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車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
第一章 前 言
貨車作為以運輸貨物為主要目的而設計和裝備的汽車，開始從單一運送貨物這一功能向代表物流準時化的物流服務的運輸工具這一方向發(fā)展，已成為一種社會化的服務工具。目前我國正在大力發(fā)展汽車產(chǎn)業(yè)，有針對性地進行汽車零部件的設計，是進行汽車設計的有效切入點。
汽車懸架和轉向系統(tǒng)是汽車的重要組成部分，對汽車行駛的安全性、控制的可靠性和乘員的舒適性起著重要的作用。上個世紀末，汽車懸架和轉向系統(tǒng)發(fā)展很快，新的結構和先進控制方法的采用，特別是引入了電子控制技術之后，使懸架和轉向系統(tǒng)發(fā)生了深刻的變化。
動力轉向系統(tǒng)的應用日益廣泛，不僅在重型汽車上必須裝備，在高級轎車上應用的也較多，在中型汽車上的應用也逐漸推廣。主要是從減輕駕駛員疲勞，提高操縱輕便性和穩(wěn)定性出發(fā)。雖然帶來成本較高和結構復雜等問題，但由于優(yōu)點明顯，還是得到很快的發(fā)展。
現(xiàn)代汽車的懸架都有減振器。當轎車在不平坦的道路上行駛，車身會發(fā)生振動，減振器能迅速衰減車身的振動，利用本身的油液流動的阻力來消耗振動的能量。
為了提高轎車的舒適性，現(xiàn)代汽車懸架的垂直剛度值設計得較低，用通俗話來講就是很"軟"，這樣雖然乘坐舒適了，但轎車在轉彎時，由于離心力的作用會產(chǎn)生較大的車身傾斜角，直接影響到操縱的穩(wěn)定性。為了改善這一狀態(tài)，許多轎車的前后懸架增添橫向穩(wěn)定桿，當車身傾斜時，兩側懸架變形不等，橫向穩(wěn)定桿就會起到類似杠桿作用，使左右兩邊的彈簧變形接近一致，以減少車身的傾斜和振動，提高轎車行駛的穩(wěn)定性。
懸架和傳動系統(tǒng)在汽車設計中占有重要的地位，這兩部分設計的好壞，直接影響汽車的操縱性、動力性及舒適性。本次設計過程中，，參考同類車型，根據(jù)車輛本身設計的特點，按照設計原則，從實用性、經(jīng)濟性的角度考慮。所以設計出懸架、轉向總成。在合理選擇各項參數(shù)、材料，優(yōu)化設計出整體結構尺寸緊湊，使成本合算，與總體布置相匹配，具有廣泛的通用性。
第二章 轉向系設計
§2.1 轉向系概述
§2.1.1 轉向系的設計要求
汽車轉向系的功用：汽車轉向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構。在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。 機械轉向系依靠駕駛員的手力轉動方向盤，經(jīng)轉向系和傳動機構使轉向輪偏轉。有些汽車還裝有防傷機構和轉向減振器。采用動力轉向的汽車還裝有動力系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng)來減輕駕駛員的手力。
轉向系的設計要求有：
1、汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉。
2、轉向輪具有自動回正能力。
3、在行駛狀態(tài)下，轉向輪不得產(chǎn)生自振，轉向盤沒有擺動。
4、轉向傳動機構和懸架導向裝置產(chǎn)生的運動不協(xié)調，應使車輪產(chǎn)生的擺動最小。
5、轉向靈敏，最小轉彎直徑小。
6、操縱輕便。
7、轉向輪傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。
8、轉向器和轉向傳動機構中應有間隙調整機構。
9、轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。
10、轉向盤轉動方向與汽車行駛方向的改變相一致
正確設計轉向梯形機構，可以保證汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉。
轉向輪的自動回正能力決定于轉向輪的定位參數(shù)和轉向器逆效率的大小。合理確定轉向輪的定位參數(shù)，正確選擇轉向器的形式，可以保證汽車具有良好的自動回正能力。
轉向系中設置有轉向減振器時，能夠防止轉向輪產(chǎn)生自振，同時又能使傳到轉向盤上的反沖力明顯降低。
為了使汽車具有良好的機動性能，必須使轉向輪有盡可能大的轉角，其最小轉彎半徑能達到汽車軸距的2~2.5倍。
轉向操縱的輕便性通常用轉向時駕駛員作用在轉向盤上的切向力大小和轉向盤轉動圈數(shù)多少兩項指標來評價。
轎車 貨車
機械轉向 50~100N 250N
動力轉向 20~50N 120N
轎車轉向盤從中間位置轉到第一端的圈數(shù)不得超過2.0圈，貨車則要求不超過3.0圈。
§2.1.2 轉向系統(tǒng)概論
汽車在行駛過程中，需按駕駛員的意志經(jīng)常改變其行駛方向。即所謂汽車轉向。就輪式汽車而言，實現(xiàn)汽車轉向的方法是，駕駛員通過一套專設的機構，使汽車轉向橋（一般是前橋）上的車輪（轉向輪）相對于汽車縱軸線偏轉一定角度。在汽車直線行駛時，往往轉向輪也會受到路面?zhèn)认蚋蓴_力的作用，自動偏轉而改變行駛方向。此時，駕駛員也可以利用這套機構使轉向輪向相反的方向偏轉，從而使汽車恢復原來的行駛方向。這一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構，即稱為汽車轉向系統(tǒng)。因此，汽車轉向系統(tǒng)的功用是保證汽車能按照駕駛員的意志而進行轉向行駛。
汽車轉向系可按轉向能源的不同分為機械轉向系和動力轉向系兩大類。
一、機械轉向系統(tǒng)
機械轉向系統(tǒng)一駕駛員的體力作為轉向能源，其中所有傳力件都是機械的。機械轉向系統(tǒng)由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三大部分組成。
當汽車轉向時，駕駛員對轉向盤1施加一個轉向力矩。該力矩通過轉向軸2、轉向萬向節(jié)3和轉向傳動軸4輸入轉向器5。經(jīng)轉向器放大后的力矩和減速后的運動傳到轉向搖臂6，再經(jīng)過轉向直拉桿7傳給固定于左轉向節(jié)9上的轉向節(jié)臂8，使左轉向節(jié)和它所支撐的左轉向輪偏轉。為使右轉向節(jié)13及其支撐的右轉向輪隨之偏轉相應的角度，還設置了轉向梯形。轉向梯形有固定在左、右轉向節(jié)上的梯形臂10、12和兩端與梯形臂做球鉸連接的轉向橫拉桿11組成。
圖2-2機械轉向系的組成和布置示意圖
1.轉向盤 2.轉向軸 3.轉向萬向節(jié) 4.轉向傳動軸 5.轉向器 6.轉向搖臂7.轉向直拉桿 8.轉向節(jié)臂 9.左轉向節(jié)10、12.梯形臂 11.轉向橫拉桿13.右轉向節(jié)
圖2-2與圖2-1不同的是它是與齒輪齒條式轉向系配合的轉向系。當汽車轉向時，駕駛員對轉向盤施加一個轉向力矩。該力矩通過轉向軸、轉向軸萬向節(jié)和轉向傳動軸輸入轉向器，轉向軸的轉動經(jīng)轉向器后變?yōu)辇X條的左右移動。轉向橫拉桿一端與齒條相連，另一端通過球鉸和固定在轉向節(jié)上的轉向節(jié)臂連接。齒條左右移動，帶動連接在其上的橫拉桿左右運動，通過轉向節(jié)臂拉動轉向節(jié)使轉向輪轉動。
從轉向盤到轉向傳動軸這一系列部件和零件均屬于轉向操縱機構。轉向梯形到轉向節(jié)臂這一系列部件和零件，均屬于轉向傳動機構。
目前，許多國內、外生產(chǎn)的新車型在轉向操縱機構中采用了萬向傳動裝置（轉向萬向節(jié)和轉向傳動軸）。這有助于轉向盤和轉向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當改變轉向萬向傳動裝置的幾何參數(shù)，便可滿足各種車型的總布置要求。即使在轉向盤與轉向器同軸線的情況下，其間也可采用萬向傳動裝置，以補償由于部件在車上的安裝誤差和安裝基體（駕駛室、車架）的變形所造成的二者軸線實際上的不重合。轉向盤在駕駛室安放的位置與各國交通法規(guī)規(guī)定車輛靠道路左側還是右側通行有關。包括我國在內的大多數(shù)國家規(guī)定車輛右側通行，相應的應將轉向盤安置在駕駛室左側。這樣，駕駛員在左方視野較寬闊，有利于兩車安全交會。相反，在一些規(guī)定車輛右行的國家，轉向盤則安置在駕駛室右側。
圖2-2機械式轉向系
1. 轉向盤 2.轉向柱管 3.轉向軸 4.柔性聯(lián)軸器 5.懸架總成 6.轉向器 7.支架8.轉向減振器 9.右橫拉桿 10.托架 11.左橫拉桿 12.球鉸鏈13.轉向節(jié)臂 14轉向節(jié)
二、動力轉向系
動力轉向系是兼用駕駛員和發(fā)動機動力為轉向能源的轉向系。在正常情況下，汽車所需要的能量，只有小部分由駕駛員提供，而大部分是由發(fā)動機通過轉向加力裝置提供的。但在轉向加力裝置失效時，一般還應當能由駕駛員獨立承擔轉向任務。因此，動力轉向系是在機械轉向系的基礎上加設一套轉向加力裝置而形成的。
圖2-3為一種液壓動力轉向系的組成和液壓轉向加力裝置的管路布置示意圖，其中屬于轉向加力裝置的部件是：轉向油罐、轉向液壓泵，轉向控制
圖2-3液壓動力轉向系的組成和液壓轉向加力裝置
1. 方向盤 2.轉向軸 3.轉向中間軸 4.轉向油管 5.轉向油泵 6.轉向油罐 7.轉向節(jié)8.轉向橫拉桿 9.轉向搖臂 10.整體式轉向器 11.轉向直拉桿 12.轉向動力缸
閥和轉向動力缸。當駕駛員逆時針轉動轉向盤時，轉向搖臂帶動轉向直拉桿前移。直拉桿的拉力作用于轉向節(jié)臂，并依次傳到梯形臂和轉向橫拉桿使之右移。與此同時，轉向直拉桿還帶動轉向控制閥中的滑閥，使轉向動力缸的右腔接通液面壓力為零的轉向油罐。轉向液壓泵的高壓油進入轉向動力缸的左腔，于是轉向動力缸的活塞上受到向右的液壓作用力便經(jīng)推桿施加在轉向橫拉桿上，也使之右移。這樣，駕駛員施于轉向盤上很小的力矩，便可克服地面作用于轉向輪上的轉向阻力矩。隨著最近汽車發(fā)動機馬力的增大和扁平輪胎的普遍使用，使車重和轉向力矩都加大了，因此動力轉向機構越來越普及。動力轉向系統(tǒng)已成為一些轎車的標準配置，全世界約有一半的轎車采用動力轉向。值得注意的是，轉向助力不應是不變的，因為在高速行駛時，輪胎的橫向阻力小，轉向盤變得輕飄，很難捕捉路面的感覺，也容易造成轉向過于易控制。所以在高速時要適當減低動力，但這種變化必須平順過度，靈敏而使汽車易于控制。
1、液壓式動力轉向裝置
液壓式動力轉向裝置重量輕，結構緊湊，利于改善轉向操作感覺，但液體流量的增加會加重泵的負荷，需要保持怠速旋轉的機構。
2、電動式動力轉向裝置
電動式動力轉向裝置 是最新的轉向裝置，由于它節(jié)能，故受到人們的重視。它是利用蓄電池轉動電動機產(chǎn)生推力。由于不直接使用發(fā)動機的動力，所以大大降低了發(fā)動機的功率損失，且不需要液壓管路，便于安裝。尤其有利于中置發(fā)動機后輪驅動的汽車。但目前電動式動力轉向裝置所得動力還比不上液壓式，所以只限用于前輪軸輕的中置發(fā)動機后輪驅動的汽車上。
3、電動液壓式動力轉向裝置
即由電機驅動轉向助力泵并由計算機控制的方式，它集液壓式和電動式的優(yōu)點于一體。因為是計算機控制，所以轉向助力泵不必經(jīng)常工作，節(jié)省了發(fā)動機的功率。這種方式結構緊湊，便于安裝布置，但液壓產(chǎn)生的動力不能太大，所以適用小排量汽車。
三、四輪轉向系
四輪轉向系（4WS）是把后輪與前輪一起轉向，是一種提高車輛反應性和穩(wěn)定性的關鍵技術。把后輪與前輪同相位轉向，可以減少車輛轉向時的旋轉運動（橫擺），改善高速行使的穩(wěn)定性。把后輪與前輪逆相位轉向，能夠改善車輛中低速的操縱性，提高快速轉向性。目前，安裝在大量生產(chǎn)車輛上的四輪轉向控制系統(tǒng)，可以分為以下4類：
1、橫向加速度-車速感應性
2、前輪轉角-車速感應性
3、前輪轉角感應性
4、前輪轉角比例車速感
§2.2 轉向系設計
§2.2.1 轉向性能與阿克曼幾何學
一、給定的轉向系總體結構參數(shù)：
軸距L=3650mm；
輪距B=1385mm；
最小轉彎半徑Rmin=5.5m。
二、轉向軸的內、外輪轉角
無論選擇哪一種轉向梯形方案，必須在正確選擇轉向梯形參數(shù)的同時，做到汽車轉彎行駛時，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動。同時轉向輪在最大轉角情況下，獲得最小轉彎半徑能滿足總體布置要求。因此，汽車的內、外輪有不同的轉角（如圖2-4）。
三、阿克曼幾何學
兩軸汽車在低速轉彎行駛時 ，可忽略離心力的影響，假設輪胎是剛性的，忽略輪胎側偏影響的時候，此時若各車輪繞同一瞬時轉向中心轉彎行駛，則兩轉向前輪軸線的延長線，交在后軸的延長線上，這幾何關系叫做阿克曼幾何學。
汽車用前輪轉向時，為了滿足上述條件，必須符合下述關系式 （2—1）
式中：——轉向輪外輪轉角；
——轉向輪內輪轉角；
K——兩主銷軸線與地面交點之間距離即為主銷節(jié)距）；
L——汽車軸距。
圖2-4內外輪轉角關系圖 圖2-5內外轉向輪的轉向特性曲線
汽車轉向時若能滿足上述條件，則車輪作純滾動運動。現(xiàn)有汽車轉向梯形機構，對上述條件不能在整個轉向范圍得到滿足，只是近似的使它得到保證。
當內、外輪轉角差別不大時，即=的條件下，轉向梯形為平行四邊形，稱之為平行幾何學。阿克曼幾何學和平行幾何學的內、外輪轉角關系理論曲線在圖2-5上位于阿克曼幾何學和平行幾何學的理論曲線之間變化。
四、最小轉彎半徑
最小轉彎半徑是指轉向輪轉角在最大位置條件下，汽車低速行駛時前外轉向輪與地面接觸點的軌跡到轉向中心O點之間的距離。
汽車最小轉彎半徑與汽車內輪最大轉角、軸距L、轉向輪繞主銷轉動半徑r（即主銷偏移距）、兩主銷延長線到地面交點的距離K有關。在轉向過程中，L、r、K保持不變，只有是變化的，所以內輪應有足夠大的轉角，以保證獲得給定的最小轉彎半徑。計算最小轉彎半徑的公式如下：
（2—2）
因為梯形機構不能保證內、外輪轉角和與理論值一致，故實際的最小轉彎半徑與上述結果不完全符合。在給定最小轉彎半徑條件下，可以用下式計算出轉向內輪應達到的最大轉角：
(2—3)
由給定的最小轉彎半徑，設定：=5.5m
對于貨車來說，R取40-60。選取主銷偏移距：
r=50mm
則主銷節(jié)距：
K=B-2r=1385-250=1285mm
由公式（2—2）可得：
；
=
=40.04°
=
=50.03°
§2.2.2 轉向系方案分析及確定
根據(jù)機械式轉向器結構特點可分為： 齒輪齒條式轉向器、循環(huán)球式轉向器、蝸桿滾輪式轉向器、蝸桿指銷式轉向器等。
圖2-6自動消除間隙裝置
一、齒輪齒條式
齒輪齒條式轉向器的主要優(yōu)點是：結構簡單、緊湊、體積小、質量輕；傳動效率高達90%；可自動消除齒間間隙(圖2-6示)；沒有轉向搖臂和直拉桿，轉向輪轉角可以增大；制造成本低。
齒輪齒條式轉向器的主要缺點是：逆效率高（60%~70%）。因此，汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間的沖擊力，大部分能傳至轉向盤。
根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向器有四種形式：中間輸入，兩端輸也（圖2-7a）；側面輸入，兩端輸出（圖2-7b）；側面輸入，中間輸出（圖2-7c）；側面輸入，一端輸出（圖2-7d）
圖2-7齒輪齒條式轉向器有四種形式
采用側面輸入、中間輸出方案時，由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時位桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。而采用兩側輸出方案時，容易與懸架系統(tǒng)導向機構產(chǎn)生運動干涉。
側面輸入、一端輸出的齒輪齒條式轉向器，常用在平頭微型貨車上。
采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運轉平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降。
齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條制作工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，故質量小。
根據(jù)齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，在汽車上有四種布置形式：轉向器位于前軸后方，后置梯形；轉向器位于前軸后方，前置梯形；轉向器位于前軸前方，后置梯形；轉向器位于前軸前方，前置梯形，見圖2-8。
齒輪齒條式轉向器廣泛應用于微型、普通級、中級和中高級轎車上。裝載量不大、前輪采用獨立懸架的貨車和客車也用齒輪齒條式轉向器。
圖2-8齒輪齒條式轉向器的四種布置形式
二、循環(huán)球式
循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝有鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成，如圖2-9所示。
循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：傳動效率可達到75%~85%；轉向器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調整容易；適合用來做整體式動力轉向器。
循環(huán)球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。
圖2-9循環(huán)球式轉向器
三、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式
蝸桿滾輪式轉向器由蝸桿和滾輪嚙合而構成。主要優(yōu)點是：結構簡單；制造容易；強度比較高、工作可靠、壽命長；逆效率低。主要缺點是：正效率低；調整嚙合間隙比較困難；傳動比不能變化。
蝸桿指銷式轉向器有固定銷式和旋轉銷式兩種形式。根據(jù)銷子數(shù)量不同，又有單銷和雙銷之分。
蝸桿指銷式轉向器的優(yōu)點是：傳動比可以做成不變的或者變化的；工作面間隙調整容易。
固定銷式轉向器的結構簡單、制造容易。但銷子的工作部位磨損快、工作效率低。旋轉銷式轉向器的效率高、磨損慢，但結構復雜。
要求搖臂軸有較大的轉角時，應采用雙銷式結構。雙銷式轉向器的結構復雜、尺寸和質量大，并且對兩主銷間的位置精度、螺紋槽的形狀及尺寸精度等要求高。此外，傳動比的變化特性和傳動間隙特性的變化受限制。
綜合考慮，根據(jù)本次設計要求及轉向器的性能參數(shù)等原因。決定采用齒輪齒條式轉向器。
§2.2.3 轉向系主要性能參數(shù)的確定
轉向系主要性能參數(shù)有轉向系效率、轉向系角傳動比與力傳動比、轉向系傳動副的傳動間隙特性，轉向系的剛度以及轉向盤的總轉動圈數(shù)。
一、轉向器的效率
功率P1從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號η+表示，；反之稱為逆效率，用符號η－表示。
正效率η+計算公式：
η+=（P1-P2）/P1 （2—4）
逆效率η-計算公式：
η－=（P3-P2）/P3 （2—5）
式中：P1為作用在轉向軸上的功率；P2為轉向器中的磨擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。
正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。
1、轉向器的正效率η+
影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量等。
（1）轉向器類型、結構特點與效率
在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。
同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結構的轉向器效率分別為70%和75%。
轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。
（2）轉向器的結構參數(shù)與效率
如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于
蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算：
式中：a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；ρ為摩擦角；
ρ=arctanf；f為磨擦因數(shù)。
根據(jù)逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。
對于齒輪齒條式轉向器，其正效率高達75%～90%。
通常，由轉向盤至轉向輪的效率及轉向系的正效率的平均值0.670.82。
齒輪齒條式轉向器的逆效率也特別高（60%～70%），容易造成方向盤“打手”現(xiàn)象，使駕駛員高度緊張。所以有的轉向器上裝了轉向減振器。
2、轉向系的角傳動比與力傳動比
（1）角傳動比
轉向盤的轉角增量與同側轉向節(jié)轉角的相應增量之比，稱為轉向系的角傳動比，轉向盤轉角增量與轉向搖臂軸轉角相應的增量之比，稱為轉向器的角傳動比。轉向搖臂軸的轉角增量與同側轉向節(jié)的轉角相應增量之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比，它們之間的關系為：
（2—6）
（2—7）
（2—8）
式中： ——轉向系的角傳動比；
——轉向器的角傳動比；
——轉向傳動機構的角傳動比；
——轉向盤的轉角增量；
——轉向搖臂軸的轉角增量；
——同側轉向節(jié)轉角增量。
初選擇，轉向系的角傳動比=23。
（2）力傳動比
轉向傳動機構的力傳動比等于轉向輪的轉向阻力矩與轉向搖臂的力矩T的比值。與轉向傳動機構的布置形式及其桿件所處的轉向位置有關。
（2—9）
轉向系的力傳動比等于地面作用在輪胎上的阻力與作用在方向盤上的阻力之比。
（2—10）
作用在方向盤上的手力可以用下式表示：
（2—11）
式中：——作用在方向盤上的力矩；
——方向盤的直徑。
輪胎給地面的阻力可以用下式表示：
（2—12）
綜合上述三式可得：
（2—13）
在前面已經(jīng)確定了：
r=50mm
方向盤直徑根據(jù)車型不同JB4505-86轉向盤尺寸標準中選?。?
=380mm
如果忽略摩擦損失，則：
（2—14）
在前面已經(jīng)初選了：
=23
所以可得轉向系力傳動比：
==87.4
3、轉向系傳動間隙
轉向系的傳動間隙主要取決于轉向器的間隙特性，轉向器的傳動間隙隨轉向轉角的改變而改變。它因經(jīng)常工作而很容易磨損，產(chǎn)生的間隙會使轉向輪偏轉，破壞汽車行駛穩(wěn)定性，并使轉向盤的自由行程增大。要求轉向盤的最大自由行程從中間位置向左右兩端各不得超過15°。因此要求上述出現(xiàn)的間隙能夠自動消除，對于齒輪齒條式轉向器，由于其齒條背部有壓緊彈簧，所以出現(xiàn)間隙后，可以實現(xiàn)自動消除。
4、方向盤的總轉動圈數(shù)
轉向盤從一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數(shù)稱為轉向盤的總轉動圈數(shù)。它與轉向輪最大轉角和轉向系的角傳動比有關，并影響操縱輕便性和靈敏性。轎車和微型車的總轉動圈數(shù)較少，一般約為3.6圈以內，貨車在6.0圈。
粗略校驗轉向盤總轉動圈數(shù)：
=
=5.7
在所要求的范圍內。
§2.2.4 轉向系的載荷驗算
一、載荷驗算
為了行駛安全，組成轉向系的各零件必須有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力車輪穩(wěn)定力矩、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。
精確的計算出這些力是很困難的。為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或混凝土路面上的阻力矩Tr（N/mm）。
(2—15)
式中 f——輪胎和地面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7；
G1——轉向軸荷（N）；
P——輪胎氣壓（MPa）。
由總體設計給定輪胎參數(shù)為：
G1=23226N
P=0.41Mpa
代入數(shù)據(jù)可得：
Tr==1289871.62N
作用在方向盤上的手力為：
(2—16)
==787.10N
給定的汽車，用上述公式計算出來的是最大值，該力是在靜止狀態(tài)下計算出來的，對于裝動力轉向器的汽車，要求原地轉向時此力應超過250N。所以本次設計加裝動力裝置。
§2.2.5 轉向傳動機構及優(yōu)化設計
一、轉向操縱機構
轉向操縱機構由轉向盤、轉向軸、轉向柱管等組成。如2-10所示。
圖2-10轉向盤 圖2-11轉向盤
1.輪緣 2.輪輻3.輪轂
轉向盤由輪緣1、輪輻2和輪轂3組成。輪輻一般為三根輻條或四根輻條，也有用兩根輻條的。轉向盤輪轂孔具有細牙內花鍵，借此與轉向軸相連。轉向盤內部是由成形的金屬骨架構成。骨架外面一般包有柔軟的合成橡膠或樹脂，也有包皮革的，這樣可有良好的手感，而且還可以防止手心出汗時握轉向盤打滑。在汽車發(fā)生碰撞時，從安全性考慮，不僅要求轉向盤應具有柔軟的外表皮，可起緩沖作用，而且還要求轉向盤在撞車時，其骨架能產(chǎn)生變形，以吸收沖擊能量，減輕駕駛員受傷程度?，F(xiàn)在的大多數(shù)轎車上都裝有車速控制開關和撞車時保護駕駛員的安全氣囊裝置。
轉向軸是連接轉向盤和轉向器的傳動件，并傳遞它們之間的轉矩。轉向柱管安裝在車身上，支撐著轉向盤。轉向軸從轉向柱管中穿過，支撐在柱管內的軸承和襯套上。
圖2-12與非獨立懸架配用的轉向傳動機構
在汽車發(fā)生嚴重的交通事故中，方向盤往往成為直接“殺手”。一旦汽車前端被碰撞，發(fā)動機艙等后移，方向盤也隨之后移，方向盤與駕駛座椅之間的空間突然縮小，駕駛員夾在中間而受到傷害。為了盡量減少這種傷害發(fā)生，汽車設計者從方向盤的長度和角度變化入手，使得汽車轉向系統(tǒng)除了能保證轉向性能外，還能使駕駛員在汽車發(fā)生碰撞時受到的傷害減低到最小。與此相關的就是汽車吸能方向管柱技術的出現(xiàn)。
圖2-12所示為桑塔納轎車轉向軸的吸能裝置示意圖。轉向軸分為上、下兩段，中間用柔性聯(lián)軸器連接。聯(lián)軸器的上、下凸緣盤靠兩個銷子與銷孔扣合在一起。銷子通過襯套與銷孔配合。當發(fā)生猛烈撞車時，將引起車身、車架嚴重變形，導致轉向軸，轉向盤等部件后移。與此同時，在慣性作用下駕駛員人體向前沖，致使轉向軸上的上，下凸緣盤的銷子與銷孔脫開，從而緩和了沖擊，吸收了沖擊能量。有效地減輕了駕駛員受傷的程度。
吸能轉向管柱的變形支架是通過金屬的變形來吸收碰撞能量的。變形支架與下轉向管柱相連。它使用拉脫安全鎖，里面的塑性材料受到大夫在沖擊被剪切斷開會使下轉向管柱和轉向軸從支架中脫出沿軸向移動，另上轉向管柱和轉向軸下移。圖2-13吸能裝置示意圖。變形條與變形支架相似，它也是靠金屬的變形來吸收碰撞能量的。與變形支架不同，它占用的空間較小。一般變形條一端與車身相連，另一端固定在轉向管柱上。碰撞時沖擊力達到一定值的時候。轉向管柱產(chǎn)生位移。變形條發(fā)生變形，從而達到吸能效果。
圖2-14所示為網(wǎng)絡狀轉向柱管系能裝置示意圖，網(wǎng)絡狀轉向柱管的網(wǎng)格部分被壓縮而產(chǎn)生塑性變形，吸收沖擊能量，以減輕對人體的傷害。
圖2-13 圖2-14
二、轉向傳動機構
1、非獨立懸架配用的轉向傳動機構
與非獨立懸架配用的轉向傳動機構（圖2-15）主要包括轉向搖臂2、轉向直拉桿3、轉向節(jié)臂4和轉向梯形。在前橋僅為轉向橋的情況下，由轉向橫拉桿6和左、右梯形臂5組成的轉向梯形一般布置在前橋之后，如圖2-15a所示。
圖2-15與非獨立懸架配用的轉向傳動機構
1.轉向器2.轉向搖臂3.轉向直拉桿4.轉向節(jié)臂5.梯形臂6.轉向橫拉桿
當轉向輪處于與汽車直線行駛相應的中立位置時，梯形臂5與橫拉桿6在與道路與平行的平面（水平面）內的夾角>90°。在發(fā)動機位置較低或轉向橋兼充驅動橋的情況下，為避免運動干涉，往往將轉向梯形布置在前橋之前，此時上述交角<90°，如圖1-16所示。若轉向搖臂不是在汽車總線平面內前后擺動，而是在與道路平行的平面內左右搖動，則可以將轉向直拉桿3橫置，并借球頭銷直接帶動轉向橫拉桿6，從而推使兩側梯形臂轉動。
2、獨立懸架配用的轉向傳動機構
a
圖2-16 轉向梯形
1. 轉向搖臂 2.轉向直拉桿 3.左轉向橫拉桿 4.右轉向橫拉桿
5.梯形臂 6.右梯形臂 7.搖桿 8.懸架左擺臂 9.懸架右擺臂
10.齒輪齒條式轉向器
當轉向輪獨立懸掛時，每個轉向輪都需要相對于車架作獨立運動，因而轉向橋必須是斷開式的。與此相應，轉向傳動機構中的轉向梯形也必須是斷開式的，分成兩段或三段（圖2-16），并且由于在平行于路面的平面中擺動的轉向搖臂直接帶動或通過轉向直拉桿帶動。轉向直拉桿的作用是將轉向搖臂傳來的力和運動傳給轉向梯形臂（或轉向節(jié)臂）。它所受的力既有拉力、也有壓力，因此直拉桿都是采用優(yōu)質特種鋼材制造的，以保證工作可靠。直拉桿的典型結構如圖2-17。在轉向輪偏轉或因懸架彈性變形而相對于車架跳動時，轉向直拉桿與轉向搖臂及轉向節(jié)臂的相對運動都是空間運動，為了不發(fā)生運動干涉，上述三者間的連接都采用球銷。
§2.2.6 轉向橫拉桿設計與校核
一、橫拉桿結構設計與材料選取
轉向橫拉桿是轉向梯形的底邊。一般由橫拉桿體和旋裝在兩端的橫拉桿接頭組成。橫拉桿接頭通過球頭銷與左右轉向節(jié)臂連接。兩接頭通過螺紋與橫拉桿連接，接頭螺紋與橫拉桿體連接，接頭螺紋部分有切口，具有彈性。橫拉桿體旋裝到接頭上后，用螺栓通過沖壓制成的卡箍將橫拉桿夾緊。橫拉桿兩端的螺紋一端左旋，一端右旋。因此，在旋松卡箍上的螺栓后，轉動橫拉桿體，即可改變橫拉桿的長度，從而可調整轉向輪前束。
根據(jù)整車的設計要求，轉向橫拉桿應有較小的質量和足夠的強度。拉桿的形狀要符合布置的要求。通過與總布置討論并參考已有的結構后，決定采
圖2-17轉向直拉桿
用40鋼無鋒鋼管制造的橫拉桿且鋼管不需做彎曲變形,通過查閱機械設計手冊，決定外徑采用20mm，臂厚為2mm的冷扎無縫鋼管。為了檢驗橫拉桿的剛度是否滿足設計要求，所以需要對其校核。
二、橫拉桿剛度校核
根據(jù)橫拉桿的工作原理和受拉，壓應力的特點，決定按照材料力學中有關壓桿穩(wěn)定性計算公式進行驗算。首先對其受力分析。
由n=Pcr/P可以對橫拉桿進行穩(wěn)定性校核。式中，n為工作安全系數(shù)，Pcr為橫拉桿的臨界壓力，P為橫拉桿實際承受的最大壓力，已在轉向機構；力分析中得出。Pcr=,式中,E為材料的彈性模量,橫拉桿采用40號鋼制造,查手冊得E=206Gpa.I為橫拉桿的慣性矩, I=，D為鋼管的外徑,查手冊取 D=20mm;d為鋼管的內徑,查相關手冊取d=16mm.代入計算得.將相關數(shù)植代入n=Pcr/P中得,n≈31.58.查閱相關資料得知規(guī)定的安全系數(shù)nst=1.5～2.5,即n>nst.所以,橫拉桿滿足穩(wěn)定要求。
三、球頭銷的設計與校核
1、球頭銷主要參數(shù)的選擇與確定
球頭銷是聯(lián)接轉向橫拉桿和轉向節(jié)臂的重要零件.它既可以繞自身垂直于水平面的軸線轉動,以保證轉向橫拉桿和轉向節(jié)臂在水平面的相對轉動,也可以繞平行于水平面的軸線動, 以保證轉向橫拉桿和轉向節(jié)臂由于車輪的上下跳動而引起的垂直平面的相對轉動.球頭 銷的外形尺寸是成比例的,所以在選定球頭直徑后可安比例確定其他尺寸。
參照《汽車設計》中球頭銷球頭直徑的推薦數(shù)據(jù),由3噸貨車的前軸負荷選得球頭銷球頭直徑為30mm,下端螺紋連接處的公稱直徑按比例選定為M16。表
表2-1球頭銷各參數(shù)
球頭直徑/mm
轉向輪負荷/N
球頭直徑/mm
轉向輪負荷/N
20
到6000
35
24000-34000
22
6000-9000
40
34000-49000
25
9000-12500
45
49000-70000
27
12500-16000
50
70000-100000
30
16000-24000
2、球頭銷接觸強度的校核
根據(jù)它的工作環(huán)境可知,球頭銷的球面部分因為經(jīng)常轉動摩擦而磨損,所以應對其接觸強度校核。應用下式驗算接觸應力 F為作用在球頭上的力;A在通過球心垂直于F力方向的平面內,球面承載部分的投影面積。許用接觸應力為≤25～30N/mm2通過力分析可知,球頭銷球頭同時承受來自轉向橫拉桿和轉向節(jié)臂的力,所以F即使上述二力的合力。通過計算的F≈1153.9N 。球面承載部分的投影面積A=,由球頭銷具體結果可知d≈30mm,則A=706.5mm2。將上述數(shù)據(jù)代入接觸應力驗算公式可得滿足設計要求。
§2.2.7 轉向節(jié)的設計
轉向節(jié)是連接車輪和懸架的重要零件。通過查閱相關資料,獲知轉向節(jié)有多種形式。若轉向輪兼作驅動輪則轉向節(jié)，若轉向輪只作轉向作用,則其轉向節(jié)多設計為牛角的形式。根據(jù)本次設計是后輪驅動的形式,所以前輪只作轉向作用,所以采取類似的形式結構。設計轉向節(jié)時,需要確定的還有與輪輞的配合的軸段的軸徑。軸徑的確定需要在緊急制動時,側滑時及越過不平的路面三種情況對轉向節(jié)進行受力分析。
圖2-18 轉向節(jié),主銷及轉向節(jié)襯套的計算用圖
一，在制動工況下
Ⅲ-Ⅲ剖面處的軸徑僅受垂向彎矩Mv和水平方向的彎矩Mh而不受彎矩，因制動力矩不經(jīng)轉向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動底板傳給在轉向節(jié)上的安裝平面。這時的Mv, Mh及Ⅲ-Ⅲ剖面處的合成彎矩應力σw（MPa）為：
Mv=(z1-)x Mh=
式中：-轉向節(jié)的輪軸根部軸徑為40mm =50mm, [σw]=550Mpa
Mv=()=510972Nmm
P==9754.9N Mh=P=9754.950=487745Nmm則σw==110MPa<550MPa 符合要求
二、 在側滑工況下
在側滑時左、右轉向節(jié)在危險斷面Ⅲ-Ⅲ處的彎矩是不等的，可分別按下式求得： ML==-1021750
MR==1331630
左右轉向節(jié)都符合要求。
§2.2.8 轉向器及液壓助力裝置的設計
圖2-19螺桿螺母結構
一、循環(huán)球式轉向器各參數(shù)如下表所示：
表2-2轉向器各參數(shù)
齒扇模數(shù)/mm
5
環(huán)流行數(shù)
2
搖臂軸直徑/mm
35
螺母長度/mm
56
鋼球中心距/mm
32
齒扇齒數(shù)
5
螺桿外徑/mm
29
齒扇整圓齒數(shù)
13
鋼球直徑/mm
7.144
齒扇壓力角
螺距/mm
10
切削角
工作圈數(shù)
2.5
齒扇寬/mm
30
二、鋼球直徑d及數(shù)量n
每個環(huán)路中的鋼球數(shù)n=（） （2-17）
n≈DW/d=3.14×32×2.5/7.144＝35.1個 取n＝36
三、滾道截面：當螺桿和螺母各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截（如下圖所示），此時螺桿和螺母溝槽的半徑
=（0.51-0.53）d （2-18）
取=0.52d=0.52×7.144＝3.71mm
B=P-d=10-7.144=2.85>2.5mm( 合格)
圖2-20 滾道結構形式
導管內徑d=d+e=7.144+0.5=7.644mm 導管壁厚取為1mm。
四、接觸角=45，以使軸向力和徑向力分配均勻。
五、齒條齒扇傳動副設計
設計參數(shù)參照是下表，一般將1-1中間剖面規(guī)定為基準剖面， 1-1剖面向右時，變位系數(shù)為正，向右時由正變零，再變?yōu)樨?。此時計算0-0剖面：
表2-3齒扇參數(shù)表（0-0截面）
分度圓直徑
D=mz=5×14
70mm
齒頂高
=m
5mm
齒根高
=(
6.25mm
全齒h
11.25mm
齒頂圓直徑
80.14mm
齒根圓直徑
57.5mm
圖2-21 齒扇剖面圖
齒扇輪在從軸線自左向右看是又窄又低的形狀，變位系數(shù)逐漸增大，設0-0面與中間面1-1面的間距=5mm，
1―1截面:
由公式：=5
=36.6-（1.0+0.25-0.132）×5＝31.01mm
=36.6+（1.0+0.25+0.132）5=43.51mm
2―2截面：
=(19+5)mm
=36.6-（1.0+0.25-0.633）
=36.6+（1.0+0.633）5=44.76mm
3—3截面：
=(-19+5)mm
=36.6-（1.0+0.25+0.369）
=36.6+（1.0-0.369）5=39.75mm
分度圓處的齒厚：
大端齒厚 =（3.14+0.633×）×5/2=8.67mm
小端齒厚 =（3.14-0.369×）×5/2=7.36mm
齒條在與齒扇配合時，因齒扇為變厚齒扇，則滿足嚙合間隙特性，齒條變厚方向應與齒扇相反，齒條的齒扇與齒扇的齒槽寬相等。二者嚙合為等移距變?yōu)辇X輪嚙合傳動。
六、循環(huán)球式轉向器零件強度的計算
為了進行強度計算，首先要確定其計算載荷，可利用汽車在干燥硬路面上作原地轉向時轉向輪的轉向阻力矩，利用它可求的轉向搖臂上的力矩和在轉向盤上的切向力。他們均可作為轉向系的最大載荷。
鋼球與滾道間的接觸應力σ
σ=k （2-19）
σ=1.280
=2148.2Mpa< [σ]=2500MPa
式中系數(shù)k由下式確定
＝0.050 （2-20）
查汽車設計表7-3得k=1.280
r―鋼球半徑
―滾道截面半徑
―螺桿外半徑
E―材料彈性模為2.1
―鋼球與螺桿間正壓力，可用下式計算
=/ncoscos （2-21）
=60460.02/（90×cos8×cos45）＝959.37N
式中 θ— 接觸角取
—螺桿螺線導程角取
n—參與工作的鋼球數(shù)90
—作用在螺桿上的軸向力
＝787.1×190×cot8/(32/2+3.2/2)=60460.02N
由以上可知接觸應力可以滿足要求。
七、齒的彎曲應力：
<=540Mpa式中：F—作用在齒扇上的圓周力F= M/=8599.14N，?。?50mm
h—齒扇的齒高b—齒扇的齒寬 —基圓齒厚=S /r-2r（invα-invα）
（基圓齒厚的計算公式見機械原理課本）
由上可知彎曲應力完全滿足。
螺桿與螺母用20CrMnTi剛材料制造，表面滲碳，深度為0.8-1.2mm，表面硬度為HRC58-63。
§2.2.9液壓動力轉向機構的計算
1，動力缸尺寸的計算
圖2-21轉向器剖面圖
動力缸的缸徑尺寸D由作用在活塞－齒條上的力的平衡來確定：F-F＝0
F——由轉向車輪的轉向阻力矩決定的作用在齒扇上的圓周力；
F——高壓油液對活塞的推力
F＝T/r F=（D-D）P（p為液壓油壓力，取為15MPa）
得D＝=
活塞行程s的計算
整體式助力轉向器，活塞行程s由搖臂軸轉至最大轉角時齒扇轉過的節(jié)面弧長來求得，即
s=(+)/180=55.6mm 取s=56mm
活塞厚度取B=0.3D=18.9mm取B=19mm。
動力缸殼體壁厚t，根據(jù)計算軸向平面拉應力來確定，即＝p[]≤
式中，p為油液壓力；D為動力缸內徑；t為動力缸殼體壁厚；n為安全系數(shù)，取n=3.5 為殼體材料的屈服點。殼體材料采用球墨鑄鐵QT500-05，屈服點為350MPa
取動力缸殼體壁厚t=6.2mm
§2.2.10 轉向梯形的優(yōu)化設計
轉向梯形機構用來保證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設計轉向梯形的主要任務之一是確定轉向梯型的最佳參數(shù)和進行強度計算。轉向梯形有整體式和斷開式兩種。一般轉向梯形機構布置在前軸之后，但當發(fā)動機位置很低或前軸驅動時，也有位于前軸之前的。
兩軸汽車轉向時，若忽略輪胎側偏影響，兩轉向前軸的延長線應交于后軸延長線。設，分別是外內轉向車輪轉角，k為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離，則梯形機構應保證內外轉向車輪的轉角有如下關系：
ctg，若自變角為則因變角的期望值為：
，現(xiàn)有轉向梯形機構僅能滿足上式要求。如下圖所示，在圖上作輔助虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所繪出的實際因變角為：
其中 m—梯形臂長 —梯形底角
圖7-1 汽車瞬時轉向圖
應使設計的轉向梯形所繪出的實際因變角盡可能接近理論上的期望值。其偏差最常使用的中間位置附近小轉角范圍應盡可能小，以減小高速行駛時輪胎的磨損。而在不經(jīng)常使用且車速較慢的最大轉角時可適當放寬要求，因此在加入加權因子構成評價優(yōu)略的目標函數(shù)f(x)為:
f（x）=﹪
將上式代得：
f(x)=
－﹪
其中 x—設計變量 x==
—外轉向輪最大轉角，又上圖可得：=
其中 —汽車最小轉彎半徑為5.5m， a—主銷偏移距為50mm，
K=1285mm L=3650mm =
考慮到多數(shù)使用工況下轉角小于，且以內的小轉角使用的更加頻繁，因此?。?
當
建立約束條件時應考慮到：設計變量m及過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當m過大時，將使梯形布置困難，故對m的上、下限及對的下限應設置約束條件。因越大，梯形越接近矩形．f(x)值就越大，而優(yōu)化過程是求f(x)的極小值，故可不必對的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為：m-
梯形臂長度m設計時常取在＝0.11K，＝0.15K
梯形底角＝
此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳動角不宜過小，通常取。如上圖所示，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉彎時即可。利用該圖所作的輔助虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為
，式中，為最小傳動角。
由上述數(shù)學模型可知，轉向梯形機構的優(yōu)化設計問題是一個小型的約束非線性規(guī)劃問題，可用復合形法來求解。
轉向梯形優(yōu)化設計源程序如下：
#include
#include
#define HUDU 3.1415926/180
main()
{
double m1;
double m;
double r;
double g;
double fx=0;
double a;
double n;
double b;
double c;
double d;
double e;
double f;
double r1;
double min=100000000000;
for(m=141;m<=193;m+=0.5)
{
for(r=69.5;r<=90;r+=0.5)
{
for(g=1;g<=30;g++)
{
a=sin(r*HUDU+g*HUDU);
b=sqrt(pow(1285/m,2)+1-2*1285/m*cos(r*HUDU+g*HUDU));
c=atan(1/(1/(tan(g*HUDU))-1285/3650));
d=1285/m*(2*cos(r*HUDU)-cos(r*HUDU+g*HUDU))-cos(2*r*HUDU);
e=a/b;
f=d/b;
n=(cos(40*HUDU)-2*cos(r*HUDU)+cos(r*HUDU+30*HUDU))/((cos(40*HUDU)-cos(r*HUDU))*cos(r*HUDU))-2*m/1285;
if(fabs(e)>1||fabs(f)>1)
{
e=1;
f=1;
}
if(g<=10)
fx+=1.5*fabs((r-asin(e))/c-acos(f)/c-1);
else
{if(10fx)
{if(n>=0)
min=fx;m1=m;r1=r;}
}
}
printf("\n%f\n%f\n%.1f",m1,min,r1);
}
根據(jù)上述思路，可用C語言編程進行優(yōu)化設計（原程序見附錄）。優(yōu)化的結果如下：
轉向梯形臂長m=141mm
轉向梯形底角 =
五、儲油罐的選擇：
1、儲油罐容積選擇：考慮系統(tǒng)的供油、散熱、油中雜質的沉淀等，一般取油箱的容量：
V=（0.15～0.2）Q1。??
Q1為轉向泵的最大輸出流量。
2、儲油罐的散熱能力：一般希望轉向系統(tǒng)的油溫控制在80℃以下。如果油溫超過88℃，液壓油將很快變質：形成碳化物，液壓油失去潤滑功能，轉向泵將急劇磨損，造成轉向沉重；析出膠狀物質，堵塞阻尼孔或卡滯控制閥，使整個動力轉向系統(tǒng)失效。油溫過高，還將使整個系統(tǒng)中的密封件加快老化，密封不良而造成漏油。在大流量及高壓力的轉向系統(tǒng)中，儲油罐的散熱已經(jīng)不能保證油溫在80℃以下這時須附加專門的散熱系統(tǒng)。
3、轉向系統(tǒng)一般采用回油過濾方式，根據(jù)系統(tǒng)管路工作壓力、過濾精度、流通能力選擇濾油器。汽車轉向系統(tǒng)中，過濾精度一般取10～20μm，壓力損失小于0.1MPa。如采用進油過濾，其銅絲網(wǎng)目數(shù)一般在100～180目之間。
4、液壓轉向泵為葉片泵時，其自吸能力較差，應注意液壓油罐的正確安裝位置，要求油罐出油口位置高于液壓轉向泵進口20mm以上，同時管路盡可能避免轉彎，如不可避免時，轉彎角度和轉彎半徑應盡可能大，避免管路的壓力損失。
5、在儲油罐中，建議設有壓差信號發(fā)生器及安全閥。壓差信號發(fā)生器是在過濾器堵塞時，把信號傳遞到駕駛室，提醒司機該換濾芯及更換液壓油了；安全閥是在濾芯堵塞時，使油從旁路流過，從而保證行駛安全。
六、轉向管路進、出油管的選擇：
1、管路材料的選擇：油管可以是軟管、鋼管或混合式。軟管又分為高壓鋼絲編織耐油軟管、高壓耐油塑料軟管及低壓簾線編織耐油軟管；鋼管為高壓無縫鋼管，材料一般為20鋼或08F鋼。
對于油管和選用，無論是鋼管、耐油膠管或塑料管，都必須根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力進行選用。建議不采用高壓鋼絲編制耐油軟管，避免因溫升膨脹而縮小管路內徑，最好采用高壓鋼管。
2、管路內徑的選擇：
管路內徑的選擇：根據(jù)管道內的流速，確定管道內徑尺寸，允許流速的推薦值為：
（1）液壓泵吸油管道：0.5～1.5 m/s.一般取1 m/s以下。
（2）液壓系統(tǒng)壓油管道：3～5m/s.壓力高時取大值。
（3)?液壓系統(tǒng)回油管道：1.5～2.5 m/s。
管道內徑與流量、流速的關系式為：
d=（4Q/πv）0.5
其中：d為管道內徑；Q為通過管道的流量；v為管道內液流平均流速。管路內徑經(jīng)驗值，可以參照以下數(shù)據(jù)：
轉向泵控制流量 進油