【正文】 本人在設(shè)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(shè)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(fù)雜，很難在有限的時間內(nèi)完成對其優(yōu)化設(shè)計，故本人認為這也是本次設(shè)計中最大的不足之處，有待改進。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(yīng)力和齒的彎曲應(yīng)力，均能達到要求。 在轉(zhuǎn)向器的設(shè)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。 本章小結(jié) 本章首先對轉(zhuǎn)向器的兩個傳動副進行設(shè)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(shè)計。（轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計中已得出） 轉(zhuǎn)向搖臂：長度為 200mm ，直徑為 30mm 。這些材料有一定的自潤滑性能，摩擦因數(shù)低，耐磨性能好。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(yīng)力，疲勞壽命約提高 25%。球頭碗可以是整體式球碗或分開式球碗。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。 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。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。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。 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 。在此條件下，應(yīng)盡量縮短滾道長度。在調(diào)整螺栓與搖臂軸 T 形槽端部設(shè)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 。 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。 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。39。(1 6 5 02 0 0[) o s ( 222 ???????? BE 所以 mmBE 172139。ABE? 中，由余弦定理得 42 2 2 39。在允許范圍內(nèi)。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，實際值 176。 圖 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計的可行域 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(shè)計時，梯形臂長度 m 常取在 min ? 、 max ? ；即 ?? m ，本設(shè)計取 mmm 200? ；梯形底角 min 70? ? 。 在本設(shè)計中，從總體設(shè)計中已知軸距 mmL 3650? ，輪距 mmB 1750? ，主銷偏移距 50a mm? 。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。 已知m a x m ina rc sin2oLDa? ? ?，故由式 ()可知， min? 為設(shè)計變量 m及 ? 的函數(shù)。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。梯形底角 min 70? ? 。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。且 10176。因此，再引入加權(quán)因子 )( 00 i?? ，構(gòu)成評價設(shè)計優(yōu)劣的目標函數(shù) ()fx為 m a x 39。i? ，應(yīng)盡可能接近理論上的期望值 i? 。i? 為 ? ?)c o s (212c o s)c o s (c o s2ar c c o s)c o s (21)s i n (ar c s i n2239。 若要保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛，則梯形機構(gòu)應(yīng)保證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系 cot cotoiKL???? （ ） 若自變角為 θo，則因變角 θi的期望值為 0( ) c o t( c o t / )iof a rc K L? ? ?? ? ? （ ） 圖 理想的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖 38 現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。 整體式轉(zhuǎn)向梯 形結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計 在忽略側(cè)偏角影響的條件下，兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長線交在后軸延長線上，如圖 所示。表面滲碳。/ ????? ? ? 再代入式（ ）得 M P aBsFhw 7 111 2 6 3 666 22 ?? ????? 許用彎曲應(yīng)力為 [ ] 540w MPa?? ，顯然 []ww? ?? ，符合要求。 代入式（ ）得 NriTrTF wprw 39。/ ???? （ ） 式中 pi? — 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比，本設(shè)計為 2 ?? — 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的效率，一般取 ～ 。亦可用下式計算： )2( 11 ddD b ???? （ ） 本設(shè)計取為 軸向間隙可用下式計算： 0 (2 )cC r d? ? ? （ ） 式中 d —— 鋼球直徑 由式（ ）可得 0 ( 2 ) ( 2 3 . 7 8 6 7 . 1 4 4 ) 0 . 0 2 0 . 0 9cC r d m m? ? ? ? ? ? ? ? 2） 齒的彎曲應(yīng)力 w? 齒扇齒的彎曲應(yīng)力為 26w FhBs?? （ ） 式中 F—— 作 用在齒扇上的圓周力 h—— 齒扇的齒高，本設(shè)計為 11mm B—— 齒扇的齒寬，本設(shè)計為 30mm S—— 基圓齒厚，本設(shè)計為 作用在齒扇上的圓周力 F wprw riTrTF 39。否則應(yīng)加大鋼球直徑并重新計算。 當(dāng)由式鋼球工作總?cè)?shù) ?W ? 時，則應(yīng)采用圈數(shù)及鋼球數(shù)相同的兩個獨立的環(huán)路，以使載荷能較均勻地分布于各鋼球并保持較高的傳動效率。本設(shè)計為 由公式（ ）可得 Nnl RFN h 1 3 445c o s6s i 2 0 01 7 8 2c o ss i n 0 ????? ???? ?? 由公式（ ）可得 A/B=，查表 可得 K 為 . 由公式（ ）可得 M P arr rrNEK ccj 9 9 4)5 7 8 5 7 8 )(( 1 3 42 8 )( 3 53 22 ?????????? 表 系數(shù) K 與 A／ B 的關(guān)系 mm A/B K A/B 一一 K 一一 36 當(dāng)鋼球與滾道的接觸表面的硬度為 HRC58～ 64 時，許用接觸應(yīng)力 ][ j? 可取為3000～ 3500MPa。 ? —— 鋼球與滾道間的接觸角；本設(shè)計為 45176。代入式（ ）得 NiDL MLF SW Rh 8 0 02 2 0 5 1 6 6 62 0 0222 1 ???? ???? ?? 確定計算載荷 hF 后，即可計算轉(zhuǎn)向系零件的強度。 mm） ，即 34 313R GfM p? （ ） 式中 f—— 輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取 1G —— 為轉(zhuǎn)向軸負荷（ N） P—— 為輪胎氣壓（ MPa） 本設(shè)計中，輪胎氣壓為 ，轉(zhuǎn)向軸負載 NG ? 。輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力、影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負荷，路面阻力和輪胎氣壓等。 30′ 徑向間隙 c c m c??? 變位系數(shù) A? 齒頂圓直徑 D 1( 2 2 )AD z x m? ? ? ? 分度圓弧齒厚 0( 2 ta n )2 Asm?? ? ? ? 說明：基準截面見圖 的截面 A— A，為齒扇寬度的中間位置處的截面。?? ? 齒扇寬度 mmB 30? 根據(jù)表 ，列出變厚齒扇的齒形參數(shù)： 齒頂高系數(shù) 1 ? 徑向間隙系數(shù) ?? 齒頂高 mmmxh a ????? 徑向間隙 mmcmc ????? ? 齒根高 mmhch af ????? 全齒高 mmhhh fa ????? 33 變位系數(shù) ?? 齒頂圓直徑 mmmxzD A )()22( 1 ?????????? ? 分度圓弧 齒厚 mmmsA )t a n22( 0 ??? ??? 表 變厚齒扇（ A－ A）處的齒形參數(shù)選擇與計算 （ mm） 參數(shù)名稱 參數(shù)的選擇與計算 齒頂高系數(shù) 1x 齒頂高 ah 1ah x m?? 齒根高 fh fah c h?? 齒全高 h 常見的有 6176。列出如下： 32 圖 變厚齒扇的齒型計算用圖 整圓齒數(shù) 13z? ； 模數(shù) mmm ? 。30′；切削角 ? 為 6176。~30176。在切削角 ? 一定得條件下，各剖面的變?yōu)橄禂?shù) ? 取決于距離基準剖面 AA 的距離 a 。30′和 7176。 ? 為切削角。由 AA 剖面向右時，變?yōu)橄禂?shù) ? 為正，向左則變?yōu)橄禂?shù)為零（ OO 剖面），再變?yōu)樨?。變厚齒扇的齒頂及齒根的輪廓面為圓錐面，其分度圓上的齒厚是成比例變化的，形成變 31 厚齒扇，如圖 所示。用滾刀加工變厚齒扇的切齒進給運動是滾刀相對工件作垂向進給的同時，還以一定的比例作徑向進給，兩者合成為斜向進給。 圖 為獲得變化的齒側(cè)間隙齒扇的加工原理和計算簡圖 圖 用于選擇偏心 n的線圖 齒扇的齒厚沿齒寬方向變化，故稱為變厚齒扇。 30 齒條、齒扇傳動副各對嚙合齒齒側(cè)間隙 s? 的改變也可以用改變齒條各齒槽寬而不改變齒扇各輪齒齒厚的辦法來實現(xiàn)。這樣加工的 齒扇在齒條的嚙合中由中間齒轉(zhuǎn)向兩端的齒時，齒側(cè)間隙 s? 也逐漸加大， s? 可表達為 ]c osc os[t a n2t a n2 2222 nrnnrrs ww ???????? ???? （ ） 式中 r? —— 徑向間隙； ? —— 嚙合角； wr —— 齒扇的分度圓半徑； ? —— 搖臂軸的轉(zhuǎn)角。 圖 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒條齒扇傳動副的傳動間隙特性，可通過將齒扇齒做成不同厚度來獲取必要的傳動間隙，即齒扇由中間齒向兩端齒的齒厚是逐漸減小的。為此，傳動副的傳動間隙特性，應(yīng)當(dāng)設(shè)計成在離開中間位置以后呈圖 所示的逐漸增大的形狀。在中間附近位置因磨損造成的間隙大到無法確保直線行駛穩(wěn)定性時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處 29 的間隙。研究該特性的意義在于，他與直線行駛的穩(wěn)定性 和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。 齒條、齒扇傳動副的設(shè)計 首先分析轉(zhuǎn)向器的傳動間隙，既齒扇和齒條之間的間隙。導(dǎo)管壁厚取為 1mm。 e 不易過大，否則鋼球流經(jīng)導(dǎo)管時球心偏離導(dǎo)管中心的距離增大，并使流動阻力增大。一個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)的選取見表 本設(shè)計選取工作鋼球圈數(shù) W 為 圈。螺桿增長使剛度降低。 因此根據(jù)式（ ）反推出螺旋線導(dǎo)程角 0? 為 6176。 本設(shè)計選取螺距 P 為 10mm。 聯(lián)立式（ ）、（ ）得 2/PrP??? ? ，將 ? 對 P? 求導(dǎo)，得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器角傳動比 wi 為 2/wi r P?? （ ） 28