汽车转向系设计

转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。

机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。

对转向系提出的要求有：

1)汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。任何车轮不应有侧滑。不满足 2)汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。

3)汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。

4)转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。

5)保证汽车有较高的机动性

6)操纵轻便。具有迅速和小转弯行驶能力。

7)转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。

8)转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。

9)在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。

10)进行运动校核，保证转向盘与转向轮转动方向一致。

正确设计转向梯形机构，可以使第一项要求得到保证。转向系中设置有转向减振器时，能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，并要达到按前外轮车轮轨迹计算，其最小转弯半径能达到汽车轴距的2～2.5倍。通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。没有装置动力转向的轿车，在行驶中转向，此力应为50～100N；有动力转向时，此力在20～50N。当货车从直线行驶状态，以 10km／h速度在柏油或水泥的水平路段上转入沿半径为12m的圆周行驶，且路面干燥，若转向系内没有装动力转向器，上述切向力不得超过250N；有动力转向器时，不得超过120N。轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过2.0圈，货车则要求不超过3.0圈。

近年来，电动、电控动力转向器已得到较快发展，不久的将来可以转入商品装车使用。电控动力转向可以实现在各种行驶条件下转动转向盘的力都轻便。

5.1转向系主要性能参数及对汽车操纵稳定性的影响

转向系的主要性能有转向系的效率、转向系的角传动比与力传动比、转向器传动副的传动间隙特性、转向系的刚度以及转向盘的总转动圈数。 5.1.1转向系的效率

转向系的效率η0由转向器的效率η和转向操纵及传动机构的效率η决定，即

'

η0=η⋅η'

转向器的效率η又有正效率η+和η−之分。转向摇臂轴输出的功率（P1−P2）与转向

轴输入功率P1之比，称为转向器的正效率：

η+=

P1−P2

P1

式中P2——转向器的摩擦功率。

反之，即转向轴输出的功率（P3−P2）与转向摇臂轴输入的功率P3之比，称为转向器的逆效率：

η−=

P3−P2

P3

正效率越大，转动转向轮时转向器的摩擦损失就愈小，转向操纵就愈容易。转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等是影响转向器正效率的主要因素。循环球式转向器的传动副为滚动摩擦，摩擦损失小，其正效率η+可达85％；螺杆指销式和螺杆滚轮式转向器的传动副存在较大滑动摩擦，效率较低。对于蜗杆和螺杆类转向器，如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦，则其正效率η+为

η+=

tanα0

（5－6）

tan(α0+ρ)

式中α0——蜗杆或螺杆的螺线倒程角； ρ——摩擦角，ρ=arctanf；

f——摩擦系数。

逆效率表示转向器的可逆性。根据逆效率值的大小，转向器又可分为可逆式、极限可逆式与不可逆式三种。

可逆式转向器的逆效率较高，这种转向器可将路面作用在转向轮上的大部分力传递到转向盘上，使司机的路感好。在汽车转向后也能保证转向轮与方向盘的自动回正，使转向轮行驶稳定。但在坏路面上，当转向轮上作用有侧向力时，转向轮受到的冲击大部分会传给转向盘，容易产生“打手”现象，同时转向轮容易产生摆振。因此，可逆式转向器宜用在良好路面上形式的车辆。循环球式和齿轮齿条式转向器均属于这一类。

不可逆式转向器不会将转向轮受到的冲击力传到转向盘上。由于它既使司机没有路感，又不能保证转向轮的自动回正，现代汽车已经不再采用。

极限可逆式转向器介于上述两者之间。其逆效率较低，适用于在坏路面上行驶的车辆。当转向轮受到冲击力时，其中只有较小的一部分传给转向盘。

如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失而只考虑啮合副的摩擦，则蜗杆和螺杆类转向器的逆效率为

η−=

tan(α0−ρ)

（5－7）

tanα0

式中α0及ρ见式（5－6）下的说明。

由式（5－6）、（5－7）可见：增大倒程角α0不仅能提高正效率，也会提高逆效率，故α0

不宜取得过大。当α0≤ρ时，逆效率η−≤0，这时转向器为不可逆式。因此应使α0min≥ρ，通常螺线的倒程角取为8°～10°。

通常，由转向盘至转向轮的效率即转向系的正效率η0+的平均值为0.67～0.82；当向上述相反方向传递力时逆效率η0−的平均值为0.58～0.63。转向操纵及传动机构的效率η用于评价在这些机构中的摩擦损失，其中转向轮转向主销等的摩擦损失约为转向系总损失的40％～50％，而拉杆球销的摩擦损失约为转向系总损失的10％～15％。 5.1.2转向系的角传动比与力传动比 5.1.2.1角传动比

转向盘转角的增量∆ϕ与同侧转向节转角的相应增量∆θ之比，称为转向系的角传动比

'

i0w。转向盘转角的增量∆ϕ与转向摇臂轴转角的相应增量∆β之比，称为转向器的角传动

比iw。转向摇臂轴转角的增量∆β与同侧转向节转角的相应增量∆θ之比，称为转向传动机

'

构的角传动比iw。它们之间的关系为

'

i0w=iw⋅iw=

∆ϕ∆β∆ϕ （5－8） ⋅=

∆β∆θ∆θiw=

'

=iw

∆ϕ （5－9） ∆β∆β （5－10） ∆θ式中i0w——转向系的角传动比；

iw——转向器的角传动比；

'

——转向传动机构的角传动比； iw

∆ϕ——转向盘转角的增量； ∆β——转向摇臂轴转角的增量；

∆θ ——同侧转向节转角的相应增量。

转向传动机构的布置，通常取其在中间位置时使转向摇臂及转向节臂均垂直于其转向纵

拉杆，而在向右和向左转到底的位置时，应使转向摇臂与转向节臂分别与转向纵拉杆的交角

相等。这时，转向传动机构的角传动比亦可取为

'=iw

l3

（5－11） l1

式中l1——转向摇臂长；

l3——转向节臂长。

现代汽车转向传动机构的角传动比多在0.85～1.1之间，即近似为1。故研究转向系的角传动比时，为简化起见往往只研究转向器的角传动比及其变化规律即可。 5.1.2.2力传动比

转向传动机构的力传动比ip等于转向车轮的转向阻力矩Tr与转向摇臂的力矩T之比值。ip与转向传动机构的结构布置型式及其杆件所处的转向位置有关。对于图所示的非悬架汽车的转向传动机构来说，当转向轮由转向传动机构带动而转向且后者处于图示虚线位置时，其转向摇臂上的力矩为

'

l1l1mL

T=0.5Tr⋅+0.5Tr⋅⋅'

l3l3mR

'

'

转向传动机构的力传动比为

'l3TrmR

i==2⋅' （5－12） '

Tl1mR+mL'p

式中l1，l3，mL，mR——转向传动机构处于图所示的虚线位置时的有关计算用尺寸。

在最恶劣的转向条件下，例如在干而粗糙的转向轮支承面上作原地转向，转向车轮的转向阻力矩Tr由转向车轮相对于主销轴线的滚动阻力矩T1、轮胎与地面接触部分的滑动摩擦力矩T2以及转向车轮的稳定力矩或自动回正力矩所形成的阻力矩T3组成。即

''

Tr=T1+T2+T3 （5－13）

且

T1=G1fa （5－14） T2=G1xϕ （5－15）

T3=aG1[β(sinα1+sinα2)+γ(cosα1+cosα2)] （5－16）

式中G1——转向轴的载荷；

a——滚动阻力的力臂，或主销偏移距。即由转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与支承平面的交线的距离。通常货车的a值为40～60mm；轿车取0.4～0.6

−

−

−

−

倍的胎面宽度。

f——车轮的滚动阻力系数，计算时可取f＝0.015；

β——主销内倾角； γ——主销后倾角；

α1、α2——内、外转向轮的平均转角；

ϕ——附着系数，计算时可取ϕ=0.85～0.9； x——滑动摩擦力矩T2的力臂： x=0.5r2−rj2 （5－17）

r，rj——车轮的自由半径和静半径，计算时可近似地取rj＝0.96r。

在实际计算中常取转向传动机构的力传动比ip计算转向摇臂轴上的力矩T

'

−−

T=

'

Tr

（5－18） ''

ip⋅η式中η——转向传动机构的效率，一般取0.85～0.9。则转向时在转向盘上的切向力可由下式求得

Fh=

T

（5－19）

ip⋅rh⋅η+

式中ip——转向器的力传动比；

rh——转向盘的半径，根据车型不同可在180～275mm范围内按国家标准系列选取；

η+——转向器的正效率。

由以上两式可见：当转向阻力矩Tr一定时，增大力传动比ip，ip就能减小作用在转向盘上的切向力Fh，使操纵轻便。

这里还应指出：当汽车在行驶过程中转向时，上述转向轮与地面间的滑动摩擦阻力矩T2比汽车在原地转向时的要小许多倍，且与车速有关。 5.1.2.3转向器角传动比的变化规律

转向器的角传动比iw是一个重要参数，它影响着汽车的许多性能。由于增大角传动比可以增大力传动比，因此转向器的角传动比不仅对转向灵敏性和稳定性有直接影响，而且也

'

'

影响着汽车的操纵轻便性。由式（5－8）并考虑到iw≈1，可以看出：转向轮的转角与转向

器的角传动比iw成反比。iw增大会使在同一转向盘转角下的转向轮转角变小，使转向操纵时间变长，汽车转向灵敏性降低。因此转向“轻便性”和“灵敏性”是产品设计中遇到的一对矛盾。采用可变角传动比的转向器可协调对“轻便性”和“灵敏性”的要求。而转向器角传动比的变化规律又因转向器的结构型式和参数的不同而异。图给出了几种典型的转向器角传动比变化规律。由该图可见：转向器的角传动比iw随转向盘转角ϕ的变化特性有不变（曲线3）和可变之分。后者又有多种变化规律。其中曲线一为转向盘在中间位置时，iw较小，向左、右转动时则逐渐增大；曲线4则与之相反。曲线2为蜗杆双销式转向器的角传动比特性曲线，是周期重复的。曲线5则为蜗杆单销式转向器的角传动比特性曲线，这时转向器蜗杆在中间位置的螺距较小，而至两端则逐渐增大。

图5－1 转向器角传动比iw的变化特性曲线

应根据车型和使用条件的不同来合理选择iw及其变化特性。对高速车辆来说，转向盘处于中间位置时的转向器角传动比iw不宜过小，否则会在高速直线行驶时对转向盘的转角过分敏感。转向盘处于中间位置即汽车直行时的转向器角传动比不宜小于15～16。

对于轿车和轻型以下的货车，因前轴负荷不大，在转向盘的全转角范围内不存在转向沉重问题，而具有动力转向的车辆，其转向阻力矩由动力装置克服，故在上述两种情况下均有可能选择较小的角传动比和减少转向盘转动的总圈数，以提高汽车的转向灵敏性。其角传动比iw宜采用转向盘处于中间位置时具有较大值而在左、右两端具有较小的变化特性，如图的曲线4及5所示。

对于没有装动力转向的大客车和中型及以上的载货汽车，因转向轴负荷大，而转向传动机构的力传动比ip在转向过程中是变化的，使急转弯时的操纵轻便性问题显得十分突出，故转向器角传动比的理想特性应当是中间小两断大的曲线，如图曲线1所示。

现代汽车转向器的角传动比也常采用不变的数值：轿车取iw＝14～22；货车取iw＝20～

'

25。汽车的转向车轴负荷较轻时，应选用较小值。 5.1.3转向系的传动间隙特性

转向器的传动间隙是指转向器传动副之间的间隙。该间隙δ随转向盘转角ϕ的改变而改变。通常将这种变化关系称为转向器的传动间隙特性。研究该传动间隙特性地意义在于它对汽车直线行驶时的稳定性和转向器的寿命都有直接影响。

当转向盘处于中间位置即汽车作直线行驶时，如果转向器有传动间隙则将使转向轮在该间隙范围内偏离直线行驶位置而失去稳定性。为防止这种情况发生，要求当转向盘处于位置时转向器的传动副为无隙啮合。这一要求应在汽车使用的全部时间内得到保证。汽车多直线行驶，因此转向器传动副在中间部位的磨损量大于其两端。为了保证转向器传动副磨损最大的中间部位能通过调整来消除因磨损而形成的间隙，调整后当转动转向盘时不至于使转向器传动副在其他啮合部位卡住。为此应使传动间隙从中间部位到两端逐渐增大，并在端部达到其最大值，以利于对间隙的调整及提高转向器的使用寿命。不同结构的转向器其传动间隙特性亦不同。

5.1.4转向系的刚度

转向系的各零、部件尤其是一些杆件均具有一定的弹性，这就使得转向轮的转角αs要小，这样就会有不足转向的趋势。转向系刚度Cs对轮胎的侧偏刚度影响也很大。如果令Cα'

为不考虑转向系刚度时的轮胎侧偏刚度，而Cα为考虑转向系刚度时的轮胎侧偏刚度（称为

等价刚度），则有以下关系：

'

Cα=

Cα （5－20） Cα1+⋅b

Cs

式中Cs——整个转向系的刚度；

b——拖后距（后倾拖距与轮胎拖距之和）；

'''

≈Cα，即前轮的侧偏刚度近似为Cα，且Cα＜Cα。由上式可见：当Cs值很大时，Cα后者表明：转向系刚度不足会使前轮的侧偏刚度减小，并导致汽车不足转向倾向的加剧，使

汽车的转向灵敏性变差。 5.1.5转向盘总回转圈数

转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。轿车转向盘的总转动圈数较少，一般约在3.6圈以内；货车一般不宜超过6圈。