轻型货车转向系统设计及建模(共59页)

精选优质文档-倾情为你奉上 摘 要汽车在行驶的过程中，需要按照驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓的汽车转向。汽车的转向系统是一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专用机构，本文的研究内容即是轻型货车的转向系统设计。本文针对的是与非独立悬架相匹配的整体式两轮转向机构。利用相关汽车设计和连杆机构运动学的知识，首先对转向器，转向传动机构进行选择，接着再对转向器和转向传动机构进行设计，最后，利用软件CATIA完成转向系统的三维实体设计。转向器在设计中选用的是循环球式齿条齿扇转向器，在对转向器的设计中，包括了螺杆钢球螺母传动副的设计和齿条齿扇传动副的设计，前者是基于参照同类汽车，确定出钢球中心距，设计出一系列的尺寸，而后者则是根据汽车前轴的载荷来确定出齿扇模数，再由此设计出所有参数的。转向梯形的设计选用的是整体式转向梯形，本文在设计中借鉴同类汽车转向梯形设计的经验尺寸对转向梯形进行尺寸初选。再通过对转向内轮实际达到的最大偏转角时与转向外轮理想最大偏转角度的差值的检验，和作为一个四杆机构对其最小传动角的检验，来判定转向梯形的设计是否符合基本要求。本文在消化，吸收，总结，归纳前人的成果上，系统、全面地对机械转向系进行理论分析，设计及优化。为轻型汽车转向系的设计开发提供了一种步骤简单的设计方法。关键词：转向系；转向器；转向梯形；传动副；结构元件专心-专注-专业ABSTRACTIn 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 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, 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 gear, 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 determine 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. Through 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 basic 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 provides a simple design method steps.key words：Steering system；Steering gear；Steering trapezium；Transmission vice；Structural components符 号 表转向系的效率齿顶高系数作用在转向轴上的功率KW齿顶高转向器中的摩擦功率KW齿根高作用在转向摇臂上的功率KW摩擦角f摩擦系数转向系的角传动比转向系的力传动比摇臂角速度转向节偏转角速度主销偏移距 径向间隙 啮合角模数齿形变位系数目 录 第1章 绪 论1.1转向系概述 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，理想情况下全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。否则会加速轮胎磨损，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。较1.2轻型货车转向系统设计主要内容 本设计以循环球式转向器的设计为中心，一是汽车总体构架参数对汽车转向的影响；二是机械转式向器的设计；三是转向传动机构的设计；四是转向梯形机构设计。因此本设计在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动转向器螺杆旋转，与螺杆配合的螺母外齿与扇形齿轮啮合，通过安装在扇形轴上的转向臂向转向拉杆机构传递操作力，实现转向。 (1)汽车转向系方案的设计。 (2)汽车转向器方案的设计。 (3)汽车转向传动机构的设计。 (4)转向系的设计计算。 第2章 汽车转向系方案2.1转向系主要性能参数 转向系的主要性能参数有转向系的效率，转向系的角传动比与力传动比，转向器传动副的传动间隙特性，转向系的刚度以及转向盘的总转动圈数。2.1.1转向器的效率 转向系的效率由转向器的效率和转向操纵机构的效率决定，即： （2.1） 转向器效率又有正效率与逆效率之分。功率由转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，反之为逆效率。 （2.2） （2.3）式中 作用在转向轴上的功率； 转向器中的摩擦功率； 作用在转向摇臂轴上的功率。 1.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)转向器的类型、结构特点与效率 汽车上常用的转向器形式有循环球式、蜗杆滚轮式、齿轮齿条式和蜗杆指销式等几种。齿轮齿条式。循环球式转向器的正效率比较高，其正效率可达到85%。同一类型的转向器，因结构不同，效率也有较大差别。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以有滚针轴承、圆锥轴承和滚珠轴承三种结构。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有滑动摩擦损失，故这种转向器的效率仅达54%左右。根据试验，其余两种转向器结构的效率分别为70%和75%。 (2)转向器的结构参数与效率 蜗杆滚轮式转向器的传动副存在较大滑动摩擦，效率较低。对于蜗杆和螺杆类转向器，如果忽略轴承和其他地方的抹茶损失，只考虑啮合副的摩擦损失，其效率为 （2.4）式中 蜗杆或螺杆的螺线导程角； 摩擦角，=； 摩擦系数。 2. 转向器逆效率 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，这种转向器是可逆式的。它能保证汽车转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减少驾驶员疲劳，又提高了行驶安全性。但是，在坏路上行驶时，车轮受到的冲击力，大部分都传给转向盘，驾驶员容易“打手”，使之精神状态紧张，如长时间在坏路上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全行驶。因此，这类转向器适用于在良好路面上行驶的车辆。齿轮齿条式和循环球式都属于可逆式转向器。 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，现代汽车基本不采用这种转向器。 极限可逆式转向器介于上述两者之间。当车轮受有冲击力作用时，此力只有较小的一部分传至转向盘。它的逆效率较低，因此在坏路上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件，所受冲击力也比不可逆式转向器要小。 如果只考虑啮合副的摩擦，忽略轴承和其他地方的摩擦损失，则逆效率可以用下式计算： （2.5） 式（2.4）和（2.5）表明：增加导程角，逆效率也增大。因此，虽然增加导程角能提高正效率，但此时因为逆效率也增大，故导程角不应取得过大；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，导程角的最小值必须大于摩擦角。通常螺线的导程角选在8°10°之间。2.1.2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2与作用在转向盘上的手力之比，称为力传动比，即。 转向盘角速度与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向系角传动比，即 （2.6）式中，为转向盘转角增量；为转向节转角增量；为时间增量。 又由转向器角传动比和转向传动机构角传动比所组成，即 （2.7） 转向盘角速度与摇臂轴角速度之比，称为转向器角传动比，即 （2.8）式中，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。 摇臂轴角速度与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向传动机构的角传动比，即 （2.9） 2.转向系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和作用在转向节上的转向阻力矩有如下关系： （2.10）式中,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可用下式表示： （2.11）式中，为作用在转向盘上的力矩；为转向盘直径。 将式（2.10），（2.11）代入后得到 （2.12） 分析式（2.12）可知，主销偏移距越小，力传动比越大，转向越轻便。通常乘用车的值在0.40.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的值在4060mm范围内选取。转向盘直径对轻便性有影响，选用尺寸小写的转向盘，虽然占用的空间少，但转向时需要对转向盘施以较大的力，而选用尺寸大些的转向盘又会使驾驶员进出驾驶室时入座困难。根据车形不同，转向盘直径在的标准系列内选取。如果忽略摩擦损失，可以用下式表示： （2.13） 将式（2.13）代入式（2.12）后得到 （2.14） 当和不变时，力传动比越大，虽然转向越轻，但也越大，表明转向不灵敏。 3.转向系的角传动比 转向传动机构的角传动比，还可以近似地用转向节臂臂长与摇臂臂长之比来表示，即： （2.15） 在现代汽车结构中，与的比值大约在0.851.10之间，可粗略认为其比值为1，即近似为1，则： （2.16） 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及其变化规律即可。 4.转向器角传动比及其变化规律 式（2.14）表明：增大角传动比可以增加力传动比。当转向阻力一定时，增大力传动比能减少作用在转向盘上的手力，使操纵轻便。 考虑到，由的定义可知：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，转向轮偏转角对同一转向盘转角的响应变的迟钝，操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成了一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。 齿轮齿条式、循环球齿条齿扇式、蜗杆滚轮式及蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。 对于循环齿条齿扇式转向器的角传动比。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。 对于乘用车，推荐转向器角传动比在1725范围内选取；对于商用车，在2332范围内选取。2.1.3转向器传动副的传动间隙 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大小的不同而改变，这种变化和转向器的使用寿命有关。 如何获得传动间隙特性将在后面转向器的设计中介绍。2.1.4转向盘的总转动圈数 转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。轿车转向盘的总转动圈数较少，一般约在3.6圈以内；货车一般不宜超过6圈。2.2转向系的选择 汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。本设计采用的是机械式转向系。2.2.1机械转向系 机械转向系以驾驶员的体力作为转向能源，其中所有传力件都是机械的。机械转向系由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部分组成。 图2.1所示为红旗CA7220型轿车的机械转向系统。当汽车转向时，驾驶员对转向盘施加一个转向力矩。该力矩通过转向轴和柔性联轴节输入转向器，再经左，右横拉杆,传给固定于两侧转向节上的左、右转向节臂，使转向节和它所支撑的转向轮绕主销轴线偏移一定角度，实现转向。 目前，许多国内外生产的新车型在转向操纵机构中采用了万向传动装置（转向万向节和转向传动轴）。如图2.2，这有助于转向盘和转向器等部件和组件的通用化和系列化。只要适当改变转向万向传动装置的几何参数，便可以满足各种变型车的总布置要求。即使在转向盘与转向器同轴线的情况下，其间也可以采用万向传动装置，以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体（驾驶室、车架）的变形所造成的二者轴线实际上的不重合。 图2.1 红旗CA7220型轿车的机械转向系统图2.2 汽车转向系示意图 转向盘在驾驶室内的安置位置与各国交通法规规定车辆靠道路左侧还是右侧通行有关。包括我国在内的大多数国家规定车辆右侧通行，相应地应将转向盘安置在驾驶室左侧。这样，驾驶员左方的视野较广阔，有利于两车安全交会。相反，在一些规定车辆靠左侧通行的国家和地区使用的汽车上，转向盘则应安置在驾驶室右侧。2.3本章小结 本章主要对转向系统的方案进行确定。包括通过转向器的效率公式确定导程角，通过传动比的变化特性确定传动比及转向盘的总转动圈数和机械转向系的确定，为下面的设计过程做铺垫。第3章 汽车转向器方案3.1机械式转向器的选择 根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构形式有多种。常见的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。 对转向器结构型式的选择，主要是根据汽车的类型，前轴负荷，使用条件等来决定，并要考虑其效率特性，角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能，寿命，制造工艺等。 本设计选用的是循环球齿条齿扇式转向器。3.1.1循环球式转向器 循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图3.2。循环球式转向器的优点是：在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到75%85%；在结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行；适合用来做整体式动力转向器。 图3.2 循环球式转向器示意图 循环球式转向器的缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。 循环球式转向器主要用于商用车上。3.2本章小结 本章主要对转向器进行选择，通过对齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器的对比，选择了循环球式齿条齿扇转向器，为下面的设计做准备。第4章 汽车转向传动机构4.1转向传动机构的选择 从转向器到转向轮之间的所有传动杆件总称为转向传动机构。 转向传动机构的功用是将转向器输出的力和运动传到转向桥两侧的转向节，使转向轮偏转，并使两转向轮偏转角按一定关系变化，以保证汽车转向时车轮与地面的相对滑动尽可能小。本设计中由于采用的是非独立式悬架。4.1.1与非独立悬架配用的转向传动机构 1转向传动机构的组成 转向传动机构由转向摇臂、转向直拉杆、转向节臂和转向梯形等零部件共同组成，其中转向梯形由梯形臂、转向横拉杆和前梁共同构成，如图4.1。 图4.1 与非独立悬架配用的转向传动机构示意图 2转向摇臂 循环球式转向器和蜗杆曲柄指销式转向器通过转向摇臂与转向直拉杆相连。转向摇臂的大端用锥形三角细花键与转向器中摇臂轴的外端连接，小端通过球头销与转向直拉杆作空间铰链连接，如图4.2。 3转向直拉杆 转向直拉杆是转向摇臂与转向节臂之间的传动杆件，具有传力和缓冲作用。在转向轮偏转且因悬架弹性变形而相对于车架跳动时，转向直拉杆与转向摇臂及转向节臂的相对运动都是空间运动，为了不发生运动干涉，三者之间的连接件都是球形铰链，如图4.3。图4.2 转向摇臂示意图 图4.3 转向直拉杆示意图 4转向横拉杆 转向横拉杆是转向梯形机构的底边，由横拉杆体和旋装在两端的横拉杆接头组成。其特点是长度可调，通过调整横拉杆的长度，可以调整前轮前束，如图4.4。4.2转向梯形的选择 转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有关。无论采用哪一种方案，都必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。本设计中由于采用的是非独立式悬架，应当选用与之配用的整体式转向梯形。4.2.1整体式转向梯形 整体式转向梯形是由转向横拉杆1、转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如下图所示。1.转向横拉杆 2.转向梯形臂 3.前轴图4.6 整体式转向梯形 其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。 当汽车前悬架采用非独立式悬架时，应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或者前轴前（称为前置梯形）。对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底版发生干涉，所以在布置上有困难。为了保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度。4.3本章小结 本章对转向传动机构进行设计，由于本设计选用的是非独立式悬架，因此选用与非独立悬架配用的转向传动机构，转向梯形也选用与之配用的整体式转向梯形，为下一章的整体式转向梯形结构优化设计做准备。第5章 转向系的设计计算 本设计主要参照五十铃QL10403EAR轻型货车，其基本参数为：两轴式42驱动平头货车，最高车速98km/h,装载质量1.99t，最小转弯直径不大于13m，最大爬坡度不小于0.3。5.1转向器的结构型式选择及其设计计算 循环球式转向器又有两种结构型式，即常见的循环球-齿条齿扇式和另一种即循环球-曲柄销式。它们各有两个传动副，前者为：螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的齿条和摇臂轴上的齿扇传动副；后者为螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的销座与摇臂轴的锥销或球销传动副。两种结构的调整间隙方法均是利用调整螺栓移动摇臂轴来进行调整。 本设计选用的循环球-齿条齿扇式转向器。5.1.1螺杆钢球螺母传动副的设计表5.1 各类汽车循环球转向器的齿扇模数齿扇模数3.03.54.04.55.06.06.5乘用车排量5501000160020002000一一一一前桥负荷3.53.84.77.357.09.08.311.010.011.0一一一一商用车前桥负荷3.05.04.57.55.518.57.019.59.02417.037.023.044.0最大装载质量350100025002700400060008000 由设计要求可知最大装载质量为1990kg，按4×2单胎轴荷分配满载时32%40%：前轴负荷为1476kg，即14760N，所以根据表6.1，齿扇模数选4.0mm。 （1）钢球中心距D、螺杆外径D1和螺母内径D2 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对确定钢球中表5.2 循环球式转向器主要参数齿扇模数/mm3.03.54.04.55.06.06.5摇臂轴直径/mm2226303232/3538/4042/45钢球中心距/mm2023/25252860/323540螺杆外径/mm2023/252528293438钢球直径/mm5.5565.5566.3506.3507.1447.144/8.000螺距/mm7.9388.7319.5259.52510.00010.00011.000工作圈数1.51.2/2.52.5环流行数2螺母长度/mm4145/5246/475856/59/ 6272/7880/82齿扇齿数3/55齿扇整圆齿数12/131313/14/15齿扇压力角22°30/27°30切削角6°306°30/7°30齿扇宽/mm22/2525/2725/2830283230/34/3835/38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5.2）。 设计时先参考同类汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。螺杆外径D1通常在2038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D1，一般要求D2 - D1=（5%10%）D。 根据表5.2，本设计初选钢球中心距为25mm，螺杆外径25mm，D2-D1=8%D，所以螺母内径D2为27mm。 （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加。钢球直径应符合国家标准一般常在79mm范围内选用（表5.2）。 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。因为钢球直径本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部的钢球数。经验表明，每个环路中的钢球数以不超过60为好。为保证尽可能多的钢球都承载， （5.1） 式中，D为钢球中心距；W为一个环路中那个的钢球工作圈数；n为不包括环流导管中的钢球数；为螺线导程角，常取=5°8°，故1。 本设计中钢球直径d=6.350，工作圈数W=1.5，由公式（5.1）可得钢球数n为18。 （3）滚道截面 当螺杆和螺母的滚道截面各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，如图5.1所示，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5.1中滚道与钢球之间的间隙，除用来储存润滑油之外，还能储存磨损杂质。为了减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径应大于钢球半径d/2，一般取=（0.510.53）d。螺杆滚道应倒角，用来避免该处被啮出毛刺而划伤钢球后降低传动效率。 本设计取=0.53d=3.336mm。图5.1 滚道截面示意图 （4）接触角 钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法向截面轴线间的夹角称为接触角，角多取为45°，以使轴向力和径向力分配均匀。本设计取为45°。 （5）螺距P和螺旋线导程角 转向盘转动角，对应螺母移动的距离s为 （5.2）式中，P为螺纹螺距。 与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s，相应摇臂转过角，期间关系为 （5.3）式中，r为齿扇节圆半径。 联立式（5.2）、（5.3）得，将对求导，得循环球式转向器角传动比为 （5.4） 由式（5.4）可知，螺距P影响转向器角传动比的值。螺距P一般在811mm内选取。 本设计选取螺距P为9.525mm。 在已知螺旋线导程角和螺距的情况下，钢球中心距D也可由下式求得： （5.5）式中 螺杆与螺母滚道的螺距； 螺线导程角。 因此根据式（5.5）反推出螺旋线导程角 为6.92° （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，参加工作的钢球数增多，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5.2 本设计选取工作钢球圈数W为1.5圈。 （7）导管内径 容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径,式中，e为钢球直径d与导管内径之间的间隙。e不易过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心的距离增大，并使流动阻力增大。推荐。导管壁厚取为1mm。 本设计选取e为0.5mm，所以导管内径为6.850mm。5.1.2齿条、齿扇传动副的设计 首先分析转向器的传动间隙，既齿扇和齿条之间的间隙。该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性。研究该特性的意义在于，他与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。 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稳定性时，必须经调整消除该处的间隙。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5.2所示的逐渐增大的形状。图5.2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，并且中间位置已出现较大间隙；曲线3表明调整后并消除中间位置间隙的转向器传动间隙变化特性。 图5.2 转向器传动副传动间隙特性 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，即齿扇由中间齿向两端齿的齿厚是逐渐减小的。为此可在齿扇的切齿过程中使毛坯绕工艺中心转动，如图5.3所示，相对于摇臂轴的中心有距离为的偏心。这样加工的齿扇在齿条的啮合中由中间齿转向两端的齿时，齿侧间隙也逐渐加大，可表达为 （5.6）式中 径向间隙；啮合角； 齿扇的分度圆半径；摇臂轴的转角。 当，确定后，根据上式可绘制如图5.4所示的线图，用于选择适当的n值，以便使齿条、齿扇传动副两端齿啮合时，齿侧间隙能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的间隙的需要。 齿条、齿扇传动副各对啮合齿齿侧间隙的改变也可以用改变齿条各齿槽宽而不改变齿扇各轮齿齿厚的办法来实现。一般是将齿条(一般有4个齿)两侧的齿槽宽制成比中间齿槽大0.200.30mm即可。图5.3 为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图图5.4 用于选择偏心n的线图齿扇的齿厚沿齿宽方向变化，故称为变厚齿扇。其齿形外观与普通的直齿圆锥齿轮相似。用滚刀加工变厚齿扇的切齿进给运动是滚刀相对工件作垂向进给的同时，还以一定的比例作径向进给，两者合成为斜向进给。这样即可得到变厚齿扇。变厚齿扇的齿顶及齿根的轮廓面为圆锥面，其分度圆上的齿厚是成比例变化的，形成变厚齿扇，如图5.5所示。图5.5 变厚齿扇的截面 变厚齿扇齿形的计算，如图5.6所示，一般将中间剖面A-A规定为基准剖面。由A-A剖面向右时，变为系数为正，向左则变为系数为零（O-O剖面），再变为负。若O-O剖面距A-A剖面的距离为，则其值为 （5.7）式中，在截面AA处的原始齿形变位系数；m模数；切削角。 为切削角。常见的有6°30和7°30两种。在切削角一定得条件下，各剖面的变为系数取决于距离基准剖面A-A的距离，此次设计取5mm。 前已述，模数m为4.0mm；法向压力角，一般在20°30°之间，根据表5.2，选为27°30；切削角为6°30；齿顶高系数，一般取0.8或1.0，这里取1.0；径向间隙系数，取0.2；整圆齿数z，在1215之间取，取为13；齿扇宽度B，一般在2238mm，取为25mm。列出如下：图5.6 变厚齿扇的齿型计算用图整圆齿数；模数;法向压力角切削角齿扇宽度根据表5.3，列出变厚齿扇的齿形参数：齿顶高系数径向间隙系数齿顶高径向间隙齿根高全齿高变位系数齿顶圆直径分度圆弧齿厚齿顶圆压力角 齿顶圆齿厚 = 表5.3 变厚齿扇（AA）处的齿形参数选择与计算 （mm）参数名称参数的选择与计算齿顶高系数1.0或0.8齿顶高齿根高齿全高径向间隙c变位系数齿顶圆直径D分度圆弧齿厚说明：基准截面见图5.6的截面AA，为齿扇宽度的中间位置处的截面。5.1.3转向器计算载荷的确定 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。 精确地计算这些力是困难的，为此推荐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（N·mm），即 （5.8）式中f轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7 为转向轴负荷（N） P为轮胎气压（MPa） 本设计中，轮胎气压为0.49MPa，转向轴负载。代入式（5.8）得作用在转向盘上的手力为 （5.9）式中转向摇臂长转向节臂长 转向盘直径转向器角传动比转向器正效率 本设计中，转向摇臂长为200mm；转向节臂长为200mm；转向盘直径根据车型不同，在380550mm的标准系列内选取，查国家标准可取为400mm；角传动比为17；循环球式转向器的传动副为滚动摩擦，摩擦损失小，其正效率可达85%，这里取85%。代入式（5.9）得确定计算载荷后，即可计算转向系零件的强度。5.1.4循环球式转向器零件强度计算 1）钢球与滚道间的接触应力 （5.10）式中K系数，根据AB查表5.4求得，其中AB用下式计算： ， （5.11）钢球半径，见图5.1；本设计为3.175mm螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径，见图5.1；本设计为3.336mm螺杆外半径；本设计为12.5mmE材料弹性模量，MPa；N每个钢球与螺杆滚道之间的正压力； （5.12）转向盘圆周力；本设计为186.5NR转向盘轮缘半径；本设计为200mm螺杆螺线导程角；本设计为6.92°钢球与滚道间的接触角；本设计为45°参与工作的钢球数；本设计为18个钢球接触点至螺杆中心线之距离。本设计为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为1.280mm.由公式（5.10）可得 表5.4 系数K与AB的关系 mmA/B1.000.900.800.700.600.500.400.30K0.3880.400.410.440.4680.4900.5360.600A/B0.200.150.100.050.020.010.007一一K0.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202一一 当钢球与滚道的接触表面的硬度为HRC5864时，许用接触应力可取为2500MPa。显然，符合要求。 当由式钢球工作总圈数1.5时，则应采用圈数及钢球数相同的两个独立的环路，以使载荷能较均匀地分布于各钢球并保持较高的传动效率。但钢球总数 (包括在钢球导管中的)不应超过60个。否则应加大钢球直径并重新计算。 径向间隙（见图5.1）不应大于0.020.03mm。亦可用下式计算： （5.13） 本设计取为0.02mm 轴向间隙可用下式计算： （5.14）式中 钢球直径由式（5.14）可得 2）齿的弯曲应力 齿扇齿的弯曲应力为 （5.15）式中 F作用在齿扇上的圆周力 h齿扇的齿高，本设计为8.8mm B齿扇的齿宽，本设计为25mm S基圆齿厚，本设计为6.3mm 作用在齿扇上的圆周力F （5.16） 式中 转向传动机构的力传动比，本设计为2 转向传动机构的效率，一般取0.850.9。本设计中取为0.9； 即转向阻力矩，本设计中； 齿扇节圆半径，本设计中=26。代入式（5.16）得再代入式（5.15）得许用弯曲应力为，显然，符合要求。 螺杆和螺母用钢制造。表面渗碳。对于前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在。5.2整体式转向梯形结构 在忽略侧偏角影响的条件下，两转向前轮轴线的延长线交在后轴延长线上，如图5.7所示。 设i、o分别为内、外转向车轮转角，L为汽车轴距，K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。 若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系 （5.17） 若自变角为o，则因变角i的期望值为 （5.18）图5.7 理想的内外轮转角关系简图 现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图5.7所示的后置梯形机构为例，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角为（5.19）式中 m梯形臂长 梯形底角 所设计的转向梯形给出的实际因变角，应尽可能接近理论上的期望值。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子，构成评价设计优劣的目标函数为 （5.20） 将式（5.18）、式（5.19）代人式（5.20）得 （5.21）式中 x设计变量， 外转向轮最大转角，由图5.7得 （5.22）式中，汽车最小转弯直径 主销偏移距 考虑到多数使用工况下转角小于20°，且10°以内的小转角使用得更加频繁，因此取 （5.23） 建立约束条件时应考虑到：设计变量m及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而优化过程是求的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为 （5.24） （5.25） （5.26） 梯形臂长度m设计时常取在，。梯形底角。此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取。如图5.7所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为 （5.27）式中，为最小传动角。 已知，故由式(5.27)可知，为设计变量m及的函数。由式(5.24)、式(5.25)、式(5.26)和式(5.27)四项约束条件所形成的可行域，如图5.8所示的几种情况。图5.8b适用于要求较大，而可小些的车型；图5.8c适用于要求较大，而小些的车型；图5.8a适用介于图5.8b、c之间要求的车型。 由上述数学模型可知，转向梯形机构的优化设计问题，是一个小型的约束非线性规划问题，可用复合形法来求解。 在本设计中，从总体设计中已知轴距，轮距，主销偏移距。根据设计要求知最小转弯直径。图5.8 转向梯形机构优化设计的可行域图5.9 主销内倾角作用示意图 一般主销内倾角，距离一般为（即为主销偏移距，如5.9图），本设计取为，所以两主销中心线延长线到地面交点之间的距离K为由式（5.22）可得外转向车轮最大转角 前已述，设计时，梯形臂长度常取在、；即。5.3基于Matlab的转向梯形机构优化设计1、了解Matlab功能与操作了解Matlab的基本功能以及如何运用。本次所用的软件是Matlab7.1版本对其进行数据处理和优化设计。首先打开Matlab，界面如图（图5.5）所示。图5.10 Matlab7.1界面2、建立目标函数根据前一节论述到的等式以及约束条件，用Matlab语句进行编写所并保存为调用的.m文件如图（图5.10）所示。图5.11 用Matlab语言建立函数模型3、编写主程序运用Matlab工具箱中已有的函数“lsqnonlin”函数求实际值与期望值的标准差。或针对本设计，可将.fun调用文件以及主函数写在一个程序里面。这样的程序也可以经过修改初始数据能运用于其他车型的整体式转向梯形机构的可行域寻找与对机构的优化设计。4、缩小设计区域根据同等级轿车的调查以及可以用Matlab找出优化适合区域。根据数据显示，初始角的改变引起的变化远比臂长的改变引起的变化大。所以初始角才是设计中的“主要矛盾”。例如图5.12为初始角为60°，图5.13为初始角85°的时候的输出角随输入角变化时的实际值与期望值曲线。这样的结果偏离期望值太大。故85°、60°的初始角不能成为优化区域。经过多次尝试，可确定最适合的初始角区域为66°到69°。图5.12 臂长m=190mm 梯形初始角=60°图5.13 臂长m=190mm 梯形初始角=85°图5.14是一个拟合程度的直观体现，输入角度在00.25范围内的拟合程度很高，输入角大于0.25之后与期望值有比较大的偏差，说明在转角较小的时候两轮相对滑动程度较小，在输入转角比较大的情况下轮胎滑动程度比较大。图5.15的图像表明，随着输入角的变化，输出角与期望值的标准差发展比较平稳，而且整体来说数值比较小。是设计的较优化解。 图5.14 臂长m=190mm 梯形初始角=60°图5.15 臂长m=190mm 梯形初始角=67°当转向梯形臂长m取200mm附近数值时，较符合初始传动比选择条件。所以用Matlab就初始角为66°68°的范围内，臂长为180mm210mm范围内作以下表5.1比较