【導讀】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構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振器。系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng)來減輕駕駛員的手力。否則會加速輪胎磨損，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)向盤沒有擺動；5）保證汽車有較高的機動性，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??；8）轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)；有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置；10）進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。集化的今天,針對更多不同水平的駕駛?cè)巳?汽車的操縱設計顯得尤為重要。重型車輛上廣泛應用。日本早期開發(fā)的EPS僅低速和停車時提供助力,高速時EPS將停止。目前,傳感器的成本是制約電動。目前,電動助力轉(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刷電機是今后助力電機的研究方向。

　　

【正文】 ? ?22 c os c os ( ) c os 2a r c c os1 2 c os ( )100%c ot c otoioioiKmKKmmKarcL? ? ? ????? ? ???? ? ?????????????（ ） 38 式中 x—— 設計變量， 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 件時應考慮到：設計變量 m及 ? 過小時，會使橫拉桿上的轉(zhuǎn)向力過大；當 m過大時，將使梯形布置困難，故對 m的上、下限及對 ? 的下限應設置約束條件。因 ? 越大，梯形越接近矩形， ()fx值就越大，而優(yōu)化過程是求 ()fx的極小值，故可不必對 ? 的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構(gòu)成的約束條件為 0min ??mm （ ） 0max ??mm （ ） 0min ???? （ ） 梯形臂長度 m設計時常取在 min ? ， max ? 。梯形底角 min 70? ? 。此外，由機械原理得知，四連桿機構(gòu)的傳動角 ? 不宜過小，通常取 min 40????176。如圖 所示，轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉(zhuǎn)彎時 min??? 即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為 39 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? 為最小傳動角。 已知m a x m ina rc sin2oLDa? ? ?，故由式 ()可知， min? 為設計變量 m及 ? 的函數(shù)。由式 ()、式 ()、式 ()和式 ()四項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)學模型可知，轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的優(yōu)化設計問題，是一個小型的約束非線性規(guī)劃問題，可用復合形法來求解。 在本設計中，從總體設計中已知軸距 mmL 3650? ，輪距 mmB 1750? ，主銷偏移距 50a mm? 。根據(jù)設計要求知最小轉(zhuǎn)彎直徑 mD ? 。 圖 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)優(yōu)化設計的可行域 圖 主銷內(nèi)傾角作用示意圖 40 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），本設計取為 50mm ，所以兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離 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，設計時，梯形臂長度 m 常取在 min ? 、 max ? ；即 ?? m ，本設計取 mmm 200? ；梯形底角 min 70? ? 。轉(zhuǎn)向器角傳動比梯形底角 ??77? ；則梯形橫拉桿長 mm1 5 6 077c o s20211 6 5 0c o s2 ???????? ?mKn 由式（ ）得實際因變角 r c c o sa r c s i n77) o s (200165021)2001650(]154c o s) o s (77c o s2[2001650a r c c o s) o s (200165021)2001650() 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 ) ot (c ot)c ot (c ot)( 00 ?????? ar cLKar cfi ??? 期望 可見，實際值 176。與期望值相差 176。，在允許范圍內(nèi)。 下面算最小傳動角 min? 如圖（ ） ，在 39。ABE? 中，由余弦定理得 41 2 2 39。 2c os( ) [ ( ) ] / 2o m K B E m K??? ? ? ? 即 16502021/])39。(1650200[) o s ( 222 ???????? BE 所以 mmBE 172139。? 在 39。39。BEF? 中，由余弦定理得 2 2 39。 2m inc os( 18 0 ) [ ( ) ] / 2m n BE m n?? ? ? ? 即 15602021/]17211560200[m i n )180c o s ( 222 ??????? ? 所以 ?? ? 符合 min 40? ??的要求。 代入最小傳動角約束條件（式（ ））得 1650202177c 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)向梯形的各個參數(shù)如下： 主銷中心距 mmK 1650? ； 梯形底角 ??77? ； 梯形臂長 mmm 200? ； 梯形橫拉桿 mmn 1560? 。 轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)元件 對于循環(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 形槽端部設置有墊片，通過選裝厚度合適的墊片，保證搖臂軸軸向移動量在 。 螺 桿螺紋滾道有效工作長度，應根據(jù)轉(zhuǎn)向輪至最大轉(zhuǎn)角時，換算到螺母在螺上應移動的距離大小來決定。在此條件下，應盡量縮短滾道長度。為安全計，在有效工作長度之外的兩端各增加 1/2~ 3/4 圈滾道長度。 螺桿和螺母的螺距精度應為 ? ，四螺距誤差要求小于 ，滾道 42 表面粗糙度值應為 ? ，滾道中徑圓柱度誤差應小于 。 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。多采用沿其長度變化尺寸的橢圓形截面以合理地利用材料和提高其強度和剛度。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間隙配合，裝配時花鍵舟與孔應按標記對中以保證轉(zhuǎn)向搖臂的正確安裝位置。轉(zhuǎn)向搖臂的長度與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的布置及傳動比等因素有關(guān)，一般在初選時對小型汽車可取 100～ 150mm；中型汽車可取 150～ 200mm；大型汽車可取300～ 400mm。本設計的汽車為輕型貨車，屬于中型汽車。 在轉(zhuǎn)向傳動 機構(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。球接頭可以實現(xiàn)空間運動。由于球接頭工作表面磨擦而造成磨損形式的間隙應予以消除，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渡圓角處的疲勞強度，需要對球體及錐面部分進行滾壓處理，使這些表面產(chǎn)生殘余應力，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桿件尺寸設計并結(jié)合本車的總體設計中的尺寸參數(shù)，對各傳動桿件進行設計： 轉(zhuǎn)向軸：長度為 950mm ，直徑 20mm ； 轉(zhuǎn)向柱管（套于轉(zhuǎn)向軸外）：長度 950mm ，直徑 mm30 ； 43 縱拉桿：長度為 700mm ，直徑 30mm ；（與汽車前懸尺寸有關(guān)，不得超過前懸長度） 橫拉桿：長度為 1324mm ，直徑 30mm ；（轉(zhuǎn)向梯形設計中已得出） 轉(zhuǎn)向梯形臂：長度為 160mm ，直徑為 30mm 。（轉(zhuǎn) 向梯形設計中已得出） 轉(zhuǎn)向搖臂：長度為 200mm ，直徑為 30mm 。 轉(zhuǎn)向節(jié)臂：長度為 220mm ，直徑為 30mm 。 本章小結(jié) 本章首先對轉(zhuǎn)向器的兩個傳動副進行設計，即螺桿 — 鋼球 — 螺母傳動副與螺母上的齒條和搖臂軸上的齒扇傳動副，其次對轉(zhuǎn)向器的零件強度進行計算與校核，最后對整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化 設計。 44 結(jié) 論 本次畢業(yè)設計內(nèi)容為輕型汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計，本論文完成了對汽車總體參數(shù)的選擇，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個部分形式的選擇，對轉(zhuǎn)向器的設計計算，對轉(zhuǎn)向梯形的設計計算和對轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的設計等工作。 在轉(zhuǎn)向器的設計工作中，選擇了能將滑動摩擦通過鋼球轉(zhuǎn)變成滾動摩擦的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。其中的齒條 — 齒扇傳動副中的齒扇設計成變厚齒扇，其分度圓上的齒厚是變化的。在轉(zhuǎn)向器零件的強度計算中，校核了鋼球與滾道之間的接觸應力和齒的彎曲應力，均能達到要求。 在轉(zhuǎn)向 梯形的設計工作中，參考同類型汽車及經(jīng)驗公式來初步設計轉(zhuǎn)向梯形尺寸參數(shù)，再通過檢驗轉(zhuǎn)向內(nèi)輪的實際最大偏轉(zhuǎn)角與理論最大偏轉(zhuǎn)角的偏差以及檢驗轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的最小傳動角約束條件來評定所設計的轉(zhuǎn)向梯形是否符合基本要求。 本人在設計的過程中，曾經(jīng)查閱過許多關(guān)于轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化設計方面的資料，但是由于其優(yōu)化模型的建立及模型的求解方法比較復雜，很難在有限的時間內(nèi)完成對其優(yōu)化設計，故本人認為這也是本次設計中最大的不足之處，有待改進。 45 參考文獻 [1] 劉惟信 .汽車設計 [M].北京：清華大 學出版社， 2021. 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