转向系统设计任务书
1 概述
2 主要设计参数
序号
参 数
1210028703624412952206150738081389313100.81122129513120152001618171218210192202030621 1.62246123 2.57
3 转向梯形机构校核
3.1 阿克曼理论
临界应力大于材料极限时，与材料有关常数a(Mpa)材料有关常数b(Mpa)
转向拉杆材料的比例极限δp(Mpa)转向拉杆材料的屈服极限δs(Mpa)手动转向盘最大频率nh(s-1)
转向拉杆的截面外直径d1(mm)转向拉杆的截面内直径d2(mm)转向拉杆材料弹性模量E(Gpa)转向节臂长度Li（mm)
吉利旗舰车gc9转向节臂与拉杆夹角α（°）转向拉杆长度L(mm)
前轴满载质量G1(Kg)
轮胎与路面间的滑动摩擦系数f 转向机齿条杆直径d(mm)轮胎气压 p(Kpa)方向盘直径 Dsw(mm)转向机齿条全行程S(mm)主销延长线与地面交点间的距离 K(mm)
主销偏距 a(mm)
轴距 L(mm)前轮距 B(mm)
汽车转向时，车轮的理想状态为全部车轮围绕同一瞬时转向中心做纯滚动。
在不考虑车轮弹性和汽车高速行驶的情况下，内、外侧转向轮转角关系的理想状态，应符合阿克曼理论，即
当内、外轮转角在满足θo =
θi 的条
件时，转向梯形为平行四边形，称为平行几何学。a-mm L-mm B-mm 129
2100
870
θi cotθi
醉驾玛莎拉蒂判决结果0002.6621.52428926 3.055.869.743320881 6.24
齿条位移510
内轮转角（°）实际外轮转角（°）
θo 0（18开始）
3.2 实际内、外轮转角关系曲线（整备状态）内外轮转角关系计算结果
据绘出内、外轮阿克曼理论关系曲线和外轮实际转角关系曲线4、性能参数计算4.1最小转弯半径Dmin 按内轮最大转角计算
按外轮最大转角计算
θ0 max
20.32
Dmin=
式中
L=轴距mm θ0 max=外轮最大转角°a=主销偏距mm
结果=
#REF!
式中θs
转向盘总旋
转角度
1080°θi max 内轮最大转#REF!°
θ0 max 外轮最大转
20.32°
5、主要总成的强度校核计算
4.2转向器线角传动比iow iow=θs/(θi max+θ0 max)
5.1转向
盘操作力
计算
5.1.1汽
车在沥青
和混凝土
路面上的
原地转向
阻力矩Mr
约为
半经验公
f G（kg)P(kpa)
式
0.8313150
结果=120.5700967N.m
通常通过
半经验公
式求得的
阻力矩要
比试验所
得的阻力
矩要小，
所以应乘
以1.5-2
的安全系
数，取安
全系数
则Mr=204.9691643N.m
G1-前轴
313
重量利亚纳a
5.1.2静
态原地转
向无助力
时方向盘
受力
Mr-静态原地转
204.9691643
向阻力矩N.m
MS-车轮回正阻
#REF!
力矩N.m
iw0-转向系角
#REF!
传动比
宝马m3e92η-转向器的效
85
率％
Dsw-方向盘直
380
径mm
结果=#REF!N 原地转向
所需的力
矩要比行
驶中转向
所需的力
矩大2～3
倍，所以
实际行驶
捷达200万辆纪念版中转向所
需的力约
为
根据 GB
17675-
1999《汽
车转向系
基本要求
》中 3.9
条规定，
汽车以 10
km/h车速
长城汽车、24m 转
弯直径前
行转弯
时，不带
助力时转
向力应小
于 245
N，带助
力转向但
助力转向
失效时，
其转向力
应小于
588 N。
符合要求
。
5.2转向
横拉杆稳
定性校核
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