【導(dǎo)讀】轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。有些汽車還裝有防傷機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振器。系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng)來(lái)減輕駕駛員的手力。否則會(huì)加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性；行駛位置，并穩(wěn)定行駛；3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒(méi)有擺動(dòng)；5）保證汽車有較高的機(jī)動(dòng)性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力；7）轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能?。?）轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)；有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置；10）進(jìn)行運(yùn)動(dòng)校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)方向一致。集化的今天,針對(duì)更多不同水平的駕駛?cè)巳?汽車的操縱設(shè)計(jì)顯得尤為重要。重型車輛上廣泛應(yīng)用。新一代的EPS則不僅在低速和停車時(shí)提供助力,而且還能在高速時(shí)提高汽車。目前,傳感器的成本是制約電動(dòng)。目前,電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)普遍采用成本較低的直流有刷。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使用的低成本的直流無(wú)刷電機(jī)是今后助力電機(jī)的研究方向。

　　

【正文】 ooioioioioiKKmmfxKa rcL??????????????? ? ? ????????? ?????? ? ?22 c os c os( ) c os 2a r c c os1 2 c os( )100%c ot c otoioioiKmKKmmKarcL? ? ? ????? ? ???? ? ?????????????（ ） 39 式中 x—— 設(shè)計(jì)變量， 12xx x m??????????????? maxo? —— 外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，由圖 得 aDLo ??2a r c s inm inm a x? （ ） 式中， minD —— 汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑 a —— 主銷偏移距 考慮到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角 o? 小于 20176。，且 10176。以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用得更加頻繁，因此取 ????????????m a )(ooooo??????????? （ ） 建立約束條件時(shí)應(yīng)考慮到：設(shè)計(jì)變量 m及 ? 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) ? 的下限應(yīng)設(shè)置約束條件。因 ? 越大，梯形越接近矩形， ()fx值就越大，而優(yōu)化過(guò)程是求 ()fx的極小值，故可不必對(duì) ? 的上限加以限制。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 0min ??mm （ ） 0max ??mm （ ） 0min ???? （ ） 梯形臂長(zhǎng)度 m設(shè)計(jì)時(shí)常取在 min ? ， max ? 。梯形底角 min 70? ? 。此外，由機(jī)械原理得知，四連桿機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)角 ? 不宜過(guò)小，通常取 min 40????176。如圖 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) min??? 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(dòng)角約束條件為 40 m i n m a xm i nc o s 2 c o s c o s ( ) 2 0( c o s c o s ) c o s o mK? ? ? ?? ? ?? ? ? ??? （ ） 式中， min? 為最小傳動(dòng)角。 已知m a x m ina rc sin2oLDa? ? ?，故由式 ()可知， min? 為設(shè)計(jì)變量 m及 ? 的函數(shù)。由式 ()、式 ()、式 ()和式 ()四項(xiàng)約束條件所形成的可行域，如圖 所示的幾種情況。圖 適用于要求 min? 較大，而 min? 可小些的車型；圖 適用于要求 min? 較大，而 min? 小些的車型；圖 適用介于圖 、 c 之間要求的車型。 由上述數(shù)學(xué)模型可知，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)問(wèn)題，是一個(gè)小型的約束非線性規(guī)劃問(wèn)題，可用復(fù)合形法來(lái)求解。 在本設(shè)計(jì)中，從總體設(shè)計(jì)中已知軸距 mmL 3650? ，輪距 mmB 1750? ，主銷偏移距 50a mm? 。根據(jù) 設(shè)計(jì)要求知最小轉(zhuǎn)彎直徑 mD ? 。 圖 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的可行域 圖 主銷內(nèi)傾角作用示意圖 41 一般主銷內(nèi)傾角 8???，距離 c 一般為 40~60mm （ c 即為主銷偏移距，如 圖），本設(shè)計(jì)取為 50mm ，所以兩主銷中心線延長(zhǎng)線到地面交點(diǎn)之間的距離 K 為 mmcBK 1 6 5 05021 7 5 02 ?????? 由式（ ）可得外轉(zhuǎn)向車輪最大轉(zhuǎn)角 ?????? 4 5 0 03 6 5 0a r c s i n2a r c s i n m i nm a x0 aD L? 前已述，設(shè)計(jì)時(shí)，梯形臂長(zhǎng)度 m 常取在 min ? 、 max ? ；即 ?? m ，本設(shè)計(jì)取 mmm 200? ；梯形底角 min 70? ? 。轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比梯形底角 ??77? ；則梯形橫拉桿長(zhǎng) mm156077c os20202050c os2 ???????? ?mKn 由式（ ）得實(shí)際因變角 6 9 7 r c c o s0 0 9 5 a r c s i n77) o s (2 0 01 6 5 021)2 0 01 6 5 0(]1 5 4c o s) o s (77c o s2[2 0 01 6 5 0a r c c o s) o s (2 0 01 6 5 021)2 0 01 6 5 0() i n (a r c s i n77)c o s (21)(2c o s)c o s (c o s2[a r c c o s)c o s (21)()s i n (a r c s i n39。22020020???????????????????????????????????????????????????????mKmKmKmKmKi 而因變角 i? 的期望值為 ) o t ( c o t)c o t ( c o t)( 00 ?????? a r cLKa r cfi ??? 期望 可見(jiàn)，實(shí)際值 176。與期望值相差 176。，在允許范圍內(nèi)。 下面算最小傳動(dòng)角 min? 如圖（ ），在 39。ABE? 中，由余弦定理得 42 2 2 39。 2c o s ( ) [ ( ) ] / 2o m K B E m K??? ? ? ? 即 1 6 5 02 0 02/])39。(1 6 5 02 0 0[) o s ( 222 ???????? BE 所以 mmBE 172139。? 在 39。39。BEF? 中，由余弦定理得 2 2 39。 2m i nc o s (1 8 0 ) [ ( ) ] / 2m n B E m n?? ? ? ? 即 1 5 6 02 0 02/]1 7 2 11 5 6 02 0 0[m i n )1 8 0c o s ( 222 ??????? ? 所以 ?? ? 符合 min 40? ??的要求。 代入最小傳動(dòng)角約束條件（式（ ））得 00 0 1 1 6 5 02 0 0277c o s)77c o ( c o s) o s (77c o o s2c o s)c o s( c o s)c o s (c o s2c o sm i nm i n0m i n?????????????????????Km??????? 符合要求，所以可列出轉(zhuǎn)向梯形的各個(gè)參數(shù)如下： 主銷中心距 mmK 1650? ； 梯形底角 ??77? ； 梯形臂長(zhǎng) mmm 200? ； 梯形橫拉桿 mmn 1560? 。 轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)元件 對(duì)于循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，因齒扇與齒條磨損后產(chǎn)生的間隙，需要經(jīng)調(diào)整予以消除。比較典型的消除間隙的結(jié)構(gòu)是將搖臂軸端部做成 T 形槽，適合大量生產(chǎn)。在調(diào)整螺栓與搖臂軸 T 形槽端部設(shè)置有墊片，通過(guò)選裝厚度合適的墊片，保證搖臂軸軸向移動(dòng)量在 。 螺桿螺紋滾道有效工作長(zhǎng)度，應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪至最大轉(zhuǎn)角時(shí)，換算到螺母在螺上應(yīng)移動(dòng)的距離大小來(lái)決定。在此條件下，應(yīng)盡量縮短滾道長(zhǎng)度。為安全計(jì)，在有效工作長(zhǎng) 度之外的兩端各增加 1/2~ 3/4 圈滾道長(zhǎng)度。 螺桿和螺母的螺距精度應(yīng)為 ? ，四螺距誤差要求小于 ，滾道 43 表面粗糙度值應(yīng)為 ? ，滾道中徑圓柱度誤差應(yīng)小于 。 轉(zhuǎn)向搖臂、轉(zhuǎn)向節(jié)臂和梯形臂由中碳鋼或中碳合金鋼如 35Cr， 40， 40Cr， 40CrNi用模鍛加工制成。多采用沿其長(zhǎng)度變化尺寸的橢圓形截面以合理地利用材料和提高其強(qiáng)度和剛 度。轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向搖臂軸用三角花鍵聯(lián)接，且花鍵軸與花鍵孔具有一定的錐度以得到無(wú)間隙配合，裝配時(shí)花鍵舟與孔應(yīng)按標(biāo)記對(duì)中以保證轉(zhuǎn)向搖臂的正確安裝位置。轉(zhuǎn)向搖臂的長(zhǎng)度與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置及傳動(dòng)比等因素有關(guān)，一般在初選時(shí)對(duì)小型汽車可取 100～ 150mm；中型汽車可取 150～ 200mm；大型汽車可取300～ 400mm。本設(shè)計(jì)的汽車為輕型貨車，屬于中型汽車。 在轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中，桿件之間的接頭采用球接頭結(jié)構(gòu)連接方式的非常普遍。球接頭可以實(shí)現(xiàn)空間運(yùn)動(dòng)。由于球接頭工作表面磨擦而造成磨損形式的間隙應(yīng)予以消除，結(jié)構(gòu)不同消 除間隙的方法也不同。圖 所示結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)是彈簧軸線與球頭銷軸線一致，使彈簧受力狀況得到改善。球頭碗可以是整體式球碗或分開(kāi)式球碗。 球頭銷目前采用 45 鋼或合金結(jié)構(gòu)鋼制造。為降低球面的表面粗糙度值和提高錐體部分與球體部分過(guò)渡圓角處的疲勞強(qiáng)度，需要對(duì)球體及錐面部分進(jìn)行滾壓處理，使這些表面產(chǎn)生殘余應(yīng)力，疲勞壽命約提高 25%。球頭碗可用聚氨酯等工程塑料注塑而成。這些材料有一定的自潤(rùn)滑性能，摩擦因數(shù)低，耐磨性能好。 圖 球頭鉸 參考同類型汽車的傳動(dòng)桿件尺寸設(shè)計(jì)并結(jié)合本車的總體設(shè)計(jì)中的尺寸 參數(shù)，對(duì)各傳動(dòng)桿件進(jìn)行設(shè)計(jì)： 轉(zhuǎn)向軸：長(zhǎng)度為 950mm ，直徑 20mm ； 轉(zhuǎn)向柱管（套于轉(zhuǎn)向軸外）：長(zhǎng)度 950mm ，直徑 mm30 ； 44 縱拉桿：長(zhǎng)度為 700mm ，直徑 30mm ； （與汽車前懸尺寸有關(guān)，不得超過(guò)前懸長(zhǎng)度） 橫拉桿：長(zhǎng)度為 1324mm ，直徑 30mm ；（轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)中已得出） 轉(zhuǎn)向梯形臂：長(zhǎng)度為 160mm ，直徑為 30mm 。（轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)中已得出） 轉(zhuǎn)向搖臂：長(zhǎng)度為 200mm ，直徑為 30mm 。 轉(zhuǎn)向節(jié)臂：長(zhǎng)度為 220mm ，直徑為 30mm 。 本章小結(jié) 本章首先對(duì)轉(zhuǎn)向器的兩個(gè)傳動(dòng)副進(jìn)行設(shè)計(jì)，即螺桿 — 鋼球 — 螺母?jìng)鲃?dòng)副與螺母上的齒條和搖臂軸上的齒扇傳動(dòng)副，其次對(duì)轉(zhuǎn)向器的零件強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算與校核，最后對(duì)整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。 45 結(jié) 論 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)內(nèi)容為輕型汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)，本論文完成了對(duì)汽車總體參數(shù)的選 擇，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個(gè)部分形式的選擇，對(duì)轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算，對(duì)轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)計(jì)算和對(duì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)等工作。 在轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)工作中，選擇了能將滑動(dòng)摩擦通過(guò)鋼球轉(zhuǎn)變成滾動(dòng)摩擦的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。其中的齒條 — 齒扇傳動(dòng)副中的齒扇設(shè)計(jì)成變厚齒扇，其分度圓上的齒厚是變化的。在轉(zhuǎn)向器零件的強(qiáng)度計(jì)算中，校核了鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力和齒的彎曲應(yīng)力，均能達(dá)到要求。 在轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)工作中，參考同類型汽車及經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)初步設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向梯形尺寸參數(shù)，再通過(guò)檢驗(yàn)轉(zhuǎn)向內(nèi)輪的實(shí)際最大偏轉(zhuǎn)角與理論最大偏轉(zhuǎn)角的偏差以及檢驗(yàn)轉(zhuǎn)向梯形結(jié) 構(gòu)的最小傳動(dòng)角約束條件來(lái)評(píng)定所設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向梯形是否符合基本要求。 本人在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，曾經(jīng)查閱過(guò)許多關(guān)于轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化設(shè)計(jì)方面的資料，但是由于其優(yōu)化模型的建立及模型的求解方法比較復(fù)雜，很難在有限的時(shí)間內(nèi)完成對(duì)其優(yōu)化設(shè)計(jì)，故本人認(rèn)為這也是本次設(shè)計(jì)中最大的不足之處，有待改進(jìn)。 46 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信 .汽車設(shè)計(jì) [M].北京：清華大學(xué)出版社， 2020. [2] 陳家瑞 .汽車構(gòu)造 [M].北京：人民交通大學(xué)出版社， 2020. [3] 王望予 .汽車設(shè)計(jì) [M].北京：機(jī)械工業(yè)出 版社， 2020. [4] 李慶華 .材料力學(xué) [M].成都：西南交通大學(xué)出版社， 2020. [5] 余志生 .汽車?yán)碚?[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 2020. [6] 劉朝儒 .機(jī)械制圖 [M].北京：高等教育出版社， 2020. [7] 汽車工程手冊(cè)編輯委員會(huì) . 汽車工程手冊(cè) [M]：基礎(chǔ)篇 .北京：人民交通出版社， 2020. [8] 汽車工程手冊(cè)編輯委員會(huì) . 汽車工程手冊(cè) [M]：設(shè)計(jì)篇 .北京：人民交通出版社，2020. [9] 季學(xué)武 .動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展與節(jié)能 [J].世界汽車， 2020,10. [10] 徐梁征，肖成永等 .汽車列車系統(tǒng)穩(wěn)定性分析及控制系統(tǒng)仿真 [J].計(jì)算機(jī)仿真，2020,12. [11] 宋曉琳，徐成，殷其華 .汽車轉(zhuǎn)向器總成性能試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理系統(tǒng) [J].汽車科技，2020,5. [12] 丁禮燈，楊家軍等 .汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向力矩的分析與計(jì)算 [J].三峽大學(xué)學(xué)報(bào) ( 自然 科學(xué)版 )， 2020,3. [13] 王玉梅，岳靜等 .微型汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器齒扇設(shè)