精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上課程設計題 目 名 稱 轉(zhuǎn)向系設計 課 程 名 稱 汽車設計課程設計 學 生 姓 名 學 號 系 、專 業(yè) 機械與能源工程系車輛工程 指 導 教 師 專心-專注-專業(yè)目 錄1 設計方案選擇21.1 整車性能參數(shù)21.2 轉(zhuǎn)向器主要性能參數(shù)計算21.3 轉(zhuǎn)向系和轉(zhuǎn)向器的選擇72.循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的設計計算82.1螺桿鋼球螺母傳動副設計82.2齒條、齒扇傳動副的設計122.3轉(zhuǎn)向器的材料選擇152.4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度的計算153.轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的分析、設計和優(yōu)化183.1轉(zhuǎn)向梯形183.2 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計194動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)選擇234.1 對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求234.2動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案分析234.3動力轉(zhuǎn)向器的評價指標245 設計總結(jié)25參考資料251 設計方案選擇1.1 整車性能參數(shù)根據(jù)老師安排，本次設計所匹配的整車性能參數(shù)為：驅(qū)動形式 4×2前驅(qū)軸距 2471mm輪距前/后 1429/1422mm整備質(zhì)量 1060kg空載時前軸分配負荷60%最高車速 180km/h最大爬坡度 35%制動距離 （初速30km/h） 5.6m最小轉(zhuǎn)向直徑 11m最大功率轉(zhuǎn)速 74/5800kw/rpm 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 150/4000N*m/rpm 手動5擋1.2 轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)的計算從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號表示，=（-）/；反之稱為逆效率，用表示：=（3其中 從轉(zhuǎn)向軸輸入功率 轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率1.2.1轉(zhuǎn)向器的正效率 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 1.2.3轉(zhuǎn)向系正、逆效率計算本車設計轉(zhuǎn)向器為循環(huán)球式，其傳動副之間用滾動摩擦代替滑動摩擦，如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則：式（2-1），（2-2）表明: 增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，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(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導程角必須大于磨擦角，為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角，一般=6°11°,本車選用7.3，為摩擦角，=arctanf；f為磨擦因數(shù)取0.7。代入式2-1和2-2中，得：= =79% =73.7%1.2.4轉(zhuǎn)向系角傳動比轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應增量之比，稱為轉(zhuǎn)向系的角傳動比。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量與轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的相應增量之比，稱為轉(zhuǎn)向器的角傳動比。轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應增量之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比。它們之間的關(guān)系為= (1-3)= (1-4)= (1-5)式中轉(zhuǎn)向系的角傳動比；轉(zhuǎn)向器的角傳動比； 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比； 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量； 轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量； 同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應增量。另外轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長L3與搖臂臂長L1之比來表示，即=，現(xiàn)在汽車結(jié)構(gòu)中，L3和L1的比值大約在0.851.1之間，可以粗略地認為其比值為1，即近似為1，則：=由已知轉(zhuǎn)向器的角傳動比=20.8；故轉(zhuǎn)向系的角傳動比=20.81.2.5轉(zhuǎn)向系的力傳動比轉(zhuǎn)向系力傳動比是指從輪胎接觸地面中心，作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力與作用在轉(zhuǎn)向盤的手力之比，即： （1-6）轉(zhuǎn)向阻力等于轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向力矩與轉(zhuǎn)向節(jié)臂a之比：=/a （1-7）作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力等于轉(zhuǎn)向盤的力矩與轉(zhuǎn)向半徑R之比：=/R （1-8）整理得：=/=/·R/a若將轉(zhuǎn)向系中的損失忽略不計，/可以等于轉(zhuǎn)向系的角傳動比，因此力傳動比可以用下式表示：=·R/a；已知R=185mm,a=50mm，代入得：=·R/a=77.01.2.6轉(zhuǎn)向盤總回轉(zhuǎn)圈數(shù)n=·（+）/360 （1-9）已知內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角=39°，外輪最大轉(zhuǎn)角=33°代入式中得：n=·（+）/360=4.16一般情況下，n=3.5-4.5圈，由計算可以滿足要求1.2.7轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定轉(zhuǎn)向系全部零件的強度，是根據(jù)作用在轉(zhuǎn)向系零部件上的力進行確定的。影響這個力的因素很多，如前軸負荷和路面阻力的變化等。駕駛員轉(zhuǎn)向輪所需要克服的阻力，主要是車輪轉(zhuǎn)動阻力、車輪穩(wěn)定阻力和轉(zhuǎn)向系中特別是在轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向節(jié)中的摩擦阻力等所組成。通過將轉(zhuǎn)向系中的滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，可以使轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向節(jié)內(nèi)摩擦阻力減少到較小的程度。汽車在瀝青或者混凝土路面上原地轉(zhuǎn)向阻力矩：= （1-10）式中 f輪胎和路面的滑動摩擦系數(shù)（查表取0.7） 前軸負荷 p輪胎氣壓 代入式中得：=341.0N.m作用在方向盤上的力為：= （1-11） 式中 轉(zhuǎn)向搖臂長 轉(zhuǎn)向節(jié)臂長 方向盤半徑 轉(zhuǎn)向器的角傳動比 轉(zhuǎn)向器的效率 代入式中得：=汽車轉(zhuǎn)向時加在轉(zhuǎn)向盤上的切向力，對轎車不應大于150-200N，對中型貨車不應大于360N，對重型貨車不應大于450N。所以=112.2N ,滿足設計要求。1.3轉(zhuǎn)向系和轉(zhuǎn)向器的選擇1.3.1 轉(zhuǎn)向器類型的選擇機械式轉(zhuǎn)向器主要有齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等，其中廣泛應用的是齒輪齒條式和循環(huán)球式。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器優(yōu)點：1）結(jié)構(gòu)簡單、成本低、質(zhì)量輕。2）效率高、轉(zhuǎn)向輕便。3）可以自動補償齒輪和齒條間產(chǎn)生的間隙，并有均勻的固有阻尼。4）剛度大，使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的自由行程變小。5）占用空間小。6）使用壽命長。缺點：1）由于摩擦較小，所以沖擊敏感度較高。2）當采用兩端輸出結(jié)構(gòu)時，轉(zhuǎn)向拉桿長度收到限制，容易與懸架系統(tǒng)導向機構(gòu)產(chǎn)生跳動干涉。3）轉(zhuǎn)向傳動比隨車輪轉(zhuǎn)角的增加而下降。4）采用可變速比，普通工藝難實現(xiàn)。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器優(yōu)點：在螺桿和螺母之間有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，傳動效率可達75%-85%；轉(zhuǎn)向器傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條齒扇間間隙調(diào)整工作容易進行；適合做整體式動力轉(zhuǎn)向器。缺點：逆效率高，結(jié)構(gòu)復雜，制造困難，制造精度要求高。通過對齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的對比，綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。2.循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的設計計算2.1螺桿鋼球螺母傳動副設計螺桿鋼球螺母傳動副與通常的螺桿一螺母一傳動副的區(qū)別在于前者是經(jīng)過滾動的鋼球?qū)⒘τ陕輻U傳至螺母，變滑動摩擦為滾動摩擦。螺桿和螺母上的相互對應的螺旋槽構(gòu)成鋼球的螺旋滾道。轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向盤經(jīng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動螺桿，使鋼球沿螺母上的滾道循環(huán)地滾動。為了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上與其齒條相反的一側(cè)表面(通常為上表面)需鉆孔與螺母的螺旋滾道打通以形成一個環(huán)路滾道的兩個導孔，并分別插入鋼球?qū)Ч艿膬啥藢Ч?。鋼球?qū)Ч苁怯射摪鍥_壓成具有半圓截面的滾道，然后對接成導管，并經(jīng)氰化處理使之耐磨。插入螺母螺旋滾道兩個導孔的鋼球的兩個導管的中心線應與螺母螺旋滾道的中心線相切主要參數(shù)的選擇及計算：（1）螺距通常螺距t約在8 13mm范圍內(nèi)，初選13mm；（2）螺旋線導程角螺旋線導程角約為6º 11º，初選7.3°；（3）鋼球直徑鋼球直徑約為69mm。參考同類型汽車的轉(zhuǎn)向器選取鋼球直徑，并應使之符合國家標準。鋼球直徑尺寸差應不超過。顯然，大直徑的鋼球其承載能力亦大，但也使轉(zhuǎn)向器的尺寸增大初定7.15mm；（4）鋼球中心距鋼球中心距是指鋼球滾動時其中心所在的圓柱表面的橫截面的圓的直徑。它是一個基本尺寸參數(shù)，將影響循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)尺寸及強度。設計時可參考同類車進行初選，經(jīng)強度驗算后再進行修正。顯然，在保證強度的前提下應盡量取小些。在已知螺線導程角和螺距t的情況下，亦可由下式求得： （2-1）式中t螺桿與螺母滾道的螺距；螺線導程角所以鋼球中心距=32.2mm（5）鋼球的數(shù)量鋼球的數(shù)量n也影響承載能力，增多鋼球使承載能力增大，但也使鋼球的流動性變差，從而要降低傳動效率。經(jīng)驗表明在每個環(huán)路中n以不大于60為好。鋼球數(shù)目(不包括鋼球?qū)Ч苤械?可由下式確定： （2-2）式中 鋼球中心距； W一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)，為了使載荷在各鋼球間分布均勻，一般W1.5 2.5，當轉(zhuǎn)向器的鋼球工作圈數(shù)需大于2.5時，則應采用兩個獨立的環(huán)路；選擇W=1.5； 鋼球直徑； 螺線導程角代入式中的：（6）螺桿內(nèi)徑 （2-3）螺桿外徑 （2-4）螺母大徑： （2-5）螺母小徑：D=d+（0.050.10） （2-6） 式中鋼球中心距；螺桿與螺母的滾道截面的圓弧半徑；=0.52d=3.72mmx滾道截面圓弧中心相對于鋼球中心線的偏移距； =0.1mm鋼球直徑；接觸角是指鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾 。增大"將使徑向力增大而軸向力減小；反之則相反。通常多取45º，以使徑向力與軸向力的分配均勻。代入式中得：螺桿內(nèi)徑=25mm 螺桿外徑=30.4mm螺母大徑： 螺母小徑：D=30.4+0.09*32.2=33.6mm滾道的截面形狀大多采用單圓弧和雙圓弧兩種，本次設計采用雙圓弧，雙圓弧的最大優(yōu)點是，在工作過程中，接觸角在一定范圍內(nèi)保持不變，故它的承載能力、剛度、傳動精度和傳動效率都比較穩(wěn)定4。面形狀大多采用單圓弧和雙圓弧（7）螺紋寬度b螺紋寬度b，在螺距不變的條件下，鋼球直徑越大，螺紋寬度b越小，由于鋼球要在滾道中流動，所以鋼球與滾道邊緣有間隙0.025mm的距離，所以要求>2.5mmb=13*cos7.3°-7.15-0.05=5.7>2.5,滿足要求。（8）導管內(nèi)徑汽車循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的導球機構(gòu)常見的有相交式和相切式兩種導管，相切式導管能使?jié)L球基本上沿著滾道的切線方向?qū)雽Ч?，而相交式導管由于滾球當碰到導管擋板，導入導管時已偏離切線方向甚遠，從滾道上拐了個彎才導入導管，由導球特性的導球阻力方程式可算得相交式導管比相切導管的導球阻力大。兩者組裝后檢驗其導球順暢性在手感上也有明顯不同，相切式導管優(yōu)于相交式導管。但從目前國內(nèi)生產(chǎn)的循環(huán)球轉(zhuǎn)向器來看大多數(shù)是采用相交式導管，主要原因是相切式導管管口部分幾何形狀復雜，設計計算和校核部較難，因而在設計時不得已放棄具有導球阻力小、工作順暢等優(yōu)點的相切式導管，而選擇管口幾何形狀簡單的相交式導管5。導管內(nèi)徑 ，容納鋼球而且鋼球在其內(nèi)部流動的導管內(nèi)徑，式中，e為鋼球直徑與導管內(nèi)徑之間的間隙，e不宜過大，否則鋼球流經(jīng)導管時球心偏離導管中心線的距離增大，并使流動阻力增大，推薦e=0.40.8，導管壁厚度取為1mm。導管內(nèi)徑mm（9）螺母長度查汽車設計621頁表16-4循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)螺母長度62mm；（10）工作鋼球的圈數(shù)W工作鋼球的圈數(shù)W，多數(shù)情況下，轉(zhuǎn)向器用兩個環(huán)路，而每個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)W又與接觸強度有關(guān)；增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球增多，能降低接觸應力，提高承載能力；但綱球受力不均勻、螺桿增長使剛度降低，工作鋼球圈數(shù)由1.5和2.5圈兩種。查表，工作圈數(shù)W=1.5（11）轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定搖臂軸是汽車動力轉(zhuǎn)向器中的關(guān)鍵零件，在使用過程中主要承受汽車轉(zhuǎn)向時產(chǎn)生的反復扭轉(zhuǎn)力作用。搖臂軸材料為20CrMnTi，經(jīng)滲碳、淬回火后使用6。轉(zhuǎn)向搖臂軸的直徑可根據(jù)轉(zhuǎn)向阻力矩及材料的扭轉(zhuǎn)強度極限由下式確定： （2-7）式中k安全系數(shù)，根據(jù)使用條件可取2.53.5；轉(zhuǎn)向阻力距；扭轉(zhuǎn)強度極限；300MPa所以代入式中得：所以本次設計轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑取35mm。2.2齒條、齒扇傳動副的設計傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉(zhuǎn)向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。為此，傳動副傳動間隙特性應當設計成圖2-1所示的逐漸加大的形狀。圖2-1 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性圖中曲線1表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙；曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。 齒扇通常有5個齒，它與搖臂軸為一體。齒扇的齒厚沿齒長方向是變化的，這樣即可通過軸向移動搖臂軸來調(diào)節(jié)齒扇與齒條的嚙合間隙。由于轉(zhuǎn)向器經(jīng)常處于中間位置工作，因此齒扇與齒條的中間齒磨損最厲害。為了消除中間齒磨損后產(chǎn)生的間隙而又不致在轉(zhuǎn)彎時使兩端齒卡住，則應增大兩端齒嚙合時的齒側(cè)間隙。這種必要的齒側(cè)間隙的改變可通過使齒扇各齒具有不同的齒厚來達到。即齒扇由中間齒向兩端齒的齒厚是逐漸減小的。為此可在齒扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心O1轉(zhuǎn)動，O1相對于搖臂軸的中心O2, 有距離為n的偏心。這樣加工的齒扇在與齒條的嚙合中，由中間齒轉(zhuǎn)向兩端的齒時，齒側(cè)間隙s也逐漸加大，取偏移距離n=1mm，查圖2-2得s=0.2mm。圖22偏心n的線圖設計參數(shù)參照是下表，一般將A-A中間剖面規(guī)定為基準剖面， A-A剖面向右時，變位系數(shù)為正，向右時由正變零，再變?yōu)樨摗４藭r計算O-O剖面：表2-1 齒扇參數(shù)表（O-O截面）名稱計算公式計算結(jié)果分度圓直徑D=mz=16*580mm齒頂高=m=1*55mm齒根高=(=(1+0.25)*56.25mm全齒h=5+6.259mm齒頂圓直徑=80+2*590mm齒根圓直徑=80-2*6.2567.5mm齒扇的齒厚沿齒寬方向變化，故稱為變厚齒扇。其齒形外觀與普通的直齒圓錐齒輪相似。用滾刀加工變厚齒扇的切齒進給運動是滾刀相對工件作垂向進給的同時，還以一定的比例作徑向進給，兩者合成為斜向進給。這樣即可得到變厚齒扇。變厚齒扇的齒頂及齒根的輪廓面為圓錐面，其分度圓上的齒厚是成比例變化的，形成變厚齒扇。圖2-3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O-O面與中間面A-A面的間距= 5mmAA截面:=5=40-（1.0+0.25-0.13）5=34.4mm=40+（1.0+0.25+0.13）5=46.9mmBB截面：=(14+5)mm=40-（1.0+0.25-0.48）5=36.15mm=40+（1.0+0.48）5=47.4mmCC截面：=(-14+5)mm=40-（1.0+0.25+0.23）5=32.6mm=40+（1.0-0.23）5=43.85mm分度圓處的齒厚：大端齒厚：=（+0.48* tan27°）*2.5=8.4mm小端齒厚：=（-0.23*tan27°）*2.5=7.6mm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3.轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的分析、設計和優(yōu)化轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)是由轉(zhuǎn)向搖臂至左、右轉(zhuǎn)向車輪之間用來傳遞力及運動的轉(zhuǎn)向桿、臂系統(tǒng)，其任務是將轉(zhuǎn)向器輸出端的轉(zhuǎn)向搖臂的擺動轉(zhuǎn)變?yōu)樽?、右轉(zhuǎn)向車輪繞其轉(zhuǎn)向主銷的偏轉(zhuǎn)，并使它們偏轉(zhuǎn)到繞同一瞬時轉(zhuǎn)向中心的不同軌跡圓上，實現(xiàn)車輪無滑動地滾動轉(zhuǎn)向。為了使左、右轉(zhuǎn)向車輪偏轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系能滿足這一汽車轉(zhuǎn)向運動學的要求，則要由轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)中的轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的精確設計來保證。采用最優(yōu)化設計方法優(yōu)選轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)參數(shù)則可得到最佳設計效果。給出了汽車轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)、汽車雙梯形轉(zhuǎn)向機構(gòu)、汽車雙橋轉(zhuǎn)向搖臂機構(gòu)和具有獨立懸架汽車的雙橋轉(zhuǎn)向機構(gòu)的最優(yōu)化設計方法。3.1轉(zhuǎn)向梯形轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉(zhuǎn)向梯形方案與懸架采用何種方案有關(guān)。無論采用哪一種方案，都必須正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)，做到汽車轉(zhuǎn)彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動運動。同時，為達到總體布置要求的最小轉(zhuǎn)彎直徑值，轉(zhuǎn)向輪應有足夠大的轉(zhuǎn)角。本設計中由于采用的是非獨立式懸架，應當選用與之配用的整體式轉(zhuǎn)向梯形。3.1.1整體式轉(zhuǎn)向梯形整體式轉(zhuǎn)向梯形是由轉(zhuǎn)向橫拉桿1、轉(zhuǎn)向梯形臂2和汽車前軸3組成，如下圖所示。3-1 整體式轉(zhuǎn)向梯形1轉(zhuǎn)向橫拉桿 2轉(zhuǎn)向梯形臂 3前軸其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上、下跳動時，會影響另一側(cè)轉(zhuǎn)向輪。當汽車前懸架采用非獨立式懸架時，應當采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿可位于前軸后或者前軸前（稱為前置梯形）。對于發(fā)動機位置低或前輪驅(qū)動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側(cè)方向延伸，因而會與車輪或制動底版發(fā)生干涉，所以在布置上有困難。為了保護橫拉桿免遭路面不平物的損傷，橫拉桿的位置應盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。本次設計中采用的是非獨立式懸架，應當選用整體式轉(zhuǎn)向梯形。3.2 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計在忽略側(cè)偏角影響的條件下，兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長線交在后軸延長線上，如圖3-3所示。設i、o分別為內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角，L為汽車軸距，K為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。圖3-3理想的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖若要保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛，則梯形機構(gòu)應保證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系11 （3-1）若自變角為o，則因變角i的期望值為 （3-2）現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。以后置梯形機構(gòu)為例，利用余弦定理可推得轉(zhuǎn)向梯形所給出的實際因變角為（3-3）式中 m梯形臂長 梯形底角所設計的轉(zhuǎn)向梯形給出的實際因變角，應盡可能接近理論上的期望值。其偏差在最常使用的中間位置附近小角范圍內(nèi)應盡量小，以減少高速行駛時輪胎的磨損；而在不經(jīng)常使用且車速較低的最大轉(zhuǎn)角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權(quán)因子，構(gòu)成評價設計優(yōu)劣的目標函數(shù)為f（x）=% （34）將式（53）、式（54）代人式（55）得： （3-5）式中 x設計變量，x= 外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，由圖3-3得 （36）式中，汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑主銷偏移距考慮到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角小于20°，且10°以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用得更加頻繁，因此取 （37）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(zhuǎn)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，值就越大，而優(yōu)化過程是求的極小值，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(gòu)成的約束條件為 （38） （39） （310） 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(gòu)的傳動角不宜過小，通常取。如圖5-3所示，轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉(zhuǎn)彎時即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為 （3-11）由上述數(shù)學模型可知，轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)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。即轉(zhuǎn)向梯形臂長m=166.5mm；轉(zhuǎn)向梯形底角°4動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)選擇4.1對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求1）保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關(guān)系。2）隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大（或減?。饔迷谵D(zhuǎn)向盤上手力必須增大（或減?。?。3）當作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力 Fh25190N時，動力轉(zhuǎn)向器就應開始工作。4）轉(zhuǎn)向盤應自動回正。5）工作靈敏。6）動力轉(zhuǎn)向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。7）密封性能好，內(nèi)、外泄漏少。汽車采用動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)是為了提高操縱的輕便性和行駛安全性。中級以上轎車，采用或者可供選裝動力轉(zhuǎn)向器的逐漸增多。4.2動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案分析液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)是由分配閥、轉(zhuǎn)向器、動力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成。根據(jù)分配閥、轉(zhuǎn)向器和動力缸三者相互位置的不同，它分為整體式 a 和分置式兩類分置式按分配閥所在位置不同又分為： b,連桿式c和半分置式d 。 圖4-1 動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案1 分配閥 2 轉(zhuǎn)器 3 動力缸在分析比較動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案時，要考慮以下幾個方面：1）結(jié)構(gòu)上是否緊湊；2）轉(zhuǎn)向器主要零件是否承受由動力缸建立起來的載荷；3）拆裝轉(zhuǎn)向器是否容易；4）管路，特別是軟管的管路長短； 1） 轉(zhuǎn)向輪在側(cè)向力作用下是否容易產(chǎn)生擺振；6）能不能采用典型轉(zhuǎn)向器等方面。5 設計總結(jié)本次畢業(yè)設計內(nèi)容為輕型載貨汽車轉(zhuǎn)向系設計，本論文完成了對汽車總體參數(shù)的選擇，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個部分形式的選擇，重點對轉(zhuǎn)向器的設計和計算，對轉(zhuǎn)向梯形和對轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的設計和分析等工作。在轉(zhuǎn)向器的設計工作中，選擇了能將滑動摩擦通過鋼球轉(zhuǎn)變成滾動摩擦的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。其中的齒條齒扇傳動副中的齒扇設計成變厚齒扇，其分度圓上的齒厚是變化的。在轉(zhuǎn)向器零件的強度計算中，校核了鋼球與滾道之間的接觸應力和齒的彎曲應力，均能達到要求。在設計中，我對一些知識又有了重新認識，系統(tǒng)的學習了轉(zhuǎn)向系部分的知識，但深知自己還欠缺很多知識，在設計中會存在一些毛病，我期待我今后能有機會改進。汽車設計涉及到許多知識，做設計的人必須認真細致地對待，從設計參數(shù)出發(fā)，深入細節(jié)，并能勇于突破創(chuàng)新，敢于修改，樂于改進。這次課程設計使我受益匪淺。參考文獻1王國權(quán)蔡國慶. 汽車設計課程設計指導書M.北京：機械工業(yè)出版社，2009：182-2042王望予.汽車設計課程設計指導書M.北京：機械工業(yè)出版社，2010：219-2553裘文言.張祖繼.瞿元賞. 機械制圖M.北京：高等教育出版社，2007.4陳新亞. 汽車不神秘M. 北京：機械工業(yè)出版社，2010.16陳家瑞. 汽車構(gòu)造M.北京：機械工業(yè)出版社，1998.17余志生. 汽車理論M.北京：機械工業(yè)出版社，2010.