【正文】 ck 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(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述 1 汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì) 2 研究?jī)?nèi)容及論文構(gòu)成 3 2 機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能要求及參數(shù) 5 機(jī)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(dòng)比特性 9 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙 11 3 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器總體方案初步設(shè)計(jì) 12 轉(zhuǎn)向器的分類(lèi)及設(shè)計(jì)選擇 12 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的基本設(shè)計(jì) 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(shè)計(jì)目標(biāo)參數(shù)表以及對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)向輪偏角計(jì)算 15 轉(zhuǎn)向器參數(shù)選取與計(jì)算 16 齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(qiáng)度計(jì)算 21 齒條受力分析 21 齒條齒根彎曲強(qiáng)度的計(jì)算 22 小齒輪 的強(qiáng)度計(jì)算 23 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 23 齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 26 4. 3 齒輪軸強(qiáng)度校核 27 5 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 31 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)概述 31 整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)方案分析 32 整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)數(shù)學(xué)模型分析 32 基于 Matlab 的整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì) 35 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化概況 35 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)思路 36 基于 Matlab 的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 37 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 43 轉(zhuǎn)向傳送機(jī)構(gòu)的臂、桿與球銷(xiāo) 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(jiǎn)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(xiàn) 50 致 謝 51 附錄 基于 Matlab 的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)程序 52 1 緒論 汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述 汽車(chē)在行駛的過(guò)程中 ,需按駕駛員的意志改變其行駛方向。 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)除了轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 方向盤(pán) 、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)三大部分外，其最主要的動(dòng)力來(lái)源是轉(zhuǎn)向助力裝置。 1990 年日本 Honda 公司也在運(yùn)動(dòng)型轎車(chē) NSX上采用了自主研發(fā)的齒條助力式電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，也就是現(xiàn)在應(yīng)用車(chē)型極為廣泛的 EPS 系統(tǒng)。日本汽車(chē)轉(zhuǎn)向器的特點(diǎn)是循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占的比重越來(lái)越大，日本裝備不同類(lèi)型發(fā)動(dòng)機(jī)的各類(lèi)型汽車(chē)，采用不同類(lèi)型轉(zhuǎn)向 器，在公共汽車(chē)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(chē)上已經(jīng)被淘汰 。 從發(fā)展趨勢(shì)上看，國(guó)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。 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)部分：以整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)作為中心，對(duì)阿克曼 Ackerman 理論轉(zhuǎn)向特性了解的基礎(chǔ)上，對(duì)轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)進(jìn)行數(shù)學(xué)模型分析。 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)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。在轉(zhuǎn)向盤(pán)尺寸和轉(zhuǎn)向輪阻力一定時(shí)，角傳動(dòng)比增加，則轉(zhuǎn)向輕便，轉(zhuǎn)向靈敏度降低；角傳動(dòng)比減小，則轉(zhuǎn)向沉重，轉(zhuǎn)向靈敏度提高。 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的球頭處，應(yīng)有消除因磨損而產(chǎn)生的間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)以及提高轉(zhuǎn)向系的可靠性。對(duì)于采用齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)向系 來(lái)說(shuō)，轉(zhuǎn)向盤(pán)與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的協(xié)調(diào)關(guān)系是通過(guò)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(duì)位置來(lái)實(shí)現(xiàn)的，而且前置轉(zhuǎn)向梯形和后置轉(zhuǎn)向梯形恰恰相反。 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(lèi)型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 （ 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(duì)于蝸桿類(lèi)轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算 式中，為蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ arctanf； f 為磨擦系數(shù)。同時(shí)，它既不能保證車(chē)輪自動(dòng)回正，駕駛員又缺乏路面感覺(jué)，因此，現(xiàn)代汽車(chē)不采用這種轉(zhuǎn)向器。 （ ） 式中為從輪胎接地面中心作用在兩個(gè)轉(zhuǎn)向輪上的合力，為作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大，汽車(chē)低速急轉(zhuǎn)彎時(shí)的操縱輕便性問(wèn)題突出，應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比。 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)。根據(jù)機(jī)械轉(zhuǎn)向器的結(jié)果特點(diǎn)，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(xiāo)式轉(zhuǎn)向器等。但逆向效率也較高，可將地面對(duì)轉(zhuǎn)向輪的沖擊傳給轉(zhuǎn)向盤(pán)。由于拉桿長(zhǎng)度增加，車(chē)輪上、下跳動(dòng)時(shí)拉桿擺角減小，有利于減少車(chē)輪上、下跳動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)向系與懸架系的運(yùn)動(dòng)干涉。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(yīng)而遭淘汰。當(dāng)車(chē)輪跳動(dòng)、轉(zhuǎn)向或轉(zhuǎn)向器工作時(shí)，如在齒條上作用有能使齒條旋轉(zhuǎn)的力矩時(shí)，應(yīng)選用 V 形和 Y 形斷面齒條，用來(lái)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)。按照汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū) [4]所指，齒輪模數(shù)多在之間，主動(dòng)小齒輪齒數(shù)多數(shù)在個(gè)齒范圍變化，壓力角取，齒輪螺旋角的取值范圍多為。 方向盤(pán)上的操縱載荷力： 作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的操縱載荷對(duì)轎車(chē)該力不應(yīng)超過(guò) 50~100N，對(duì)貨車(chē)不應(yīng)超過(guò)250N[3]。因?yàn)楸驹O(shè)計(jì)采用斜齒輪結(jié)構(gòu)，在傳動(dòng)的時(shí)候有軸向力存在。 齒輪軸受到的切向力： Ft N 式中 T――作用在輸入軸上的扭矩， T 為 ； d――齒輪軸分度圓的直徑。因此在計(jì)算載荷的強(qiáng)度時(shí)，應(yīng)按接觸線單位長(zhǎng)度上的最大載荷，即計(jì)算 Pca （單位 N/mm）進(jìn)行計(jì)算。因此，齒根彎曲強(qiáng)度也應(yīng)按載荷作用于單對(duì)齒嚙合區(qū)最高點(diǎn)來(lái)計(jì)算。 aa 截面左側(cè) 查得， ， aa 截面左側(cè) 查得；查得 [5]絕對(duì)尺寸系數(shù)軸經(jīng)磨削加工，查得質(zhì)量系數(shù)β 。 要使轉(zhuǎn)向順利，車(chē)輪在地面純滾動(dòng)而不產(chǎn)生側(cè)偏，必須使所有車(chē)輪繞同一瞬時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)中心滾動(dòng)即所謂的阿克曼 Ackerman 理論轉(zhuǎn)向特性 []。整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿可位于前軸后或前軸前 稱(chēng)為前置梯形 。設(shè)θ i、θ o 分別為內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車(chē)輪轉(zhuǎn)角， L 為汽車(chē)軸距， K 為兩主銷(xiāo)中心線延長(zhǎng)線到地面交點(diǎn)之間的距離。以?xún)?nèi)的小轉(zhuǎn)角使用得更加頻繁，因此取： （ ） 建立約束條件時(shí)應(yīng)考慮到：設(shè)計(jì)變量 m 及γ過(guò)小時(shí)，會(huì)使橫拉桿上的轉(zhuǎn)向力過(guò)大；當(dāng) m 過(guò)大時(shí)，將使梯形布置困難，故對(duì) m 的上、下限及對(duì)γ的下限應(yīng)設(shè)置約束條件。故由式可知，δ min 為設(shè)計(jì)變量m 及γ的函數(shù)。 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)思路 設(shè)計(jì)的目標(biāo) 設(shè)計(jì)出的梯形符合上述轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求。大致了解梯形參數(shù)的范圍。實(shí)際值是由梯形引起的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)過(guò)的角度?；蜥槍?duì)本設(shè)計(jì)，可將 .fun 調(diào)用文件以及主函數(shù)寫(xiě)在一個(gè)程序里面。這樣的結(jié)果偏離期望值太大。 圖 是一個(gè)擬合程度的直觀體現(xiàn)，輸入角度在 0~ 范圍內(nèi)的擬合程度很高，輸入角大于 之后與期望值有比較大的偏差，說(shuō)明在轉(zhuǎn)角較小的時(shí)候兩輪相對(duì)滑動(dòng)程度較小，在輸入轉(zhuǎn)角比較大的情況下輪胎滑動(dòng)程 度比較大。變化時(shí)，轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)向圈數(shù)為 圈。的范圍內(nèi)，臂長(zhǎng)為 180mm~210mm 范圍內(nèi)作以下表 比較 表 臂長(zhǎng) m 初始角度取值不同對(duì)應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)差平均值 臂長(zhǎng) m 初始角度 標(biāo)準(zhǔn)差 平均值 210 66 210 67 210 68 200 66 200 67 200 68 190 66 190 67 190 68 180 66 180 67 180 68 綜合考慮，取 m 200mm， 67176。在現(xiàn)代球形鉸接的結(jié)構(gòu)中均是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。防塵套夾在轉(zhuǎn)向器兩側(cè)的殼體和轉(zhuǎn)向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進(jìn)入球銷(xiāo)及齒條中。通過(guò)使企業(yè)能夠重用產(chǎn)品設(shè)計(jì)知識(shí)，縮短開(kāi)發(fā)周期， CATIA 解決方案加快企業(yè)對(duì)市場(chǎng)的需求的反應(yīng)。如要 三維效果可以用曲面設(shè)計(jì)中的螺旋線結(jié)合實(shí)體造型中的實(shí)體掃略構(gòu)造出螺紋效果。在本設(shè)計(jì)中，最讓我受益匪淺的是在 Matlab 的輔助設(shè)計(jì)應(yīng)用。 k alpha i 。 f i abs beta i betae i else f i *abs beta i betae i end end end lsqnonlin 求余數(shù)平方和函數(shù)調(diào)用程序 global K L i theta alpha K input 39。 。 x0 2 x0 2 *pi/180。 x0 [x0 1 。fun39。輸入初始點(diǎn)的第二個(gè)分量（底角度） 39。 C i 2*x 1 .^24*x 1 .^2*cos x 2 .^2+4*K*x 1 *cos x 2 2*K*x 1 *cos x 2 +alpha i 。 m。 beta i x 2 +theta i pi。 theta theta*pi/180。 L 2800。 options optimset 39。 lb 2 acot K/ *L 。輸入初始點(diǎn)的第一個(gè)分量（臂長(zhǎng)） 39。 。 A i 2*x 1 .^2*sin x 2 +alpha i 。故自己先努力學(xué)好 Matlab 基礎(chǔ)，再以其為工具進(jìn)行轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)，在此過(guò)程中，因?yàn)橹R(shí)面的不足，在運(yùn)用 Matlab 進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)常碰到的問(wèn)題是語(yǔ)法錯(cuò)誤，調(diào)試失敗，需要重新審查并調(diào)試。 圖 齒條 齒輪齒條安裝殼體 齒輪齒條安裝殼體的三維建模中，在齒輪和齒條嚙合的部位構(gòu)造比較復(fù)雜，互相貫穿而又不是平行垂直的關(guān)系，有一定角度的貫通體的建模主要是參考平面的選取。 CATIA 系列產(chǎn)品已經(jīng)在七大領(lǐng)域里成為首要的 3D 設(shè)計(jì)和模擬解決 方案：汽車(chē)、航空航天、船舶制造、廠房設(shè)計(jì)、電力與電子、消費(fèi)品和通用機(jī)械制造。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。 球銷(xiāo)與襯墊均采用低碳合金鋼如 12CrNi3A， 18MnTi，或 20CrN 制造，工作表面經(jīng)滲碳淬火處理，滲碳層深 ～ ，表面硬度 HRC 56～ 63。 總體誤差值 % 其實(shí)際曲線與期望曲線擬合如下 圖所示。才比較符合傳動(dòng)比的要求。是設(shè)計(jì)的較優(yōu)化解。、 60176。 縮小設(shè)計(jì)區(qū)域 根據(jù)同等級(jí)轎車(chē)的調(diào)查以及可以用 Matlab 找出優(yōu)化適合區(qū)域。由此來(lái)評(píng)估其擬合的質(zhì)量。往往偏離最優(yōu)解適用范圍越遠(yuǎn)，所得到的實(shí)際值跟期望值相差就會(huì)越大。避免出現(xiàn)過(guò)大的相對(duì)滑動(dòng)，從而磨損輪胎以及給轉(zhuǎn)向系帶來(lái)負(fù)荷。 圖 適用于要求δ min 較大，而γ min 可小些的車(chē)型；圖 適用于要求γ min 較大，而δ min 小些的車(chē)型；、 c 之間要求的車(chē)型。綜上所述，各設(shè)計(jì)變量的取值范圍構(gòu)成的約束條件為： （ ） 梯形臂長(zhǎng)度 m 設(shè)計(jì)時(shí)常取在 mmin ， m 。以圖 所示的后置梯形機(jī)構(gòu)為例，在圖 上作輔助用虛線，利用余弦定理可推得轉(zhuǎn)向梯形所給出的實(shí)際因變角為（ ）式中： m 為梯形臂長(zhǎng)；γ為梯形底角。前置梯形的梯形臂必須向前外側(cè)方向延伸，因而會(huì)與車(chē)輪或制動(dòng)底板發(fā)生干涉，所以在布置上有困難。 圖 本設(shè)計(jì)采用的是整體式的轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)。同時(shí)，為了達(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。 將當(dāng)量齒輪的有關(guān)參數(shù)代入直齒圓柱齒輪的彎曲強(qiáng)度計(jì)算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對(duì)彎曲強(qiáng)度 有利的影響而引入螺旋角系數(shù)，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算校核公式 [5]： 齒間載荷分配系數(shù) ；齒向載荷分配系數(shù) ；載荷系數(shù) K ；齒形系數(shù) ；校正系數(shù) ；螺旋角系數(shù)，查得 [5]校核齒根彎曲強(qiáng)度 σ 求得 σ MPa 彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)， 彎曲疲勞許用應(yīng)力 ―― 彎曲疲勞壽命系數(shù)， 可得， 。 齒向荷分配系數(shù)，齒寬系數(shù) φ d 22/ （ ） + 1+ d + （ ） 所以載荷系數(shù) K