【正文】 q 0。 for i 1:61 betae i acot cot alpha i K/L 。輸入初始點(diǎn)的第一個(gè)分量（臂長） 39。TolCon39。 alpha linspace 0,theta,61 。輸入初始點(diǎn)的第二個(gè)分量（底角度） 39。 。 theta i 2*acot A i +sqrt A i .^2+B i .^2C i .^2 / B i +C i 。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 對各個(gè)零件進(jìn)行三維造型，之后將畫好的零件裝配起來。然后開始著手論文的設(shè)計(jì)資料。具體參照齒輪軸畫法。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。 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。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)動學(xué)的要求，則要由轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)中的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的精確設(shè)計(jì)來保 [11]。計(jì)算得， m ，當(dāng)轉(zhuǎn)向梯形臂長 m 取 200mm 附近數(shù)值時(shí)，較符合初始傳動比選擇條件。 確定轉(zhuǎn)向梯形梯形臂長 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。到 69176。例如圖 為初始角為 60176。首先打開 Matlab，界面如圖（圖 ）所示。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。其中臂長的范圍也受到轉(zhuǎn)向器初步數(shù)據(jù)選取的約束。為此。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。因此，再引入加權(quán)因子，構(gòu)成評價(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。此點(diǎn)位置與前輪和后輪的側(cè)偏角大小有關(guān)。其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。無論采用哪一種方案，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)動的車輪，作無滑動的純滾動運(yùn)動。 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。 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。 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度上所受的載荷進(jìn)行計(jì)算。 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 ，齒輪傳動一般均加以潤滑，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。 表 齒輪齒條基本參數(shù) 名稱 符號 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。通常用以下的經(jīng)驗(yàn)公式來計(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）。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)動性，最小轉(zhuǎn)彎半徑 R 取 。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。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。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)簡單，適合于轎車。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的第一級傳動副是螺桿螺母傳動副。 圖 轉(zhuǎn)向 器傳動副傳動間隙 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。其中橫軸為轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角，縱軸為轉(zhuǎn)向角傳動比。 轉(zhuǎn)向器角傳動比的選擇 轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設(shè)計(jì)成減小、增大或保持不變的。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。 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。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摩擦損失，故這種軸向器的效率η +僅有 54%。 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)向盤的自動返回能力。機(jī)動性是通過汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑來體現(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。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。起作用是使汽車在行駛過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)鱽淼呐既粵_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。 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。從汽車設(shè)計(jì)、制造到各總成部 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。由此看出，我國的轉(zhuǎn)向器也在向大量生產(chǎn)循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器發(fā)展 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展趨勢 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，已成為當(dāng)今世界汽車上主要的兩種轉(zhuǎn)向器；而蝸輪―蝸桿式轉(zhuǎn)向器和蝸桿銷式轉(zhuǎn)向器，正在逐步被淘汰或保留較小的地位。 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在世界發(fā)展?fàn)顩r 據(jù)了解，在世界范圍內(nèi)，汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占 45%左右，齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器占 40%左右，蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器占 10%左右，其它型式的轉(zhuǎn)向器占 5%。為液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) HPS 。汽車的轉(zhuǎn)向運(yùn)動是由駕駛員操縱方向盤，通過轉(zhuǎn)向器和一系列的桿件傳遞到轉(zhuǎn)向輪來完成的。運(yùn)用了優(yōu)化計(jì)算工具 Matlab 進(jìn)行設(shè)計(jì)及驗(yàn)算。Matlab 強(qiáng)大的計(jì)算功能以及簡單的程序語法，使設(shè)計(jì)在參數(shù)變更時(shí)得到快捷而可靠的數(shù)據(jù)分析和直觀的二維曲線圖。機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工作過程為：駕駛員對轉(zhuǎn)向盤施加的轉(zhuǎn)向力矩通過轉(zhuǎn)向軸輸入轉(zhuǎn)向器，減速傳動裝置的轉(zhuǎn)向器中有 2 級減速傳動副，經(jīng)轉(zhuǎn)向器放大后的力矩和減速后的運(yùn)動傳到轉(zhuǎn)向 橫拉桿，再傳給固定于轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向節(jié)臂，使轉(zhuǎn)向節(jié)和它所支承的轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)汽車的轉(zhuǎn)向。 1983 年，在液壓助力系統(tǒng)基礎(chǔ)上發(fā)展起來的，日本 Koyo 公司推出了具備車速感應(yīng)功能的電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（ EHPS）。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器一直在穩(wěn)步發(fā)展 [1]。 在小客車上發(fā)展轉(zhuǎn)向器的觀點(diǎn)各異，美國和日本重點(diǎn)發(fā)展循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，比率都已達(dá)到或超過 90%；西歐則重點(diǎn)發(fā)展齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，比率超過 50%，法國已高達(dá) 95%[1]。 研究內(nèi)容及論文構(gòu)成 本課題主要研究機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功能及構(gòu)成，主要從轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向器部分和轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)部分作分析研究。有時(shí)為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對運(yùn)動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向器的輸入端之間安裝轉(zhuǎn)向萬向節(jié)，采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉(zhuǎn)向系的剛度。因此，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能直接影響著汽車的操縱穩(wěn)定性和安全性。 轉(zhuǎn)向桿系和懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)共同作用時(shí)，必須盡量減小其運(yùn)動干涉。 合理設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向梯形。但為了減小傳至轉(zhuǎn)向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為 70%和75%[3]。 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。為此，導(dǎo)程角必須大于磨擦角。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對汽車機(jī)動能力的要求。 圖 轉(zhuǎn)向器角傳動比變化特性曲線 轉(zhuǎn)向器傳動副 的傳動間隙 傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。 3 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器總體方案初步設(shè)計(jì) 轉(zhuǎn)向器的分類及設(shè)計(jì)選擇 轉(zhuǎn)向器是轉(zhuǎn)向系中的重要部分，其主要作用有三個(gè)方面：一是增大來自轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)矩，使之達(dá)到足以克服轉(zhuǎn)向輪與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力矩；二是減低轉(zhuǎn)向傳動軸的轉(zhuǎn)速，并帶動搖臂軸移動使其達(dá)到所需要的位置；三是使轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動方向與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動方向 協(xié)調(diào)一致。第二級是齒條齒扇傳動副或滑塊曲柄銷傳動 副。故本設(shè)計(jì)選用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。 本設(shè)計(jì)采用的是側(cè)面輸入 兩端輸出式齒輪齒條 轉(zhuǎn)向器方案。V 形和 Y 形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)省 20%，故質(zhì)量小；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉(zhuǎn)動； Y 形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強(qiáng)度得到增加。 據(jù)此，由圖 得轉(zhuǎn)向輪外輪最大轉(zhuǎn)角 式中 a 為主銷偏移距，通常乘用車的 a 值在 ― 倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車 a 值在 40mm― 60mm 范圍內(nèi)選取 [4]，本設(shè)計(jì)為中型轎車，選取主銷偏距為 100mm L 為汽車軸距。 輪胎上的原地轉(zhuǎn)動的阻力矩由經(jīng)驗(yàn)公式得： 式中， f―輪胎和路面間的滑動摩擦因素， 一般取 [3]； G1―為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（ N）；取前軸滿載 950Kg p―為輪胎氣壓（ MPa）。（右旋） 12176。 齒輪齒條的受力狀況類似于 斜齒輪，齒條的受力分析如圖 圖 齒條的受力分析 如圖，作用于齒條齒面上的法向力 Fn，垂直于齒面，將 Fn 分解成沿齒條徑向的分力（徑向力） Fr，沿齒輪周向的分力（切向力） Ft，沿齒輪軸向的分力（軸向力） Fx 。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷 P（單位為 N/mm）為 P （ ） 式中 Fn ――作用在齒面接觸線上的法向載荷 L ――沿齒面的接觸線長，單位 mm 法向載荷 Fn 為公稱載荷，在實(shí)際傳動中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節(jié)誤差和齒形誤差的影響，會使法 面載荷增大。當(dāng)齒輪在齒頂處嚙合時(shí)，處于雙對齒嚙合區(qū)，此時(shí)彎矩的力臂最大，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。 2 ； ； 1 畫軸的受力簡圖 圖 軸的受力簡圖 2 計(jì)算支承反力 在垂直面上 在水平面上 3 畫彎矩圖 見圖 在水平面上， aa 剖面左側(cè)、右側(cè) 在垂直面上， aa 剖面左側(cè) aa 剖面右側(cè) 4. 合成彎矩， aa 剖面左側(cè) aa 剖面右側(cè) 4 畫轉(zhuǎn)矩圖（見圖 ） 轉(zhuǎn)矩 顯然， aa 截面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為 T，該截面左側(cè)可能是危險(xiǎn)剖面。同時(shí)，為達(dá)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 [3]。這種方案的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，汽車前束調(diào)整容易，制造成本低；主要缺點(diǎn)是一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上、下跳動時(shí)，會影響另一側(cè)轉(zhuǎn)向輪。因影響輪胎側(cè)偏角的因素很多，且難以精確確定，故下面是在忽略側(cè)偏角影響的條件下，分析有關(guān)兩軸汽車的轉(zhuǎn)向問題。 考慮到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角θ o 小于 20176。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： （ ） 式中：δ min 為最小傳動角。通過以 上的數(shù)學(xué)模型。要算出具體范圍來配合轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)。由此統(tǒng)計(jì)，找出比較合適的優(yōu)化解。 圖 、建立目標(biāo)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(jìn)行編寫所并保存為調(diào)用的 .m 文件如圖（圖 ）所示。 ，圖 為初始角 85176。 圖 臂長 m 190mm 梯形初始角γ 60176。初選角傳動比為20 時(shí)，轉(zhuǎn)向盤總?cè)?shù)為 圈，也就是說輸入角從 0176。所以用 Matlab 就初始角為 66176。 轉(zhuǎn)向傳送機(jī)構(gòu)的臂、桿與球銷 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的桿件應(yīng)選用剛性好、質(zhì)量小的 30 或 35 號鋼的無縫鋼管制造，其沿長度方向的外形可根據(jù)總布 置的需要確定。球頭銷通過螺紋與齒條連接。 模塊化的 CATIA 系列產(chǎn)品旨在滿足客戶在產(chǎn)品開發(fā)活動中的需要，包括風(fēng)格和外型設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)、設(shè)備與系統(tǒng)工程、管理數(shù)字樣機(jī)、機(jī)械加工、分析和模擬。另外 CATIA軟件三維圖不顯示螺紋。汽車相關(guān)的機(jī)構(gòu)方面知識最終還是回歸