【正文】 （AutoCAD2004，Word2003,Excel2002）的能力得到很大的提高，學(xué)會了利用計(jì)算機(jī)設(shè)計(jì)軟件進(jìn)行相關(guān)的設(shè)計(jì)與計(jì)算。，以及借助前人的研究成果尋求解決問題的思維方法，對新信息和新知識及時(shí)做筆記。養(yǎng)成了勤學(xué)好問的習(xí)慣，同時(shí)具有了一定的創(chuàng)新思維。通過本次畢業(yè)設(shè)計(jì)，使我在各個(gè)方面都有了很大的提高，具體地表現(xiàn)在以下幾個(gè)方面：，找到了各種學(xué)科之間的交叉點(diǎn)，同時(shí)構(gòu)成了一個(gè)知識網(wǎng)絡(luò)，形成了一個(gè)整體的知識體系，進(jìn)一步完善了自己的知識結(jié)構(gòu)。由于我們是第一次進(jìn)行整體性地設(shè)計(jì)，不可避免地碰到了許多困難，有時(shí)甚至?xí)械綗o法下手。圖55 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的可行域。由式(58)、式(59)、式(510)和式(511)四項(xiàng)約束條件所形成的可行域，如圖55所示的幾種情況。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……………………………(511)式中，為最小傳動角。此外，由機(jī)械原理得知，四連桿機(jī)構(gòu)的傳動角δ不宜過小，通常取=40186。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………………………………………………………………(58)………………………………………………………………(59) …………………………………………………………… (510)梯形臂長度m設(shè)計(jì)時(shí)常取在=，=。以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用得更加頻繁，因此取 ………………………………………(57)建立約束條件時(shí)應(yīng)考慮到：設(shè)計(jì)變量m及γ過小時(shí)，會使橫拉桿上的轉(zhuǎn)向力過大；當(dāng)m過大時(shí)，將使梯形布置困難，故對m的上、下限及對γ的下限應(yīng)設(shè)置約束條件?？紤]到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角小于20186。其偏差在最常使用的中間位置附近小角范圍內(nèi)應(yīng)盡量小，以減少高速行駛時(shí)輪胎的磨損；而在不經(jīng)常使用且車速較低的最大轉(zhuǎn)角時(shí)，可適當(dāng)放寬要求。以圖733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 …………………………………………………………………………………（53）式中，m為梯形臂長；γ為梯形底角。分別為內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角，L為汽車軸距，K為兩主銷中心線延長線到地面交點(diǎn)之間的距離。此時(shí)，兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長線應(yīng)交在后軸延長線上，如圖733所示。此點(diǎn)位置與前輪和后輪的側(cè)偏角大小有關(guān)。雙橫臂互相平行的懸架能滿足此要求，見圖53a和c。圖解方法同上，但S點(diǎn)的位置變了；當(dāng)車輪轉(zhuǎn)向時(shí)，可認(rèn)為S點(diǎn)沿垂直于主銷中心線AB的平面上畫弧(不計(jì)主銷后傾角)。以上是在前輪沒有轉(zhuǎn)向的情況下，確定斷開點(diǎn)D位置的方法。當(dāng)S點(diǎn)低于A點(diǎn)時(shí)，線應(yīng)低于線。(3)連接S和B點(diǎn)，延長直線SB。當(dāng)懸架搖臂的軸線斜置時(shí)，應(yīng)以垂直于搖臂軸的平面作為當(dāng)量平面進(jìn)行投影和運(yùn)動分析。其求法如下(圖53b)：（1)延長與，交于立柱AB的瞬心P點(diǎn)，由P點(diǎn)作直線PS。圖52 斷開式轉(zhuǎn)向梯形橫拉桿上斷開點(diǎn)的位置與獨(dú)立懸架形式有關(guān)。斷開式轉(zhuǎn)向梯形方案之一如圖52所示。為了保護(hù)橫拉桿免遭路面不平物的損傷，橫拉桿的位置應(yīng)盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。對于發(fā)動機(jī)位置低或前輪驅(qū)動汽車，常采用前置梯形。圖 51 整體式轉(zhuǎn)向梯形 當(dāng)汽車前懸架采用非獨(dú)立懸架時(shí)，應(yīng)當(dāng)采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。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。第五章 轉(zhuǎn)向梯形轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉(zhuǎn)向梯形方案與懸架采用何種方案有聯(lián)系。圖45 靜特性曲線分段圖要求動力轉(zhuǎn)向器向右轉(zhuǎn)和向左轉(zhuǎn)的靜特性曲線應(yīng)對稱。在輸入轉(zhuǎn)矩不大的時(shí)候，相當(dāng)于圖中段，是直線行駛位置附近小角度轉(zhuǎn)向區(qū)，曲線呈低平形狀，油壓變化不大；汽車原地轉(zhuǎn)向或調(diào)頭時(shí)，輸入轉(zhuǎn)矩進(jìn)入最大區(qū)段(圖中C段)，要求助力轉(zhuǎn)向效果應(yīng)當(dāng)最大，故油壓曲線呈陡而直狀上升；B區(qū)段屬常用快速轉(zhuǎn)向行駛區(qū)段，要求助力作用要明顯，油壓曲線的斜率變化應(yīng)較大，曲線由較為平緩變陡。因輸出轉(zhuǎn)矩等于油壓壓力乘以動力缸工作面積和作用力臂，對于已確定的結(jié)構(gòu)，后兩項(xiàng)是常量，所以可以用輸入轉(zhuǎn)矩與輸出油壓p之間的變化關(guān)系曲線來表示動力轉(zhuǎn)向的靜特性，如圖729所示。范圍。轉(zhuǎn)向靈敏度也可以用接通動力轉(zhuǎn)向時(shí)，作用到轉(zhuǎn)向盤的手力和轉(zhuǎn)角來評價(jià)，要求此力在20～50N，轉(zhuǎn)角在10186。由式(413)可見，當(dāng)和δ的數(shù)值不變時(shí)，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角僅僅取決于比值i，所以這完全可以表達(dá)轉(zhuǎn)向靈敏度。在最大工作壓力時(shí)，轎車：換算到轉(zhuǎn)向盤上的力增加約30～50N，貨車：增加80～100N。(2)路感 駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，除要克服轉(zhuǎn)向器的摩擦力和回位彈簧阻力外，還要克服反映路感的液壓阻力。式中，和為沒有動力轉(zhuǎn)向器和有動力轉(zhuǎn)向器時(shí)，轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪所必須作用在轉(zhuǎn)向盤上的力。回位彈簧預(yù)壓縮力的最小值，應(yīng)大于轉(zhuǎn)向器逆?zhèn)鲃訒r(shí)的摩擦力，否則轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪不可能有自動回正作用。 分配閥的回位彈簧為了防止因外界干涉破壞分配閥的正常工作和保證轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向盤的自動回正作用，回位彈簧的力在保證轉(zhuǎn)向輕便的條件下，應(yīng)盡可能取大些?！鱬的允許值為MPa。(2)局部壓力降△p 汽車直線行駛時(shí)，液流流經(jīng)分配閥后流回油箱。△Q按下式計(jì)算 ………………………………………………………(410)式中，△Q為分配閥泄漏量()；△r為滑閥和閥體在半徑方向的間隙(cm)，一般△～，計(jì)算時(shí)取最大間隙：△p為滑閥進(jìn)、出口油壓差，又稱局部壓力降(MPa)；d為滑閥外徑(cm)；為密封長度(cm)，=e；P為液體動力粘度(Pa設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下列關(guān)系式來確定上述參數(shù)。 分配滑閥參數(shù)的選擇 分配滑閥的主要參數(shù)有：滑閥直徑d，預(yù)開隙、密封長度和滑閥總移動量e等，見圖728。 圖44 預(yù)開隙活塞桿用40或45鋼制造?？估瓘?qiáng)度為500MPa，屈服點(diǎn)為350MPa。殼體材料有球墨鑄鐵和鑄造鋁合金兩種。動力缸的最大長度s用下式計(jì)算確定………………………………………… (48)式中，為活塞最大位移量?；钊频接覀?cè)極限位置時(shí)，其端面到缸蓋之間應(yīng)留有e=(～)D的間隙，以利于活塞導(dǎo)向作用。圖43 確定動力缸長度尺寸簡圖如圖42所示，活塞移到兩端極限位置，還要留有一定間隙。聯(lián)立式(45)和式(46)后得到…………………………………………………………（47）式中，壓力p一般在6～10MPa，～1 。動力缸應(yīng)產(chǎn)生的推力F用下式計(jì)算………………………………………………………………………（42）式中，為轉(zhuǎn)向搖臂長度；L為轉(zhuǎn)向搖臂軸到動力缸活塞之間的距離。動力缸的布置若如圖42所示，則在計(jì)算前，應(yīng)先行確定作用在直拉桿上的力。轉(zhuǎn)閥式分配閥在國內(nèi)、外均得到廣泛應(yīng)用。 轉(zhuǎn)閥式與滑閥式比較，靈敏度高，密封件少，結(jié)構(gòu)較為先進(jìn)。圖 41 動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案圖 分配閥的結(jié)構(gòu)方案 分配閥有兩種結(jié)構(gòu)方案：分配閥中的閥與閥體以軸向移動方式來控制油路的稱為滑閥式，以旋轉(zhuǎn)運(yùn)動來控制油路的稱為轉(zhuǎn)閥式。同時(shí)還不能采用典型轉(zhuǎn)向器，拆裝轉(zhuǎn)向器時(shí)要比分置式的困難。在轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用時(shí)或者發(fā)動機(jī)的振動不會影響分配閥的振動，因而不能引起轉(zhuǎn)向輪擺振。 在分析比較上述幾種不同動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案時(shí)，常從結(jié)構(gòu)上是否緊湊；轉(zhuǎn)向器主要零件是否承受由動力缸建立起來的載荷；拆裝轉(zhuǎn)向器是否容易；管路，特別是軟管的管路長短；轉(zhuǎn)向輪在側(cè)向力作用下是否容易引起轉(zhuǎn)向輪擺振；能不能采用典型轉(zhuǎn)向器等方面來做比較。根據(jù)分配閥、轉(zhuǎn)向器和動力缸三者相互位置的不同，它分為整體式(圖41a)和分置式兩類。 液壓式動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案分析液壓式動力轉(zhuǎn)向因?yàn)橛鸵汗ぷ鲏毫Ω?，動力缸尺寸小、質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，油液具有不可壓縮性，靈敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面沖擊等優(yōu)點(diǎn)而被廣泛應(yīng)用。 (6)動力轉(zhuǎn)向失靈時(shí)，仍能用機(jī)械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。 (4)轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 (2)隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大(或減小)，作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力必須增大(或減小)，稱之為“路感”。表面硬度為58～63HRC。搖臂軸用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳，～。此外，應(yīng)根據(jù)材料力學(xué)提供的公式，對接觸應(yīng)力進(jìn)行驗(yàn)算。前軸負(fù)荷不大的汽車，～；前軸負(fù)荷大的汽車，～。許用彎曲應(yīng)力為[]=540。當(dāng)接觸表面硬度為58～64HRC時(shí)，許用接觸應(yīng)力[σ]=2500。一般是將齒條（一般有4個(gè)齒）。圖33為獲得變化的齒側(cè)間隙齒扇的加工原理和計(jì)算簡圖圖34 用于選擇偏心n的線圖當(dāng)，確定后，根據(jù)上式可繪制圖，用于選擇適當(dāng)?shù)膎值，以便使齒條、齒扇傳動副兩端齒嚙合時(shí)，齒側(cè)間隙能夠適應(yīng)消除中間齒最大磨損量所形成的間隙的需要。為此可在齒扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心轉(zhuǎn)動,其相對于搖臂軸的中心有距離為n的偏心。這種必要的齒側(cè)間隙的改變可通過使齒扇各齒具有不同的齒厚來達(dá)到。由于轉(zhuǎn)向器經(jīng)常處于中間位置工作，因此齒扇與齒條的中間齒磨損最厲害。 齒條、齒扇傳動副的設(shè)計(jì)齒扇通常有5個(gè)齒，它與搖臂軸為一體。、22CrMnMo、20CrNi3A鋼制造，表面滲碳，重型汽車和前軸負(fù)荷大的汽車的轉(zhuǎn)向器。一般e=～ 。 導(dǎo)管內(nèi)徑d1容納鋼球而且鋼球在其內(nèi)部流動的導(dǎo)管內(nèi)徑d1=d+e ，式中，e為鋼球直徑d與導(dǎo)管內(nèi)徑之間的間隙。 工作鋼球圈數(shù)W多數(shù)情況下，轉(zhuǎn)向器用兩個(gè)環(huán)路，而每個(gè)環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)W又與接觸強(qiáng)度有關(guān)。前者影響轉(zhuǎn)向器的角傳動比；后者影響傳動效率。在螺距不變的條件下，鋼球直徑d越大，圖31中的尺寸b越小，要求b=(Pd)。與此同時(shí)，齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過弧長等于s，相應(yīng)搖臂軸轉(zhuǎn)過βp角，其間關(guān)系為 s=βpr …………………………...（33）式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。通常θ多取，以使徑向力與軸向力的分配均勻。 接觸角接觸角θ是指鋼球與螺桿滾道接觸點(diǎn)的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角。鋼球以三點(diǎn)（與滾道接觸，被精確地定位于滾道中心，軸向定位精確，但加工較復(fù)雜。當(dāng)螺桿受有軸向載荷時(shí)，螺桿與螺母間產(chǎn)生軸向相對位移使軸向定位不穩(wěn)定，增加了轉(zhuǎn)向盤的自由行程，這對裝動力轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向系特別不利，因?yàn)樗档土朔峙溟y的靈敏度，從而影響轉(zhuǎn)向性能。雖然其制造工藝較復(fù)雜，但仍得到廣泛應(yīng)用。四點(diǎn)接觸式滾道截面由四段圓弧組成，螺桿和螺母的滾道截面各為兩段圓弧。 鋼球數(shù)目可有下式確定：式中 D鋼球中心距；W——個(gè)環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)，為了使載荷在各鋼球間分布均勻，一般W=，則應(yīng)采用兩個(gè)獨(dú)立的環(huán)路；d鋼球直徑；——螺線導(dǎo)程角； 滾道截面四段圓弧滾道截面。鋼球直徑應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)，一般常在7～9mm范圍內(nèi)選用。螺母內(nèi)徑D2應(yīng)大于的的D1，一般要求D2D1=(5%10%)D。選取D值的規(guī)律是隨扇齒模數(shù)的增大，鋼球中心距D也相應(yīng)增加。螺母外徑D螺母內(nèi)徑D2及鋼球直徑對確定鋼球中心距D的大小有影響，而D又對轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)尺寸和強(qiáng)度有影響。圖31螺桿 鋼球 螺母傳動副 鋼球中心距D、螺桿外徑D1和螺母內(nèi)徑D2尺寸D、DD2如圖31所示。鋼球的數(shù)量也影響承載能力，增多鋼球使承載能力增大，但也使鋼球的流動性變差，從而要降低傳動效率。鋼球直徑尺寸差應(yīng)不超過128105d。鋼球直徑d約為69mm。11176。插入螺母螺旋滾道兩個(gè)導(dǎo)孔的鋼球的兩個(gè)導(dǎo)管的中心線應(yīng)與螺母螺旋滾道的中心線相切。為了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上與其齒條相反的一側(cè)表面（通常為上表面）需鉆孔與螺母的螺旋滾道打通以形成一個(gè)環(huán)路滾道的兩個(gè)導(dǎo)孔，并分別插入鋼球?qū)Ч艿膬啥藢?dǎo)管。螺桿和螺母上的相互對應(yīng)的螺旋槽構(gòu)成鋼球的螺旋滾道。30′7176。30′切削角6176。表31 循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的