与转向系统相关的整车参数
轴距L（mm）
2550
轮距B（mm）
1530
满载前轴荷（kg）
926
方向盘外径（mm）
380
内轮最大转角（deg）
38.63°
外轮最大转角（deg）
32.26°
主销偏置距C（mm）
-11.7
计算得出：
 
方向盘总圈数l(圈)
2.84
最小转弯半径(m)
5.1
 
 
最小转弯半径
1） 按外轮最大转角
R1=L/sinα+C=2550/sin32.26°-11.7=4.77m
2） 按内轮最大转角
R2=[(L/tanβ+B) 2+L2]1/2+C
=[(2550/tan38.63°+1540) 2+25502]1/2-11.7
=5.4m
取最小转弯半径Rmin=(R1+R2)/2=5.1m
转向系统布置及传动比匹配
按照总布置给定转向器位置，对转向杆系进行优化设计，得到：
齿条行程：140mm
转向器传动比：49.37mm/rev
方向盘总圈数：140/49.37=2.84圈
转向力计算
转向时驾驶员作用到转向盘上的手力与转向轮在地面上回转时产生的转向阻力矩有关。影响转向阻力矩的主要因素有转向轴的负荷、轮胎与地面之间的滑动摩擦系数和轮胎气压。计算
公式如下：
转向机的计算
XXX采用的是液压动力转向器，动力转向器应满足下述几个基本要求：
运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系
在减小转向时作用在方向盘上的手力的同时，还应当有合适的“路感”；
工作要安全可靠，在动力部分失效后应不影响汽车的行驶安全性
密封性能良好
工作时没有噪声和振动
工作灵敏，转动转向盘后，系统内的压力很快能增长到最高值
首先我们来计算转向机最小应能满足的输出力，对转向机来说只要它输出的对主销的力矩必须能克服地面的最大阻力距，故：
F = Mr/(L1 ×cos2θ*ηT)
其中   Mr——原地转向最大阻力距
L1——转向横拉杆到主销的力臂长度
θ——主销内倾角
ηT——梯形机构正效率，此效率一般在0.9左右
在M12中
L1=131mm
因此换算到转向机出口点处的力为
Fn = 403424/(131×cos2(12.9°)×0.9)=3602N，为原地转向时转向机应输出的力。
按照下式计算动力转向机理论输出力：
Fs=P×S＋2×HT×3.14/i
其中：
Fs―――转向机理论输出力（N）
P―――油缸内工作压力（Pa）
S―――油缸有效受压面积（m2）
HT―――方向盘转矩（N.m）
i―――转向机传动比（m/rev）
在助力原地转向的情况下，原地阻力距主要靠液压油压力提供，同时方向盘输入力矩也起部分作用，考虑发动机怠速时动力泵的输出压力，按动力转向泵的最小压力计算，即：
HT =3.6N.m
P=4.6MPa（被选用油泵的最小压力）
S=8.946cm2
i＝49.37mm/rev 时
按照上述公式可得出Fs＝4573N 大于 Fn，能克服原地转向阻力。
选用转向机参数如下：
传动比
49.37mm/rev
汽车方向盘齿条行程S
140mm
油缸内径、有效受压面积
Φ42mm/8.946cm2
齿条直径
Φ25mm
基本输出力
4.573KN（P=4.6MPa, Ht=4.7N.m时）
输入力矩
3.6N.m
工作压力
10Mpa
额定流量
8L/min
 
 
可见此转向机能满足要求。在动力转向起作用的情况下，转向手力为Fi＝3.6/0.19=18.9N