0.29〜
7.34
>10.0
0.065〜0.130
V>4.0
0.29〜
7.34
222汽车的载客量和装载质量
（1）汽车的载客量乘用车的载客量包括驾驶员在内不超过9座，又称之为Mi类汽车,
其他M2、M3类汽车的座位数、乘员数及汽车的最大设计总质量见表1-3
（2）汽车的装载质量me汽车的载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定载质量。
汽车在碎石路面上行驶时，载质量约为好的行驶路面的75%〜85%。
越野汽车
的载质量是指越野汽车行驶时或在土路上行驶的额定在质量。
商用货车载质量me的确定，首先应与企业商品规划符合，其次要考虑到汽车的用途和使用条件。
原则上，货流大、运距长或矿用自卸车应采用大吨位货车以利降低运输成本，提高效率；对货源变化频繁、运距短的市内运输车，宜采用中、小吨位的货车比较经济。
2.2.3质量系数m0
质量系数是指汽车车载质量与整车整备质量的比值,
m0
m0
me
m0
该系数反映了汽
车的设计水平和工艺水平，值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进
m0
2.2.4汽车总质量ma
汽车总质量谊是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量
乘用车和商用客车的总质量ma由整备质量m。
、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质
量三部分构成。
其中，乘员和驾驶员每人质量按65kg计，于是
mamo65nn（1-2）
式中，n为包括驾驶员在内的载客数；为行李系数。
2.2.5轴荷分配
汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵
件和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。
因此，在总体设计时应根据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。
汽车的布置型式对轴荷分配影响较大，对轿车而言，前置发动机前轮驱动的轿车满载时的前轴负荷最好在55%
以上，以保证爬坡时有足够的附着力；前置发动机后轮驱动的轿车满载时的后轴负荷一般不大于52%;后置发动机后轮驱动的轿车满载时后轴负荷最好不超过59%，否则，会导
致汽车具有过多转向特性而使操纵性变坏。
2.3轮胎的选择
轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此，
在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。
当然还应考虑与动力一传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数（例如汽车的最小离地间隙、总高等）的影响
轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。
大多数汽车的轮
胎负荷系数取为0.9〜1.0，以免超载。
轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、轮胎受动负荷大，故它们的轮胎负荷系数应接近下限。
为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。
采用高强度尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎直径尺寸也大为缩小。
例如装载员4t的载货汽车在20世纪50年代多用的9.0〜20轮胎早己被8.25—20,7.50~20
至8.25〜16等更小尺寸的轮胎所取代。
越野汽车为了提高在松软地面上的通过能力常采用胎面较宽、直径较大、具有越野花纹的超低压轮胎。
山区使用的汽车制动频繁,制动鼓与轮辋之间的间隙应大一些,以便散热,故应采用轮辋尺寸较大的轮胎。
轿车都采用直径较小、面形状扁平的宽轮辋低压轮胎,以便降低质心高度,改善行驶平顺性、横向稳定性、轮胎的附着性能并保证有足够的承载能力。
3.转向系设计概述
3.1对转向系的要求
1）汽车转弯行驶时,全部车轮应绕瞬时转向中心旋转,任何车轮不应有侧滑。
不满
足这项要求会加速轮胎磨损,并降低汽车的行驶稳定性。
2）汽车转向行驶时,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,转向轮都不得产生自振,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,具有迅速和小转弯行驶能力。
6）操纵轻便
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，保证转向轮与转向盘转动方向一致。
3.2转向操纵机构
转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。
有时为了布置方便，减小由于装配位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图3-1。
采用柔性万向节可减少传至转
向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，贝U会影响转向系的刚度。
采用动力转向时，还应有转向动力系统。
图3-1转向操纵机构
1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘
1-steeringuniversalshaft;2-steeringpropeller;3-steeringcolumn;4-steeringaxis;5-steeringwheel
3.3转向传动机构
转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等
（见图3-2）
转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按定关系进行偏转
图3-2转向传动机构
Fig3-2thetransmissionsystemofsteering
1-转向摇臂；2-转向纵拉杆；3-转向节臂；4-转向梯形臂；5-转向横拉杆
3.4转向器
机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构。
机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。
高级轿车和重型载货汽车为了使转向轻便，多采用这种动力转向系统。
采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。
为了避免汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊外，还可在转向系中设置防伤装置。
为了缓和来自路面的冲击、衰减转向轮的摆振和转向机构的震动，有的还装有转向减振器
多数两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高操纵稳定性和机动性，某些现代轿车采用全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要求，有时要增加转向轮的数目，制止采用全轮转向。
3.5转角及最小转弯半径
汽车的机动性，常用最小转弯半径来衡量，但汽车的高机动性则应由两个条件保证。
即首先应使左、右转向轮处于最大转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的2~2.5倍范围内;
其次，应这样选择转向系的角传动比。
两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足上述对转向系的第⑵条要
求，其内、外转向轮理想的转角关系如图3-3所示，由下式决定:
cot0coti
DOCOK
BDL
（3-1）
式中：
0—外转向轮转角;
—内转向轮转角;
K—两转向主销中心线与地面交点间的距离;
L—轴距
图3-3理想的内、外转向轮转角间的关系
omax、轴距L、主销距K
汽车的最小转弯半径Rmin与其内、外转向轮在最大转角「max与
及转向轮的转臂a等尺寸有关。
在转向过程中除内、外转向轮的转角外，其他参数是不变的。
最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接
触点的轨迹构成圆周的半径。
可按下式计算:
R^min
sin
omax
（3-2）
通常imax为35o〜40o，为了减小Rmin值，imax值有时可达到45o
操纵轻便型的要求是通过合理地选择转向系的角传动比、力传动比和传动效率来达到。
对转向后转向盘或转向轮能自动回正的要求和对汽车直线行驶稳动性的要求则主要是通过合理的选择主销后倾角和内倾角，消除转向器传动间隙以及选用可逆式转向器来达到。
但要使传递到转向盘上的反向冲击小，贝U转向器的逆效率有不宜太高。
至于对转向系的最后两条要求则主要是通过合理地选择结构以及结构布置来解决。
转向器及其纵拉杆与紧固件的称重，约为中级以及上轿车、载货汽车底盘干重的
1.0%〜1.4%;小排量以及下轿车干重的1.5%〜2.0%。
转向器的结构型式对汽车的自身质量影响较小。
第四章.转向系的主要性能参数
4.1转向系的效率
功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号表示，；反之称为逆效率，用符号表示。
正效率计算公式:
p1p2（4-1）
P1
逆效率计算公式：
p3p2（4-2）
P3
式中，P1为作用在转向轴上的功率；p2为转向器中的磨擦功率；p3为作用在转向摇臂轴上的功率。
正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。
但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，又要求此逆效率尽可能低。
影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。
3.1.1转向器的正效率
影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。
（1）转向器类型、结构特点与效率
在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。
同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。
如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。
选用滚针轴承时，除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种轴向器的效率n+仅有
54%。
另外两种结构的转向器效率分别为70%和75%。
转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。
（2）转向器的结构参数与效率
如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，
其效率可用下式计算
（4-3）
tana0
tan（a。
）
式中，ao为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；p为摩擦角，p=arctanf；f为磨擦因数3.1.2转向器的逆效率
根据逆效率不同，转向器有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。
路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。
它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提高行驶安全性。
但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。
属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。
不可逆式和极限可逆式转向器
不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。
该冲击力转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。
同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。
极限可逆式转向器介于可逆式与不可逆式转向器两者之间。
在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。
如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算
（4-4）
tan（a。
）
tana0
式（4-3）和式（4-4）表明：
增加导程角ao，正、逆效率均增大。
受增大的影响,
ao不宜取得过大。
当导程角小于或等于磨擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转
向器是不可逆式转向器。
为此，导程角必须大于磨擦角
4.2传动比变化特性
421转向系传动比
转向系的角传动比io由转向器角传动比
i和转向传动机构角传动比
i组成，即
转向系的传动比包括转向系的角传动比io和转向系的力传动比ip
转向系的
力传
动比：
ip2Fw/F
（4-5）
转向系的角传动比：
i
wd
/dtd
（4-6）
0
kd
k/dtdk
（4-7）
转向器的角传动比
d/dt_ddp/dtd
（4-8）
转向传动机构的角传动比:
i
dp/dtdpdk/dtdk
（4-9）
4.2.2力传动比与转向系角传动比的关系
转向阻力FW与转向阻力矩Mr的关系式：
Fw业（4-10）
a
作用在转向盘上的手力Fh与作用在转向盘上的力矩Mh的关系式:
Fh
2Mh
Dsw
（4-11）
将式（4-10）、式（4-11）代入ip2Fw/Fh后得到
ip
Md
Mha
（4-12）
如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示
2Mrd
i0
Mhdk
（4-13）
将式（4-10）代入式（4-11）后得到
i0Dsw
2a
（4-14）
当a和Dsw不变时，力传动比ip越大，虽然转向越轻，但io也越大，表明转向不灵敏
4.2.3转向器角传动比的选择
转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。
影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求
若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。
若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。
汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。
汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。
否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。
转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图3-1所示
图4-1转向器角传动比变化特性曲线
4.3转向器传动副的传动间隙△t
传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。
该间隙随转向盘转角的大小不同
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