輕型貨車轉向系統(tǒng)設計及建模(共59頁)

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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 摘 要 汽車在行駛的過程中，需要按照駕駛員的意志經(jīng)常改變其行駛方向，即所謂的汽車轉向。汽車的轉向系統(tǒng)是一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專用機構，本文的研究內容即是輕型貨車的轉向系統(tǒng)設計。 本文針對的是與非獨立懸架相匹配的整體式兩輪轉向機構。利用相關汽車設計和連桿機構運動學的知識，首先對轉向器，轉向傳動機構進行選擇，接著再對轉向器和轉向傳動機構進行設計，最后，利用軟件CATIA完成轉向系統(tǒng)的三維實體設計。 轉向器在設計中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉向器，在對轉向器的設計中，包括了螺桿—鋼球—螺母傳動副的設計和齒

2、條—齒扇傳動副的設計，前者是基于參照同類汽車，確定出鋼球中心距，設計出一系列的尺寸，而后者則是根據(jù)汽車前軸的載荷來確定出齒扇模數(shù)，再由此設計出所有參數(shù)的。 轉向梯形的設計選用的是整體式轉向梯形，本文在設計中借鑒同類汽車轉向梯形設計的經(jīng)驗尺寸對轉向梯形進行尺寸初選。再通過對轉向內輪實際達到的最大偏轉角時與轉向外輪理想最大偏轉角度的差值的檢驗，和作為一個四桿機構對其最小傳動角的檢驗，來判定轉向梯形的設計是否符合基本要求。 本文在消化，吸收，總結，歸納前人的成果上，系統(tǒng)、全面地對機械轉向系進行理論分析，設計及優(yōu)化。為輕型汽車轉向系的設計開發(fā)提供了一種步驟簡單的設計方法。 關鍵詞：轉

3、向系；轉向器；轉向梯形；傳動副；結構元件 專心---專注---專業(yè) ABSTRACT In a moving vehicle, the driver will need to frequently change its traveling direction, the so-called steering. Vehicle steering system is used to change or restore a car in the direction of a dedicated agency, the contents of this paper is the

4、 study of light vehicle steering system design. This article is aimed at non-independent suspension and would like to match the overall style of the two steering. The use of the relevant vehicle design and kinematic linkage of knowledge, first of all, the steering gear, steering transmission choice

5、, and then to the steering gear and steering transmission (mainly trapezoidal steering ) design, and finally, the use of CATIA software and the Steering system to complete the design drawings. Steering the ball of choice is the cycle of fan-type steering gear rack teeth, in the design of steering g

6、ear, including a screw - Ball - Vice-nut drive the design and rack - fan drive gear pair design, the former is based on the reference to similar vehicles, to determine the center distance of the ball, the design of a series of size, while the latter is based on the vehicle front axle load to determi

7、ne the fan module out of gear, and then all of the resulting design parameters. Steering linkage design is a whole selection of steering trapezoid, the paper design is used in car steering linkage from a similar experience in the design of the size of the steering linkage to the primary size. Throu

8、gh to the actual steering wheel in the maximum deflection angle with the steering wheel in the most ideal test of the difference of deflection angle, and four institutions, as a minimum transmission angle of its examination, to determine whether the design of steering trapezoid in line with the basi

9、c requirements. In this paper, digestion, absorption, and summing up, summing up the results of their predecessors, the systematic, comprehensive mechanical steering system to carry out theoretical analysis, design and optimization. For the light vehicle steering system design and development provi

10、des a simple design method steps. key words：Steering system；Steering gear；Steering trapezium；Transmission vice；Structural components 符 號 表 轉向系的效率 齒頂高系數(shù) 作用在轉向軸上的功率 KW 齒頂高 轉向器中的摩擦功率 KW 齒根高 作用在轉向搖臂上的功率 KW 摩擦角 f 摩擦系數(shù) 轉向系的角傳動比

11、 轉向系的力傳動比 搖臂角速度 轉向節(jié)偏轉角速度 主銷偏移距 徑向間隙 嚙合角 模數(shù) 齒形變位系數(shù) 目 錄 第1章 緒 論 1.1轉向系概述 轉向系是用來保持或者

12、改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。 機械轉向系依靠駕駛員的手力轉動轉向盤，經(jīng)轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。有些汽車還裝有防傷機構和轉向減振器。采用動力轉向的汽車，還裝有動力系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng)來減輕駕駛員的手力。 對轉向系提出的要求有： 1）汽車轉彎行駛時，理想情況下全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。否則會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性； 2）汽車轉向行駛后，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，

13、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?。? 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） 轉向輪碰撞到障礙物以后，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傷害的防傷裝置； 10） 進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。 較 1.2輕型貨車轉向系統(tǒng)設計主要內容

14、本設計以循環(huán)球式轉向器的設計為中心，一是汽車總體構架參數(shù)對汽車轉向的影響；二是機械轉式向器的設計；三是轉向傳動機構的設計；四是轉向梯形機構設計。因此本設計在考慮上述要求和因素的基礎上研究利用轉向盤的旋轉帶動轉向器螺桿旋轉，與螺桿配合的螺母外齒與扇形齒輪嚙合，通過安裝在扇形軸上的轉向臂向轉向拉桿機構傳遞操作力，實現(xiàn)轉向。 (1)汽車轉向系方案的設計。 (2)汽車轉向器方案的設計。 (3)汽車轉向傳動機構的設計。 (4)轉向系的設計計算。 第2章 汽車轉向系方

15、案 2.1轉向系主要性能參數(shù) 轉向系的主要性能參數(shù)有轉向系的效率，轉向系的角傳動比與力傳動比，轉向器傳動副的傳動間隙特性，轉向系的剛度以及轉向盤的總轉動圈數(shù)。 2.1.1轉向器的效率 轉向系的效率由轉向器的效率和轉向操縱機構的效率決定，即： （2.1） 轉向器效率又有正效率與逆效率之分。功率由轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，反之為逆效率。 （2.2） （2.3） 式中 ——作用在轉向軸上的功率；

16、 ——轉向器中的摩擦功率； ——作用在轉向搖臂軸上的功率。 1.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)轉向器的類型、結構特點與效率 汽車上常用的轉向器形式有循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、齒輪齒條式和蝸桿指銷式等幾種。齒輪齒條式。循環(huán)球式轉向器的正效率比較高，其正效率可達到85%。同一類型的轉向器，因結構不同，效率也有較大差別。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以有滾針軸承、圓錐軸承和滾珠軸承三種結構。第一種結構除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還有滑動摩擦損失，故這種轉向器的效

17、率僅達54%左右。根據(jù)試驗，其余兩種轉向器結構的效率分別為70%和75%。 (2)轉向器的結構參數(shù)與效率 蝸桿滾輪式轉向器的傳動副存在較大滑動摩擦，效率較低。對于蝸桿和螺桿類轉向器，如果忽略軸承和其他地方的抹茶損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，其效率為 （2.4） 式中 ——蝸桿或螺桿的螺線導程角； ——摩擦角，=； ——摩擦系數(shù)。 2. 轉向器逆效率 根據(jù)逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、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，這種轉向器是

18、可逆式的。它能保證汽車轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。這既減少駕駛員疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在壞路上行駛時，車輪受到的沖擊力，大部分都傳給轉向盤，駕駛員容易“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如長時間在壞路上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全行駛。因此，這類轉向器適用于在良好路面上行駛的車輛。齒輪齒條式和循環(huán)球式都屬于可逆式轉向器。 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。該沖擊力由轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺。因此，現(xiàn)代汽車基本不采用這種轉向器。 極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。當車輪

19、受有沖擊力作用時，此力只有較小的一部分傳至轉向盤。它的逆效率較低，因此在壞路上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉向傳動機構的零件，所受沖擊力也比不可逆式轉向器要小。 如果只考慮嚙合副的摩擦，忽略軸承和其他地方的摩擦損失，則逆效率可以用下式計算： （2.5） 式（2.4）和（2.5）表明：增加導程角，逆效率也增大。因此，雖然增加導程角能提高正效率，但此時因為逆效率也增大，故導程角不應取得過大；當導程角小于或等于摩擦角時，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，導程角的

20、最小值必須大于摩擦角。通常螺線的導程角選在8°～10°之間。 2.1.2傳動比的變化特性 1.轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比。 從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2與作用在轉向盤上的手力之比，稱為力傳動比，即。 轉向盤角速度與同側轉向節(jié)偏轉角速度之比，稱為轉向系角傳動比，即 （2.6） 式中，為轉向盤轉角增量；為轉向節(jié)轉角增量；為時間增量。 又由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動比所組成，即

21、 （2.7） 轉向盤角速度與搖臂軸角速度之比，稱為轉向器角傳動比，即 （2.8） 式中，為搖臂軸轉角增量。 此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉向器。 搖臂軸角速度與同側轉向節(jié)偏轉角速度之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比，即 （2.9） 2.轉向系力傳動比與轉向系角傳動比的關系 輪胎與地面之間的轉向阻力和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩有如下關系： （2.10） 式中,為主銷偏移

22、距，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。 作用在轉向盤上的手力可用下式表示： （2.11） 式中，為作用在轉向盤上的力矩；為轉向盤直徑。 將式（2.10），（2.11）代入后得到 （2.12） 分析式（2.12）可知，主銷偏移距越小，力傳動比越大，轉向越輕便。通常乘用車的值在0.4～0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內選取，而貨車的值在40～60mm范圍內選取。轉向盤直徑對輕便性有影響，選用尺寸小寫

23、的轉向盤，雖然占用的空間少，但轉向時需要對轉向盤施以較大的力，而選用尺寸大些的轉向盤又會使駕駛員進出駕駛室時入座困難。根據(jù)車形不同，轉向盤直徑在的標準系列內選取。如果忽略摩擦損失，可以用下式表示： （2.13） 將式（2.13）代入式（2.12）后得到 （2.14） 當和不變時，力傳動比越大，雖然轉向越輕，但也越大，表明轉向不靈敏。 3.轉向系的角傳動比 轉向傳動機構的角傳動比，還可以近似地用轉向節(jié)臂臂長與搖臂臂長之比來表示，即：

24、 （2.15） 在現(xiàn)代汽車結構中，與的比值大約在0.85～1.10之間，可粗略認為其比值為1，即近似為1，則： （2.16） 由此可見，研究轉向系的傳動比特性，只需研究轉向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。 4.轉向器角傳動比及其變化規(guī)律 式（2.14）表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。當轉向阻力一定時，增大力傳動比能減少作用在轉向盤上的手力，使操縱輕便。 考慮到，由的定義可知：對于一定的轉向盤角速度，轉向輪偏轉角速度與轉向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉向輪偏轉角對同

25、一轉向盤轉角的響應變的遲鈍，操縱時間增長，汽車轉向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構成了一對矛盾。為解決這對矛盾，可采用變速比轉向器。 齒輪齒條式、循環(huán)球齒條齒扇式、蝸桿滾輪式及蝸桿指銷式轉向器都可以制成變速比轉向器。 對于循環(huán)齒條齒扇式轉向器的角傳動比。因結構原因，螺距P不能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑r的方法，達到使循環(huán)球齒條齒扇式轉向器實現(xiàn)變速比的目的。 對于乘用車，推薦轉向器角傳動比在17～25范圍內選??；對于商用車，在23～32范圍內選取。 2.1.3轉向器傳動副的傳動間隙 傳動間隙是指各種轉向器中傳動副（如循環(huán)球式轉向器的齒扇和齒條）之間的

26、間隙。該間隙隨轉向盤轉角大小的不同而改變，這種變化和轉向器的使用壽命有關。 如何獲得傳動間隙特性將在后面轉向器的設計中介紹。 2.1.4轉向盤的總轉動圈數(shù) 轉向盤從一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數(shù)稱為轉向盤的總轉動圈數(shù)。它與轉向輪的最大轉角及轉向系的角傳動比有關，并影響轉向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉向盤的總轉動圈數(shù)較少，一般約在3.6圈以內；貨車一般不宜超過6圈。 2.2轉向系的選擇 汽車轉向系可按轉向能源的不同分為機械轉向系和動力轉向系兩大類。本設計采用的是機械式轉向系。 2.2.1機械轉向系 機械轉向系以駕駛員的體力作為轉向能源，

27、其中所有傳力件都是機械的。機械轉向系由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三大部分組成。 圖2.1所示為紅旗CA7220型轎車的機械轉向系統(tǒng)。當汽車轉向時，駕駛員對轉向盤施加一個轉向力矩。該力矩通過轉向軸和柔性聯(lián)軸節(jié)輸入轉向器，再經(jīng)左，右橫拉桿,傳給固定于兩側轉向節(jié)上的左、右轉向節(jié)臂，使轉向節(jié)和它所支撐的轉向輪繞主銷軸線偏移一定角度，實現(xiàn)轉向。 目前，許多國內外生產(chǎn)的新車型在轉向操縱機構中采用了萬向傳動裝置（轉向萬向節(jié)和轉向傳動軸）。如圖2.2，這有助于轉向盤和轉向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當改變轉向萬向傳動裝置的幾何參數(shù)，便可以滿足各種變型車的總布置要求。即使在

28、轉向盤與轉向器同軸線的情況下，其間也可以采用萬向傳動裝置，以補償由于部件在車上的安裝誤差和安裝基體（駕駛室、車架）的變形所造成的二者軸線實際上的不重合。 圖2.1 紅旗CA7220型轎車的機械轉向系統(tǒng) 圖2.2 汽車轉向系示意圖 轉向盤在駕駛室內的安置位置與各國交通法規(guī)規(guī)定車輛靠道路左側還是右側通行有關。包括我國在內的大多數(shù)國家規(guī)定車輛右側通行，相應地應將轉向盤安置在駕駛室左側。這樣，駕駛員左方的視野較廣闊，有利于兩車安全交會。相反，在一些規(guī)定車輛靠左側通行的國家和地區(qū)使用的汽車上，轉向盤則應安置在駕駛室右側。 2.3本章小結

29、 本章主要對轉向系統(tǒng)的方案進行確定。包括通過轉向器的效率公式確定導程角，通過傳動比的變化特性確定傳動比及轉向盤的總轉動圈數(shù)和機械轉向系的確定，為下面的設計過程做鋪墊。 第3章 汽車轉向器方案 3.1機械式轉向器的選擇 根據(jù)所采用的轉向傳動副的不同，轉向器的結構形式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。 對轉向器結構型式的選擇，主要是根據(jù)汽車的類型，前軸負荷，使用條件等來決定，并要考慮其效率特性，角傳動比變化特性等對使用條件的適應性以及轉向器的其他性能，壽命，制造工藝等。

30、 本設計選用的是循環(huán)球—齒條齒扇式轉向器。 3.1.1循環(huán)球式轉向器 循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋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3.2。 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，因而傳動效率可達到75%85%；在結構和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，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，使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可保證有足夠的使用壽命；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；適合用來做整體式動力轉向

31、器。 圖3.2 循環(huán)球式轉向器示意圖 循環(huán)球式轉向器的缺點是：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。 3.2本章小結 本章主要對轉向器進行選擇，通過對齒輪齒條式轉向器、循環(huán)球式轉向器、蝸桿滾輪式轉向器和蝸桿指銷式轉向器的對比，選擇了循環(huán)球式齒條齒扇轉向器，為下面的設計做準備。 第4章 汽車轉向傳動機構 4.1轉向傳動機構的選擇 從轉向器到轉向輪之間的所有傳動桿件總稱為轉向傳動機構。 轉向傳動機構的功用是將轉向器輸出的力和運動傳到轉向橋兩側

32、的轉向節(jié)，使轉向輪偏轉，并使兩轉向輪偏轉角按一定關系變化，以保證汽車轉向時車輪與地面的相對滑動盡可能小。本設計中由于采用的是非獨立式懸架。 4.1.1與非獨立懸架配用的轉向傳動機構 1．轉向傳動機構的組成 轉向傳動機構由轉向搖臂、轉向直拉桿、轉向節(jié)臂和轉向梯形等零部件共同組成，其中轉向梯形由梯形臂、轉向橫拉桿和前梁共同構成，如圖4.1。 圖4.1 與非獨立懸架配用的轉向傳動機構示意圖 2．轉向搖臂 循環(huán)球式轉向器和蝸桿曲柄指銷式轉向器通過轉向搖臂與轉向直拉桿相連。轉向搖臂的大端用錐形三角細花鍵與轉向器中搖臂軸的外端

33、連接，小端通過球頭銷與轉向直拉桿作空間鉸鏈連接，如圖4.2。 3．轉向直拉桿 轉向直拉桿是轉向搖臂與轉向節(jié)臂之間的傳動桿件，具有傳力和緩沖作用。在轉向輪偏轉且因懸架彈性變形而相對于車架跳動時，轉向直拉桿與轉向搖臂及轉向節(jié)臂的相對運動都是空間運動，為了不發(fā)生運動干涉，三者之間的連接件都是球形鉸鏈，如圖4.3。 圖4.2 轉向搖臂示意圖 圖4.3 轉向直拉桿示意圖 4．轉向橫拉桿 轉向橫拉桿是轉向梯形機構的底邊，由橫拉桿體和旋裝在兩端的橫拉桿接頭組成。其特點是長度可調，通過調整橫拉桿的長度，可以調整

34、前輪前束，如圖4.4。 4.2轉向梯形的選擇 轉向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉向梯形方案與懸架采用何種方案有關。無論采用哪一種方案，都必須正確選擇轉向梯形參數(shù)，做到汽車轉彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，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彎直徑值，轉向輪應有足夠大的轉角。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向梯形。 4.2.1整體式轉向梯形 整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿1、轉向梯形臂2和汽車前軸3組成，如下圖所示。 1.轉向橫拉桿 2.轉向梯形臂 3.前軸 圖4.

35、6 整體式轉向梯形 其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點是結構簡單，調整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側轉向輪上、下跳動時，會影響另一側轉向輪。 當汽車前懸架采用非獨立式懸架時，應當采用整體式轉向梯形。整體式轉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動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側方向延伸，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。 4.3本章小結 本章對轉向傳動機構進行設計，由于本設計選用的是非獨

36、立式懸架，因此選用與非獨立懸架配用的轉向傳動機構，轉向梯形也選用與之配用的整體式轉向梯形，為下一章的整體式轉向梯形結構優(yōu)化設計做準備。 第5章 轉向系的設計計算 本設計主要參照五十鈴QL10403EAR輕型貨車，其基本參數(shù)為：兩軸式42驅動平頭貨車，最高車速98km/h,裝載質量1.99t，最小轉彎直徑不大于13m，最大爬坡度不小于0.3。 5.1轉向器的結構型式選擇及其設計計算 循環(huán)球式轉向器又有兩種結構型式，即常見的循環(huán)球-齒條齒扇式和另一種即循環(huán)球-曲柄銷式。它們各有兩個傳動副，前者為：螺桿、鋼球和螺母傳動副以及螺母上的齒條和搖臂軸上的齒扇傳動副；后者為螺桿、鋼

37、球和螺母傳動副以及螺母上的銷座與搖臂軸的錐銷或球銷傳動副。兩種結構的調整間隙方法均是利用調整螺栓移動搖臂軸來進行調整。 本設計選用的循環(huán)球-齒條齒扇式轉向器。 5.1.1螺桿—鋼球—螺母傳動副的設計 表5.1 各類汽車循環(huán)球轉向器的齒扇模數(shù) 齒扇模數(shù) 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 6.0 6.5 乘用車 排量 550 1000 1600 2000 2000 一一 一一 前橋負荷 3.5 3.8 4.7 7.35 7.0 9.0 8.3 11.0 10.0 11.0 一一 一一 商用車 前橋負荷 3.0

38、5.0 4.5 7.5 5.5 18.5 7.0 19.5 9.0 24 17.0 37.0 23.0 44.0 最大裝載質量 350 1000 2500 2700 4000 6000 8000 由設計要求可知最大裝載質量為1990kg，按4×2單胎軸荷分配滿載時32%～40%：前軸負荷為1476kg，即14760N，所以根據(jù)表6.1，齒扇模數(shù)選4.0mm。 （1）鋼球中心距D、螺桿外徑D1和螺母內徑D2 鋼球中心距是基本尺寸。螺桿外徑D1，螺母內徑D2及鋼球直徑d對確定鋼球中 表5.

39、2 循環(huán)球式轉向器主要參數(shù) 齒扇模數(shù)/mm 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 6.0 6.5 搖臂軸直徑/mm 22 26 30 32 32/35 38/40 42/45 鋼球中心距/mm 20 23/25 25 28 60/32 35 40 螺桿外徑/mm 20 23/25 25 28 29 34 38 鋼球直徑/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 10.000 10.000 11

40、.000 工作圈數(shù) 1.5 1.2/2.5 2.5 環(huán)流行數(shù) 2 螺母長度/mm 41 45/52 46/47 58 56/59/ 62 72/78 80/82 齒扇齒數(shù) 3/5 5 齒扇整圓齒數(shù) 12/13 13 13/14/15 齒扇壓力角 22°30′/27°30′ 切削角 6°30′ 6°30′/7°30′ 齒扇寬/mm 22/25 25/27 25/28 30 28~32 30/34/38 35/38 心距D的大小有影響，而D又對轉向器結構尺寸和強度有影響。在保證足

41、夠的強度條件下，盡可能將D值取小些。選取D值的規(guī)律是隨著扇齒模數(shù)的增大，鋼球中心距D也相應增加（表5.2）。 設計時先參考同類汽車的參數(shù)進行初選，經(jīng)強度驗算后，再進行修正。螺桿外徑D1通常在20~38范圍內變化，設計時應根據(jù)轉向軸負荷的不同來選定。螺母內徑D2應大于D1，一般要求D2 - D1=（5%10%）D。 根據(jù)表5.2，本設計初選鋼球中心距為25mm，螺桿外徑25mm，D2-D1=8%D，所以螺母內徑D2為27mm。 （2）鋼球直徑d及數(shù)量n 鋼球直徑尺寸d取得大，能提高承載能力，同時螺桿和螺母傳動機構和轉向器的尺寸也隨之增加。鋼球直徑應符合國家

42、標準一般常在79mm范圍內選用（表5.2）。 增加鋼球數(shù)量n，能提高承載能力，但使鋼球流動性變壞，從而使傳動效率降低。因為鋼球直徑本身有誤差，所以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是全部的鋼球數(shù)。經(jīng)驗表明，每個環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過60為好。為保證盡可能多的鋼球都承載， （5.1） 式中，D為鋼球中心距；W為一個環(huán)路中那個的鋼球工作圈數(shù)；n為不包括環(huán)流導管中的鋼球數(shù)；為螺線導程角，常取=5°8°，故1。 本設計中鋼球直徑d=6.350，工作圈數(shù)W=1.5，由公式（5.1）可得鋼球數(shù)n為18

43、。 （3）滾道截面 當螺桿和螺母的滾道截面各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時，如圖5.1所示，鋼球與滾道有四點接觸，傳動時軸向間隙最小，可滿足轉向盤自由行程小的要求。圖5.1中滾道與鋼球之間的間隙，除用來儲存潤滑油之外，還能儲存磨損雜質。為了減少摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑應大于鋼球半徑d/2，一般取=（0.51~0.53）d。螺桿滾道應倒角，用來避免該處被嚙出毛刺而劃傷鋼球后降低傳動效率。 本設計取=0.53d=3.336mm。 圖5.1 滾道截面示意圖 （4）接觸角 鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾

44、角稱為接觸角，角多取為45°，以使軸向力和徑向力分配均勻。本設計取為45°。 （5）螺距P和螺旋線導程角 轉向盤轉動角，對應螺母移動的距離s為 （5.2） 式中，P為螺紋螺距。 與此同時，齒扇節(jié)圓轉過的弧長等于s，相應搖臂轉過角，期間關系為 （5.3） 式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)立式（5.2）、（5.3）得，將對求導，得循環(huán)球式轉向器角傳動比為 （5.4）

45、 由式（5.4）可知，螺距P影響轉向器角傳動比的值。螺距P一般在811mm內選取。 本設計選取螺距P為9.525mm。 在已知螺旋線導程角和螺距的情況下，鋼球中心距D也可由下式求得： （5.5） 式中 —螺桿與螺母滾道的螺距； —螺線導程角。 因此根據(jù)式（5.5）反推出螺旋線導程角 為6.92° （6）工作鋼球圈數(shù)W 多數(shù)情況下，轉向器用兩個環(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：增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球數(shù)增多，能降低接觸應力，提高承載能力；

46、但鋼球受力不均勻。螺桿增長使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有1.5和2.5圈兩種。一個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)的選取見表5.2 本設計選取工作鋼球圈數(shù)W為1.5圈。 （7）導管內徑 容納鋼球而且鋼球在其內部流動的導管內徑,式中，e為鋼球直徑d與導管內徑之間的間隙。e不易過大，否則鋼球流經(jīng)導管時球心偏離導管中心的距離增大，并使流動阻力增大。推薦。導管壁厚取為1mm。 本設計選取e為0.5mm，所以導管內徑為6.850mm。 5.1.2齒條、齒扇傳動副的設計 首先分析轉向器的傳動間隙，既齒扇和齒條之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，這種變化關系稱為

47、轉向器傳動副傳動間隙特性。研究該特性的意義在于，他與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。 轉向器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大到無法確保直線行駛穩(wěn)定性時，必須經(jīng)調整消除該處的間隙。調整后，要求轉向盤能圓滑地從中間位置轉到兩端，而無卡住現(xiàn)象。為此，傳動副的傳動間隙特性，應當設計成在離開中間位置以后呈圖5.2所示的逐漸增大的形狀。圖5.2中，曲線1表明轉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，并且中間位置已出現(xiàn)較大間隙；曲線3表明調整后并消除中間位置間隙的轉向器傳動間隙變化特性。

48、 圖5.2 轉向器傳動副傳動間隙特性 循環(huán)球式轉向器的齒條齒扇傳動副的傳動間隙特性，可通過將齒扇齒做成不同厚度來獲取必要的傳動間隙，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轉動，如圖5.3所示，相對于搖臂軸的中心有距離為的偏心。這樣加工的齒扇在齒條的嚙合中由中間齒轉向兩端的齒時，齒側間隙也逐漸加大，可表達為 （5.6） 式中 ——徑向間隙； ——嚙合角； ——齒扇的分度圓半徑； ——搖臂軸的轉角。 當，確定后，根據(jù)上式可繪制如圖5.4所示的線圖，用于選擇適當?shù)膎值，以便使齒條、齒扇傳動

49、副兩端齒嚙合時，齒側間隙能夠適應消除中間齒最大磨損量所形成的間隙的需要。 齒條、齒扇傳動副各對嚙合齒齒側間隙的改變也可以用改變齒條各齒槽寬而不改變齒扇各輪齒齒厚的辦法來實現(xiàn)。一般是將齒條(一般有4個齒)兩側的齒槽寬制成比中間齒槽大0.20～0.30mm即可。 圖5.3 為獲得變化的齒側間隙齒扇的加工原理和計算簡圖 圖5.4 用于選擇偏心n的線圖 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

50、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，如圖5.5所示。 圖5.5 變厚齒扇的截面 變厚齒扇齒形的計算，如圖5.6所示，一般將中間剖面A-A規(guī)定為基準剖面。由A-A剖面向右時，變?yōu)橄禂?shù)為正，向左則變?yōu)橄禂?shù)為零（O-O剖面），再變?yōu)樨?。若O-O剖面距A-A剖面的距離為，則其值為 （5.7） 式中，——在截面A－A處的原始齒形變位系數(shù)； m——模數(shù)； ——切削角。 為切削角。常見的有6°30′和7°30′兩種。在切削角一定得條件下，各剖面的變?yōu)橄禂?shù)取決于距離基準剖面A-A

51、的距離，此次設計取5mm。 前已述，模數(shù)m為4.0mm；法向壓力角，一般在20°~30°之間，根據(jù)表5.2，選為27°30′；切削角為6°30′；齒頂高系數(shù)，一般取0.8或1.0，這里取1.0；徑向間隙系數(shù)，取0.2；整圓齒數(shù)z，在12~15之間取，取為13；齒扇寬度B，一般在2238mm，取為25mm。列出如下： 圖5.6 變厚齒扇的齒型計算用圖 整圓齒數(shù)； 模數(shù); 法向壓力角 切削角 齒扇寬度 根據(jù)表5.3，列出變厚齒扇的齒形參數(shù)： 齒頂高系數(shù) 徑向間隙系數(shù) 齒頂高 徑向間隙 齒根高 全齒高 變位系數(shù) 齒

52、頂圓直徑 分度圓弧齒厚 齒頂圓壓力角 齒頂圓齒厚 = 表5.3 變厚齒扇（A－A）處的齒形參數(shù)選擇與計算 （mm） 參數(shù)名稱 參數(shù)的選擇與計算 齒頂高系數(shù) 1.0或0.8 齒頂高 齒根高 齒全高 徑向間隙c 變位系數(shù) 齒頂圓直徑D 分度圓弧齒厚 說明：基準截面見圖5.6的截面A—A，為齒扇寬度的中間位置處的截面。 5.1.3轉向器計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力、影響這些力的主要因

53、素有轉向軸的負荷，路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力，車輪穩(wěn)定阻力。輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。 精確地計算這些力是困難的，為此推薦足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩（N·mm），即 （5.8） 式中f——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7 ——為轉向軸負荷（N） P——為輪胎氣壓（MPa） 本設計中，輪胎氣壓為0.49MPa，轉向軸負載。代入式（5.8）得 作用在轉向盤上的手力為

54、 （5.9） 式中——轉向搖臂長 ——轉向節(jié)臂長 ——轉向盤直徑 ——轉向器角傳動比 ——轉向器正效率 本設計中，轉向搖臂長為200mm；轉向節(jié)臂長為200mm；轉向盤直徑根據(jù)車型不同，在380550mm的標準系列內選取，查國家標準可取為400mm；角傳動比為17；循環(huán)球式轉向器的傳動副為滾動摩擦，摩擦損失小，其正效率可達85%，這里取85%。代入式（5.9）得 確定計算載荷后，即可計算轉向系零件的強度。 5.1.4循環(huán)球式轉向器零件強度計算 1）鋼球與滾道間的接觸應力

55、 （5.10） 式中K——系數(shù)，根據(jù)A／B查表5.4求得，其中A／B用下式計算： ， （5.11） ——鋼球半徑，見圖5.1；本設計為3.175mm ——螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑，見圖5.1；本設計為3.336mm ——螺桿外半徑；本設計為12.5mm E——材料彈性模量，MPa； N——每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力； （5.12） ——轉向盤圓周力；本設計為186.5N R——轉向盤輪緣半徑；本設計為200mm ——螺桿螺線導程角；本設計為6.92° ——鋼球與滾道間的接觸角；本設計為

56、45° ——參與工作的鋼球數(shù)；本設計為18個 ——鋼球接觸點至螺桿中心線之距離。本設計為9.325 由公式（5.12）可得 由公式（5.11）可得A/B=0.046，查表5.4可得K為1.280mm. 由公式（5.10）可得 表5.4 系數(shù)K與A／B的關系 mm A/B 1.00 0.90 0.80 0.70 0.60 0.50 0.40 0.30 K 0.388 0.40 0.41 0.44 0.468 0.490 0.536 0.600 A/B 0.20

57、 0.15 0.10 0.05 0.02 0.01 0.007 一一 K 0.716 0.800 0.970 1.280 1.800 2.271 3.202 一一 當鋼球與滾道的接觸表面的硬度為HRC58～64時，許用接觸應力可取為2500MPa。顯然，，符合要求。 當由式鋼球工作總圈數(shù)1.5時，則應采用圈數(shù)及鋼球數(shù)相同的兩個獨立的環(huán)路，以使載荷能較均勻地分布于各鋼球并保持較高的傳動效率。但鋼球總數(shù) (包括在鋼球導管中的)不應超過60個。否則應加大鋼球直徑并重新計算。 徑向間隙（見圖5.1）不應大于0.02～0.03mm。

58、亦可用下式計算： （5.13） 本設計取為0.02mm 軸向間隙可用下式計算： （5.14） 式中 ——鋼球直徑 由式（5.14）可得 2）齒的彎曲應力 齒扇齒的彎曲應力為 （5.15） 式中 F——作用在齒扇上的圓周力 h——齒扇的齒高，本設計為8.8mm B——齒扇的齒寬，本設計為25mm S——基圓齒厚，本設計為6.3mm 作用在齒扇上的圓周力F

59、 （5.16） 式中 —轉向傳動機構的力傳動比，本設計為2 —轉向傳動機構的效率，一般取0.85～0.9。本設計中取為0.9； —即轉向阻力矩，本設計中； —齒扇節(jié)圓半徑，本設計中=26。 代入式（5.16）得 再代入式（5.15）得 許用彎曲應力為，顯然，符合要求。 螺桿和螺母用鋼制造。表面滲碳。對于前軸負荷不大的汽車，滲碳層深度在。 5.2整體式轉向梯形結構 在忽略側偏角影響的條件下，兩轉向前輪軸線的延長線交在后軸延長線上，如圖5.7所示。 設θi、θo分別為內、外轉向車輪轉

60、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。 若要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，則梯形機構應保證內、外轉向車輪的轉角有如下關系 （5.17） 若自變角為θo，則因變角θi的期望值為 （5.18） 圖5.7 理想的內外輪轉角關系簡圖 現(xiàn)有轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。以圖5.7所示的后置梯形機構為例，利用余弦定理可推得轉向梯形所給出的實際因變角為 （5.19） 式中 m——梯形臂長 ——梯形底角 所設計的轉向梯形給出的實際因變角，應盡可能接近

61、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角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權因子，構成評價設計優(yōu)劣的目標函數(shù)為 （5.20） 將式（5.18）、式（5.19）代人式（5.20）得 （5.21） 式中 x——設計變量， ——外轉向輪最大轉角，由圖5.7得 （5.22） 式中，——汽車最小轉彎直徑 ——主銷偏移距 考慮到多數(shù)使用工況下轉角小于20°

62、，且10°以內的小轉角使用得更加頻繁，因此取 （5.23） 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成的約束條件為 （5.24） （5.25） （5.26） 梯形臂長度m設計時常取在，

63、。梯形底角。此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳動角不宜過小，通常取。如圖5.7所示，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉彎時即可。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 （5.27） 式中，為最小傳動角。 已知，故由式(5.27)可知，為設計變量m及的函數(shù)。由式(5.24)、式(5.25)、式(5.26)和式(5.27)四項約束條件所形成的可行域，如圖5.8所示的幾種情況。圖5.8b適用于要求較大，而可小些的車型；圖5.8c適用于要求較大，而小些的車型；圖5.8a適用介于圖5.8b、c之間要求的車型。 由上

64、述數(shù)學模型可知，轉向梯形機構的優(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。 在本設計中，從總體設計中已知軸距，輪距，主銷偏移距。根據(jù)設計要求知最小轉彎直徑。 圖5.8 轉向梯形機構優(yōu)化設計的可行域 圖5.9 主銷內傾角作用示意圖 一般主銷內傾角，距離一般為（即為主銷偏移距，如5.9圖），本設計取為，所以兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離K為 由式（5.22）可得外轉向車輪最大轉角 前已述，設計時，梯形臂長度常取在、；即。 5.3基于Matlab的轉向梯形機構優(yōu)化設計 1、了解Matlab功能與操作 了解M

65、atlab的基本功能以及如何運用。本次所用的軟件是Matlab7.1版本對其進行數(shù)據(jù)處理和優(yōu)化設計。首先打開Matlab，界面如圖（圖5.5）所示。 圖5.10 Matlab7.1界面 2、建立目標函數(shù) 根據(jù)前一節(jié)論述到的等式以及約束條件，用Matlab語句進行編寫所并保存為調用的.m文件如圖（圖5.10）所示。 圖5.11 用Matlab語言建立函數(shù)模型 3、編寫主程序 運用Matlab工具箱中已有的函數(shù)“l(fā)sqnonlin”函數(shù)求實際值與期望值的標準差?；蜥槍Ρ驹O計，可將.fun調用文件以及主函數(shù)寫在一個程序里面。這樣的程序也可以經(jīng)過修改初始數(shù)據(jù)能運用于其他車型的整體

66、式轉向梯形機構的可行域尋找與對機構的優(yōu)化設計。 4、縮小設計區(qū)域 根據(jù)同等級轎車的調查以及可以用Matlab找出優(yōu)化適合區(qū)域。根據(jù)數(shù)據(jù)顯示，初始角的改變引起的變化遠比臂長的改變引起的變化大。所以初始角才是設計中的“主要矛盾”。例如圖5.12為初始角為60°，圖5.13為初始角85°的時候的輸出角隨輸入角變化時的實際值與期望值曲線。這樣的結果偏離期望值太大。故85°、60°的初始角不能成為優(yōu)化區(qū)域。經(jīng)過多次嘗試，可確定最適合的初始角區(qū)域為66°到69°。 圖5.12 臂長m=190mm 梯形初始角γ=60°

67、 圖5.13 臂長m=190mm 梯形初始角γ=85° 圖5.14是一個擬合程度的直觀體現(xiàn)，輸入角度在0~0.25范圍內的擬合程度很高，輸入角大于0.25之后與期望值有比較大的偏差，說明在轉角較小的時候兩輪相對滑動程度較小，在輸入轉角比較大的情況下輪胎滑動程度比較大。圖5.15的圖像表明，隨著輸入角的變化，輸出角與期望值的標準差發(fā)展比較平穩(wěn)，而且整體來說數(shù)值比較小。是設計的較優(yōu)化解。 圖5.14 臂長m=190mm 梯形初始角γ=60° 圖5.15 臂長m=190mm 梯形初始角γ=67° 當轉向梯形臂長m取200mm附近數(shù)值時，較符合初始傳動比選擇條件。所以用Matlab就初始角為66°~68°的范圍內，臂長為180mm~210mm范圍內作以下表5.1比較