汽車設(shè)計課程設(shè)計轉(zhuǎn)向系設(shè)計

PAGEPAGE1課程設(shè)計題目名稱轉(zhuǎn)向系設(shè)計課程名稱汽車設(shè)計課程設(shè)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季峰：汽車轉(zhuǎn)向機械系統(tǒng)設(shè)計PAGE2目錄1設(shè)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(shè)計計算 82.1螺桿－鋼球－螺母傳動副設(shè)計 82.2齒條、齒扇傳動副的設(shè)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(shè)計和優(yōu)化 183.1轉(zhuǎn)向梯形 183.2轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)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(shè)計總結(jié) 25參考資料 251設(shè)計方案選擇1.1整車性能參數(shù)根據(jù)老師安排，本次設(shè)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）轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與效率在四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為70%和75%。轉(zhuǎn)向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。（2）轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算：（1-1）1.2.2轉(zhuǎn)向器的逆效率根據(jù)逆效率不同，轉(zhuǎn)向器有可逆式、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(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉(zhuǎn)向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。不可逆式和極限可逆式轉(zhuǎn)向器不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于可逆式與不可逆式轉(zhuǎn)向器兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算：（1-2）1.2.3轉(zhuǎn)向系正、逆效率計算本車設(shè)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，ρ為摩擦角，ρ=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(yīng)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(yīng)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(yīng)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(yīng)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0.85——1.1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(yīng)大于150-200N，對中型貨車不應(yīng)大于360N，對重型貨車不應(yīng)大于450N。所以=112.2N,滿足設(shè)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(yīng)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(shè)計選定循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。2.循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算2.1螺桿－鋼球－螺母傳動副設(shè)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(yīng)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(yīng)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6～9mm。參考同類型汽車的轉(zhuǎn)向器選取鋼球直徑，并應(yīng)使之符合國家標準。鋼球直徑尺寸差應(yīng)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(shè)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(yīng)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W＝1.5～2.5，當轉(zhuǎn)向器的鋼球工作圈數(shù)需大于2.5時，則應(yīng)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+（0.05——0.10）（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θ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??；反之則相反。通常θ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(shè)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?。?）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(shè)計計算和校核部較難，因而在設(shè)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=0.4~0.8，導管壁厚度取為1mm。導管內(nèi)徑mm（9）螺母長度查《汽車設(shè)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(yīng)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2.5～3.5；—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(shè)計轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑取35mm。2.2齒條、齒扇傳動副的設(shè)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(yīng)當設(shè)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(yīng)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2－2偏心n的線圖設(shè)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?。此時計算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(shè)O-O面與中間面A-A面的間距=5mmA―A截面:=5=40-（1.0+0.25-0.13）5=34.4mm=40+（1.0+0.25+0.13）5=46.9mmB―B截面：=(14+5)mm=40-（1.0+0.25-0.48）5=36.15mm=40+（1.0+0.48）5=47.4mmC—C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(yīng)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2.3轉(zhuǎn)向器的材料選擇螺桿和螺母一般采用20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi3A鋼制造，20CrMTi的熱處理過程是滲碳后淬火加低溫回火。表面滲碳，滲碳層深度為0.8～1.2mm，重型汽車和前軸負荷大的汽車的轉(zhuǎn)向器，滲碳層深度可達1.05～1.45mm。淬火后表面硬度為HRC58～64。本次設(shè)計螺桿和螺母選擇的材料都為20CrMnTi，表面滲碳1.0mm。轉(zhuǎn)向搖臂軸一般采用20CrMnTi、22CrMnMo或20CrNi3A鋼制造，表面滲碳，滲碳層深為0.8～1.2mm，重型汽車和前軸負荷大的汽車，則為1.05～1.45mm。淬火后表面硬度為HRC58—63。本次設(shè)計循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的搖臂軸材料選擇20CrMnTi轉(zhuǎn)向器殼體采用球墨鑄鐵QT400—18或可鍛鑄鐵KTH350—10，KTH370—12制造。2.4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度的計算2.4.1鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力σ為了進行強度計算，首先要確定其計算載荷，可利用汽車在干燥硬路面上作原地轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向阻力矩，利用它可求的轉(zhuǎn)向搖臂上得力矩和在轉(zhuǎn)向盤上的切向力。他們均可作為轉(zhuǎn)向系的最大載荷。鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力σσ=k（2-8）式中系數(shù)k由下式確定:表2-2系數(shù)K與A／B的關(guān)系mmA/B1.000.900.800.700.600.500.400.300.200.150.100.050.020.010.007K0.3880.400.410.440.4680.4900.5360.6000.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202查汽車設(shè)計表2-2取k=1.800r―鋼球半徑―滾道截面半徑―螺桿外半徑E―材料彈性模為2.1―鋼球與螺桿間正壓力，可用下式計算=/ncoscos （2-9）式中—接觸角取45o—螺桿螺線導程角取7.3o；n—參與工作的鋼球數(shù)—作用在螺桿上的軸向力；—轉(zhuǎn)向盤圓周力；—轉(zhuǎn)向盤輪緣半徑—鋼球中心距；b—螺紋寬度由以上可知接觸應(yīng)力可以滿足要求。=17819.8/（21*cos7.2*cos45）=1224.48Nσ=0.6=1096Mpa當接觸表面硬度為58-64HRC時，許用接觸應(yīng)力[σ]=2500MPa[9],1096Mpa<[σ]所以符合要求。2.4.2齒的彎曲應(yīng)力作用在齒扇上的圓周力F：（2-10）式中—轉(zhuǎn)向器的力傳動比，參考同類車型取2—轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的效率，一般取0.85～0.9—即轉(zhuǎn)向阻力矩—齒扇分度圓半徑代入式中得：.7N齒扇齒的彎曲應(yīng)力為：（2-11）式中F—作用在齒扇上的圓周力；h—齒扇的齒高；B—齒扇的齒寬；s—基圓齒厚代入式中得：表面硬度為58-64HRC時，許用彎曲應(yīng)力Mpa，275.9Mpa<符合要求。3.轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的分析、設(shè)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(wù)是將轉(zhuǎn)向器輸出端的轉(zhuǎn)向搖臂的擺動轉(zhuǎn)變?yōu)樽蟆⒂肄D(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(shè)計來保證。采用最優(yōu)化設(shè)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(shè)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(shè)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(yīng)有足夠大的轉(zhuǎn)角。本設(shè)計中由于采用的是非獨立式懸架，應(yīng)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(yīng)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(yīng)盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。3.1.2斷開式轉(zhuǎn)向梯形轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿做成斷開的，稱之為斷開式轉(zhuǎn)向梯形。斷開式轉(zhuǎn)向梯形的主要優(yōu)點是它與前輪采用獨立懸架相配合，能夠保證一側(cè)車輪上、下跳動時，不會影響另一側(cè)車輪。與整體式轉(zhuǎn)向梯形比較，由于其桿系、球頭增多，所以結(jié)構(gòu)復雜；制造成本高；并且調(diào)整前束比較困難。橫拉桿上斷開點的位置與獨立懸架形式有關(guān)。采用雙橫臂獨立懸架。圖3-2斷開式轉(zhuǎn)向梯形本次設(shè)計中采用的是非獨立式懸架，應(yīng)當選用整體式轉(zhuǎn)向梯形。3.2轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)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(shè)θi、θo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(yīng)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θo，則因變角θi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(shè)計的轉(zhuǎn)向梯形給出的實際因變角，應(yīng)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(yīng)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(shè)計優(yōu)劣的目標函數(shù)為f（x）=%（3－4）將式（5－3）、式（5－4）代人式（5－5）得：

（3-5）式中x—設(shè)計變量，x==—外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，由圖3-3得（3－6）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?。?－7）建立約束條件時應(yīng)考慮到：設(shè)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(yīng)設(shè)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(shè)計變量的取值范圍構(gòu)成的約束條件為（3－8）（3－9）（3－10）梯形臂長度m設(shè)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(shè)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。根據(jù)上述思路，可用C語言編程進行優(yōu)化設(shè)計。優(yōu)化的結(jié)果如下：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?。?，作用在轉(zhuǎn)向盤上手力必須增大（或減小）。

3）當作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力Fh≥25~190N時，動力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。

4）轉(zhuǎn)向盤應(yīng)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)