遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 1 前言 100 多年前，汽車剛剛誕生后 不久，其轉向操作是模仿馬車和自行車的轉向方式，用一個操縱桿或手柄來使前輪偏轉實現(xiàn)轉向的。由于 操縱費力且不可靠，以致時常發(fā)生車毀人亡的事故。 第一輛不用馬拉的 四輪汽車問世時，它已經(jīng)吧前橋和前輪組成為了一總成。該總成別安裝在 樞軸上，可以繞前橋中心的一個點轉動，利用一個桿柱連接前橋的中點，通過地板往上延伸，轉向盤就緊固再桿柱上端，以此操縱汽車。 這種裝置在汽車車速不超過馬車的速度時，還是很好用的，但當車速提高后，駕駛員就要求提高轉向的準確性，以減少輪胎的磨損，延長輪胎的使用壽命。 后來他們發(fā)現(xiàn)，正在探索的這種理論在 1817 年就已經(jīng)唄闡明了。 1817 年，德國人林肯斯潘杰提出了類似于現(xiàn)代汽車的將前輪用轉向節(jié)與前梁連接方式。（即改進轉向器的想法）。他研制了一種允許汽車前輪在主軸上獨立回轉的結構 把車輪與轉向節(jié)連接起來，轉向節(jié)又用可轉動的銷軸 與前軸 連接，從而發(fā)明了轉向梯形機構，并與第二年將其向英國政府申請專利的權力轉讓給了出版商、英籍德國人阿克曼。不久，阿曼克向英國專利局申請了“平行連桿式轉向機構”專利。 1879年，法國四輪馬車制造商杰特發(fā)明了第一個平行四邊形轉向聯(lián)動機構。杰特的轉向機構 可以把轉向中心點移向兩側。他把一根桿子與帶有兩個連接臂的轉向節(jié)相連。當時稱為轉向臂和隨動臂。杰特把轉向柱的一端與轉向臂連接，當轉動轉向柱時，通過轉向臂和隨動臂、橫拉桿和車輪軸轉動車輪，實現(xiàn)汽車轉向。 1857年，英國的達吉恩蒸汽汽車 是第一輛采用轉向盤 來 實現(xiàn)汽車轉向的機動車輛。 1872年蘇格蘭的查理士第一個把轉向盤安裝到煤氣發(fā)動機車輛上。此前，想把轉向盤安裝到車輛上的多次嘗試均未得到認可。 1878年，“現(xiàn)代汽車之父”、德國的卡爾 本茨 在他的三輪乘坐車上首次采用了所謂的齒輪齒條式轉向器，但卻考一根操縱桿來控 制汽車行使方向。 1886年，英國的弗雷德里克斯特里克蘭說服了他的朋友、汽車制造商雷克，把一個用于輪船上的轉向柱和轉向盤裝到了一輛新的戴姆勒弗頓敞蓬車上。斯特里克是以建造蒸汽機船為職業(yè)的，德雷克則是戴姆勒英國公司的領導人。后來，向大西洋兩岸銷售的每一輛戴姆勒弗頓汽車都裝上了舵柄（轉向盤）。早期的那些試驗，包括戴姆勒弗頓敞篷汽車上的轉向器都已消亡，因為高踞在垂直轉向柱上短的轉向盤的 高度幾乎已達到駕駛寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 2 員眼睛的位置，因此，對任何一個人來說，駕駛這種 車輛都會感到困難。 汽車轉向盤是關系著駕駛員與乘客生命安危 的重要部件，它控制著車輛的行使方向。早期的蒸汽汽車上安裝的轉向盤都心愛用垂直安裝方式，專項通過向上或下旋轉實現(xiàn)。這種安裝方式不利于駕駛員操縱，也常常妨礙駕駛視線。這一切在 1887 年秋因一次意外事故而發(fā)生了改變。 1887 年，一輛戴姆勒弗頓汽車唄送往英國考文垂的戴姆勒工廠作一次大修，當時汽車上的轉向器仍能使用。 大修需要把 車身與底盤分離，當車身落到轉向柱上，把轉向柱崖城傾斜狀態(tài)。當一個工人上車做到駕駛員座位上時，立即發(fā)現(xiàn)轉向柱和轉向盤的傾斜角使駕駛條件大為改善。這個偶然的發(fā)現(xiàn)，促成了戴妙勒帕利生于 1890 年制成世界上第一輛轉向柱與轉向盤傾斜的汽車，從此，人類的汽車駕駛就踏上了更舒適、安全的旅程。此后，各國汽車公司紛紛效仿，使轉向盤日臻完善并最終定性，于是轉向盤就以現(xiàn)在的樣子出現(xiàn)在我們的面前。 最早采用的傳動減速機構蝸 輪副，被安裝在轉向柱的末端。蝸桿驅動一個蝸輪，再有蝸輪副被裝配在 鑄鐵殼里 ，這個殼被固定在汽車的大橋梁上?；谖佪喐钡臏p速機構在汽車工業(yè)中應用已有很多年了，但還有兩種結構是值得注意的。其中一種是于 1908 年投產(chǎn)的美國福特 T 型車采用的轉向齒輪結構（行星齒輪轉向器）。福特 T 型車裝置了一套周轉（或行星）輪 系，把齒輪安裝在 減速器殼體內直接固定到轉向盤的下方，行星齒輪盤直接驅動緊固在轉軸上的主齒輪。這就把轉向裝置置于駕駛員的手下方，即轉向柱的上端，而不是在轉向柱的下端。 所謂“現(xiàn)在”齒輪齒條式轉向器，是奔馳汽車于 1885 年首先采用的。這種形式的轉向器同樣也使用在 1905年生產(chǎn)的凱迪拉克汽車和 1911 1920年制造的許多其他型式的汽車上。 在 20世紀初，汽車已經(jīng)是一個沉重而又高速疾馳的車輛，充氣輪胎代替了實心車輪。由于轉向柱直接于轉向節(jié)連接，所以轉動車輪式很費勁的。即使是一個健壯的駕駛員，要控制轉向仍然是很勞累 的事情。因此，汽車常常沖出路外。于是，降低轉向操縱力的問題就變得賜教迫切了。 為了使轉向操縱輕便，工程師設計了在轉向盤和轉向節(jié)之間安裝齒輪減速機構的轉向器。從那時起，轉向機構就一直被這樣沿用下來。 從 1903 年開始，助力輔助轉向機構不斷出現(xiàn)，多數(shù)是用在可車上。助力輔助轉向機構中，有一些采用真空助力，還有一些是采用壓縮空氣助力。 1905年出版 的汽車時代雜志談到了哥倫比亞汽車的助力轉向器。據(jù)說這總簡單的遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 3 裝置在車速為 29公里 /小時時，仍能使汽車保持不偏離路線。 1923年，美國底特律市的亨利 馬爾斯為了減少 蝸輪副和滾動軸之間的接觸摩擦力，在兩者之間接觸處放置滾珠支撐，這就出現(xiàn)了滾珠蝸輪轉向器。這種型式的轉向器就成為現(xiàn)在大家所熟知的循環(huán)球式轉向器，目前仍被廣泛地應用在美國和日本制造的汽車上。 1928年，弗朗西斯戴維斯所研制成功并首次應用了液壓助力輔助轉向器。這種轉向器由維克斯公司制造，該公司并制定了此項標準， 26后為汽車工業(yè)所采納。第二次世界大戰(zhàn)時期，汽車轉向雖然采用了轉向器，但對其實施操縱仍然不是一鍵輕松的事。當汽車質量增大、轉向費勁時，駕駛員要求能有更好的辦法來解決，這才重新推廣了一種已經(jīng)大約有 3/4個 世紀歷史的助力輔助轉向器。 1954年，凱迪拉克汽車公司首先把液壓助力轉向器應用于汽車上，助力專項的歷史又回到了以前的道路。 早在第二次世界大戰(zhàn)期間，較高級的助力轉向系統(tǒng)就開始應用于各種軍用車輛。 20世紀 50 年代初期，由于出現(xiàn)了重型的汽車以及速度很高的高級小客車，指靠轉向器本身的結構，既要是汽車轉向操縱省力，又要靈活，顯然已難以兼顧，于是把戰(zhàn)爭時期使用的助力轉向器經(jīng)過改進，使用在了中型汽車和高級小客車上。后來，因為得到普遍使用，在 20世紀 50 年代末就研制出了質量小、結構緊湊、自行潤滑的助力轉向器。這種助力轉 向器使轉向操縱十分省力，只要適當選擇轉向器傳動比，就可以同時滿足轉向靈敏的要求。 1967年，美國的湯姆森制造了一輛四輪專項的印迪賽車，但未進行實際使用。 1981年，日本研制出能原地轉向的汽車。他們在車身尾部下邊裝設了一直橫向小車輪 ，只需按一下電鈕就可使小車輪落地并把后輪抬起，在轉動橫向小車輪，汽車變以前輪為中心原地轉向。 1985年，日本豐田公司的克雷西達汽車成了第一個采用計算機控制輔助轉向系統(tǒng)的汽車產(chǎn)品，豐田公司稱此系統(tǒng)為先進的動力齒輪齒條轉向系。該機構在變速器力有個傳感器，它可以監(jiān)視車輛車速度，把信 號輸入計算機，計算機再根據(jù)此信號控制電磁液流控制閥，通過液壓系統(tǒng)供給轉向齒條高壓動力油流。汽車在公路上高速行使使，轉向需要的動力需要的動力較少，計算機液流控制閥降低油壓，同時把轉向器穩(wěn)住，當停車或汽車低速行駛轉向時，計算機液流控制閥提高油流壓力，這就使得駕駛員很容易操縱轉向盤。 1986 年 10 月 8 日 ，日本本田汽車公司宣布，已研制出一種 被稱為 4WS 的四輪轉向汽車。汽車轉向盤轉動的角度首先使前輪轉向，同時經(jīng)輸出軸帶動后轉向機，使后輪與前輪同向或反向轉動。 寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 4 現(xiàn)在，動力轉向系統(tǒng)已成為一些轎車的標準設置，全世界約有一 半的轎車采用動力轉向。隨著汽車電子技術的發(fā)展，目前一些轎車已經(jīng)使用電動助力轉向器，使汽車的經(jīng)濟性、動力性和機動性都有所提高。 電動助力轉向系統(tǒng)的英文縮寫叫 “EPS” （ Electrical Power Steering），它利用電動機產(chǎn)生的動力協(xié)助駕車者進行轉向。此類系統(tǒng)一般由轉矩傳感器 (3)、電控單元（微處理器） (5)、電動機 (4)、減速器 (2)、機械轉向器 (1)和蓄電池電源 (6)所組成。 圖 電動助力轉向系統(tǒng) Fig. Electrical Power Steering 1.機械轉向器 2. 減速器 3. 轉矩傳感器 4. 電動機 5. 電控單元 6. 蓄電池電源 1. Machinery Steering 2.retarder 3.torsion sensor 4.electormotor 5.CPU 6. Accumulator cell power source 汽車轉向時，轉矩傳感器檢測到轉向盤的力矩和轉動方向，將這些信號輸送到電控單元，電控單元根據(jù)轉向盤的轉動力矩、轉動方向和車輛速度等數(shù)據(jù)向電動機控制器發(fā)出信號指令，使電動機輸出相應大小及方向的轉動力矩以產(chǎn)生助動力。當不轉向時，電控單元不向電動機控制器發(fā)信號指令，電動機不工作。同時，電控單元根據(jù)車輛速度信號，通過電液轉換器確定輸給轉向盤的作用力，減少駕車者在高速行駛時方向盤 “ 飄 ” 的感覺。 由于電動助力轉向系統(tǒng)只需電力不用液壓，與機械式液壓動力轉向系統(tǒng)相比較省略了許多元件。沒有液壓系統(tǒng)所需要的油泵、油管、壓力流 量控制閥、儲油罐等，零件數(shù)目少，布置方便，重量輕。而且無 “ 寄生損失 ” 和液體泄漏損失。因此電動助力轉向系統(tǒng)在各種行駛條件下均可節(jié)能 80%左右，提高了汽車的運行性能。因此在近年得到迅速的推廣，也是今后助力轉向系統(tǒng)的發(fā)展方向。 有一些汽車冠以電動助力轉向，其實不是真正意義上的純電動的助力轉向，它還需要液壓系統(tǒng)，只不過由電動機供油。傳統(tǒng)的液壓動力轉向系統(tǒng)的油泵由發(fā)動機驅動。為保證汽車原地轉向或者低速轉向時的輕便性，油泵的排量是以發(fā)動機怠速時的流量來確定的。而汽車行駛中大部分時間處于高于怠速的速度和直線行駛狀態(tài)，只能 將油泵輸出的油液大遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 5 部分經(jīng)控制閥回流到儲油罐，造成很大的 “ 寄生損失 ” 。為了減少此類損失采用了電動機驅動油泵，當汽車直線行駛時電動機低速運轉，汽車轉向時電動機高速運轉，通過控制電動機的轉速調節(jié)油泵的 。 寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 6 1. 汽車主要參數(shù)的選擇 1 1.1 汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸參數(shù)包括軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后 懸、接近角、離去角 、 最小離地間隙等，如圖 1-1所示。 圖 1-1 汽車的主要參數(shù)尺寸 Fig.1-1 The main parameters of vehicle size 1.1.1 軸距 L 軸距 L的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數(shù)、質量參數(shù)和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長、質量、最小轉彎半徑和縱向通過半徑就小一些。但軸距過短也會帶來一系列問題，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時其縱向角振動過大；汽車加速、制動或 上坡 時軸荷轉移過大而導致其制動性和操縱穩(wěn)定性變壞；萬向節(jié)傳動的夾角過大等。因此，在選擇軸距時應綜合考慮對有關方面的影響。當然，在滿足所設計汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設計得短一 些為好。 (1)載貨汽車的軸距 在整車選型初期，可根據(jù)要求的貨廂長度及駕駛室布置尺寸初步確定軸距 L： L LH+LJ+S-LR (1-1) 式中 LH 貨廂長度，可根據(jù)汽車的裝載質量、載貨長度來確定，或參考同類型 LJ 前輪中心至駕駛室后壁的距離 ,在該布置方案選定后可通過對駕駛室、發(fā)動機和前軸的初步布置或參考同 型、同類布置的汽車的這一尺寸初步確定 S 駕駛室與貨廂之間的間隙，一般取 50 100mm,應考慮發(fā)動機維修時的需要； LR 后懸尺寸，可根據(jù)道路條件或參考同類型汽車初步確定。 軸距的最終確定應通過總布置和相應的計算來完成，其中包括檢查最小轉彎半徑和萬向節(jié)傳動的夾角是否過大，軸荷分配是否合理，乘坐是否舒適以及能否滿足整車總體設計遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 7 的要求等。 輕型貨車、鞍式牽引車和礦用自卸車等車型要求有小的轉彎半徑，故其軸距比一般貨的短，而經(jīng)常運送大型構件、長尺寸或輕拋貨物的貨車和集裝箱運輸車，則軸距可取得長一些。汽車總質量愈大，軸距一般也愈長。為了滿足不同用戶的需要，常同時選定幾種軸距，構成汽車的系 列產(chǎn)品，如基本型、長軸距、短軸 距等汽車變型。數(shù)據(jù)，是基本型貨車軸距的選擇范圍，供設計時參考。 三軸汽車的中后軸之間的軸距，多取為輪胎直徑的 1.1 1.25倍。 (2)轎車的軸距 轎車的軸 距與其類型、用途、總長有密切關系。微型及普通級轎車要求制造成本低，使用經(jīng)濟性好，機動靈活，因此汽車應輕而短，故軸距應取短一些；中高級轎車對乘坐舒適性、行駛乎順性和操縱穩(wěn)定性要求高，故軸距應設計得長一些。轎車的軸距約為總長的54 60。軸距與總長之比越 大，則車廂的縱向乘坐空間就愈大，這對改善汽車縱向角振動也有利。但若軸距與 總長之比超過 62，則會使發(fā)動機、行李箱和備胎的布置困難，外形的各 部分比例也不協(xié)調。 (3)大客車的鈾距 大客車的軸距范圍一般為 4 7.2m?？傞L為 11 12m 的城市大客車，其軸距多為 5.5 6.3m，而總長在 10m 以內的大客車，其軸距多為 4.5 5m。 表 1-1提供的數(shù)據(jù)可供初選軸距時參考 寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 8 表 1-1 各類汽車的軸距和輪距 Tablet.1-1 Each kind of automobile spread of axies and gauge 車型 類別 軸距 L/mm 輪距 B/mm 乘用車 發(fā)動機排量 V/L V4.0 2900 3900 1560 1620 商用車 客車 城市客車 4500 5000 1740 2050 長途客車 5000 6500 4 2貨車 汽車總質量 1.8 1700 2900 1150 1350 1.8 6.0 2300 3600 1300 1650 6.0 14.0 3600 5500 1700 2000 14.0 4500 5600 1840 2000 1.1.2 前輪距 B1 和后輪距 B2 改變汽車輪距 B會影響車廂或駕駛室內寬、汽車總寬、總質量、側傾剛度、最小轉彎直徑等因素發(fā)生變化、增大輪距則車廂內寬隨之增加，并導致汽車的比功率、幣轉矩指標下降，機動性變壞。 受汽車總寬不得超過 2.5m 限制，輪距不宜過大。但在選定的前輪距 B1范圍內，應能布置下 發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距 B2時，應考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度以及它們之間應留有必要的間隙。 各類汽車的輪距可參考表 1-1提供的數(shù)據(jù)進行初選。 1.1.3 外廓尺寸 汽車的外廓尺寸包括其總長、總寬、總高。它應根據(jù)汽車的類型、用途、承載員、道路條件、結構選型與布置以及有關標準、法規(guī)限制等因 素 來確定。在滿足使用要求的前提下，應力求減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車的質量，降低制造成本，提高汽車的動力性、經(jīng)濟性和機動 性。 GB 1589 79對汽車外廓尺寸界限作了規(guī)定。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 9 各國對公路運輸車輛的外廓尺寸都有法規(guī)限制，以使其適應該國的公路、橋梁、涵洞和鐵路運輸?shù)挠嘘P標準，保證行駛安全及交通暢通。我國對公路車輛的限制尺寸是：總高不大于 4m；總寬 (不包括后視鏡 )不大于 2.5m，左、右后視鏡等突出部分的側向尺寸總共不大于 250mm；總長：載貨汽車及越野汽車不大于 12m；牽引車帶半掛車不大于 16m；汽車拖帶掛車不大于 20m；掛車不大于 8m；大客車不大于 12m；鉸接式大客車不大于 18m。在設計重型汽車和大客車時要特別注意這些限制。還應注 意，即使同一種車型在不同的使用條件下，設計也會不同。例如城市公共汽車因有站立乘客易超載且要求有較好的機動性，因此設計時車身不宜過長；而長途公共汽車、團體用和旅游用大客車技座位數(shù)乘客，車身則可設計得長些。大客車的總寬多在 2.45 2.5m。一般大客車的總高多為 2.9 3.1； 而長途大型公共汽車由于設置行李艙地板較高，則總高為 3.1 3.55m?？傎|量為 15t以上的重型貨車的總寬多為 2.4 2.5m；總高則為 2.5 2.9m。中型貨車的總寬多為 2.1 2.4m；總高多為 2.2 2.6m。集裝箱運輸汽車的總高為 3.8 3.9m。汽車的外廓尺寸要由總布置最后確定。 1.1.4 前懸 LF 和后懸 LR 前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視野、前鋼板彈簧長度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。增加前懸尺寸，減小了汽車的接近角，使通過性降低，并使駕駛員視野變壞。因在前懸這段尺寸內要布置保險杠、散熱器風扇、發(fā)動機、轉向器等部件，故前懸不能縮短。長些的前懸尺寸有利于在撞車時對乘員起保護作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧 。對平頭汽車，前懸還會影響從前門上、下車的方便性。初選的前懸尺寸，應當在保證能布置下上述各總成、部件的 同時盡可能短些。對載客量少些的平頭車，考慮到真面碰撞能有足夠多的結構件碰撞能量，保護前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。 1.2 汽車質量參數(shù)的確定 汽車的質量參數(shù)包括整車整備質量 m0 、載客量裝載質量、質量系數(shù)、汽車總質量 ma、軸荷分配等。 1.2.1 整車整備質量 m0 整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水、但沒有裝貨和在人時的整車質量。 寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 10 整車整備質量對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟型有影響 。目前，盡可能見嫂整車整備質量的目的是：通過減輕整備質量增加載質量或載客量，抵消因滿足安全標準、排氣凈化標準和噪聲標準所帶來的整備質量的增加，節(jié)約燃料。減少整車整備質量的措施主要有：新設計的車型應使其結構更合理，采用強度足夠的輕質材料，如塑料、鋁合金等等。過去用金屬材料制作的儀表板、油箱等大型結構件，用塑料取代后減重效果十分明顯，目前得到比較廣泛的應用。今后，塑料載汽車上會進一步得到應用。 整車整備質量在設計階段需估算確定。在日常工作種，收集大量同類汽車各總成、部件和整車的有關質量數(shù)據(jù)，結合新車設計的特點、 工藝水平等初步估算各總成、部件的質量，再累計成整車整備質量。 乘用車和商用客車的整備質量，也可按每人所占汽車整備質量的統(tǒng)計平均值估計，可參考表 1-2 表 1-2乘用車和商用客車人均整備質量值 2 Tablet.1-2 While average per person fits out the quality value with the vehicle and the commercial passenger train 乘用車 人均整備質量值 商用客車 人均整備質量值 發(fā)動機排量 V/L V 1.0 0.15 0.16 車輛總長La/m 10.0 0.096 0.160 1.010.0 0.065 0.130 V4.0 0.29 0.34 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 11 表 1-3關于汽車的分類 Tablet.1-3 Automobile classification 汽車類型 座位數(shù)乘員數(shù)最大設計總質量 /kg 說明 M類 至少有四個車輪，并且用于載客的機動車輛 M1類 ）（ 9 包括駕駛員座位在內的座位數(shù)不超過 9座的載客車輛 M2類 A級 ）（ 922 5000 可載乘員數(shù)（不包括駕駛員）不多于 22 人 許乘員站立 B級 不許乘員站立 級 ）（ 922 可載乘員數(shù)（不包括駕駛員）多于 22人 允許乘員站立，并且乘員可以自由走動 級 只允許乘員站立在過道和 /或提供不超過相當于兩人雙人座位 的站立面積 級 不許乘員站立 1.2.2 汽車的載客量和裝載質量 （ 1）汽車的載客量 乘用車的載客量包括駕駛員在內不超過 9 座，又稱之為 M1 類汽車，寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 12 其他 M2、 M3 類汽車的座位數(shù)、乘員數(shù)及汽車的最大設計總質量見 表 1-3。 （ 2）汽車的載質量 me 汽車的載質量是指在硬質良好路面上行駛時所允許的額定載質量。汽車在碎石路面上行駛時，載質量約為好路面的 75 85。越野汽車的載質量是指越野汽車行駛時或在土路上行駛的額定在質量。 商用貨車載質量 me 的確定，首先應與企業(yè)商品規(guī)劃符合，其次要考慮到汽車的 用途和使用條件。原則上，貨流大、運距長或礦用自卸車應采用大噸位貨車以利降低運輸成本，提高效率；對貨源變化頻繁、運距短的市內運輸車，宜采用中、小噸位的貨車比較經(jīng)濟。 1.2.3 質量系數(shù) 0m 質量系數(shù) 0m是指汽車載質量與整車整備質量的比值，即 0m=0mme。該系數(shù)反映了汽車的設計水平和工藝水平， 0m值越大，說 明該汽車的結構和制造工藝越先進。 1.2.4 汽車總質量 ma汽車總質量 ma是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量。 乘用車和商用客車的總質量 ma由整備質量 m0、乘員和駕駛員質量以及乘員的行李質量三部分構成。其中，乘員和駕駛員每人質量按 65kg 計，于是 nnmm a 650 （ 1-2） 式中， n 為包括駕駛員在內的載客數(shù)； 為行李系數(shù)。 商用貨車的總質量 ma由整備質量 m0、載質量 me和駕駛員以及隨行人員質量三部分組成，即 kgnmmm ea 6510 （ 1-3） 式中， n1為包括駕駛 員以及隨行人員在內的人數(shù)，應等于座位數(shù)。 1.2.5 軸荷分配 汽車的軸 荷分配是汽車的重要質量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱件和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設計時應根 據(jù)汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。汽車的布置型式對軸荷分配影響較大，例如對載貨汽車而言，長頭車滿載時的前軸負荷分配多在 28上下，而平頭車多在 33 35。對轎車而言，前置發(fā)動機前輪驅動的轎車滿載時的前軸負荷最好在 55以上，以保證爬坡時有足夠的附著力；前置發(fā)動機后 輪驅動的轎車滿載時的后軸遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 13 負荷一般不大于 52；后置發(fā)動機后輪驅動的轎車滿載時后軸負荷最好不超過 59，否則，會導致汽車具有過多轉向特性而使操縱性變壞。 在確定軸荷分配時也要考慮到汽車的使用條件。對于常在較差路面上行駛的載貨汽車，為了保證其在泥濘路而上的通過能力，常將滿載前軸負荷控制在 26 27，以減小前輪的滾動阻力并增大后驅動輪的附著力。對于常在潮濕路面上行駛的后驅動輪裝用單 胎的 4 2 平頭貨車，空載時后鈾負荷應不小于 41，以免引起例滑。 在確定軸荷分配時還要充分考慮汽車的結構特點及性能要求。例如：重型 礦用自卸汽車的軸距短、質心高，制動或下坡時質量轉移會使前軸負荷過大，故在設計時可將其前軸負荷適當減小，使后軸負荷適當加大。為了提高越野汽車在松軟路面和無路地區(qū)的通過 1.3 輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)之一，因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的靜負荷、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。當然還應考慮與動力 傳動系參數(shù)的匹配以及對整車尺寸參數(shù) (例如汽車的最小離地間隙、總高等 )的影響 輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比，稱為輪胎 負荷系數(shù)。大多數(shù)汽車的輪胎負荷系數(shù)取為 0.9 1.0，以免超載。轎車、輕型客車及輕型貨車的車速高、輪胎受動負荷大，故它們的輪胎負荷系數(shù)應接近下限 ；對 在各種路面上行駛的貨車，其輪胎不應超載；對在良好路面上行駛且車速不高的貨車，其輪胎負荷系數(shù)可取上限甚至達 1.1；對車速高的重型貨車、重型自卸汽車，此系數(shù)亦可偏大些。但過多超載會使輪胎早期磨損，甚至發(fā)生胎面剝落及爆胎等事故。試驗表明：輪胎超載 20時，其壽命將下降 30左右。 為了提高汽車的動力因數(shù)、降低汽車及其質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車在其輪胎負荷系 數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內應盡量選取尺寸較小的輪胎。采用高強度尼龍簾布輪胎可使輪胎的額定負荷大大提高，從而使輪胎直徑尺寸也大為縮小。例如裝載員 4t的載貨汽車在 20世紀 50年代多用的 9.0 20輪胎早己被 8.25 20， 7.5020至 8.2516 等更小尺寸的輪胎所取代。越野汽車為了提高在松軟地面上的通過能力常采用胎面較寬、直徑較大、具有越野花紋的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車制動頻繁，制動 鼓與輪輞之間的間隙應大一些，以便散熱，故應采用輪輞 尺寸較大的輪胎。轎車都采用直徑較小、 面形狀扁平的寬輪輞 低壓輪胎，以便 降低質心高度，改善行駛平順性、橫向穩(wěn)定 性、輪胎的附著性能并保證有足夠的承載能力。 寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 14 1.4 數(shù)據(jù)的確定 根據(jù)以上的論述，本次設計初選數(shù)據(jù)如下： 輪距 L/mm 2340 內轉向輪最大轉角 /maxi45 整備質量 kgm/0880 總質量 kgma/1255 輪胎 175/60R14 轉向軸的載荷 NG/15647.5 輪胎壓力 p/MPa 0.45 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 15 2. 轉向系設計 概述 2.1 對轉向系的要求 3 1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。 2）汽車轉向行駛時，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產(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共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產(chǎn)生的擺動應最小。 5）保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力 。 6）操縱輕便。 7) 轉向輪碰撞到占該物以后，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的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調整機構。 9) 在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕上海的防傷裝置。 10) 進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。 2.2 轉向操縱機構 轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的 輸入端之間安裝轉向萬向節(jié) ，如圖 2-1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統(tǒng)。但對于中級以下的轎車和前軸負荷不超過 3t 的載貨汽車，則多數(shù)僅在用機械轉向系統(tǒng)而無動力轉向裝置。 寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 16 圖 2-1 轉向操縱機構 Fig.2-1 the control mechanism of steering 1-轉向萬向節(jié)； 2-轉向傳動軸； 3-轉向管柱； 4-轉向軸； 5-轉向盤 1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel 2.3 轉向傳動機構 4 轉向傳動機構包括轉向臂、轉向縱拉桿、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿等。（見圖 2-2） 轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節(jié)并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。 圖 2-2 轉向傳動機構 Fig 2-2 the transmission system of steering 1-轉向搖臂； 2-轉向縱拉桿； 3-轉向節(jié)臂； 4-轉向梯形 臂； 5-轉向橫拉桿 1-steering rocker; 2- Steering rod; 3-steering arm;4-pitman arm;5-tie-rod 2.4 轉向器 5 機械轉向器是將司機對轉向盤的轉動變?yōu)檗D向搖臂的擺動（或齒條沿轉向車軸軸向的移動），并按一定的角轉動比和力轉動比進行傳遞的機構。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 17 機械轉向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統(tǒng)。采用液力式動力轉向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正 效率又高的轉向器結構。 為了避免汽車在撞車時司機受到的轉向盤的傷害，除了在轉向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉向系中設置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉向輪的擺振和轉向機構的震動，有的還裝有轉向減振器。 多數(shù)兩軸及三軸汽車僅用前輪轉向；為了提高操縱穩(wěn)定性和機動性，某些現(xiàn)代轎車采用全四輪轉向；多軸汽車根據(jù)對機動性的要求，有時要增加轉向輪的數(shù)目，制止采用全輪轉向 。 2.5 轉角及最小轉彎半徑 汽車的機動性，常用最小轉彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應由兩個條件保證。即首先應使左、右轉向輪處于最大轉角時前 外輪的轉彎值在汽車軸距的 22.5 倍范圍內；其次，應這樣選擇轉向系的角傳動比，即由轉向盤處于中間的位置向左或右旋轉至極限位置的總旋轉全書，對轎車應不超過 1.8 圈，對貨車不應超過 3.0 圈。 兩軸汽車在轉向時，若不考慮輪胎的側向偏離，則為了滿足上述對轉向系的第 (2)條要求，其內、外轉向輪理想的轉角關系如圖 2-3所示，由下式?jīng)Q定： LKBD CODOio c o tc o t(2-1) 式中： o 外轉向輪轉角； i 內轉向輪轉角； K 兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離； L 軸距 內、外轉向輪轉角的合理匹配是由轉向梯形來保證。 寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 18 圖 2-3 理想的內、外轉向輪轉角間的關系 Fig 2-3 Relations between ideal inside and outside steering wheel corner 汽車的最小轉彎半徑 Rmin 與其內、外轉向輪在最大轉角 maxi 與 maxo 、 軸距 L、主銷距K 及轉向輪的轉臂 a 等尺寸有關。在轉向過程中除內、外轉向輪的轉角外，其他參數(shù)是不變的。最小轉彎半徑是指汽車在轉向輪處于最大轉角的條件下以低速轉彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構成圓周的半徑?？砂聪率接嬎悖?aLoR m a xm in s in(2-2) 通常 maxi 為 35 40，為了減小 Rmin 值， maxi 值有時可達到 45 操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達到。 對轉向后轉向盤或轉向輪能自動回正的要求和對汽車直線行駛穩(wěn)動性的要求則主要是通過合理的選擇主銷后傾角和內傾角，消除轉向器傳動間隙以及選用可逆式轉向器來達到。但要使傳遞到轉向盤上的反向沖擊小，則轉向器的逆效率有不宜太高。至于對轉向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結構以及結構布置來解決。 轉向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級以及上轎車、載貨汽車底盤干重的1.0% 1.4%；小排量以及下轎車干重的 1.5% 2.0%。轉向器的結構型式隊汽車的自身質量影響較小。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 19 3. 機械式轉向器方案分析 3.1 齒輪齒條式轉向器 6 齒輪齒條式轉向器由與轉向軸做成一體的轉向齒輪和常與轉向橫拉桿做成一體的齒條組成。與其他形式的轉向器比較，齒輪齒條式轉向器最主要的優(yōu)點是：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質量比較??；傳動效率高達 90%；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙以后，利用裝在齒條背部、靠 近主動小齒輪處的壓緊力可以調節(jié)的彈簧。能自動消除齒間間隙，這不僅可以提高轉向系統(tǒng)的剛度。還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉向器占用的體積??；沒有轉向搖臂和直拉桿，所以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：因逆效率高，汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間沖擊力的大部分能傳至轉向盤，稱之為反沖。反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，轉向盤突然轉動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。 根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向起有四種形式：中間輸入，兩端輸 出；側面輸入，兩端輸出；側面輸入，中間輸出；側面輸入，一端輸出。 采用側面輸入，中間輸出方案時，與齒條連的左，右拉桿延伸到接近汽車縱向對稱平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿那與齒條同時向左或右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。 采用兩端輸出方案時，由于轉向拉桿長度受到限制，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，常用在平頭貨車上。 容 易齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運轉平穩(wěn)降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應而遭淘汰。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，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作用，所以轉向器應該采用推力軸承，使軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點。 齒條斷面形狀有圓形、 V形和 Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。 V形和 Y寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 20 形斷面齒條與 圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)省 20%，故質量??；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉動； Y 形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的力矩時，應選用 V形和 Y 形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。 為了防止齒條旋轉，也有在轉向器殼體上設計導向槽的，槽內嵌裝導向塊，并將拉桿、導向塊與齒條固定在一起。齒條移動時導向 塊在導向槽內隨之移動，齒條旋轉時導向塊可防止齒條旋轉。要求這種結構的導向塊與導向槽之間的配合要適當。配合過緊會為轉向和轉向輪回正帶來困難，配合過松齒條仍能旋轉，并伴有敲擊噪聲。 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，齒輪齒條式轉向器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。 齒輪齒條式轉向器廣泛應用于乘用車上。載質量不大，前輪采用獨立懸架的貨車和客車有些也用齒輪齒條式轉向器。 3.2 循環(huán)球式轉向 器 循環(huán)球式轉向器有螺桿和螺母共同形成的落選槽內裝鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成，如圖 3-1所示。 圖 3-1 循環(huán)球式轉向器示意圖 Fig 3-1Circulation-ball steering 循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可以達到 75% 85%；在結構和工藝上采取措施后，包括遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 21 提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺桿、螺母上的螺旋槽經(jīng)淬火 和磨削加工，使之有足夠的使用壽命；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工作容易進行，（圖 3-2）；適合用來做整體式動力轉向器。 圖 3-2 循環(huán)球式轉向器的間隙調整機構 Fig 3-2 The gap adjusts the organizational structure of Recirculation-ball gears 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。循環(huán)球式轉向器主要用于商 用車上。 3.3 蝸桿滾輪式轉向器 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；因為滾輪的齒面和蝸桿上的螺紋呈面接觸，所以有比較高的強度，工作可靠，磨損小，壽命長；逆效率低。 蝸桿滾輪式轉向器的主要缺點是：正效率低；工作齒面磨損以后，調整嚙合間隙比較困難；轉向器的傳動比不能變化。 這種轉向器曾在汽車上廣泛使用過。 3.4 蝸桿指銷式轉向器 蝸桿指銷式轉向器的銷子如不能自轉，稱為固定銷式蝸桿指銷式轉向器；銷子除隨同搖臂軸轉動外，還能繞自身州縣轉動的，稱為旋轉銷式轉向器。根據(jù)銷子數(shù)量不 同，又有單銷和雙銷之分。 寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 22 蝸桿指銷式轉向器的優(yōu)點是：轉向器的傳動比可以做成不變的或者變化的；指銷和蝸桿之間的工作面磨損后，調整間隙工作容易進行。 固定銷蝸桿指銷式轉向器的結構簡單、制造容易；但是因銷子不能自轉，銷子的工作部位基本保持不變，所以磨損快、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，應該采用雙銷式結構。雙銷式轉向器在直線行駛區(qū)域附近，兩個銷子同時工作，可降低銷子上的負荷，減少磨損。當一個銷子脫離嚙合狀態(tài)是，另一個銷子要承受全部作用力，而恰恰在此位置，作用力達 到最大值，所以設計師要注意核算其強度。雙銷與單銷蝸桿指銷式轉向器比較，結構復雜、尺寸和質量大，并且對兩主銷間的位置精度、蝸桿上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。 蝸桿指銷式轉向器應用較少。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 23 4.轉向系的主要性能參數(shù) 7 4.1 轉向系的效率 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 表示，；反之稱 為逆效率，用符號 表示。 正效率 計算公式： ppp121 （ 4-1） 逆效率 計算公式： ppp323（ 4-2） 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。 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。 4.1.1 轉向器的正效率 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 +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，寇慶華：微型汽車轉向系統(tǒng)設計 24 其效率可用下式計算 )tan(tan 0 0 a a（ 4-3） 式中， a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；為摩擦角， =arctanf； f為磨擦因數(shù)。 4.1.2 轉向器的逆效率 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。 屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 不可逆式和極限可逆式轉向器 不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正， 駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉向器。 極限可逆式轉向器介于可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。 如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算 00tan )tan( aa （ 4-4） 式（ 4-3）和式（ 4-4）表明：增加導程角 a0，正、逆效率均增大。受 增大的影響，a0 不宜取得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角。 4.2 傳動比變化特性 4.2.1 轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比0i和轉向系的力傳動比pi。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 25 轉向系的力傳動比 : FFiWp /2 （ 4-5） 81.22 轉向系的角傳動比 : kkkw dddtd dtdi /0（ 4-6） 轉向系的角傳動比0i由轉向器角傳動比i和轉向傳動機構角傳動比i組成，即