧压缩时后倾角增大；在弹簧拉伸时后倾角γ减小,制动时主销后倾角变大而在控制臂支架上产生一个防止制动前俯的力矩。β′1、β′2的匹配对γ的影响图中，1、2、6的主销后倾角γ

的变化规律较好应用广泛。汽车设计(2)横向平面内上、下横臂的布置方案

比较a)、b)、c)三图，可清楚地看到，上、下横臂布置不同，所得侧倾中心位置也不同，这样就可根据对侧倾中心位置的要求来设计上、下横臂在横向平面内的布置方案。横向平面内上、下横臂的布置方案汽车设计(3)水平面内上、下横臂轴的布置方案①上、下横臂轴线在水平面内的布置方案有三种，如图所示。②

下横臂轴M—M和上横臂轴N—N与纵轴线的夹角，分别用α1和α2来表示，称为

导向机构上、下横臂轴的水平斜置角。③一般规定，轴线前端远离汽车纵轴线的夹角为正，反之为负，与汽车纵轴线平

行者，夹角为零。水平面内上、下横臂的布置方案采用上述布置方案的目的为：(a)为了使轮胎在遇到凸起路障时能够使轮胎一面上跳，一面向后退让；(b)减少传到车身上的冲击力;(c)便于布置发动机。汽车设计(4)上、下横臂长度的确定

现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考虑到布置发动机方面。另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。

上、下横臂长度之比l2/l1改变时的悬架运动特性如图所示。其中,Z—车轮垂直位移，B—

1/2轮距，α—车轮外倾角，β—主销内倾角。上、下横臂长度之比l2/l1改变时的悬架运动特性汽车设计式中，F1——前轮上的静载荷F1′减去前轴簧

下质量的1/2。

力F3越大,则作用在导向套上的摩擦力F3f越大(f为摩擦因数)，这对汽车平顺性有不良影响。6.5.4麦弗逊式独立悬架导向机构设计分析如图所示的麦弗逊式独立悬架受力见图可知，作用在导向套上的横向力为：麦弗逊式独立悬架导向机构设计为减小摩擦力F3f，设计时要注意以下几点：●为减小力F3，尺寸c+b越大越好，或者减小尺寸a。●增加减振器轴线倾斜度，可减小尺寸a，但布置困难。●在保持减振器轴线不变，G点外伸至车轮内部，可缩短尺寸a，又可获得很小的主销偏移距，提高制动稳定性。移动G点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。汽车设计6.6减振器与侧向稳定杆6.6.1减振器分类与设计要求

(1)类别悬架系统中最常见的减振器是液力式减振器。当汽车车身或车轮振动时，减振器内的液体在通过阻尼孔时克服了摩擦和粘性摩擦，同时将振动能量转变为热量消散在空气中，从而迅速降低振动。假如能量的耗散只发生在压缩或伸展冲程中，那么该阻尼器被称为单向阻尼器，反过来说则称为双向阻尼器。减振器根据其结构形式可分为两种主要类型：摇臂式和筒式。摇臂式阻尼器可以在更高的工作压力下工作(10~20MPa)。筒式减振器的工作压力较低(2.5~5MPa)，但具有稳定和出色的性能，被广泛用于悬架系统中。筒式阻尼器主要分为三类：单筒式、双筒式和充气筒式。

(2)设计要求确保平稳的行驶和稳定的性能以及足够的使用寿命。汽车设计6.6.2减振器主要参数

(1)相对阻尼系数相对阻尼系数，即𝜓是不同刚度下阻尼器的阻尼效果的物理意义，和不同质量的弹簧m匹配以产生不同的阻尼效果。

(2)阻尼器的阻尼系数阻尼器的阻尼系数𝜹确定了阻尼器的尺寸。阻尼器的阻尼系数取决于悬挂系统的自然频率，在实践中，阻尼器的阻尼系数必须根据阻尼器布置的特点来确定。(3)最大卸载力F0确定当阻尼器活塞的振动速度达到一定的阈值时，阻尼器就会打开卸荷阀，以减少从路面传递到车辆的冲击力。如果延长行程时的阻尼系数是已知的。则行程延长时的最大卸载力是(4)插装式阻尼器的工作圆筒的直径D风门操作筒的直径𝐷有几种尺寸可供选择：20mm、30mm、40mm、45mm、50mm和65mm。汽车设计6.6.3侧向稳定杆的设计侧向稳定杆的设计目的为了减少车辆变形的频率，提高行驶的平稳性，车辆上部悬挂的垂直刚度被设计得很低（静态变形相对较高），因此车辆的横向摇摆刚度也很低。这导致转弯时车身的侧倾角相对较大，影响了驾驶稳定性。为了同时获得大的静态挠度（低挠度）和大的侧向外倾刚度，侧向摇摆杆被广泛用于车辆中。同时，在前、后悬架上使用横向稳定杆，可以调整前、后悬架的外倾角刚度比，以达到理想的转向特性。在一些前轮和后轮驱动的车辆上，横向稳定杆也被用于后悬架，以减少在转向动作中向前轮（驱动）的负载转移，并确保足够的离地间隙。使用侧向摇摆杆也会产生负面影响。在不平坦的路面上行驶时，左、右车轮的垂直位移将不一样，横向稳定杆将发生扭曲，增加了左、右车轮运动的联动性，使驾驶者感到不舒服。汽车设计本章完谢谢!汽

车

设

计汽车设计汽车底盘现代设计第7章转向系统设计汽车设计本章内容7.1概述7.2机械式转向器方案设计7.3

机械式转向器主要性能参数7.4动力转向机构设计7.5

转向梯形设计7.6

转向杆系与悬架的匹配设计7.7线控转向系统汽车设计7.1概论图7-1示出一种汽车的机械转向系统（即手动转向系统），其由转向器和转向传动机构组成。采用动力转向的汽车，还有动力系统，即动力转向油泵、油管、动力转向器等，见图7-2。汽车设计

近年来，许多轿车上的转向系统中装设了防伤装置，这是为了减轻驾驶员在撞车时受到的伤害。在图7-2所示转向系统中网格状的转向轴18就是一种防伤装置。在发生撞车事故时，驾驶员的胸部位置会撞上转向盘，当这种撞击力达到设定值时上述网格状转向轴就被压溃、发生塑性变形（如图7-3所示），同时吸收能量、限制对驾驶员的冲击力，从而减轻对驾驶员的伤害。汽车设计对转向系统的要求●保证汽车拥有足够小的最小转弯半径，以使其能够在有限的狭小场地内能进行转弯行驶。●保证汽车转弯行驶时所有的车轮都绕一个共同的瞬时转向中心进行旋转，各个车轮的侧偏角都要趋于一致，并且在满足性能要求时应尽可能小，以延长轮胎寿命、防止汽车行驶时的轮胎噪声。●操纵轻便。●在完成转向过程后，转向盘能够自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。●兼顾高速行驶时的操纵稳定性和低速行驶时的转向迅速、轻便的要求。●为减轻驾驶员的疲劳，应尽可能减少地面对转向车轮的冲击而传到转向盘上的反冲。●悬架导向机构和转向传动机构（杆系）匹配适当，使车轮上、下跳动（悬架压缩、伸张）时由上述两种机构的运动干涉所引起的车轮前束角变化尽可能小；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；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。●在汽车直线行驶时，转向系统中的间隙应尽可能小。为了减少间隙的变化，有特定的调整机构来消除因磨损而产生的间隙。●在车祸中，当转向盘和转向轴由于车架或车身变形而后移时，转向系统有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。汽车设计7.2机械式转向器方案分析与设计

机械转向器是指完全靠人力操纵的转向器，其通过提供一定的机械增益（传动比）来减小驾驶员转动转向盘的力（即转向力）。转向器是汽车转向系统的核心部件，对转向器有如下基本要求。●在汽车行驶时提供准确而轻便的转向控制，同时转向盘的转角范围不允许过大。这要求转向器的自由行程（由传动零件之间的间隙引起）尽可能小，传动比适当，驾驶员主动转动转向盘时的机械效率（正效率）高，可能还需要动力助力。●使地面对前轮的扰动尽可能少地被传到转向盘上，同时还要让驾驶员能够感觉得到路面状况（粗糙程度、附着力的大小等）的变化。这要求在前轮因受到地面干扰而试图转动转向盘时转向器的机械效率适当地低，即逆效率适当地低。●不能妨碍汽车完成转向后、返回直线行驶状态时的前轮自动回正，这又要求转向器的逆效率适当地高。●停车（车速为零）转向时驾驶员转动转向盘的力（转向力）应该被减小到最低限度。为了使驾驶员能够比较舒服地进行停车转向，一般要求采用动力助力。停车转向时所需要的转向力一般是最大的。●使汽车具有良好的高速操纵稳定性。这一般要求转向器的自由行程、摩擦尽可能小，有适当的传动比和动力助力（在采用动力助力的情况下）。汽车设计7.2.1齿轮齿条式转向器目前，齿轮齿条式转向器被广泛应用在所有的前置-前轮驱动轿车上以及一些前置-后轮驱动轿车。图7-4示出一种两端输出式齿轮齿条式转向器，其中齿轮是输入元件，齿条是输出元件。图7-5示出一种采用两端输出式齿轮齿条式转向器的转向系统。其所示系统中，采用的是麦克弗森式独立悬架，齿轮齿条式转向器布置位置比较低，在这种情况下一般都采用两端输出式。在采用其他独立悬架的汽车中，如果采用齿轮齿条式转向器，一般都是两端输出式。图7-6示出一个与双横臂式独立悬架匹配的两端输出式齿轮齿条式转向器汽车设计汽车设计

图7-8示出一个采用中央输出式齿轮齿条式转向器的转向系统。只有在采用麦克弗森式独立悬架和齿轮齿条式转向器、并且转向器布置位置比较高的情况下，才采用中央输出式齿轮齿条式转向器。在采用这种悬架、转向连杆布置方式的情况下为了获得较小的干涉转向角（前束角变化），一般需要采用较长的转向连杆。汽车设计在齿轮齿条式转向器中，当转动齿轮时，齿条进行移动，而不是转动。所以，齿轮齿条式转向器自己没有转向器角传动比，而是有齿条增益GR：其中，GR是齿条增益，mm/r；Δnh是转向盘所转动圈数的增量，r；Δd是齿条的位移增量，mm。齿条增益GR增大，相应的转向系统角传动比就会减小。齿轮齿条转向器的优点●构造比较简单；●成本较低；●效率高，转向轻便；●可以自动防止齿轮和齿条之间的松动，并且具有均匀的固有阻尼；●有利于改善转向系统刚性；●转向传动机构仅包括转向连杆和转向节，零件少、占用空间小（这正是所有前置-前轮驱动型汽车都采用这种转向器的原因）。汽车设计齿轮齿条转向器的缺点●由于只有齿轮与齿条一对传动副，其摩擦小且传动效率高，由路面不平对车轮的冲击所引起的转向盘反击较大；●转向连杆受斜向力作用，连杆中的应力较大；●当转向连杆采用两端输出式设计时连杆的设计长度会受到限制；●前轮转向角的大小取决于齿条的位移，为了获得足够大的车轮转角有时只有采用较短的转向节臂，这样会使整个转向装置受力较大；●随着车轮转向角的增大，转向系统角传动比下降，使得汽车在驻车时转向会很费力；●该转向器在非独立悬架中不能采用。汽车设计7.2.2整体式转向器整体式转向器以转向摇臂轴作为输出元件，包括蜗杆曲柄指销式、蜗杆蜗轮式、蜗杆滚轮式、循环球式转向器等。汽车设计整体式转向器的缺点整体式转向器（的缺点主要是因为其没有布置转向连杆系统的空间，所以很难在前置-前轮驱动形式的轿车上采用。而当采用独立悬架的前置-后轮驱动汽车采用这种转向器时，需要额外附加断开式转向梯形机构。这不仅仅会增加整车的重量和成本，而且经济性也不如齿轮齿条式转向器。整体式转向器的优点●可以与非独立悬架匹配使用●可以承受较大的力●具有较大的车轮转向角，转角范围可达±45°●可以采用较长的转向节臂或梯形臂来减小转向摇臂和中央拉杆中的载荷●转向传动机构可以设计得使其传动比随车轮转角变化很小●对地面冲击载荷不敏感。汽车设计整体式转向器角传动比的定义：转向盘转角增量与转向摇臂轴转角的相应增量之比，即其中，是转向器角传动比；是转向盘转角增量；是转向摇臂轴的转角增量。循环球式转向器的力学模型如右图所示，

其方程如下所示：

，其中，t是螺杆螺距；r是齿扇节圆半径。从式中可以得到这种转向器的角传动比为汽车设计7.3机械式转向器主要性能参数7.3.1转向系统的角传动比转向系统角传动比的定义：转向盘转角增量与两侧转向节转角的相应增量的平均值之比。即

其中，是转向系统的角传动比；Δ是转向盘转角增量；、分别是左、右转向节的转角增量。在采用整体式转向器的情况下，转向器以下的零件组成转向传动机构，包括转向摇臂（垂臂）、转向直拉杆、转向节臂、

转向节、梯形臂、转向横拉杆等。这种转向传动机构角传动比的定义：转向摇臂轴转角的增量与两侧转向节转角的相应增量的平均值之比，即可以看出，在采用整体式转向器的转向系统中转向器与转向传动机构角传动比的乘积就是转向系统的角传动比，即 在使用整体式转向器的转向系统中，转向传动机构的角传动比在0.85~1.1之间，可以粗略认为是1。这样，有。即转向系统的角传动比一般可以近似认为等于转向器的角传动比。汽车设计7.3.2转向系统的转矩传动比在实用中，转向系统的转矩传动比定义为 其中，是转向系统的转矩传动比；是在转向节上克服的转向阻力矩，由作用在左、右转向节上的转向阻力矩组成；是驾驶员施加在转向盘上的转矩；是转向系的角传动比；是转向器在实际载荷下的效率；是转向传动机构在实际载荷下的效率。只能用实验的方法确定和。在实用中，整体式转向器的转矩传动比定义为 其中，是转向器转矩传动比；是转向摇臂轴上的转向阻力矩；是转向器角传动比；是转向器在实际载荷下的效率。一般有如下关系： 即可以近似认为，转向系统的转矩传动比就是转向器的转矩传动比。汽车设计7.3.3转向器的效率只能使用试验方法才能确定在实际载荷下的转向器正效率。图示为对整体式转向器进行效率试验的示意图，其中的转向器壳固定。在进行正效率试验时，需要主动在转向器输入轴上施加一个转矩，测量传到转向摇臂轴上的转矩。有如下关系：，

其中，是转向器角传动比；是转向器在实际载荷下的正效率。提高转向器正效率有助于减小驾驶员需要施加的转向力。在进行逆效率试验时，需要主动在转向器输入轴上施加一个转矩，测量传到转向摇臂轴上的转矩。有如下关系： ，

汽车设计逆效率转向器分类可逆式转向器

可逆式转向器：路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘。转向后，转向轮和转向盘自动回正，减轻驾驶员的疲劳，提高行驶安全性。车轮冲击力大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”，使之精神状态紧张，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶不可逆式转向器不可逆式转向器：车轮受到的冲击力不能传到转向盘车轮受到的冲击力由转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉。现代汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于前两种转向器之间，车轮冲击只有较小一部分传至转向盘。在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张；转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器小。汽车设计3.影响转向器效率的因素影响转向器效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。（1）转向器的类型

汽车上常用的转向器形式有：循环球式、蜗杆滚轮式、齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式等几种。齿轮齿条式转向器的效率最高，因为其只有一对传动副。转向器的效率除了与设计有关以外，与制造质量也关系密切。（2）转向器的结构参数与效率

对于蜗杆和螺杆类转向器，如果只考虑啮合副的摩擦损失，而忽略轴承和其他地方的摩擦损失，其正效率可表示为

式中，

是蜗杆（或螺杆）的螺线导程角（螺线升角）；

是摩擦角，

，f是摩擦系数。

其逆效率可表示为

从上式可见，导程角（螺线升角）

增大，使正、逆效率都增大。所以，应该选一个合适值，使正、逆效率达到综合平衡。

当导程角

≤p时，逆效率

≤0，表明这种转向器是不可逆式的。因此，为使转向器有适当的逆效率，导程角的最小值必须大于摩擦角。螺线的导程角一般选在8°~10°之间。汽车设计7.4动力转向机构设计7.4.1动力转向系统概述为了在采用适当转向传动比的情况下减小驾驶员需要施加到转向盘上的转向力，会在汽车上使用动力助力转向系统。为了减小转向力，转向器的一个发展方向是提高其机械效率，为此发明了循环球式转向器。但是，沿着这个方向的发展是有限度的，其效率很难超过85%。另外一个减小转向力的发展方向是增大转向器的传动比。但是，如果传动比过大，为了使汽车转向时前轮摆动一定角度而需要驾驶员转动转向盘的圈数过多（转向从容性差），这也是不能接受的。而采用动力转向是同时保证上述转向轻便性与转向从容性的有效措施。汽车设计动力转向的优点●大幅减小了停车转向力，使驾驶员可以比较轻松地进行停车转向。汽车行驶中的转向力也得到了减小，有利于减轻驾驶员的疲劳。●减少了转向盘从一端到另一端的极限转动圈数，一般在2.5~3圈之间，使驾驶员的转向操纵比较从容，有利于选择最佳转向角传动比，而不必考虑转向沉重问题。●减小了路面干扰对转向盘的影响。动力转向系统具有自动抵抗这种干扰的特性，特别是在比较差的路面上行驶时，有利于减轻驾驶员的驾驶疲劳感。●在汽车行驶时，某个轮胎突然爆破的情况下，可以更好地阻止车辆的突然转向，从而改善整体的安全性。●在转向车轮承受较大负荷的情况下，转向力还可以保持在合理的范围以内，有利于增大汽车总体布置的自由度。动力转向的缺点●比机械转向系统复杂、成本高；●使汽车油耗有一定程度的增大；●有可能引起振动、噪声问题。汽车设计由于动力转向的优点是主要的，所以其应用范围在不断扩大。在现代汽车上得到最广泛应用的是液压动力助力转向系统，液压动力转向系统主要由动力转向泵、动力转向油管（包括压力油管、回油管、吸油管等）、动力转向器和动力转向油罐等组成，它具有如下一些优点：●具有固有的自润滑特性；●可以很容易地产生高压；●可以在很小的空间传递很大的力；●很大的力可以很容易地施加和解除；●液体的不可压缩性使得其可以精确地控制运动；●它是一种封动力转向器闭的系统，可以防止异物侵入；●可以容易地安装在可以获得的安装空间之内。汽车设计

图示为一种整体式动力转向器（循环球式动力转向器），这种动力转向器的方向控制阀是转阀。7.4.2整体式动力转向器汽车设计1.整体式动力转向器的工作原理

图示出一种在轿车上采用的整体式动力转向系统。当发动机工作时，其曲轴通过皮带轮带动动力转向泵转动，向外输出液压油。液压油的流向依次是（见上页图）：①动力转向泵；②压力油管；③转向器壳体上的压力油口；④转阀阀体外圆中央环形槽；⑤阀体中的中心油孔A7；⑥阀体内圆的四个轴向槽。然后，进一步的油流流向由转阀的工作状态控制。汽车设计2.对动力助力工作过程的基本理解

在图中所示的是极端状态，即一侧油缸腔体完全与动力转向泵出油口相通，另一侧油缸室完全与油罐相通，系统中油压很高（例如10MPa或14MPa），泵处于限压状态。这种状态一般出现在转向阻力较大的情况下，例如，当转向车轮已经处于其极限转角位置、并且已经碰上限位块而驾驶员继续加大施加在转向盘上的转向力时。但是，对于大部分转向状态，施加在扭杆上的转矩比较小，扭杆的扭角不足以使阀芯相对于阀体转动到阀间隙都堵死的状态。汽车设计

来自泵的高压油的大部分进入1号油缸腔，另一部分直接通过阀间隙返回回油管。阀间隙的大小便决定了助力油缸两侧的压力差的大小和助力的程度。上述阀间隙的变化与扭杆的扭角成正比，即与驾驶员施加的转向力成正比。驾驶员施加的转向力越大，扭杆的扭角就越大，阀间隙的变化就越大，在助力活塞两侧产生的压力差就越大，从而助力就越大。

当驾驶员释放方向盘（施加的转向力为零）时，在扭杆的作用下，阀芯在阀体内又恢复到中性位置，在助力活塞两侧的压力差为零。如果汽车在行驶中，则车轮上的回正力矩便会推动车轮、转向盘返回正常直行位置。如果扭杆过细、刚度过小，就有可能出现其弹性恢复力不足以克服转阀内部、转向管柱中摩擦力矩、使转阀恢复到中性位置的情况。在这种情况下，在助力活塞的两侧还会残存一些压力差，阻止前轮自动回正。汽车设计3.转阀的特性曲线

转阀的功能特性用两种曲线来描述。（1）响应曲线，即压力差-转角（阀芯相对阀体的转角）曲线。这种曲线表明，为了在助力活塞两侧建立一定的助力压力差需要有多大的相对转角。决定转阀压力差-转角特性的主要因素是：①阀间隙随着阀芯相对于阀体的转角的变化特性；②动力转向泵的流量。（2）压力差-转向力矩（阀力）曲线。这种曲线表明，为了在助力活塞两侧建立一定的转向助力压力差而需要施加多大的转向力矩。压力差-转向力矩（阀力）曲线由上述压力差-转角曲线、扭杆的扭转刚度、摩擦特性等共同决定。汽车设计7.4.3齿轮齿条式动力转向器

图示出一个中央输出式齿轮齿条式动力转向器。其中，助力油缸缸筒5通过螺纹安装在转向器壳体4的一端；助力活塞10安装在活塞杆7上，用螺母11固定；活塞杆的一端安装在齿条一端的圆柱孔中，用一个销钉固定；8号件是活塞杆的支承，9号件是活塞杆的油封；助力油缸的1号腔、2号腔分别通过油管2、3与转阀1接通。汽车设计

图示出一个典型的用于齿轮齿条式动力转向器的转阀。其中，转阀壳体1通过注塑3固定在转向器壳体2上；4号件即是输入短轴，又是阀芯，即在输入短轴外圆上制出用于助力控制的轴向槽；在阀体外圆上制有三道环槽，用四道密封环隔开；扭杆5的上端通过扭杆固定销钉4A固定在阀芯（输入短轴）的上端，扭杆5的下端通过花键固定在齿轮7上。这种转阀的工作原理与前述整体式转向器的相同，只是结构得到了简化。汽车设计

图示为一种两端输出式齿轮齿条式转向器。齿条壳体14一般是用铝合金制造的，钢制的助力油缸缸筒9安装在其一端；助力活塞6安装在齿条13上，其兼起活塞杆的作用；齿条的轴承有两处，一是在齿轮处，另外一处在齿条的一端，即齿条轴承3A；助力油缸的油封包括齿条油封3、O形油封4、齿条油封10和O形油封11，用于防止外泄漏，而助力活塞环7用于防止内泄漏；在齿条中央制有通气孔12，以连通齿条两端的密封护套1，使它们内部的气压达到平衡；助力油缸通过油管接头5、8与油管连接，再通过油管与转阀相连。汽车设计7.4.4转阀特性曲线的计算

图示为转阀的分析模型。当汽车的发动机运转时，动力转向泵就向动力转向器输出流量

，其首先通过供油孔（中心油孔）E进入在阀体内圆上制出的四条轴向油槽F。然后，流量

分成了两部分，即

和

。

（1）流量

流向左侧，通过阀间隙

进入在阀芯外圆上制出的四条轴向油槽

。这个流量又进一步分成两部分，其中

进入动力转向油缸；-通过阀间隙

进入在阀体内圆上制出的四条轴向油槽

，然后通过在阀芯上制出的回油孔流入阀芯的中央，该处通过回油管与油罐相通，是低压区。（2）流量

流向右侧，通过阀间隙

流入在阀芯外圆上制出的四条轴向油槽

，与来自油缸的流量

会合。流量（

+

）通过阀间隙

进入在阀体内圆上制出的四条油槽

，然后通过在阀芯上制出的回油孔流入阀芯中央低压区。汽车设计

根据液压原理中的薄壁小孔理论，有如下方程：其中，假设在阀芯中央低压区的压力为零；忽略了内泄漏；是动力转向泵的输出压力；、分别是在油槽、中的压力；是阀间隙的流量系数，=0.7；是油的密度，=870kg/m3。在已知阀间隙

、

、

、

随着阀芯相对于阀体的转角而发生变化的特性和流量

、

时，就可以从左式解出

、

、

。而助力活塞两侧的压力差为

汽车设计7.4.5动力转向泵

在轿车等轻型汽车上，动力转向泵一般通过皮带轮由发动机驱动。在许多中、重型货车上动力转向泵由空气压缩机的曲轴驱动，动力转向泵与空气压缩机同轴，安装在其后方。动力转向泵的作用是把机械能转换成液压能，并且通过动力转向油管输送给动力转向器。1.对动力转向泵的要求

●在发动机怠速时能够提供足够的液压油流量和压力，以满足停车转向的要求；●工作效率高，以减小能耗；●在转速一定时流量波动要小，以有利于降低噪声；●工作可靠、耐久性好；●工作温度在希望的范围之内；●带有限压阀，限制系统中的最高油压（起安全作用）；●带有流量控制阀，以限制动力转向泵向动力转向器输送的最大流量，从而降低泵的功率消耗、降低温度、减小振动和噪声、降低压力；●尺寸小、重量轻、成本较低。汽车设计2.动力转向泵的低速工作模式

一启动发动机，动力转向泵就开始转动，就有油被旋转的叶片泵出，其通过泵油道和在出油联合接头16侧壁上钻出的油孔进入出油联合接头16，有流量输出到压力油管。由于在出油联合接头16中有了流量，在其喉管处的压力就低于在柱塞右侧的压力。而喉管处的低压力通过控制油道传到流量控制柱塞17的左侧。在限压球阀20两侧的压力差不足以使其打开，其保持关闭状态。所以，在流量控制柱塞17的左、右两侧产生了压力差。动力转向泵的转速越高，通过出油联合接头16向压力油管输出的流量就越大，上述压力差就越大。当上述压力差足以克服流量控制弹簧22的预紧力时，流量控制柱塞17就开始向左方移动。当动力转向泵的转速低于时，泵体中的增压通道保持处于关闭状态，叶片所泵出的油全部输送到压力油管、转向器。在这种状态时，动力转向泵的输出流量与其转速成正比。当发动机怠速、汽车低速行驶时，动力转向泵处于这种工作状态。汽车设计3.动力转向泵的流量控制状态

当动力转向泵的转速高于时，在流量控制柱塞17左、右两侧所产生的压力差足以克服流量控制弹簧22的压紧力、使柱塞向左方移动足够远，使泵体中的增压通道被打开，叶片所泵出的油一部分被输送到压力油管、转向器；另外一部分以高速冲入增压通道，由于增压通道的设计保证其沿着与吸油道相切的方向冲入，起到射流泵的作用，帮助从油罐中把油吸入，同时还使泵的低压油腔中的压力有所升高。这些都有利于泵的高速工作。在这种状态时，动力转向泵输出到压力油管、转向器的流量基本上保持不变；在限压球阀20两侧的压力差不足以使其打开，保持关闭状态。当汽车以中、高速行驶时，动力转向泵处于这种工作状态。

4.动力转向泵的限压状态

在动力转向泵处于限压状态时，流量控制柱塞17始终处于快速左、右振动状态，增压通道被不断地快速打开、关闭，以此来限制整个转向系统中的最大油压（泵内、压力油管、转向器中的压力基本上相等）。但是，由于油压较高（对于轿车，一般约为10MPa；对重型货车，最高的约为17MPa），叶片所泵出的油都在泵内循环，油温迅速上升。所以，动力转向泵的限压状态一般仅允许持续几秒钟；否则，泵便会由于过热而损坏。动力转向泵的最高允许工作温度一般不超过135℃。

在动力转向泵处于限压状态时一般都会发出比较特殊的振动、噪声，这时应该马上减小施加在转向盘上的力矩，直至这种振动、噪声消失。汽车设计5.动力转向泵的特性曲线

图示为一个动力转向泵在输出压力为4.8265MPa时的输出流量与泵转速之间的特性曲线。压力4.8265MPa大致相当于一些汽车在良好路面上进行停车转向所需要的压力。可以看出，在喉管直径不同时，开始进行流量控制的转速不同，最大输出流量也不同。随着喉管直径的增大，开始进行流量控制的转速升高，最大输出流量增大。

图示为上述动力转向泵在输出压力为0.34475MPa时的输出流量与泵转速之间的特性曲线。压力0.34475MPa大致相当于汽车在公路上直线行驶（驾驶员对转向盘施加的转矩为零或接近为零）时的压力。可以看出，在喉管直径不同时，开始进行流量控制的转速不同，最大输出流量也不同。随着喉管直径的增大，开始进行流量控制的转速升高，最大输出流量增大。汽车设计

图7-44示出上述动力转向泵在不同输出压力时所需要的输入功率与泵转速之间的特性曲线。在输出压力一定时，泵所需要的输入功率随着转速线性增大。而且，输出压力越大，所需要的输入功率随着转速增大的斜率越大。

图7-45示出上述动力转向泵在不同输出压力时所需要的输入转矩与泵转速之间的特性曲线。在输出压力一定时，泵所需要的输入转矩基本上不随着转速发生变化，基本上是个常数。但是，输出压力不同，这个转矩常数不同。汽车设计3.动力转向泵的安装

动力转向泵应该很刚性地安装在发动机上，如果采用安装支架，其刚度应该尽可能大。泵安装高度一般应该高于动力转向器。发动机向各个方向转动、振动不应该引起皮带轮的前后振动，因为这会在动力转向泵的驱动轴上引起轴向力。7.4.6动力转向油罐1.动力转向油罐的功能

●用于向动力转向系统添加液压油；●用于检查动力转向液压油的液面高度；●为动力转向液压油的热膨胀提供空间（油温范围为-40~149℃）；●当动力转向油管膨胀时（例如动力转向泵限压时）提供补偿液压油；●用于除去动力转向系统中的空气。汽车设计2.动力转向油罐的类型

●整体式油罐直接安装在动力转向泵上的油罐称为整体式油罐。整体式油罐的制造成本、保修成本都比较低。在有安装空间的情况下尽可能采用整体式油罐。●远距离油罐不直接安装在动力转向泵上的油罐称为远距离油罐。这种油罐主要用在安装空间紧张的场合。在布置中，这种油罐离开泵的距离应该尽可能短，建议不超过450mm。采用远距离油罐的转向系统的冷启动性能不如采用整体式油箱的系统好；由于有更多的潜在泄漏点，成本较高；当发动机上的垂直加速度超过25g时，不能装在发动机上。汽车设计3.动力转向油罐的设计指南

（1）油罐应该具有足够的容积，一般要求不小于600mL。（2）油罐中空气体积与液压油体积的比率为1：2~1：2.5（例如在总容积为600mL的油罐中，空气体积为200mL，油的体积为400mL）。（3）油罐应该带有加油颈和回油管接头；安装油罐盖，其功能包括：密封，即液压油封闭在油罐之内；提供油面高度指示器；通大气，即允许空气进入、排出油罐，保持油罐中适当的气压，有利于冷却。（4）回油管接头能够使油顺畅地从转向器流向油罐，并不引起涡流（它会把掺入空气的油吸入泵的进油口），为此回油管接头一般布置在油罐低部（总是在油面以下至少50mm），以免回油打破油面，引起空气吸入；油罐的吸油口也必须总是位于油面以下（至少50mm），必须使由回油引起的涡流不集中在进油口。（5）在油罐中适当设置阻隔板，以控制流动、减小油中的含空气量，防止引起油的泡沫化。（6）在任何情况下（例如急转向、爬陡坡时），与吸油管相连的吸油口都在油面以下。（7）能为动力转向泵提供顺畅的供油，防止由回油引起的气泡进入吸油管。（8）设置磁铁槽，把磁铁安放在涡流最小的位置，并适当固定，以收集外来的铁和钢粒子。（9）油罐中的工作油面应该高于动力转向泵，在整体式油罐中油面至少应该比泵的进油口高30mm。汽车设计3.动力转向油罐的设计指南（10）外部颜色一般建议采用黑色。（11）油罐的材料应该能够满足使用温度的要求，一般的工作温度范围是-40~+150℃。

对于远距离油罐还有如下设计要求：吸油管的直径至少为15.88mm，以保证把油顺畅地从远距离油罐输送到动力转向泵的吸油口；从油罐到动力转向泵的距离一般不超过450mm，油罐中的油面至少比泵进油口高75mm，如图所示；远距离油罐的设计标准要求其最小容积是泵每分钟流量的两倍，但是动力转向油罐的容积一般都不能达到这个标准，所以加隔板减弱涡流很重要。汽车设计7.4.7动力转向油管

动力转向油管包括压力油管和回油管，在采用远距离油罐的情况下，还有吸油管。可以看出，动力转向油管都是由硬管（钢管）和柔性油管（橡胶油管）组成的。为了保证压力油管和回油管具有足够的抗腐蚀能力，在钢管上制有专门的覆盖层。为了加强散热、降低油温，在一些回油管上安装了散热片型散热器或管型散热器，汽车设计1.动力转向油管的功能●传输液压油压力油管用于从动力转向泵向动力转向器传输压力油。回油管用于从动力转向器向动力转向油罐传输回油。●降低动力转向系统的噪声液压动力转向系统在工作时常常会引起严重的噪声。主要的噪声源是动力转向泵（液压泵），动力转向器中的转阀也是一个重要的噪声源。●降低液压油的温度动力转向油管中的钢管部分散热性能较好。在出现油温过高的情况下，需要加强散热，一般在回油管上安装散热片型散热器或管型散热器汽车设计2.动力转向油管在车辆上的安装为了在发动机罩下适当布置油管，必须考虑如下因素：●发动机相对车架的运动情况；●悬架的运动情况；●转向杆系的运动情况；●与发动机热零件的接近程度；●是否暴露于从路面溅起的泥、水等之中；●由于调整皮带引起的附件位置改变。为了保证动力转向油管能够正常工作，在其布置中应该保证其与相邻的零部件之间具有需要的间隙，如表所示汽车设计7.5转向梯形设计

在图中所示的转向系统中，转向梯形机构由左、右梯形臂