10.16638/jki.1671-7988.2017.08.036
储胜林，张俊达，张奇奇
（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽合肥230601）
摘要：汽车转向系直接关系到驾驶员及乘车人员的人身安全，文章从转向系的设计输入着手，概括了转向系从设计输入到输出所必须要做的计算校核，并以某轻型卡车为例，对其转向系主要零部件的匹配作了详细的校核，确保转向系设计的安全性、合理性。
关键词：转向系统；设计计算
中图分类号：U461.9 文献标识码：A 文章编号：1671-7988 (2017)08-106-04天津购车摇号
A light commercial vehicle steering system design and calculation
Chu Shenglin, Zhang Junda, Zhang Qiqi
( Anhui jianghuai automobile Co., LTD., Anhui Hefei 230601 )
Abstract:Automotive steering system is directly related to the safety of the driver and the passengers. This paper summarizes how to design the steering system of the vehicle, and some calculus which is needed from input to output. Then give us a example of a car to make sure the steering system is safety and rationality.
Keywords: steering system; design&calculate车秒贷
CLC NO.: U461.9 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)08-106-04
1、引言
1.1 转向系的功用、组成及类型
汽车转向系统是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构。按是否有外界能源提供动力一般可分为机械转向系统和助力转向系统。
图1 机械转向系统示意图图2 液压助力转向系统示意图如下图1和图2所示分别为典型的机械转向系统和液压助力转向系统。
机械转向系统一般由转向盘、转向传动轴、转向器、转向拉杆、转向节等基本部分组成。动力转向系统是在机械转向系统的基础上增加转向助力装置而形成的。按提供能源分类，通常又可分为液压助力转向和电动助力转向等。常见的液压助力转向系统在原有机构转向系统上增加了动力转向泵，转向油管，油壶等部件。
2、载货汽车转向系设计计算
2.1 概述
随着人们对汽车的要求越来越高，对转向系统的性能要求也越来越高。商用车转向系统设计的一般基本要求和流程有：
1）根据总布置提供的位置初步确定转向器位置；
2）选定合适的转向器总成；
3）转向系的布置要保证转向传动装置及拉杆有足够的刚度和运动空间；
4）按照转向器在车架上的位置和图纸，结合前轴、悬架
作者简介：储胜林，就职于安徽江淮汽车集团股份有限公司。
汽车实用技术
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图纸绘制转向直拉杆与悬架的运动干涉图、计算最小转弯半径、转向操纵力、直拉杆强度校核等；
本文以某汽车为例，对转向系统的设计计算进行了说明。 2.2 转向器主要总成参数的确定
2.2.1 动力转向器缸径选择
动力转向器的缸径选择过小会使助力转向液压系统容易产生故障；助力方向机的缸径选择过大会浪费材料，增加成本。
根据《汽车设计》要求： ①前桥载荷P ≤5500kg 时，选择d=100缸径的方向机； ②前桥载荷P ＞5500Kg 时，按；
5500
100002P
d = （公式2-1） 助力方向机的缸径系列为70mm 、80mm 、90mm 、100 mm 、110mm 等，方向机缸径选择过小会使助力转向液压系统容易产生故障。
如本公司生产的某车型前轴设计载荷为2000kg，方向机缸径为80mm 。
由于前轴设计载荷为2000kg ，超载载荷（按超出120%计算）为：2400kg ，由公式 P/5500 = d^2/10000可得，d=66mm 。所以选择缸径为80mm 的方向机可以满足要求。
2.2. 2 转向力矩计算
汽车在沥青或者混凝土的原地转向阻力矩M r 作为转向系计算载荷：
（公式2-2）
相关参数：
f －轮胎和路面间的滑动摩擦系数，一般取0.7； G 1－前轴负荷，单位N ；G 1=2000k
g ×10N/kg=20000N p －轮胎气压，单位Mpa ；p =0.56Mpa 2.2.3 动力转向器进油压力的选择
在典型路面（非水泥路，土路，乡村公路）上，汽车按实际最高载货重量，原地打方向上方向机进油压力为7Mpa ～13Mpa ，低于7Mpa ，可以考虑减少方向机油缸直径，高于13Mpa 时应考虑加大方向机油缸直径。方向机最高压力限制（安全压力）：按典型公路重载原地转向时测定的测试压力除以0.85，建议不能超过15Mpa ，如果前轴载荷过大而方向机缸径已足够大（120mm ）转向助力还不够，可以考虑增加方向机进油压力。一般建议使用12MPa ～13MPa 安全压力，安全压力越高可靠性越差。
根据以上计算结果，选用的某方向机的参数如下：
表
1
auto空调是什么意思2.3 转向泵配套参数选择
2.3.1 转向泵的最大压力
因从转向泵的出口到方向机的进口之间存在压力损失，在选择转向泵的最大压力时，应使转向泵的最大压力：
p P P P D +=1 （公式2-3） 其中：P 1——方向机的最大压力，选用的方向机的最大压力为10MPa
△P ——管路损失，一般取（0.3～0.5）Mpa
P P ——该车型的动力转向泵的最大压力，P P ＝10.3MPa
1p P P P ³+D ，满足选用要求。 2.3.2转向泵的控制流量Q p
一般取Qp ≥（1.05～1.1）Qmax （公式2-4） 式中Qmax 为方向机所需的最大流量 当Qmax=7.5L/min 时，转向泵的控制流量
Qp ≥（1.05～1.1）Qmax=（1.05～1.1）×7.5=7.8～8.2L/min 选用的转向泵的控制流量采用8.5L/min ，验算可达到要求。
另外转向油泵必须有足够的流量以保证汽车有较快的转向速度。汽车怠速时发动机转速低，发动机怠速运转时需提供足够的工作流量给转向系统以保证原地快速转向需求。
据对本公司关于转向速度的统计，汽车转向盘的最快转速一般要求在1.0~1.25转/秒 。取中间值1.125转/秒，即68转/分（68r/min ）计算。
（公式2-5）
其中：
Q —动转系统实际需要流量（L/min ）。 S —动力转向器油缸实际工作面积（mm 2） Q 1—动力转向器允许的内泄漏量（L/min ） V —活塞移动速度（mm/min ）。 n —转向盘最大转速（r/min ）。 t —螺距(mm)。
根据上面计算公式，即可确定动转系统所需要的实际流量。
将方向机所提供的参数代入公式2－5可得该车型的转向系统实际需要流量为5.9L/min ～7.6L/min ，所选定的动转泵流量为8.5L/min 满足要求。 2.4 转向系运动干涉量计算校核
2.4.1 悬架与转向系的运动干涉量校核
按照汽车设计上关于悬架与转向系运动干涉量校核的方法步骤对某车型运动干涉量进行校核。下图所示为悬架与转向的运动校核图。
储胜林 等：某轻型商用车转向系统设计计算 108
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图3 悬架与转向的运动校核图
作图方法与步骤：以转向节臂球销中心A 1的摆动中心O 2为中心，以O 2 A 1为半径画出圆弧'
JJ ，再以转向器摇臂下端B 为圆心，B A 1为半径作圆弧'KK 。过A 1点作主片卷耳连线的垂直线'NN ，并以A 1点向上截取距离为动挠度f d 的点，向下截以距离为静挠度f c 的点，通过这两点作垂直于'NN 的直线与两个运动轨迹分别交于GH 和’
‘
H G 四点，
GH 和’
‘江淮电动汽车
H G 为钢板弹簧与转向直拉杆运动不协调所造成的轨迹偏差，GH
和’
‘H G 应尽量小一些，偏差过大的话则应修正B 点和A 1点
的位置。
设计时应让GH 和G'H'值尽量小，最好控制在3mm 以内，如达不到此值，则要考虑改变B 点位置。以某车型为例，校核其运动干涉量
新途胜报价转向系统运动干涉校核结果如下所示：图上A1点向上取动挠度70，向下取静挠度70的运动干涉量分别为1.5mm 和2.9mm ，设计合理，如下图：
图4
2.4.2 转向器摇臂转角校核
转向器摇臂转角校核也是转向系运动干涉校核的一部分，这部分主要考证在汽车方向盘打至左右极限时，一定要保证前轴上的限位螺栓先起限位作用，这样保护了转向器，确保行车的安全性。作图步骤
是在上一个校核图的基础上再画出前轮的最大内、外转角，将前轴内、外转角的运动量再通过直拉杆影射成转向器摇臂的前后摆角，检验摇臂的前、后摆角是否在转向器摇臂自由摆角范围内，若在，说明设计合理，若不在，说明摆角运动干涉，即方向盘在极限位置时是转向器摇臂在限位，存在安全隐患，必须优化设计方案。以某车型为例，作转向器摇臂转角校核图。
图5
如图所示，在车轮极限转角32°、39°的情况下，转向摇臂的前、后最大摆角分别为37°、39°，小于方向机设计的角度±42°，因此设计符合要求。 2.5 最小转弯半径计算
前轮最小转弯半径计算公式为：
（公式2-6） 轴距L ＝2800 mm ； 内轮最大转向角max i q =39°
主销延长线接地点距离K =1476 mm ； 主销偏移距a =52 mm ；
将以上数据代入公式2-6中可得：
R i min ＝5724.9mm ≈5.7m
2.6 转向直拉杆强度校核
直拉杆工作时主要是产生拉压变形，故只校核其拉压应力。汽车原地转向时，作用在直拉杆上的力为F ，产生的拉（压）应力为s 。
（1）转向拉力的值确定从两个方面； 1）转向阻力矩在直拉杆上产生的拉（压）力
2
r
r M F l =
（公式2-7）
式中：M r －转向阻力矩 l 2－转向节臂长
代入数据，M r = ，l 2＝197.6mm 可得
2）动力转向器在直拉杆上产生的拉（压）力
（公式2-8） 式中：l 1－摇臂长；M －转向器输出力矩 代入数据，
两者的比较以后取较大的值（即F=8016N ）进行强度校核。
（2）转向拉杆对于力学连线的偏心率e
1）转向拉杆对于力学连线的偏心率处产生的力矩M
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M=F ×e （公式2-9）
2）根据转向拉杆的截面特性
惯性矩
Iz
（公式2-10）
则
高尔夫旅行版论坛（公式2-11）
以上式中：
E ：弹性模量，由于拉杆材料一般采用35、45钢，取值200GPa
Iz ：惯性矩，单位m 4 D ：截面大径，单位m d ：截面小径，单位m A ：截面面积，单位m 2 l ：杆长，单位m
F ：直拉杆最大拉（压)力，单位N [σ]：钢材的屈服强度 以下为直拉杆参数： 直拉杆截面参数：φ36×8
转向拉杆对于力学连线的偏心率 e=35.25mm
将以上参数代入公式2-9、2-10、2-11，计算结果如下图
所示：
图6
由图可知，稳定性安全系数为2.5，是大于推荐值1.6的，直拉杆强度是能满足设计要求的。
3、结论
本文对转向系的设计校核计算做了简单的描述和汇总，从转向器的选用、动转泵的匹配和关键零部件的强度校核方面均做了必要计算和说明。转向系统的布置与设计主要用来保证驾驶员操纵轻便、舒适，并使汽车具有较高的机动性和灵敏度，转弯时减少车轮的侧滑，减轻转向盘上的反冲力和有自动回正作用。为了保证上述功能，转向系设计最起码要做到设计与匹配合理、运动不干涉、零部件有足够的强度和寿命。本文的例子为公司现生产的一成熟车型，所以从校核的结果还可以证明该车型转向系的设计是合理的、安全的，经过实践验证，也证明了这一结果的正确性。
参考文献
[1] 王望予.汽车设计.机械工业出版社.p174-190. [2] 刘惟信.汽车设计.清华大学出版社.p431-482.
[3] 林秉华.最新汽车设计实用手册.黑龙江人民出版社.p1351-1438.
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