最经典的东风商用车转向系统设计案例
某中型商用车电动助力转向的建模与仿真
的转 向油 泵 ，所 以在一 定 程 度上 它 能 够 降低 燃 油 消耗 ，且 有利 于 环 保 ，并 且 为提 高 主 动安 全 性 提供 了可 能 ，是 一项
紧扣 现代 汽 车发展 主题 的高新技 术 。
电 动 助力 转 向的关 键 是 建立 与 目标 车型 相 适 应 的助 力 Ｍ Ａ Ｐ 。 获取 此 Ｍ Ａ Ｐ 的 途径 有 两 种 ：一 种 是 通 过反 复 试 验标 定 的方 式 获取 ；一 种是 通 过 仿真 计 算 的 方式 获 取 。试 验 方
载重汽车转向系统结构设计
载重汽车转向系统结构设计学校：湘潭大学学院：兴湘学院专业：机械设计制造及其自动化姓名：张浩学号：2010963237指导老师：刘柏希老师摘要论文主要阐述了转向系统的设计。
汽车转向系统是汽车的重要组成部分，它直接影响汽车行驶的安全性，其质量严重影响汽车的操纵稳定性。
随着汽车工业的发展，汽车转向系统也在不断的得到改进，虽然电子转向系统已经开始使用，但是传统的机械转向系统依然起着主导作用。
转向系统由于其自身的特点被广泛运用于各类汽车之中。
本文重点设计了转向系统，并对转向系统零件强度、刚度进行了校核，同时还对转向系统计算载荷进行确定，同时对转向系统的其他主要零部件进行了结构设计，同样也对所设计的转向机构进行了分析和研究。
实现了转向系统结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现了汽车转向的稳定性和灵敏性。
最后运用三维设计软件对所设计的结构进行了三维模型的建立，通过三维模型的设计与建立，更进一步的验证了所设计结构的合理性。
关键词：转向系统；转向系统；机械转向；转向；液压助力AbstractThis paple mainly tell about the design of circulation ball steering system. Redirector,an important component of the automobile,which is the key assembly decided the safety of the automobile. It seriously affected the quality of the vehicle handing and stability. Along with the development of the auto industry,automobile steering gear is continuously improved, although the electronic steering gear has began to use ,but the traditional mechanical steering gear is still p lays a leading role. Circulation ball type steering system has been widely used in various cars as of its characteristics.This paper designs the circulating ball type steering gear and steering parts strength and stiffness for the checking, but also to determine steering system computational load, at the same time to the other main parts of steering system structure design, also in the design of steering mechanism is analyzed and studied. Implements the redirector simple and compact structure, short axial dimensions, and the advantage of less parts number and can increase power, so as to realize the vehicle steering stability and sensitivity. Finally by using the 3 d design software to design 3 d model of structure, through the design and build 3 d model, further verify the rationality of the design structure.Key words: Steering gear; Steering system; Mechanical steering; Circulating ball type; The hydraulic power目录1 绪论 (1)1.1转向系统的使用背景 (1)1.2转向系统的研究意义 (1)1.3国内外研究现状 (2)1.4主要研究工作 (3)2 转向系统工作原理及其特点 (5)2.1转向系统概述 (5)2.2转向系统特点 (7)3 转向系统主要性能参数 (9)3.1转向系统的效率 (9)3.2传动比的变化特性 (11)3.3转向系统传动副的传动间隙△t (13)3.4转向系统计算载荷的确定 (13)4 转向系统的尺寸参数计算 (15)4.1主要尺寸参数的选择 (15)4.2变厚齿扇 (20)4.3转向系统零件强度计算 (25)4.4转向系统的润滑方转向和密封类型的选择 (27)5 转向传动机构设计 (28)5.1转向传动机构原理 (28)5.2转向梯形的布置 (29)5.3转向梯形机构尺寸的初步确定 (29)5.4梯形校核 (29)5.5转向传送机构的臂、杆与球销 (30)5.6转向横拉杆及其端部 (31)5.7杆件设计结果 (32)6 转向系统的其它部分 (33)6.1万向传动装置 (33)6.2传动轴与中间支承 (35)6.3动力转向机构设计 (35)6.4汽车转向系统的日常维护 (37)7 转向系统三维造型 (39)7.1 solidworks简介 (39)7.2转向系统的三维装配设计 (39)8 结论 (41)参考文献 (42)致谢 (43)毕业设计（论文）知识产权声明............................................ 错误！未定义书签。
商用车转向系设计说明
车身侧倾 车轮垂直跳动
二、转向梯形机构及最小转弯半径的计算
1：转向梯形机构
位置
前置 后置
结构
整体式 断开式
目前商用车多数是整体式、后置结构。不管哪种结构和形式，理论都一样。下面从整体式、
后置结构为例述说。
梯形机构（阿克曼）是试图让汽车上所有轮子在转弯过
程（各种转角）都纯滚动，不产生侧滑。但实际情况却不是
N.mm
：原地转向阻力距（N） f ：轮胎和路面间的滑动摩擦系数，一般为0.7 p ：轮胎气压（N.mm） 这个公式作为机械转向主要依据 这个公式对动力转向器选择仅供参考 这个公式最早见（美）米奇尔著：汽车动力学
2：动力转向器的选择：
以转向器负荷为主要参数，参照样本选择，各样本会推荐此型号适用于多少轴荷。（打开转向 表） a：要注意油压：随着科技发展，油压不断提高，油缸直径逐步小型化。从6MPa（多数齿轮泵，共轭
：外轮最大转角
a
：偏角
多轴汽车计算轴距选择见下图：
L = L1 + (1/2)L2
L = L1 + (1/3)L2
三、汽车动力转向系、转向器和油泵的选择
1：转向系计算载荷的确定：
影响转向阻力有诸多因素 转向轴负载 路面阻力 轮胎结构及气压 前轮定位参数（内倾角、后倾角和接地偏距）
因此要精确计算有困难，而且没有必要。现在，推荐的转向阻力距是半经验公式：
主讲：叶常华
1：对转向系要求： a：操作轻便：
操作力
M1，M2 M3，N1 N2，N3
一、概述：
150N 200N 245N
回转圈数：≯5圈（一般取转向机最大圈数90%） 操作力：汽车从10km/h车速以直线进入R=12m弯道上行驶时，施加在方向盘上的力。
东风轻型货车转向系统设计-任务书
(11)毕业设计答辩 第十七周
五、主要参考资料
[1]陈家瑞.汽车构造 .北京：人民交通出版社，2006
[2]张洪欣.汽车底盘设计.北京：机械工业出版社1998
[3]龚溎义.机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社，1989
[4]余志生.汽车理论，北京：机械工业出版社，2000
（3）转向系统载荷的计算
（4）用CAD画装配图和零件图。
技术要求（研究方法）
（1）充分利用图书馆及现有的资源收集资料，调研了解转向系统的组成、功用，掌握CAD制图的规范及要求，了解国内外转向系统的发展状况
（2）到生产车间及实验室了解转向系统的构造，各零部件的装配位置
（3）编写课题研究大纲和开题报告
（4）选择基本参数并对各参数进行设计与计算
毕业设计（论文）任务书
学生姓名
系部
汽车工程系
专业、班级
车辆工程
指导教师姓名
职称
副教授
从事
专业
车辆工程
是否外聘ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
□是□否
题目名称
东风轻型货车转向系统设计
一、设计（论文）目的、意义
汽车在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓汽车转向。就轮式汽车而言，实现汽车转向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，使汽车转向桥上的车轮相对于汽车纵轴线偏转一定角度。在汽车直线行驶时，往往转向轮也会受到路面侧向干扰力的作用，自动偏转而改变行驶方向。其目的是保证汽车能按驾驶员的意志而进行转向行驶。
[5]《机械设计手册》联合编写组编.机械设计手册，化学工业出版社，2004
[6]《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册，北京：人民交通出版社，2001
KD1060型货车设计(转向及前桥设计)(有exb图)
KD1060型货车设计（转向及前桥设计）摘要汽车在行驶过程中，需要经常改变行驶方向，这就需要有一套能够按照司机意志来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，它将司机转动方向盘的动作转变为车轮的偏转动作，这就是所谓的转向系统。
转向性能是保证车辆安全，减轻驾驶员劳动强度和提高作业效率的重要因素。
由于转向系统是汽车的重要组成部分，它直接与汽车的行驶稳定性有重要的关系，与前悬架和车轮关系亦十分密切，故转向系统的设计也是整车设计中的关键一环。
本设计为KD1060型载货汽车的转向系统设计，转向系统设计内容主要包括转向系统形式的选择、转向器的选择、转向梯形的选择及其布置。
在本次设计中采用了机械式转向系统，机械式转向系统的特点是重量轻,结构紧凑,布置方便,维修容易,操纵轻便,稳定性好,成本低廉，不易出现直线行驶时的蛇形现象。
机械式转向系统还具有维修方便，容易安装调整的优点。
转向系统的转向器选用的是整体式循环球转向器, 整体式循环球转向器的特点是可以将传递力矩机构之间的滑动摩擦转变为滚动摩擦,这就使得转向传动效率提高,使用寿命增长,传动比可以改变,转向工作平稳可靠。
转向传动机构选用整体式梯形,这样有利于保证KD1060型汽车在车轮转动时作无滑动的纯滚动运动,并且机构简单, 容易调整前轮前束。
在说明书的计算部分，对转向器和转向梯形主要参数选择进行了计算。
此外，还校核了主要零件的强度。
关键词：转向系统,机械转向,前桥,转向器KD1060 GOODS VEHICLE DESIGN (STEERING SYSTEM AND THE FRONT AXLE)ABSTRACTThe automobiles often need to change the direction in driving, then a particular set of device which can change or recover the automobile’s running route according to the driver’s will is needed.The device changing the action that the driver turns to move the steering wheel to the action of deflection of carriage wheels is called as steering system. The function of changing direction is to guarantee the vehicle’s safety, relieve the intension of labor and raise working efficiency. The steering system is important component of an automobile. It plays an important role on the driving stability of the automobile. And it also has close relationship with the front suspension and wheel tire components, so the design of the steering system is a key link in designing automobile.The aim of this project is to design the steering system for KD1060 goods vehicle. The main job of designing steering system includes determining the kind of steering system, steering gear and the steering trapezoid and figure out how to fix them.Manual steering system is adopted in this project. Manual steering system’s features are: weight light, tightly packed structure, convenient arrangements, easy manipulation, stabile quality, low cost. And the s form phenomenon seldom emerges in straightaway traveling.It has other advantages: convenient maintenance. Integral circulating ball steering gears is working as steering gear in this design of medium freight steering system. Integral circulating ball steering gears can changeslide friction between devices of carry-over momentums into rolling friction. This feature is propitious to better transfer motion efficiency; prolong application life, change transmission ratio and better degree of reliability of steering. Integrality trapezoid is adopted as Steering drive linkage, to guarantee automobile’s front wheel exercise of pure rolling without sliding. The structure is simple. And it is easy to adjust the toe-in.The calculation section of this paper is mainly concerning about steering trapezoid and steering gear .In addition, the life of the main components are also calculated in this section.KEY WORDS: The steering system, Manual steering, Front axle, Steering device目录前言....................................................... (1)第一章概述 (2)第二章从动桥的方案确定 (4)第三章转向系的方案确定 (6)§3.1转向系整体方案确定 (6)§3.2转向系结构形式及选择 (6)§3.3循环球式转向器结构及选择 (7)第四章从动桥的设计计算 (8)§4.1从动桥主要零件尺寸的确定 (8)§4.2从动桥主要零件工作应力的计算 (8)§4.3在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算 (10)§4.4转向节在制动和侧滑工况下的应力计算.............1 1 §4.5 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算...1 3 §4.6转向节推力轴承的计算. (15)第五章转向系统的设计计算 (17)§5.1转向系主要性能参数 (17)§5.2主要参数的确定 (18)§5.3转向梯形的选择设计 (20)§5.4循环球式转向器的设计 (21)§5.5转向系主要性能参数确定 (24)§5.6转向系其他元件的选择及材料的确定...............2 5第六章转向系主要零件的强度计算......................2 6§6.1计算载荷的确定 (26)§6.2主要零件的强度计算 (26)第七章结论 (28)参考文献 (2)9致谢..................................................30外文资料及翻译. (31)前言在目前金融危机的大环境下，伴随着汽车行业的发展，轻型货运汽车在国民生产中扮演着更重要的角色。
客车转向系统的设计
大客车转向系统设计方法摘要：简要介绍大客车转向系统零件选型及匹配设计方法关键词：大客车；转向系统；设计方法；前言转向系统作为汽车的重要系统之一，直接决定着车辆的操纵稳定性，安全性。
而大客车作为大型生命载体，对转向系统可靠性要求更高，设计时来不得半点马虎，下面就以WG6120CHAE 型车辆转向系统设计为例从客车装配厂家的角度简要介绍一下大型客车转向系统的设计方法。
1、转向器的选型1.1根据前轴的轴荷选定方向机类型一般转向轴轴荷超过3.5吨，推荐使用动力转向器，动力转向器液压缸的缸径要求大于m 5.42（m 为前轴轴荷），对比厂家转向器的参数选择即可。
转向轴轴荷小于3.5吨的车辆，原则上可以不使用动力转向器，但应特别注意转向垂臂长度，车桥转向节上臂的回转半径，注意力矩计算，使转向盘不至沉重。
1.2国内转向器厂家一般根据转向轴轴来对应相关转向器产品，例如东风转向器厂IPS45的转向器对应的前轴是4.5吨，IPS55的转向器对应的前轴是5.5吨，IPS65的转向器对应的前轴是6.5吨，所以选型时可以直接对应选择就是了。
对于我司生产的WG6120CHAE 型车，因前轴载荷为6.5吨，所以选用了东风的IPS65型转向器，并根据布置形式选定了左旋左输出旋向，传动比为21.48：1，摇臂轴转角为±47.5°，方向盘总圏数为5.67圏。
IPS65型转向器2、转向系统匹配设计2.1确定内外轮转角，转向梯形及最大转弯直径选定转向器之后，我们首先要根据车辆的转弯直径的要求计算实际所需转向轮转角。
老标准以外轮中心画出来的轨迹为车辆的最大转弯直径，不太准确，新标准以通道圆直径不大于25m ，通道宽度不大于6.7米来定义转弯直径则更合理。
WG6120CHAE 型车相关参数首先找出车轮的旋转中心，转向轮的旋转中心是主销延长线与地面的交点。
现求出左右转向轮旋转中心联线的距离：中L =销B +2×r ×tg ɑ=1974.4 ①式考虑了主销后倾角的轴距：轴L =L+ r ×sin β=6312.9 ②式计算车辆的外轮转角外β=ctg 内β+B/L ③式车辆最内点的最小转弯半径 内r =轴L / tg 外β-[B-( B-中L )/2] ④式车辆最外点的最小转弯半径 外r =22)()B r L L +++内前（ ⑤式计算出车辆最外点的最小转弯半径后直接乘以2倍，便计算出了车辆的最大转弯直径，而通道宽度见下式：通道B =外r -[B L L r r -+-⨯2)(前外外] ⑥式对于WG6120CHAE 型车，我们设定前内轮转角为47°，那么依据①式和③式，我们可以算出前外轮转角为38.8° ，这可做为给车桥厂签订协议时转向梯形的依据。
重型卡车双前桥转向系统开发计算说明书
编号北奔威驰8×4宽体矿用车1950轴距转向系统开发计算说明书编制审查审定标准化审查批准包头北奔重型汽车有限公司研发中心2010年7月22日1 计算目的双前桥四轴车在转向过程中，理论上要求所有车轮都处于纯滚动，或只有极小滑动，为达到这一目的，要求所有车轮绕一瞬时转动中心作圆周运动。
每个转向桥的梯形角匹配设计，是为满足车轮的理论内外转角特性曲线与实际内外转角特性曲线尽可能的接近；第一、二转向前桥转向摇臂机构设计是为了让第一、二转向前桥最大内转角与轴距之间的理论关系与实际关系尽可能的相匹配。
本次计算是为新开发的8×4宽体车XC3700KZ 匹配北奔高位宽体前桥的转向系统中转向传动机构和转向动力机构中各元件的选型及尺寸提供理论依据。
2 采用的计算方法、公式来源和公式符号说明符号定义及赋值如下：1α为第一转向前桥外转角，1β为第一转向前桥内转角 2α为第二转向前桥外转角，2β为第二转向前桥内转角1L 为第一转向前桥主销中心线与地面的交点到第三桥轴线的距离 2L 为第二转向前桥主销中心线与地面的交点到第三桥轴线的距离3 计算过程及结果 3.1 转向动力系统参数计算3.1.1 原地转向阻力矩计算① 状态一：第一、二转向桥载荷按标准载荷13T 计算 已知参数如下：第一转向桥、第二转向桥的轴荷为1G =2G =13000×9.8=127400 N 轮胎气压1P =0.77Mpa滑动摩擦系数μ=0.6（干燥土路）滚动摩擦系数f =0.035（干燥压紧土路推荐0.025-0.035） 轮胎自由半径0r =685mm 轮胎静力半径1r =670mm 侧偏距a =204mm内轮最大转角max α=35.74°[借用现有一桥拉杆及垂臂W3400112AE 极限内转角]（新设计垂臂936 463 00 01使转角能达到车轮极限转角38度）轮胎宽度1B =375mm轮胎接地面积8212BK ==175782mm ，K=132.6mm主销内倾角Φ=6°对于单桥的原地转向阻力矩，有如下计算方式： A.按半经验公式计算131P G 3μ＝半M =77.012740036.03 =10364271 N.mm =10364 N.mB.按采用雷索夫公式()2s 201r r 0.5a f G -+⋅⨯μ＝雷M=127400×（0.035×204+0.5 ×0.6×22670685-）=6358499 N.mm =6358 N.mC.采用经验公式max11sin sin a G a G αφμ＝经⋅⋅⋅+⋅⋅M=127400×204×0.6+127400×204×sin6°×sin35.74° =17181 N.mD.算术平均求阻力矩为了使计算更趋合理，避免上述四种公式单独使用时与实际工造成的误差，故用以上三种方式求得的阻力矩的算术平均值作为静态原地转向阻力矩0s M 。
重型卡车驾驶室翻转系统设计
16810.16638/ki.1671-7988.2018.17.056重型卡车驾驶室翻转系统设计李伟，苟炜伟，陈博，张晓明，黄焕丽，王邵文（陕西重型汽车有限公司，陕西 西安 710200）摘 要：重型卡车驾驶室翻转机构是通过一些液压元件来满足驾驶室翻转及锁止的机械结构。
重型卡车为了发动机及底盘附件检修方便，一般都设置有驾驶室翻转机构。
差动式翻转机构由于油缸双腔同时供油，翻转过程更平稳，缸筒采用变径设计，在车辆行驶时，活塞杆可以在扩径区自由伸缩。
文章重点介绍了差动式翻转系统应用过程中的设计要求和测试方法。
关键词：重型卡车；驾驶室；翻转机构；液压油缸中图分类号：U462 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2018)17-168-04Cab tilting system design of heavy truckLi Wei, Gou Weiwei, Chen Bo, Zhang Xiaoming, Huang Huanli, Wang Shaowen（Shaanxi Heavy-duty Automobile Co., LtD, Shaanxi Xi'an 710200）Abstract: The cab tilting system of heavy truck is a sort of mechanical structure that satiafies the cab tilting and locking by hydraulic components. For engine and chassis overhaul, heavy trucks are generally designed with cab tilting system. This system work more smoothly because of the double cavity supply, With different diameter design, the cylinder can float freely while the truck is running. This paper mainly introduces the design requirements and testing methods of the cab tilting system. Keywords: Heavy truck; Cab; Tilting system; CylinderCLC NO.: U462 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2018)17-168-04引言随着重卡行业的不断发展，用户逐渐呈现出年轻化趋势，客户对车辆的行驶品质和性能要求也越来越高；在车辆开发过程中，越来越关注NVH 性能。
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东风商用车转向系统设计案例1规范本规范介绍了转向系统的设计计算、匹配、以及动力转向管路的布置。
本规范适用于天龙系列车型转向系统的设计2.引用标准：本规范主要是在满足下列标准的规定（或强制）范围之内对转向系统设计和整车布置。
GB 17675-1999 汽车转向系基本要求GB11557-1998防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定GB 7258-1997机动车运行安全技术条件GB 9744-1997载重汽车轮胎GB/T 6327-1996载重汽车轮胎强度试验方法《汽车标准汇编》第五卷转向车轮3.概述：在设计转向系统时，应首先考虑满足零部件的系列化、通用化和零件设计的标准化。
先从《产品开发项目设计定义书》上猎取新车型在设计转向系统所必须的信息。
然后布置转向传动装置，动力转向器、垂臂、拉杆系统。
再进行拉杆系统的上/下跳动校核、与轮胎的位置干涉校核，以及与悬架系统的位置干涉、运动干涉校核。
最小转弯半径的估算，方向盘圈数的计算。
最后进行动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐的计算与匹配，以满足整车与法规的要求；确定了动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐匹配之后，再完成转向管路的连接走向。
4车辆类型：以EQ3386 8×4为例，6×4或4×2类似5 杆系的布置：根据《产品开发项目设计定义书》上所要求的、车辆类型、车驾宽、高、轴距、空/满载整车重心高坐标、轮距、前/后桥满载轴荷、最小转弯直径、最高车速、发动机怠速、最高转速，空压机接口尺寸，轮胎规格等，确定前桥的吨位级别、轮胎气压、花纹等。
考虑梯形机构与第一轴、第二轴、第三轴、第四轴之间的轴距匹配及各轴轮胎磨损必需均匀的原则，确定第一前桥、第二前桥内外轮转角、第一垂臂初始角、摆角与长度、中间垂臂的长度、初始角、摆角，确定上节臂的坐标、长度等确定的参数如下第一、二轴选择7吨级规格轮胎型号：12.00-20、轮胎气压 0.74Mpa、花纹第一轴外轮转角 35°；内轮转角 44°第二轴外轮转角 29°；内轮转角 34°第一轴上节臂参数上节臂球销坐标上节臂有效长度垂臂参数垂臂长度315mm，中间球销长度187mm（接中间拉杆），初始角向后2°第二轴上节臂参数上节臂球销坐标上节臂有效长度中间垂臂参数中间垂臂长度330 mm（接第二直拉杆），中间球销长度230mm（接中间拉杆），中间球销长度269.5mm（接助力油缸活塞），初始角向后6°上述主要参数确定后，便可布置转向机支架、第一直拉杆、第二直拉杆、中间拉杆。
设计转向机支架时，第一要考虑支架的强度，第二要支架的刚度，第三要考虑支架的铸造工艺性。
转向机支架可以用有限元进行优化设计，在因为支架的强度与刚度影响到整个转向系统的性能。
支架的强度与刚度不足，会引起前轮摆振、前轮转向反映迟钝、方向盘自由间隙大。
另外，还要考虑转向机的安装工艺性与维修方便性，使转向机的安装螺栓有拧紧空间及便于拆卸。
设计第一/第二直拉杆时，要考虑下列问题：保证车轮右转极限位置时，直拉杆与轮胎有10mm的间隙，直拉杆与减振器有10mm的间隙，直拉杆前后球销摆角不超过12°，直拉杆与制动气室有10mm的间隙等；保证车轮左转极限位置时，直拉杆不与转向机及转向机支架等另部件干涉，直拉杆前后球销摆角也不超过12°。
还保证车轮上下跳动100mm时，直拉杆前后球销摆角不超过15°。
当然，还要考虑直拉杆的制造工艺性，使设计的直拉杆容易制造。
最后还要对直拉杆进行强度、稳定性校核。
设计中间拉杆时，要考虑下列问题：保证车轮左/右转至极限位置时，中间拉杆不与周围的另部件干涉，中间拉杆前后球销摆角不超过12°。
该车型为双前桥，杆系另部件多，而且运动关系较复杂，如果制造水平低，杆系长度公差较大的话，则会引起第一与第二桥不对中，因此，应把中间拉杆设计成长度可调式，以弥补制造缺陷带来的不足。
当然，也考虑中间拉杆的制造工艺性，使设计的中间拉杆容易制造。
最后同样要对中间拉杆进行强度、稳定性校核。
6前轮上跳干涉量计算布置拉杆系统时，要保证前悬架和转向拉杆的运动协调。
在采用钢板弹簧的情况下，当前轮相对于车身上下跳动时，转向上节臂与直拉杆相连的球销中心，一方面随着前桥沿着弹簧主片所决定的轨迹运动，同时又要随着垂臂球销中心运动。
如果这两种运动的轨迹偏差较大，一方面在不平路面时会引起前轮摆振，一方面，在紧急制动时由于弹簧的纵向扭曲，会引起前轮跑偏。
按TRW规定:当车轮上跳100时，干涉量不大于7mm，车轮下跳100mm时，干涉量不大于15mm。
如果不考虑两前桥之间的相互影响，双前桥的干涉量计算与单前桥的计算方法相同，单独计算每个前桥的干涉量便可。
计算结果如下弹簧当量杆半径 R=612mm弹簧当量杆角度θ=7.86°第一轴：当前轮上跳（DZ）100mm或下跳（DZ）100mm，相应的干涉量（DX）如下：DZ DX100 -5.5490 -4.6680 -3.86-80 -0.9-90 -1.36-100 -1.92第二轴：当前轮上跳（DZ）100mm或下跳（DZ）100mm，相应的干涉量（DX）如下：DZ DX100 2.1290 2.2380 2.27-80 -7.04-90 -8.29-100 -9.63可以看出，杆系的布置满足TRW 要求。
7转弯半径估算转弯半径与第一轴的梯形机构及梯形机构与杆系的匹配有关。
要尽量使所有轮胎产生纯滚动和最小的磨损。
因为轮胎有侧偏现象，目前，轮胎侧偏刚度等有关参数欠缺，转弯半径只能作近似估算，然后用实验验证。
第一轴梯形机构的计算梯形臂球头坐标（-170，882.1，-110.0）梯形臂有效长度 m=175mm梯形底角 76.27°梯形臂两球头中心距 1764.2mm通过计算机优化设计，当内轮转44°时外轮相应转35°最小转弯半径Rmin 可按下式计算：式中： L1，L2，L3 轴距a 车轮接地偏置距m ax 0θ 外轮最大转角a 1δ 第一轴侧偏角，取4代入数据：a L L L L R a +--++=)sin(35.01max 03321min δθ最小转弯直径为21.66m ，满足整车要求，实际转弯半径通过试验测定。
8方向盘圈数计算:方向盘圈数与第一前桥最大转角及转向系的角传动比有关，它影响驾驶员的超纵轻便性和转向灵敏性。
方向盘圈数小时，机动性好些，如果太小，会不符合驾驶员的驾驶习惯；方向盘圈数大时，转向不太灵敏。
对装动力转向的重型货车，方向盘圈数可稍小些，一般在4.0--5.5圈之间。
通过计算机优化设计，结果为：当第一轴左轮向右转35°时，垂臂摆角向后39.4°，右轮相应的转角为44°；中间垂臂摆角向后31°，第二轴左轮向右相应的转27.7°，右轮相应的转角为32.4°；当左轮向左转44°时，垂臂摆角向前38.4°，右轮相应的转角为35°；中间垂臂摆角向前摆32°，第二轴左轮向左转33°，右轮的转角为28.3°。
当动力转向器角传动比为24时，方向盘转动总圈数计算如下方向盘转动总圈数： (圈)m mm R 828.10108282.37)435sin(5.6127m in ==+-=︒2.536024)4.384.39(=︒⨯︒+︒9 动力转向系统的计算9.1第一轴动力转向能力计算动力转向器的缸径、最高油压、最大输出力矩与轮胎的原地转向阻力矩，拉杆系统的角传动比有关。
动力转向器的最大输出力矩过大时，易使杆系和车身变形；动力转向器的最大输出力矩过小，车辆超载时，动力转向失灵。
原则是保证动力转向器的最大输出力矩稍大于作用于直拉杆作用于摇臂轴上的阻力矩。
原地转向力估算。
原地转向时，轮胎阻力矩Ms一般按 V.E.GOUGH推荐的经验公式计算，即式中：μ轮胎与地面间的摩擦系数,取μ=0.7G 单边车轮负荷 N G=7000x9.8/2=34300NP 轮胎充气压力,取7.4X105代入数据得:拉杆机构传动比计算。
通过计算机优化设计：左轮右转35°时，拉杆机构（从垂臂到上节臂）传动比iD 为1.411，梯形机构（从上节臂到右梯形臂）传动PGMS33⋅=μmNMS.1.1723104.73430037.053=⨯⨯=比i T 为0.559；左轮向左转44°时，拉杆机构传动比i D =0.668，梯形机构传动比i T =1.855摇臂轴上阻力矩M P 的计算。
当轮胎阻力矩为M S 时，相应的作用在摇臂轴上的阻力矩M P :如果考虑系统摩擦则式中：ηT 梯形机构效率,取0.8ηD 拉杆机构效率,取 0.8代入数据得左轮向左转时: N.m左轮向右转时: Nm动力转向器的计算如果动力转向器的缸径选择120mm ，螺杆直径为13.677mm ，在压力为13.0 Mpa 时，摇臂轴上确保输出扭矩M=6149N.mSD T P M I I 11M ⋅+=S D D T T P M I I 11M ⋅η⋅η⋅+=1.53971.17238.0668.08.0855.111=⨯⨯⨯+=P M 9.49391.17238.0411.18.0559.011=⨯⨯⨯+=P M显然，动力转向器输出扭矩稍大于摇臂轴上的阻力矩，动力转向器能满足超载使用要求。
9.2第二轴动力转向能力计算双前桥中的第二桥的动力转向助力一般由随动助力缸或者随动助力转向器提供。
随动助力缸实际上就是一个动力缸，主要尺寸是动力缸内径和活塞行程。
随动助力缸油压由动力转向器提供，活塞移动行程与方向由中间拉杆控制。
随动助力缸提供的是油缸伸张输出力与油缸压缩输出力。
根据第二桥的负荷与转角选择动力缸内径与活塞伸张/压缩行程。
随动助力转向器与随动助力缸稍有不同，随动助力转向器提供的是摇臂轴的输出力矩，随动助力转向器是集转向器与动力缸于一体。
相同的是随动助力转向器的油压也由动力转向器提供，摇臂轴的摆角与方向也由中间拉杆控制。
采用随动助力缸的优点是因为随动助力缸结构简单，外形尺寸较小，因而拉杆系统布置较灵活，比较适合改装车改装用。
缺点是杆系结构稍微复杂一些。
采用随动助力转向器的优点是杆系结构简单一些。
缺点是因为随动助力转向器的外形尺寸较大，占用的空间较大，随动助力转向器一般布置在车架上平面，不太适合改装车改装用。
第二轴动力转向能力计算，与第一轴动力转向能力计算类似。
同样，随动助力缸的缸径、最高油压、最大输出力的选择，也要考虑轮胎的原地转向阻力矩，拉杆系统的角传动比。
随动助力缸的油压由动力转向器提供，最高油压与动力转向器相同。