【正文】 件的生產(chǎn)都隨著能源危機(jī)的發(fā)生而變化，表現(xiàn)在能源消耗、材料消耗、操縱輕便等各個(gè)方面。用計(jì)算機(jī)工具對(duì)轉(zhuǎn)向梯形進(jìn)行設(shè)計(jì)， 校核。 圖 12 轉(zhuǎn)向系的基本構(gòu)成 1方向盤； 2轉(zhuǎn)向上軸； 3托架； 4萬(wàn)向節(jié)； 5轉(zhuǎn)向下軸； 6防塵罩 ；7轉(zhuǎn)向器 ； 8轉(zhuǎn)向拉桿 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向管柱。轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力 和運(yùn)動(dòng)傳給左、右轉(zhuǎn)向節(jié)并使左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關(guān)系進(jìn)行偏轉(zhuǎn)。起作用是使汽車在行駛過(guò)程中能按照駕駛員的操縱要求而適時(shí)地改變其行駛方向，并在受到路面?zhèn)鱽?lái)的偶然沖擊及汽車意外地偏離行駛方向時(shí)，能與行駛系統(tǒng)配合共同保持汽車?yán)^續(xù)穩(wěn)定行 駛。轉(zhuǎn)向角傳動(dòng)比不宜低于 1516；也不宜過(guò)大，通常以轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)和轉(zhuǎn)向輕便性來(lái)確定。汽車的穩(wěn)定行使，必須保證有合適的前輪定位參數(shù)，并注意控制轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的內(nèi)部摩擦阻力的大小和阻尼值。 轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤應(yīng)有使駕駛員在車禍中避免或減輕傷害的防傷機(jī)構(gòu)。機(jī)動(dòng)性是通過(guò)汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑來(lái)體現(xiàn)的，而最小轉(zhuǎn)彎半徑由內(nèi)轉(zhuǎn)向車輪的極限轉(zhuǎn)角、汽車的軸距、主銷偏移距決定的，一般的極限轉(zhuǎn)角越大，軸距和主銷偏移距越小，則最小轉(zhuǎn)彎半徑越小。轉(zhuǎn)向系的間隙主要是通過(guò)各球頭皮碗和轉(zhuǎn)向器的調(diào)隙機(jī)構(gòu)來(lái)調(diào)整的。 正效率高，轉(zhuǎn)向輕便；轉(zhuǎn)向器應(yīng)具有一定逆效率，以保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤的自動(dòng)返回能力。 （ 1）、轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與效率。選用滾針軸承時(shí)，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(dòng)摩擦損失，故這種軸向器的效率η +僅有 54%。 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。 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。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。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時(shí)，逆效率為負(fù)值或者為零，此時(shí)表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。 轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比 : （ ） 式中為轉(zhuǎn)向盤角速度；為轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度；為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向角增量；為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)向增量； 為時(shí)間增量。 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比的選擇 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比可以設(shè)計(jì)成減小、增大或保持不變的。 汽車以較高車速轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比應(yīng)當(dāng)小些。其中橫軸為轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角，縱軸為轉(zhuǎn)向角傳動(dòng)比。 傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時(shí)要極小，最好無(wú)間隙。 圖 轉(zhuǎn)向 器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)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(dòng)間隙變化特性。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪齒條直接嚙合，可安裝助力機(jī)構(gòu)。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的第一級(jí)傳動(dòng)副是螺桿螺母?jìng)鲃?dòng)副。 指銷式轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)副以轉(zhuǎn)向蝸桿為主動(dòng)件，裝在搖臂軸曲柄端的指銷為從動(dòng)件。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器安裝助力機(jī)構(gòu)方便且轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，適合于轎車。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿會(huì)與齒條同時(shí)向左或右移動(dòng)，為此在轉(zhuǎn)向器殼體上開有軸向的長(zhǎng)槽，從而降低了它的強(qiáng)度。側(cè)面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，常用在平頭貨車上。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，重合度增加，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設(shè)計(jì)的要求。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡(jiǎn)單。 本設(shè)計(jì)采用圓形端面齒條。此輕型車的軸距為 2800mm，因此其半徑在 ，并盡量取小值以保證良好的機(jī)動(dòng)性，最小轉(zhuǎn)彎半徑 R 取 。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達(dá)到最大偏轉(zhuǎn)角時(shí)，相應(yīng)的齒條移動(dòng)行程應(yīng)達(dá)到的值來(lái)確定。通常用以下的經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算汽車在瀝青或混泥土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩 MR（ N??mm）。所以符合設(shè)計(jì)要求 因?yàn)樗宰饔迷谵D(zhuǎn)向盤上的力矩為 （ ） 力傳動(dòng)比： （ ） 取齒寬系數(shù) （ ） 齒條寬度圓整取則取齒輪齒寬 根據(jù)轉(zhuǎn)向器本身結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及中心距的要求，應(yīng)合理選取齒輪軸的變位系數(shù)。 表 齒輪齒條基本參數(shù) 名稱 符號(hào) 公式 齒輪 齒條 齒數(shù) 7 31 分度圓直徑 ― 變位系數(shù) ― ― 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 ― 齒根圓直徑 ― 齒輪中圓直徑 ― 螺旋角 ― 12176。 所以軸承方面選取角接觸球軸承，齒輪軸與轉(zhuǎn)向軸之間用萬(wàn)向節(jié)連接，所以齒輪軸軸端設(shè)計(jì)花鍵。 密封件： 旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871― 1992 4 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器數(shù)據(jù)校核 齒條的強(qiáng)度計(jì)算 齒條受力分析 在本設(shè)計(jì)中，根據(jù)式 得轉(zhuǎn)向器輸入端施加的扭矩 T ，齒輪傳動(dòng)一般均加以潤(rùn)滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計(jì)算輪齒受力時(shí)，可不予考慮。 齒條齒面的法向力： Fn 2966N 齒條齒部受到的切向力： 齒條齒部彎曲強(qiáng)度的計(jì)算 齒條的單齒彎曲應(yīng)力： （ ） 式中： ――齒條齒面切向力； b―― 危險(xiǎn)截面處沿齒長(zhǎng)方向齒寬； ――齒條計(jì)算齒高 ； S ――危險(xiǎn)截面齒厚從上面條件可以計(jì)算出齒條齒根彎曲應(yīng)力： 549N/mm （ ） 上式計(jì)算中只按嚙合的情況計(jì)算的，即所有外力都作用在一個(gè)齒上了，實(shí)際上齒輪齒條的總重合系數(shù)是 （理論計(jì)算值），在嚙合過(guò) 程中至少有 2 對(duì)齒同時(shí) 嚙 合 ， 因 此 每 個(gè) 齒 的 彎 曲 應(yīng) 力 應(yīng) 分 別 降 低 一 倍 [5] 275N/mm （ ） 齒條的材料是 40Cr 制造，因此： 抗拉強(qiáng)度 75N/mm 沒有考慮熱處理對(duì)強(qiáng)度的影響 。 齒輪的計(jì)算載荷 為了便于分析計(jì)算，通常取沿齒面接觸線單位長(zhǎng)度上所受的載荷進(jìn)行計(jì)算。即 Pca KP K （ ） 式中 K――載荷系數(shù)載荷系數(shù) K 包括：使用系數(shù)，動(dòng)載系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分布數(shù)，即 K （ ） 使用系數(shù)是考慮齒輪嚙合時(shí)外部裝置引起的附加動(dòng)載荷影響的 系數(shù)， ；動(dòng)載系數(shù)，齒輪傳動(dòng)制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動(dòng)載系數(shù)， ，齒間載荷系數(shù)，齒輪的制造精度 7級(jí)精度， 。 齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 齒輪受載時(shí)，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強(qiáng)度最弱。 斜齒輪嚙合過(guò)程中，接觸線和危險(xiǎn)截面位置在不斷的變化，要精確計(jì)算其齒根應(yīng)力是很難的，只能近似的按法面上的當(dāng)量直齒圓柱齒輪來(lái)計(jì)算其齒根應(yīng)力。 若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點(diǎn) P 的法向力 Fn 可分解為徑向力 Fr和分力 F，分力 F 又可分解為圓周力 Ft 和軸向力 Fa。則 彎曲應(yīng)力 應(yīng)力幅 平均應(yīng)力 切應(yīng)力 安全系數(shù) 查得 [4]許用安全系數(shù) [S] ～ ，顯然 S [S]，故 aa 剖面安全 圖 軸的受力分析圖 5 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)概述 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)用來(lái)保證轉(zhuǎn)彎行駛時(shí) 汽車的車輪均能繞同一瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心在不同半徑的圓周上作無(wú)滑動(dòng)的純滾動(dòng)。無(wú)論采用哪一種方案，必須正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)，做到汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)，保證全部車輪繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛，使在不同圓周上運(yùn)動(dòng)的車輪，作無(wú)滑動(dòng)的純滾動(dòng)運(yùn)動(dòng)。如圖 所示的兩軸汽車為例，阿克曼理論轉(zhuǎn)向特性，是以汽車前輪定位角都等于零、 行走系統(tǒng)為剛性、 汽車行駛過(guò)程中無(wú)側(cè)向力為假設(shè)條件的。其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)位置低或前輪驅(qū)動(dòng)汽車，常采用前置梯形 。此點(diǎn)位置與前輪和后輪的側(cè)偏角大小有關(guān)。若要保證全部車輪繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛，則梯形機(jī)構(gòu)應(yīng)保證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系： （ ） 圖 理想的內(nèi)、外車輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡(jiǎn)圖 若自變角為θ o，則因變角θ i 的期望值為 : （ ） 現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。因此，再引入加權(quán)因子，構(gòu)成評(píng)價(jià)設(shè)計(jì)優(yōu)劣的目標(biāo)函數(shù)為 （ ） 由以上可得： （ ） 式中： x 為設(shè)計(jì)變量，；θ o 為外轉(zhuǎn)向車輪最大轉(zhuǎn)角，由圖 得 （ ） 式中， Dmin 為汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑； a 為主銷偏移距。因γ越大，梯形越接近矩形，值就越大，而優(yōu)化過(guò)程是求的極小值，故可不必對(duì)γ的上限加以限制。如圖 52 所示，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時(shí)達(dá)到最小值，故只考慮右轉(zhuǎn)彎時(shí)δ≥δ min 即可。 由式（ ）、式（ ）、式（ ）和式（ ）四項(xiàng)約束條件所形成的可行域，如圖 53 所示的幾種情況。為此。令轉(zhuǎn)彎的時(shí)候輸出角隨輸入角變化能夠盡可能使兩前輪圍繞一個(gè)中心點(diǎn)作圓周運(yùn)動(dòng)。其中臂長(zhǎng)的范圍也受到轉(zhuǎn)向器初步數(shù)據(jù)選取的約束。再在軟件上驗(yàn)證。根據(jù)上述的數(shù)學(xué)模型，用 Matlab 軟件編寫出相應(yīng) funtion 文件，再調(diào)用優(yōu)化工具箱里面的求標(biāo)準(zhǔn)差的 lsqnonlin 函數(shù)，求得實(shí)際結(jié)果跟期望值的差異。把從初 始角到轉(zhuǎn)向輪最大角度對(duì)應(yīng)的梯形臂轉(zhuǎn)向角度等分成 60 份，每次都采集一次數(shù)據(jù)，然后統(tǒng)計(jì)出數(shù)值跟理想值存在的平均標(biāo)準(zhǔn)差的大小。首先打開 Matlab，界面如圖（圖 ）所示。這樣的程序也可以經(jīng)過(guò)修改初始數(shù)據(jù)能運(yùn)用于其他車型的整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的可行域?qū)ふ遗c對(duì)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。例如圖 為初始角為 60176。故 85176。到 69176。圖 的圖像表明，隨著輸入角的變化，輸出角與期望值的標(biāo)準(zhǔn)差發(fā)展比較平穩(wěn)，而且整體來(lái)說(shuō)數(shù)值比較小。 確定轉(zhuǎn)向梯形梯形臂長(zhǎng) 根據(jù)第三章和第四章的齒輪齒條轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)所得。齒條所移動(dòng)的長(zhǎng)度為 l mm （ ） 所以如下圖 所示梯形臂在前后變化所帶動(dòng)橫拉桿所的軌跡長(zhǎng)度也要控制在 左右。計(jì)算得， m ，當(dāng)轉(zhuǎn)向梯形臂長(zhǎng) m 取 200mm 附近數(shù)值時(shí)，較符合初始傳動(dòng)比選擇條件。時(shí) 平均標(biāo)準(zhǔn)差值為 。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(yùn)動(dòng)學(xué)的要求，則要由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的精確設(shè)計(jì)來(lái)保 [11]。而且應(yīng)采用有效結(jié)構(gòu)措施保持住潤(rùn)滑材料及防止灰塵污物進(jìn)入。 轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部 轉(zhuǎn)向橫拉桿與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。 轉(zhuǎn)向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。作為 PLM 協(xié)同解決方案的一個(gè)重要組成部分，它可以幫助制造廠商設(shè)計(jì)他們未來(lái)的產(chǎn)品， 并支持從項(xiàng)目前階段、具體的設(shè)計(jì)、分析、模擬、組裝到維護(hù)在內(nèi)的全部工業(yè)設(shè)計(jì)流程。自 1999 年以來(lái)，市場(chǎng)上廣泛采用它的數(shù)字樣機(jī)流程，從而使之成為世界上最常用的產(chǎn)品開發(fā)系統(tǒng)。具體參照齒輪軸畫法。但在導(dǎo)出二維圖的時(shí)候要隱藏。然后開始著手論文的設(shè)計(jì)資料。因?yàn)楸敬卧O(shè)計(jì)有關(guān)于汽車轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)，但查閱所得相關(guān)資料 ，關(guān)于用 Matlab 去完成設(shè)計(jì)及優(yōu)化的資料不多。最后根據(jù)總體設(shè)計(jì)所得的參數(shù)，利用三維設(shè)計(jì)軟件 CATIA 對(duì)各個(gè)零件進(jìn)行三維造型，之后將畫好的零件裝配起來(lái)。 betae i acot cot alpha i K/L 。 theta i 2*acot A i +sqrt A i .^2+B i .^2C i .^2 / B i +C i 。輸入兩主銷中心線的距離單位（ mm） K 39。 。 x0 1 input 39。輸入初始點(diǎn)的第二個(gè)分量（底角度） 39。 lb 1 *K。 alpha linspace 0,theta,61 。x0 2 ]。TolCon39。,x0,lb,ub,options 本設(shè)計(jì)采用一體化程序，無(wú)需調(diào)用工具箱函數(shù) global K L theta alpha f q K 1590。輸入初始點(diǎn)的第一個(gè)分量（臂長(zhǎng)） 39。 。 for i 1:61 betae i acot cot alpha i K/L 。 theta i 2*acot A i +sqrt A i .^2+B i .^2C i .^2 / B i +C i 。 q 0。