汽車設計轉(zhuǎn)向系設計說明書

1、 課程 汽車設計 題目 電動助力轉(zhuǎn)向系設計說明書 姓名 學號 班級 指導教師 日期 2016年6月15日 目錄一.轎車轉(zhuǎn)向系設計方案的選擇- 2 -1.轎車參數(shù)的確定- 2 -2.對轉(zhuǎn)向系的要求- 2 -3.轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)設計- 2 -1)轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)- 2 -2)轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)- 3 -3)機械轉(zhuǎn)向器- 3 -二.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的主要性能參數(shù)- 4 -1.轉(zhuǎn)向系的效率- 4 -1)轉(zhuǎn)向系的正效率- 4 -2)轉(zhuǎn)向系的逆效率- 5 -2.轉(zhuǎn)向系傳動比的確定- 5 -1)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比的組成- 5 -2)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力傳動比和角傳動比的關系- 6 -3)傳動系傳動比的計算- 7 -3.轉(zhuǎn)向系傳動副的嚙合間隙-

2、 7 -1)轉(zhuǎn)向器的嚙合特征- 7 -2)轉(zhuǎn)向盤的自由行程- 8 -4.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計和計算- 8 -1)轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角的計算- 8 -2)轉(zhuǎn)向器參數(shù)的選取- 9 -3)選擇齒輪齒條材料- 10 -4)軸承的選擇- 10 -5.轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)- 10 -三.電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計- 10 -1.轉(zhuǎn)矩傳感器- 10 -2.減速機構(gòu)- 11 -3.電磁離合器- 11 -4.電動機- 11 -5.車速傳感器- 11 -6.電子控制單元- 12 -四.轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的設計- 12 -1.轉(zhuǎn)向梯形理論特性- 12 -2.轉(zhuǎn)向梯形的布置- 13 -3.轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)尺寸的初步確定- 13 -4.梯形

3、校核- 14 -一. 轎車轉(zhuǎn)向系設計方案的選擇1. 轎車參數(shù)的確定本次轎車轉(zhuǎn)向系設計的整車相關參數(shù)如下：表1 整車相關參數(shù) 驅(qū)動形式4x2R 軸距L/mm2471 輪距前/后mm1429/1422 整備質(zhì)量m0/kg1060 空載時前軸分配負荷60% 輪胎壓力P/MPa0.3 最高車速180km/h 最大爬坡度35%制動距離（初速30km/h）5.6m最小轉(zhuǎn)彎直徑11m最大功率/轉(zhuǎn)速74kW/5800rpm最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速150N·m/4000rpm2. 對轉(zhuǎn)向系的要求1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)；2）操縱輕便，作用于轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)向力小于200N；3）轉(zhuǎn)向系的角傳動

4、比在1520之間，正效率在60%以上，逆效率在50%以上； 4）轉(zhuǎn)向靈敏；5）轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)中應有間隙調(diào)整機構(gòu)； 6）轉(zhuǎn)向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置3. 轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)設計1) 轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向管柱。轉(zhuǎn)向盤的直徑根據(jù)JB4505-1986標準規(guī)定，設計為380mm.轉(zhuǎn)向軸采用一根無縫鋼管制成，為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及部件相對運動引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向器的輸入端之間安裝轉(zhuǎn)向萬向節(jié)。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉(zhuǎn)向系的剛度。所以一般選用剛性萬向節(jié)，剛性

5、萬向軸多是十字軸式，可采用單萬向節(jié)，也可采用雙萬向節(jié)，雙萬向節(jié)要求布置適當，達到等角速度運動。2) 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向操縱拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運動傳給左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關系進行偏轉(zhuǎn)。3) 機械轉(zhuǎn)向器機械轉(zhuǎn)向器是司機對轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動（或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動），并按一定的角轉(zhuǎn)動比進行傳遞的機構(gòu)。機械轉(zhuǎn)向器分為齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器、蝸桿曲柄指銷式轉(zhuǎn)向器。由于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器具有結(jié)構(gòu)簡單、緊湊；質(zhì)量輕，剛性大；正 、逆效率都高以及便于布置；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙以后，利用裝在齒條背部、靠

6、近主動小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧，能自動消除齒間間隙，這不僅可以提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度，還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉(zhuǎn)向器占用體積小適于在微車上采用；沒有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)角可以增大，轉(zhuǎn)向靈敏，制造容易，成本低；而且適用于與麥弗遜式獨立懸架。所以選用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種形式：中間輸入，兩端輸出；側(cè)面輸入，兩端輸出；側(cè)面輸入，中間輸出；側(cè)面輸入，一端輸出。采用側(cè)面輸入，中間輸出方案時，與齒條連的左、右拉桿延伸到接近汽車縱向?qū)ΨQ平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉(zhuǎn)詳細與懸架系的運動干涉。

7、拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿與齒條同時向左或向右移動，為此在轉(zhuǎn)向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了他的強度。采用兩端輸出方案時，由于軸向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統(tǒng)導向機構(gòu)產(chǎn)生運動干涉。側(cè)面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，常用在平頭貨車上。由于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運轉(zhuǎn)平穩(wěn)降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，重合度增加，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作用，所以轉(zhuǎn)向器應該采用推力軸承，使

8、軸承壽命降低，還有，斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點。齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單，V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)省20，故質(zhì)量?。晃挥邶X下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉(zhuǎn)動；Y形斷面齒條的齒寬可以做的寬些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉(zhuǎn)向或轉(zhuǎn)向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉(zhuǎn)的力矩時，應選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉(zhuǎn)而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。為了防止齒條旋轉(zhuǎn)，也有在轉(zhuǎn)向器殼體上設計導向槽，槽內(nèi)鑲嵌導向塊，并將

9、拉桿、導向塊與齒條固定在一起。齒條移動時導向塊在導向槽內(nèi)隨之移動，齒條旋轉(zhuǎn)時導向塊可防止齒條旋轉(zhuǎn)。要求這種結(jié)構(gòu)的導向滑塊與導向槽之間的配合要適當。配合過緊會為轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)向輪回正帶來困難，配合過松齒條仍能旋轉(zhuǎn)，并伴有敲擊噪聲。根據(jù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器廣泛應用于乘用車上。載荷質(zhì)量不大，前輪采用獨立懸架的貨車和客車有些也用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。二. 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的主要性能參數(shù)1. 轉(zhuǎn)向系的效率根據(jù)效率定義，因功率輸入來源不同，轉(zhuǎn)向器的效率有正、逆效率之分。功率由轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂輸出所求得的效率稱為正效率，用符號+表示，反之稱為逆效率，用符號-表示。1) 轉(zhuǎn)向系的正效率影響轉(zhuǎn)向系的正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型

10、、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和質(zhì)量制造等，同一類型的轉(zhuǎn)向器因結(jié)構(gòu)不同，效率也有較大的差別。對于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，如果只考慮嚙合副的摩擦損失，忽略軸承和其它地方的摩擦損失。其效率可以用下式計算：+= （2-1）式中齒輪的螺旋角（齒條的傾斜角）摩擦角由于該轉(zhuǎn)向器為可逆轉(zhuǎn)向器，故摩擦角 要比齒輪螺旋角小，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的效率一般為7080。取+=75 ，=10° 由于 = 則=40402) 轉(zhuǎn)向系的逆效率轉(zhuǎn)向系的逆效率影響汽車的使用性能和駕駛員的安全。對于逆效率高的轉(zhuǎn)向器而言，路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可大部分傳遞到方向盤，這種轉(zhuǎn)向器稱為可逆式的。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器。設計的

11、時候，為滿足操縱的方便性，希望轉(zhuǎn)向器的正逆效率要高。和計算正效率的公式一樣，如果只考慮嚙合副的摩擦，忽略軸承和其他地方的摩擦損失。逆效率可用以下的公式計算： （2-2）2. 轉(zhuǎn)向系傳動比的確定1) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比的組成轉(zhuǎn)向系的傳動比由轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比所組成。從輪胎接地中心作用在兩個輪上的合力和與作用在方向盤上的手力之比稱為力傳動比。方向盤的轉(zhuǎn)角和駕駛員同側(cè)的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比，稱為轉(zhuǎn)向系的角傳動比。2) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力傳動比和角傳動比的關系如上所述，力傳動比可以用以下的式子表示： = (2-3) 輪胎和地面之間的轉(zhuǎn)向阻力和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力有以下關系：= （2-4）車輪轉(zhuǎn)臂，

12、指主銷延長線至地面的交點到輪胎接地中心的距離。作用在方向盤上的手力可以由下面的式子來表示： = (2-5)式中 作用在方向盤上的力矩， 方向盤的作用半徑。將公式（3-4）和(3-5)代入(3-3)后，得= (2-6)如果忽略摩擦損失，可以表示：= (2-7)將(2-7)代入(2-6)之后，得到 =· (2-8)由（2-8）可知，力傳動比與、和有關。車輪轉(zhuǎn)臂越小，力傳動比越大，轉(zhuǎn)向越輕便。但是a值過小的話，會由于車輪和路面的之間的表面摩擦力的增加，反而增大了轉(zhuǎn)向阻力。對于一定的車型，可以用實驗方法確定值的最小極限值。通常貨車的值在4060mm之間，轎車的值取0.40.6的輪胎胎面的寬度

13、。對于一定的汽車而言，和都是一個常值，故力傳動比與角傳動比成正比關系。3) 傳動系傳動比的計算汽車在瀝青或者混凝土路面的原地轉(zhuǎn)向阻力矩，可用下面的半經(jīng)驗公式計算： = (2-9)式中 前軸靜負荷，； 輪胎和地面間的滑動摩擦系數(shù)，一般在0.7左右； 輪胎氣壓，。 空載時前軸負荷60%，所以 =1060×60×9.8=6233 即 =由于輪胎選用160/65R13型號，其寬度為160，那么，=0.4×160=64;=因為<=200，則=>=38.2由于=，即=38.2×>=12.93. 轉(zhuǎn)向系傳動副的嚙合間隙1) 轉(zhuǎn)向器的嚙合特征所謂嚙合間

14、隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。嚙合間隙又稱為傳動間隙。研究嚙合特性的意義，在于它與直線行駛狀態(tài)的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有密切關系。汽車處于直線行駛狀態(tài)時，轉(zhuǎn)向器傳動副的嚙合間隙可能有兩種情況：沒有間隙或者有間隙。在后一種情況下，一旦轉(zhuǎn)向器受到側(cè)向力的作用，就能在間隙的范圍內(nèi)，允許轉(zhuǎn)向輪偏離原來的行駛位置，而使汽車失去安穩(wěn)性。為了防止出現(xiàn)這樣的情況，要求傳動副的嚙合間隙在方向盤處于中間或附近位置上時要極小，最好無間隙，以保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性。 因為汽車用小轉(zhuǎn)彎行駛的次數(shù)多于大轉(zhuǎn)彎，所以轉(zhuǎn)向器傳動副工作表面磨損不均勻。傳動副中間位置的磨損要大于兩端的磨損。當中間位置的間隙達到一定程度的

15、時，駕駛員將無法確保行駛的穩(wěn)定性，此時要對間隙進行重新調(diào)整，借以消除所產(chǎn)生的間隙，調(diào)整后要求方向盤能及時圓滑地從中間位置轉(zhuǎn)到兩端，而無卡住現(xiàn)象。如果設計的時使轉(zhuǎn)向器的傳動副各處具有均勻的間隙，就不能達到上述的要求，因為當中間位置磨損出現(xiàn)間隙后，經(jīng)過調(diào)整，該處的間隙雖然可以消除，但是在方向盤轉(zhuǎn)到底以前必然要卡住，使之不能繼續(xù)使用。為了延長轉(zhuǎn)向器的使用壽命，應當使傳動副的嚙合間隙在離開中間位置以后逐漸增大。2) 轉(zhuǎn)向盤的自由行程 就轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)的靈敏度而言，最好是轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向節(jié)運動能同步開始并能同步結(jié)束。然而，這在實際上是不可能的，因為在整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，各個傳動件之間必存在著轉(zhuǎn)配間隙，而且，這些間

16、隙將隨著零件的磨損而逐漸增大。在轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的開始階段，駕駛員對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向力矩很小，因為只用來克服轉(zhuǎn)向系的內(nèi)部摩擦，稱為轉(zhuǎn)向盤的空轉(zhuǎn)階段。此后，才需要對轉(zhuǎn)向盤施加更大的力來克服從車輪傳到轉(zhuǎn)向節(jié)的阻力矩，從而實現(xiàn)汽車的轉(zhuǎn)向。轉(zhuǎn)向盤在空轉(zhuǎn)階段的角行程，稱為轉(zhuǎn)向盤的自由行程。轉(zhuǎn)向盤的自由行程對于緩和路面沖擊及避免使駕駛員過度緊張是有利的，但不宜過大，以免影響靈敏度，一般來說，轉(zhuǎn)向盤從相應于汽車直線行駛的中間位置向任何一方的自由行程最好也不超過1015度，當零件磨損嚴重到轉(zhuǎn)向盤的自由行程超過2530度時，必須進行調(diào)整。4. 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計和計算 1) 轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角的計算圖1轉(zhuǎn)向側(cè)輪偏轉(zhuǎn)角計算圖

17、 sin = o tan 36.402) 轉(zhuǎn)向器參數(shù)的選取齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的齒輪采用斜齒輪，齒輪模數(shù)在之間，主動小齒輪齒數(shù)在之，壓力角取，螺旋角在之間。故取小齒輪，右旋，壓力角，精度等級8級。表2 齒輪齒條參數(shù)名稱符號公式齒輪齒條齒數(shù)6 31分度圓直徑15.231 變位系數(shù)1齒頂高52.5齒根高0.6253.12齒頂圓直徑25.231齒根圓直徑13.981齒輪中圓直徑20.231螺旋角10°齒寬30203) 選擇齒輪齒條材料小齒輪：40Cr C-N共滲淬火、回火 4353HRC齒條： 45 調(diào)質(zhì)處理 229286HBS 4) 軸承的選擇軸承1 深溝球軸承6004 (GB/T276-19

18、94) 軸承2 滾針軸承 NA4901 (GB/T5801-1994) 5. 轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)方向盤轉(zhuǎn)動總?cè)?shù)與轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角和有關，可通過下式初算轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動總?cè)?shù)：n=iw0(+)360對貨車和轎車轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動總?cè)?shù)有不同的要求。不裝動力轉(zhuǎn)向的重型汽車一般方向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)不應該超過7圈，對于轎車不宜超過3.6圈。取n=3.5,可得：iw0=19.4三. 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計1. 轉(zhuǎn)矩傳感器 扭矩傳感器用來檢測轉(zhuǎn)向盤扭矩的大小和方向，以及轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小和方向，它是EPS的控制信號之一。扭矩傳感器主要有接觸式和非接觸式兩種。常用的接觸式（主要是電位計式）傳感器有擺臂式、雙排行星齒輪式和

19、扭桿式三種類型，而非接觸式轉(zhuǎn)矩傳感器主要有光電式和磁電式兩種。前者的成本低，但受溫度與磨損影響易發(fā)生漂移、使壽命較低，需要對制造精度和扭桿剛度進行折中，難以實現(xiàn)絕對轉(zhuǎn)角和角速度的測量。后者的體積小，精度高，抗干擾能力強、剛度相對較高，易實現(xiàn)絕對轉(zhuǎn)角和角速度的測量，但是成本較高。因此扭轉(zhuǎn)傳感器類型的選取根據(jù)EPS的性能要求中和考慮。2. 減速機構(gòu)減速機構(gòu)用來增大電動機傳遞給轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)矩。它主要有兩種形式：雙行星齒輪減速機構(gòu)和渦輪蝸桿減速機構(gòu)。由于減速機構(gòu)對系統(tǒng)工作性能的影響較大，因此在降低噪聲，提高效率和左右轉(zhuǎn)向操作的對稱性方面對其提出了較高要求。裝配有離合器的EPS，多采用渦輪蝸桿減速機構(gòu)，裝

20、配在減速機構(gòu)的一側(cè)。3. 電磁離合器電動式EPS轉(zhuǎn)向助力一般都是工作在一個設定的范圍。當車速低于某一設定值時，系統(tǒng)提供轉(zhuǎn)向助力，保證轉(zhuǎn)向的輕便性；當車速高于某一設定值時，系統(tǒng)提供阻尼控制，保證轉(zhuǎn)向的穩(wěn)定性；而當車速處于兩個設定值之間時，電動機停止工作，系統(tǒng)處于Standy狀態(tài)，離合器分離，以切斷輔助動力。另外，當EPS系統(tǒng)發(fā)生故障時，離合器應自動分離，此時仍可利用手動控制轉(zhuǎn)向，保障系統(tǒng)的安全性。EPS系統(tǒng)中電磁離合器應用較多的為單片干式電磁離合器。4. 電動機 電動機根據(jù)ECU的指令輸出適宜的轉(zhuǎn)矩，一般采用無刷永磁電動機，無刷永磁電機具有無激磁損耗、效率較高、體積較小等特點。電機是EPS的關鍵

21、部件之一，對EPS的性能有很大的影響。由于控制系統(tǒng)需要根據(jù)不同的工況產(chǎn)生不同的助力轉(zhuǎn)矩，具有良好的動態(tài)特性并容易控制，這些都要求助力電機具有線性的機械特性和調(diào)速特性。此外還要求電機低轉(zhuǎn)速、大轉(zhuǎn)矩、波動小、轉(zhuǎn)動慣量小、尺寸小、質(zhì)量輕、可靠性高、抗干擾能力強。5. 車速傳感器車速傳感器的輸出信號可以是磁電式交流信號，也可以是霍爾式數(shù)字信號或者是光電式數(shù)字信號，車速傳感器通常安裝在驅(qū)動橋殼或變速器殼內(nèi)，車速傳感器信號線通常裝在屏蔽的外套內(nèi)，這是為了消除有高壓電火線及車載電話或其他電子設備產(chǎn)生的電磁及射頻干擾，用于保證電子通訊不產(chǎn)生中斷，防止造成駕駛性能變差或其他問題，在汽車上磁電式及光電式傳感器是應

22、用最多的兩種車速傳感器，在歐洲、北美和亞洲的各種汽車上比較廣泛采用磁電式傳感器來進行車速(VSS)、曲軸轉(zhuǎn)角(CKP)和凸輪軸轉(zhuǎn)角(CMP)的控制。6. 電子控制單元電子控制單元的功能是根據(jù)轉(zhuǎn)矩傳感器和車速傳感器傳來的信號，進行邏輯分析和計算后發(fā)出指令，控制電動機和離合器的動作。四. 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的設計對汽車轉(zhuǎn)向系的要求，除了機動性、輕便性和操縱穩(wěn)定性之外，還必須保證轉(zhuǎn)向軸的內(nèi)外轉(zhuǎn)向輪有一定的比例關系，是汽車轉(zhuǎn)向過程中所有的車輪都是純滾動或有極小的滑移，這一要求一般由轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)近似地實現(xiàn)。1. 轉(zhuǎn)向梯形理論特性為了使汽車轉(zhuǎn)向時只有純滾動，兩轉(zhuǎn)向輪應繞后軸延長線的O點轉(zhuǎn)動，且內(nèi)外輪的轉(zhuǎn)角應保證

23、下列關系：圖2.理論上的轉(zhuǎn)向特性曲線cot0-coti=K/L式中，0是外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角，i是內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角，K是兩主銷延長線至地面交點間的距離，L是兩主銷延長線與地面交點至后軸間的距離。圖中的GD線上任何一點與A和B連線所成的角分別為0和i，GD線為理論特性曲線。 進行轉(zhuǎn)向梯形設計時應要保證內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角符合或接近純滾動關系式，目前的轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)還不能絕對保證符合轉(zhuǎn)向梯形理論特性曲線。由于受到車輪、前軸布置的影響，梯形設計時在常用的范圍150200內(nèi)偏差應盡量小，以減小汽車在高速行駛時輪胎的磨損；至于轉(zhuǎn)向輪在大轉(zhuǎn)角時，汽車速度較低，偏差大些也沒問題。由于彈性輪胎存在著橫向偏離問題，當汽車轉(zhuǎn)向時，所有

24、的車輪不是繞O點轉(zhuǎn)動，而是繞O1轉(zhuǎn)動，O1點的位置取決于前輪的橫向側(cè)偏角和后輪的橫向側(cè)偏角。由于影響輪胎的橫向偏離因素太多，目前無法用簡單方法加以確定，所以暫時不考慮橫向偏離問題。圖3.理論與實際轉(zhuǎn)向中心2. 轉(zhuǎn)向梯形的布置為保證汽車行駛的安全性，在一般情況下應盡量將梯形布置在前軸之后，橫拉桿的高度應在前軸下表面以上15mm處，以避免障礙物的撞擊。只有在發(fā)動機的位置很低或車前軸是驅(qū)動軸時，由于梯形臂的橫拉桿難于布置時才不得不把轉(zhuǎn)向梯形放在前軸之前，此時橫拉桿應盡量高些。3. 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)尺寸的初步確定轉(zhuǎn)向梯形的基本尺寸主要是梯形底角和梯形臂長m。梯形臂長主要根據(jù)布置空間而定，它直接影響到橫拉桿軸向力的大小。圖4.轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)尺寸參數(shù)橫拉桿軸向力Fs=FQll1=FQlmsin式中，F(xiàn)Q是縱拉桿對轉(zhuǎn)向節(jié)上臂的作用力，一般可用前軸負荷G1的一般計算，l是縱拉桿作用力臂，l1是橫拉桿軸向力Fs的作用力臂。從式子可以看出，梯形臂不宜過短，因為橫拉桿軸向力與梯形臂m成反比，m減小導致Fs增大。但梯形臂長度也不宜過大，否則會使其布置困難。通常汽車上梯形臂長度m與兩主銷中心距K的比值約為0.110.15 。梯形底角是一個非常重要的參數(shù)，一般情況下，對整體式轉(zhuǎn)向軸后置梯形來說，兩梯形臂延長線的交點約在前軸后軸距的2/3處