汽车设计转向系统.docx

汽车设计转向系统.docx

《汽车设计转向系统.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《汽车设计转向系统.docx（20页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

汽车设计转向系统

第一节概述

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，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,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。

第二节转向系主要性能参数

一、转向器的效率

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正效率，用符号

η+表示,η+=（P1-P2）／Pl;反之称为逆效率，用符号η-表示,η—=（P3—P2）／P3.式中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上的功率。

为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便,要求正效率高。

为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置,又需要有一定的逆效率。

为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小，防止打手又要求此逆效率尽可能低。

1．转向器的正效率η+

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、结构特点与效率在前述四种转向器中，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等三种结构之一。

第一种结构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，故这种转向器的效率ly+仅有54％。

另外两种结构的转向器效率,根据试验结果分别为70%和75%.

转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响，用滚针轴承比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它地方的摩擦损失,只考虑啮合副的摩擦损失,对于蜗杆和螺杆类转向器,其效率可用下式计算

（7-—1）

式中，αo为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ为摩擦角,ρ=arctanf；f为摩擦因数。

2．转向器逆效率η-

根据逆效率大小不同，转向器又有可逆式、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。

它能保证转向后,转向轮和转向盘自动回正。

这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。

但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力，能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”，使之精神状态紧张，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。

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。

该冲击力由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上述两者之间.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。

它的逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。

如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率可用下式计算

（7—2）

式（7—1）和式（7—2）表明：

增加导程角αo，正、逆效率均增大。

受η—增大的影响，αo不宜取得过大.当导程角小于或等于摩擦角时，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，导程角必须大于摩擦角。

通常螺线导程角选在8°～10°之间。

二、传动比的变化特性

1．转向系传动比

转向系的传动比包括转向系的角传动比

和转向系的力传动比

从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力Fh之比，称为力传动比，即ip=2Fw／Fh。

转向盘转动角速度ωw与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向系角传动比

，即;

式中，dφ为转向盘转角增量；dβk为转向节转角增量;dt为时间增量。

它又由转向器角传动比iw和转向传动机构角传动比iw′所组成，即iwo=iwiw′。

转向盘角速度ωw与摇臂轴转动角速度ωK之比，称为转向器角传动比iw′,即

.

式中，dβp为摇臂轴转角增量。

此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器.

摇臂轴转动角速度ωp与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向传动机构的角传动比iw′，即

。

2．力传动比与转向系角传动比的关系

轮胎与地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力矩Mr之间有如下关系

（7—3）

式中，α为主销偏移距,指从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交线间的距离。

作用在转向盘上的手力Fh可用下式表示

（7—4）

式中，Mh为作用在转向盘上的力矩；Dsw为转向盘直径.

将式（7—3）、式（7—4）代入ip=2Fw／Fh后得到

（7—5）

分析式（7—5）可知，当主销偏移距a小时，力传动比ip应取大些才能保证转向轻便.通常轿车的a值在0．4～0．6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的d值在40～60mm范围内选取.转向盘直径Dsw根据车型不同在JB4505—86转向盘尺寸标准中规定的系列内选取。

如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，2Mr／Mh可用下式表示

（7—6）

将式（7—6）代人式（7-5）后得到

（7-7）

当α和Dsw不变时,力传动比ip越大，虽然转向越轻，但iwo也越大,表明转向不灵敏。

3．转向系的角传动比iwo

转向传动机构角传动比，除用iw′=dβp／dβk表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长L2与摇臂臂长Ll之比来表示，即iw′=dβp／dβki≈L2／Ll。

现代汽车结构中,L2与L1的比值大约在0．85～1．1之间，可近似认为其比值为iwo≈iw=dφ／dβ。

由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比iw及其变化规律即可.

4．转向器角传动比及其变化规律

式（7-7）表明:

增大角传动比可以增加力传动比。

从ip=2Fw／Fh式可知，当Fw一定时，增大ip能减小作用在转向盘上的手力Fh，使操纵轻便。

考虑到iwo≈iw，由iwo的定义可知：

对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比.角传动比增加后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度的响应变得迟钝，使转向操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成一对矛盾.为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。

齿轮齿条式、循环球式、蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。

下面介绍齿轮齿条式转向器变速比工作原理。

根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即Pbl=Pb2。

其中齿轮基圆齿距Pbl=πmlcosα1，齿条基圆齿距Pb2=πm2cosα2。

由上述两式可知:

当齿轮具有标准模数m1和标准压力角α1与一个具有变模数m2、变压力角α2的齿条相啮合，并始终保持m1cosoαl=m2cosoα2时,它们就可以啮合运转。

如果齿条中部（相当汽车直线行驶位置）齿的压力角最大,向两端逐渐减小（模数也随之减小），则主动齿轮啮合半径也减小，致使转向盘每转动某同一角度时,齿条行程也随之减小.因此，转向器的传动比是变化的。

图7—14是根据上述原理设计的齿轮齿条式转向器齿条压力角变化示例。

从图中可以看到，位于齿条中部位置处的齿有较大压力角和齿轮有较大的节圆半径，而齿条齿有宽的齿根和浅斜的齿侧面；位于齿条两端的齿，齿根减薄，齿有陡斜的齿侧面。

循环球齿条齿扇式转向器的角传动比iw=2πr／P（式7—13）。

因结构原因,螺距P不能变化,但可以用改变齿扇啮合半径r的方法，达到使循环球齿条齿扇式转向器实现变速比的目的。

随转向盘转角变化,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因素，主要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，在转向盘全转角范围内，驾驶员不存在转向沉重问题。

装用动力转向的汽车，因转向阻力矩由动力装置克服，所以在上述两种情况下，均应取较小的转向器角传动比并能减少转向

盘转动的总圈数,以提高汽车的机动能力。

转向轴负荷大又没有装动力转向的汽车，因转向阻力矩大致与‘车轮偏转角度大小成正比变化，汽车低速急转弯行驶时的操纵轻便性问题突出,故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，转向轮转角较小，转向阻力矩也小,此时要求转向轮反应灵敏,转向器角传动比应当小些。

因此，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7—15所示.

转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。

过小则在汽车高速直线行驶时，对转向盘转角过分敏感和使反冲效应加大，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难.直行位置的转向器角传动比不宜低于15～16。

三、转向器传动副的传动间隙Δt

1．转向器传动间隙特性

传动间隙是指各种转向器中传动副（如循环球式转向器的齿扇和齿条）之间的间隙.该间隙随转向盘转角φ的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性（图7—16）。

研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。

直线行驶时，转向器传动副若存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，就能在间隙Δt的范围内，允许车轮偏离原行驶位置，使汽车失去稳定.为防止出现这种情况，要求传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时（一般是10°～15°）要极小，最好无间隙。

转向器传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快.在中间附近位置因磨损造成的间隙大到无法确保直线行驶的稳定性时，必须经调整消除该处间隙。

调整后，要求转向盘能圆滑地从中间位置转到两端,而无卡住现象.为此，传动副的传动间隙特性，应当设计成在离开中间位置以后呈图7—16所示的逐渐加大的形状。

图中曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性，曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙，曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。

2．如何获得传动间隙特性

循环球式转向器的齿条齿扇传动副的传动间隙特性，可通过将齿扇齿做成不同厚度来获取必要的传动间隙。

即将中间齿设计成正常齿厚,从靠近中间齿的两侧齿到离开中间齿最远的齿，其厚度依次递减。

如图7—17所示，齿扇工作时绕摇臂轴的轴线中心O转动.加工齿扇时使之绕切齿轴线O1转动.两轴线之间的距离n称为偏心距。

用这种方法切齿，可获得厚度不同的齿扇齿.其传动特性可用下式计算

（7-8）

式中,αd为端面压力角；R为节圆半径;βp为摇臂轴转角；R1为中心O1到b点的距离;n为偏心距.

偏心距n不同，传动副的传动间隙特性也不同.图7—18示出偏心距n不同时的传动间隙变化特性。

n越大,在同一摇臂轴转角条件下，其传动间隙也越大。

一般偏心距n取0．5mm左右为宜。

第四节机械式转向器的设计与计算

一、转向系计算载荷的确定

为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。

欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。

影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。

为转动转向轮要克服的阻力,包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。

精确地计算出这些力是困难的。

为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩Mn（N·mm）

（7—9）

式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0．7;Gl为转向轴负荷（N）；p为轮胎气压（MPa）。

作用在转向盘上的手力为

（7—10）

式中，Ll为转向摇臂长；L2为转向节臂长；Dsw为转向盘直径；iw为转向器角传动比；η+为转向器正效率。

对给定的汽车，用式（7-10）计算出来的作用力是最大值。

因此，可以用此值作为计算载荷。

然而，对于前轴负荷大的重型货车，用上式计算的力往往超过驾驶员生理上的可能,在此情况下对转向器和动力转向器动力缸以前零件的计算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力,此力为700N。

二、齿轮齿条式转向器的设计

齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。

齿轮模数取值范围多在2～3mm之间。

主动小齿轮齿数多数在5—7个齿范围变化，压力角取20°，齿轮螺旋角取值范围多为9°～15°。

齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时,相应的齿条移动行程应达到的值来确定。

变速比的齿条压力角,对现有结构在12°一35°范围内变化。

此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。

主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造,而齿条常采用45钢制造。

为减轻质量，壳体用铝合金压铸。

三、循环球式转向器设计

（一）主要尺寸参数的选择

1．螺杆、钢球、螺母传动副

（1）钢球中心距D、螺杆外径D，、螺母内径D2尺寸D、Dl、D2如图7—19所示.钢球中心距是基本尺寸,螺杆外径D1、螺母内径D2及钢球直径d对确定钢球中心距D的大小有影响,而D又对转向器结构尺寸和强度有影响。

在保证足够的强度条件下，尽可能将D值取小些。

选取D值的规律是随着扇齿模数的增大，钢球中心距D也相应增加（表7—1）.设计时先参考同类型汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。

螺杆外径Dl通常在20～38mm范围内变化，设计时应根据转向轴负荷的不同来选定。

螺母内径D2应大于Dl，一般要求D2—Dl=（5%～10％）D。

2）钢球直径d及数量n钢球直径尺寸d取得大，能提高承载能力,同时螺杆和螺母传动机构和转向器的尺寸也随之增大。

钢球直径应符合国家标准，一般常在7～9mm范围内选用（表7—1）.

增加钢球数量n，能提高承载能力，但使钢球流动性变坏,从而使传动效率降低。

因为钢球本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部钢球数。

经验证明，每个环路中的钢球数以不超过60粒为好。

为保证尽可能多的钢球都承载，应分组装配。

每个环路中的钢球数可用下式计算

式中，D为钢球中心距；W为一个环路中的钢球工作圈数；n为不包括环流导管中的钢球数；α0为螺线导程角，常取α0=5°~8°，则cosα0≈1。

（3）滚道截面当螺杆和螺母各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，见图7-20，钢球与滚道有四点接触，传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。

图中滚道与钢球之间的间隙，除用来贮存润滑油之外,还能贮存磨损杂质。

为了减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径R2应大于钢球半径d/2，一般取R2=（0．51～0．53）d。

（4）接触角θ钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹角称为接触角θ，如图7—20所示。

θ角多取为45°，以使轴向力和径向力分配均匀.

（5）螺距P和螺旋线导程角αo转向盘转动φ角，对应螺母移动的距离S为

（7—11）

式中，P为螺纹螺距.

与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s，相应摇臂轴转过βp角,其间关系可表示如下

（7—12）

式中,r为齿扇节圆半径。

联立式（7—11）、式（7—12）得

将φ对βp，求导得循环球式转向器角传动比iw为

（7—13）

由式（7—13）可知，螺距P影响转向器角传动比的值。

在螺距不变的条件下,钢球直径d越大,图7—19中的尺寸b越小，要求b=P—d﹥2．5mm。

螺距P一般在12～18mm内选取。

前已述及导程角αo对转向器传动效率有影响，此处不再赘述。

（6）工作钢球圈数W多数情况下,转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数W又与接触强度有关:

增加工作钢球圈数,参加工作的钢球增多，能降低接触应力，提高承载能力;但钢球受力不均匀、螺杆增长而使刚度降低。

工作钢球圈数有1．5和2．5圈两种.一个环路的工作钢球圈数的选取见表7—1。

表7-1循环球式转向器主要参数

齿扇模数／mm

3．0

3．5

4．0

4．5

5．0

6．0

6．5

摇臂轴直径／mm

22

26

30

32

32

35

38

40

42

45

钢球中心距／mm

20

23

25

25

28

30

32

35

40

螺杆外径／mm

20

23

25

25

28

29

34

38

钢球直径／mm

5．556

5．556

6．350

6．350

7．144

7．144

8．000

螺距／mm

7．938

8．731

9．525

9．525

10

10

11

工作圈数

1．5

1．5

2．5

2．5

环流行数

2

螺母长度／mm

41

45

52

46

47

58

56

59

62

72

78

80

82

齿扇齿数

3

5

5

齿扇整圆齿数

12

13

13

13

14

15

齿扇压力角

22°30’

27°30’

切削角

6°30’

6°30’

7°30'

齿扇宽／mm

22

25

25

27

25

28

30

28～32

30

34

38

35

38

2．齿条、齿扇传动副设计

如图7-21所示,滚道相对齿扇作斜向进给运动加工齿扇齿，得到变厚齿扇。

如图7—22所示,变厚齿扇的齿顶和齿根的轮廓面是圆锥的一部分，其分度圆上的齿厚是变化的，故称之为变厚齿扇.

图7—22中,若0—0截面的原始齿形变位系数ζ=0，且I-I剖面和Ⅱ—Ⅱ剖面分别位于0—0剖面两侧，则I—I剖面的齿轮是正变位齿轮,Ⅱ—Ⅱ剖面中的齿轮为负变位齿轮，故变厚齿扇在整个齿宽方向上，是由无数个原始齿形位移系数逐渐变化的圆柱齿轮所组成。

对齿轮来说,因为在不同位置的剖面中,其模数m不变,所以它的分度圆半径r和基圆半径rb相同.因此，变厚齿扇的分度圆和基圆均为一圆柱，它在不同剖面位置上的渐开线齿形，都是在同一个基圆柱上所展出的渐开线,只是其轮齿的渐开线齿形相对基圆的位置不同而已,所以应将其归人圆柱齿轮的范畴.

变厚齿扇齿形的计算,如图7-23所示.一般将中间剖面1—1规定为基准剖面.由1—1剖面向右时,变位系数ξ为正,向左则由正变为零（0—0剖面），再变为负。

若0—0剖面距1-1剖面的距离为αo，则其值为αo=γ1m／tanγ，是切削角，常见的有6°30'和7°30，两种。

在切削角γ一定的条件下，各剖面的变位系数ξ取决于距基准剖面1-1的距离a.

进行变厚齿扇齿形计算之前，必须确定的参数有：

模数m，参考表7—2选取；法向压力角αo，一般在20°～30°之间；齿顶高系数x1，一般取0．8或1．0；径向间隙系数，取0．2；整圆齿数z，在12～15之间选取；齿扇宽度B，一般在22～38mm。

表7-2循环球式转向器齿扇齿模数

齿扇齿模数m／mm

3．0

3．5

4．0

4．5

5．0

6．0

6．5

轿

车

排量／mL

500

1000～

1800

1600～

2000

2000

2000

前轴负荷

／N

3500～3800

4700～

7350

7000～

9000

8300～11000

10000~11000

货车

和大

客车

前轴负荷

／N

3000～

5000

4500~

7500

5500～

18500

7000～

19500

9000～

24000

17000～37000

23000～

44000

最大装载质量／kg

350

1000

2500

2700

3500

6000

8000

四、循环球式转向器零件强度计算

1．钢球与滚道之间的接触应力σ

用下式计算钢球与滚道之间的接触应力σ

式中，k为系数,根据A／B值从表7-3查取，A=［（1／r）—（1／R2）］/2，

B=［（1／r）+（1／R1）]／2；R2为滚道截面半径；r为钢球半径；Rl为螺杆外半径；E为材料弹性模量，等于2．1X105N／mm2；F3为钢球与螺杆之间的正压力,可用下式计算

式中，αo为螺杆螺线导程角；θ为接触角；n为参与工作的钢球数;F2为作用在螺杆上的轴向力，见图7-24.

当接触表面硬度为58—64HRC时，许用接触应力[σ]=2500N／mm2。

表7-3系数七与止／召的关系

2．齿的弯曲应力σw

用下式计算齿扇齿的弯曲应力

式中，F为作用在齿扇上的圆周力;h为齿扇的齿高；b为齿扇的齿宽;s为基圆齿厚。

许用弯曲应力为[σw]=540N／mm2。

螺杆和螺母用20CrMnTi钢制造，表面渗碳。

前轴负荷不大的汽车,渗碳层深度在0．8～1．2mm；前轴负荷大的汽车，渗碳层深度在1．05～1．45mm.表面硬度为58—63HRC.

此外,应根据材料力学提供的公式，对接触应力进行验算。

3．转向摇臂轴直径的确定

用下式计算确定摇臂轴直径d

式中，K为安全系数，根据汽车使用条件不同可取2。

5～3．5；MR为转向阻力矩；τ.为扭转强度极限。

摇臂轴用20CrMnTi钢制造，表面渗碳,渗碳层深度在0．8~1．2mm。

前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为1．05~1．45mm。

表面硬度为58～63HRC.