【正文】 隨著汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，轉(zhuǎn)向裝置的結(jié)構(gòu)也有很大變化。 1988 年日本 Suzuki 公司首先在小型轎車 Cervo 上配備了 Koyo 公司研發(fā)的轉(zhuǎn)向柱助力式電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。 20 世紀 50 年代，美國 GM 公司率先在轎車上采用了液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)根據(jù)轉(zhuǎn)向器形式可以分為：齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式。 圖 11 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分為兩大類：機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。最后設計中運用 AutoCAD 和 CATIA 作出齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的零件圖以及裝配圖。首先對汽車轉(zhuǎn)向系進行概述，二是作設計前期數(shù)據(jù)準備，三是轉(zhuǎn)向器形式的選擇以及初定各個參數(shù)，四是對齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要部件進行受力分析與數(shù)據(jù)校核，五是對整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的設計以及驗算，并根據(jù)梯形數(shù)據(jù)對轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)作尺寸設計。 在轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設計方面。 關鍵詞 轉(zhuǎn)向機構(gòu)，齒輪齒條，整體式轉(zhuǎn)向梯形， Matlab 梯形Abstract The title of this topic is the design of steering system. Rack and pinion steering of Mechanical steering system and integrated Steering trapezoid mechanism gear to the design as the center. Firstly make an overview of the Steering System. Secondly take a preparation of the data of the design. Thirdly, make a choice of the steering form and determine the primary parameters and design the structure of Rack and pinion steering. Fourthly, Stress analysis and data checking of the Rack and pinion steering. Fifthly, design of Steering trapezoid mechanism, according to the trapezoidal data make an analysis and design of Steering linkage. In the design of integrated Steering trapezoid mechanism the putational tools Matlab had been used to Design and Checking of the data. The powerful puting and Intuitive charts of the Matlab can give us Accurate and quickly data. In the end AutoCAD and CATIA were used to make a rack and pinion steering parts diagrams and assembly drawings Keywords: Steering system， Mechanical Type Steering Gear and Gear Rack， Integrated Steering trapezoid， Matlab Trapezoid 目錄 1 緒論 1 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述 1 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的國內(nèi)外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 2 研究內(nèi)容及論文構(gòu)成 3 2 機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能要求及參數(shù) 5 機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成 5 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能要求 6 轉(zhuǎn)向系的效率 7 傳動比特性 9 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙 11 3 機械式轉(zhuǎn)向器總體方案初步設計 12 轉(zhuǎn)向器的分類及設計選擇 12 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的基本設計 12 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)選擇 12 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的布置形式 14 設計目標參數(shù)表以及對應的轉(zhuǎn)向輪偏角計算 15 轉(zhuǎn)向器參數(shù)選取與計算 16 齒輪軸的結(jié)構(gòu)設計 19 轉(zhuǎn)向器材料及其他零件選擇 20 4 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器校核 21 齒條的強度計算 21 齒條受力分析 21 齒條齒根彎曲強度的計算 22 小齒輪 的強度計算 23 齒面接觸疲勞強度計算 23 齒輪齒根彎曲疲勞強度計算 26 4. 3 齒輪軸強度校核 27 5 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的設計 31 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)概述 31 整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)方案分析 32 整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)數(shù)學模型分析 32 基于 Matlab 的整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)優(yōu)化設計 35 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的優(yōu)化概況 35 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設計思路 36 基于 Matlab 的轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設計 37 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的設計 43 轉(zhuǎn)向傳送機構(gòu)的臂、桿與球銷 43 轉(zhuǎn)向橫拉桿 及其端部 43 6 基于 CATIA 的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的三維建模 45 CATIA 軟件簡介 45 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的主要部件三維建模 45 結(jié)論 49 參考文獻 50 致 謝 51 附錄 基于 Matlab 的轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設計程序 52 1 緒論 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述 汽車在行駛的過程中 ,需按駕駛員的意志改變其行駛方向。 機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 機械轉(zhuǎn)向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 方向盤 、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)三大部分組成。 動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)除了轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 方向盤 、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)三大部分外，其最主要的動力來源是轉(zhuǎn)向助力裝置。該系統(tǒng)是建立在機械系統(tǒng)的基礎之上，額外增加了一個液壓系統(tǒng)。 1990 年日本 Honda 公司也在運動型轎車 NSX上采用了自主研發(fā)的齒條助力式電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，也就是現(xiàn)在應用車型極為廣泛的 EPS 系統(tǒng)。汽車轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)很多，從目前使用的普遍程度來看， 主要的轉(zhuǎn)向器類型有 4 種：有蝸桿銷式 WP型 、蝸桿滾輪式 WR 型 、循環(huán)球式 BS 型 、齒條齒輪式 BP 型 ，這四種轉(zhuǎn)向器型式，已經(jīng)被廣泛使用在汽車上。日本汽車轉(zhuǎn)向器的特點是循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占的比重越來越大，日本裝備不同類型發(fā)動機的各類型汽車，采用不同類型轉(zhuǎn)向 器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，已由 60 年代的 62． 5%，發(fā)展到現(xiàn)今的 100%了 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器在公共汽車上已經(jīng)被淘汰 。目前解放、東風也都在積極發(fā)展循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，并已在第二代換型車上普遍采用了 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 從發(fā)展趨勢上看，國外整體式轉(zhuǎn)向器發(fā)展較快，而整體式轉(zhuǎn)向器中轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)是目前發(fā)展的方向。隨著能源危機的發(fā)展，汽車工業(yè)首當其沖，其發(fā)展方向有很大變化。 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)部分：以整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)作為中心，對阿克曼 Ackerman 理論轉(zhuǎn)向特性了解的基礎上，對轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)進行數(shù)學模型分析。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應準確、快速、平穩(wěn)地響應駕駛員的轉(zhuǎn)向指令，轉(zhuǎn)向行使后或受到外界擾動時，在駕駛員松開方向盤的狀態(tài)下，應保證汽車自動返回穩(wěn)定的直線行使狀態(tài)。 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu) 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能要求 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用于改變或保持汽車行駛方向的專門機構(gòu)。在轉(zhuǎn)向盤尺寸和轉(zhuǎn)向輪阻力一定時，角傳動比增加，則轉(zhuǎn)向輕便，轉(zhuǎn)向靈敏度降低；角傳動比減小，則轉(zhuǎn)向沉重，轉(zhuǎn)向靈敏度提高。轉(zhuǎn)向輪的回正力來源于輪胎的側(cè)偏特性和車輪的定位參數(shù)。 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的球頭處，應有消除因磨損而產(chǎn)生的間隙的調(diào)整機構(gòu)以及提高轉(zhuǎn)向系的可靠性。 保證轎車有較高的機動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力。對于采用齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)向系 來說，轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的協(xié)調(diào)關系是通過合理選擇小齒輪與齒條的參數(shù)、合理布置小齒輪與齒條的相對位置來實現(xiàn)的，而且前置轉(zhuǎn)向梯形和后置轉(zhuǎn)向梯形恰恰相反。 正效率η +計算公式： 逆效率η 計算公式： 式中， P1 為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率； P2 為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率； P3 為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。 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。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。 （ 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 式中，為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ arctanf； f 為磨擦系數(shù)。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。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。受 增大的影響， 0 不宜取得過大。 （ ） 式中為從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力，為作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力 Fh 與作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩 Mh 的關系式： （ ） 式中為方向盤直徑 將式（ 210）、式（ 211）代入 后得到： （ ） 如果忽略磨 擦損失，根據(jù)能量守恒原理， 2Mr/Mh 可用下式表示 （ ） 將式（ ）代入式（ ）后得到： （ ） 當 a 和 Dsw 不變時，力傳動比越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。若轉(zhuǎn)向軸負荷大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題突出，應選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。 轉(zhuǎn)向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖[3]所示。 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。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。根據(jù)機械轉(zhuǎn)向器的結(jié)果特點，可分為齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器、蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器和蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器等。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)簡單（不需要轉(zhuǎn)向搖臂和橫拉桿等）、加工方便、工作可靠、使用壽命長、用需要調(diào)整齒輪齒條的間隙。但逆向效率也較高，可將地面對轉(zhuǎn)向輪的沖擊傳給轉(zhuǎn)向盤。中、小型轎車以及前軸負荷小于 的客車、 貨車，多采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉(zhuǎn)向系與懸架系的運動干涉?，F(xiàn)代轎車一般使用兩端輸出形式。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應而遭淘汰。 齒條形式選擇 齒條斷 面形狀有圓形、 V 形和 Y 形三種。當車輪跳動、轉(zhuǎn)向或轉(zhuǎn)向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉(zhuǎn)的力矩時，應選用 V 形和 Y 形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉(zhuǎn)而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。 設計目標參數(shù)表以及對應的轉(zhuǎn)向輪偏角計 算 設計目標參數(shù)表如表 所示（本設計只是采取其參數(shù)用于設計機械式轉(zhuǎn)向器，實際上本田雅閣 2021 款已配備 EPS 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)） 表 本田雅閣 2021 款 汽車轉(zhuǎn)向參數(shù) 輪距（前 /后） 1590mm/1585mm 軸距 2800mm 整備質(zhì)量 1450kg 滿載軸荷分配：前 /后 950/850 kg 輪胎 215/60 R16 主銷偏移距 a 100mm 輪胎壓力 p/Mpa 方向盤直徑 380mm 轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角計算 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能從整車機動性著手，在 最大轉(zhuǎn)角時的最小轉(zhuǎn)彎半徑為軸距的 倍。按照汽車設計課程設計指導書 [4]所指，齒輪模數(shù)多在之間，主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在個齒范圍變化，壓力角取，齒輪螺旋角的取值范圍多為。 正確嚙合條件：；； 根據(jù)設計的要求，齒輪齒條的主要參 齒輪齒條的主要參數(shù) 名稱 齒輪 齒條 齒數(shù) Z 7 31 模數(shù) Mn 壓力角 螺旋角 β 1 β 2 變位系數(shù) Xn 0 轉(zhuǎn)向時需要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、轉(zhuǎn)向輪穩(wěn)定阻力（即轉(zhuǎn)向輪的回正力矩）、輪胎變形阻力以及轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力矩。 方向盤上的操縱載荷力： 作用在轉(zhuǎn)向盤上的操縱載荷對轎車該力不應超過 50~100N，對貨車不應超過250N[3]。其基本參數(shù)如表 所示。因為本設計