【正文】 數(shù)轉(zhuǎn)矩 （312）閉式硬齒面?zhèn)鲃?，按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計。齒輪法面基圓齒距為齒條法面基圓齒距為取齒條法向模數(shù)為(5) 齒條齒頂高 （319）(6) 齒條齒根高 （320）(7) 法面齒距 （321）查表，得查圖，得取，所以=所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動約60176。即梯形臂或轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至?xí)r，齒條左端點移至的距離為30176。===30176。轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至?xí)r，齒條左端點E移至的距離為=80 ==80+=齒輪齒條嚙合長度應(yīng)大于即 =+=160取L=200 齒輪齒條傳動受力分析若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點P的法向力Fn可分解為徑向力Fr和分力F，分力F又可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。(2) 計算支承反力在垂直面上 在水平面上(3) 畫彎矩圖在水平面上，aa剖面左側(cè)、右側(cè)在垂直面上，aa剖面左側(cè)aa剖面右側(cè)合成彎矩，aa剖面左側(cè)aa剖面右側(cè)(4) 畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩 =437516/2=顯然，aa截面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)可能是危險剖面。aa截面左側(cè)查得, ,；。則彎曲應(yīng)力 應(yīng)力幅 平均應(yīng)力 切應(yīng)力 安全系數(shù)查得許用安全系數(shù)[S]=～，顯然S[S]，故aa剖面安全。(2) 對電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的主要元件進(jìn)行的詳細(xì)的介紹，并且給出了一些參考的轉(zhuǎn)向系參數(shù)。第4章 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計 結(jié)構(gòu)與布置齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器因結(jié)構(gòu)簡單緊湊、制造工藝簡便等優(yōu)點, 既適用于整體式前軸,也適用于采用獨立懸架的斷開式前軸, 被廣泛地應(yīng)用在轎車、輕型客貨車、微型汽車等車輛上。一般來說, 這種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)大多如圖41所示。齒條通過兩端的球鉸接頭與兩根分開的橫拉桿7相連, 兩橫拉桿又通過球頭銷與左右車輪上的梯形臂6相連。絕大多數(shù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器都布置在軸前后方, 這樣既可避讓開發(fā)動機(jī)的下部, 又便于與轉(zhuǎn)向軸下端連接。 圖41轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖對于給定的汽車, 其軸距L、主銷后傾角β以及左右兩主銷軸線延長線與地面交點之間的距離K均為已知定值。因而在設(shè)計轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)時, 需要確定的參數(shù)為梯形底角γ、梯形臂長以及齒條軸線到梯形底邊的安裝距離h。其關(guān)系式為： (41) 用解析法求內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時, 齒條便向左或向右移動,使左右兩邊的桿系產(chǎn)生不同的運動, 從而使左右車輪分別獲得一個轉(zhuǎn)角。設(shè)齒條向右移過某一行程S, 通過右橫拉桿推動右梯形臂, 使之轉(zhuǎn)過。圖43內(nèi)輪一側(cè)桿系運動情況取梯形左底角頂點O1為坐標(biāo)原點,X 、Y軸方向如圖53所示, 則同樣可導(dǎo)出齒條行程S與內(nèi)輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系, 即: (44) (45)因此, 利用公式(42)便可求出對應(yīng)于任一外輪轉(zhuǎn)角的齒條行程S, 再將S代入公式(45)即可求出相應(yīng)的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角。將公式(44)和(45)結(jié)合起來可將表示為的函數(shù), 記作: 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計 目標(biāo)函數(shù)的建立眾所周知, 在不計輪胎側(cè)偏時, 實現(xiàn)轉(zhuǎn)向輪純滾動、無側(cè)滑轉(zhuǎn)向的條件是內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角具有如圖44所示的理想的關(guān)系, 即: (46)式中 T——計及主銷后傾角時的計算軸距詳細(xì)D=W=G圖=紙：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六全 套 資 料 低 拾10快起 L——汽車軸距r——車輪滾動半徑由式(46)可將理想的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角表示為的函數(shù), 即: (47)反之, 取內(nèi)輪轉(zhuǎn)角為自變量時, 理想的外輪轉(zhuǎn)角也可表示為的函數(shù), 即: (48)而由轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)所提供的內(nèi)、外實際轉(zhuǎn)角關(guān)系為前述的θi=F(θ0)或 θ0=Φ(θi),因此, 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計的目標(biāo)就是要在規(guī)定的轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)使實際的內(nèi)或外輪轉(zhuǎn)角盡量地接近對應(yīng)的理想的內(nèi)或外輪轉(zhuǎn)角。即： （49） （410）兩式中的加權(quán)因子、為：(49)、(410) 兩式是等價的, 可根據(jù)具體情況任取其中之一作為極小化目標(biāo)函數(shù)。其中底角γ可按經(jīng)驗公式先選一個初始值,然后再增加或減小, 進(jìn)行優(yōu)化搜索。第一, 要保證梯形臂不與車輪上的零部件(如輪胎、輪輛或制動底板)發(fā)生干涉, 故要滿足：式中 Aoy——梯形臂球頭銷中心的Y坐標(biāo)值（見圖43）Aymin——車輪上可能與梯形臂干涉部位的Y坐標(biāo)值因，所以可知當(dāng)選定時的可取值上限為： (411) 第二, 要保證有足夠的齒條行程來實現(xiàn)要求的最大轉(zhuǎn)角。第三，要保證有足夠大的傳動角。隨著車輪轉(zhuǎn)角增大, 傳動角漸漸變小。由圖42可知：由圖43可知:最小傳動角發(fā)生在內(nèi)輪一側(cè), 當(dāng)達(dá)到最大值時, 也達(dá)到最大值, 故此時為最小值。對于一般平面連桿機(jī)構(gòu), 為了保證機(jī)構(gòu)傳動良好, 設(shè)計時通常應(yīng)使176。這是由于汽車正常行駛中多用小轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向, 約有80％以上的轉(zhuǎn)角在20176。時的內(nèi)輪一側(cè)傳動角作為控制參數(shù)。作為約束條件, 這樣一般均能保證在176。轉(zhuǎn)向器安裝距離h對傳動角的影響較大, h越小, 占也小, 可獲得較大的。由圖4圖43可知： 為保證傳動良好一般希望176。隨著的減小，也略有減小，不過小轉(zhuǎn)向力臂也小，操縱力會有所增大。本章小結(jié)本章介紹了與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器配用的轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計，介紹了該轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點和優(yōu)化設(shè)計方法，給出了優(yōu)化設(shè)計的目標(biāo)函數(shù)和設(shè)計變量的選取范圍。汽車的轉(zhuǎn)向系就是用來改變或保持汽車行駛方向的機(jī)構(gòu)，它由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向傳動裝置、轉(zhuǎn)向輪和專用機(jī)構(gòu)組成。隨著時間的推移，高科技的不斷發(fā)展，傳統(tǒng)的機(jī)械助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)慢慢地被電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所取代。隨著車輛進(jìn)入家庭步伐的加快以及對節(jié)能、駕駛舒適性要求的提高，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將擁有非常廣闊的應(yīng)用前景。本文采用理論研究和借鑒研究相結(jié)合的方法，對電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了初步的理論研究和設(shè)計。介紹了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展?fàn)顩r，重點研究了電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展前景及與其他轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的比較，總結(jié)出EPS系統(tǒng)的優(yōu)點，在將來，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在汽車尤其是豪華轎車和貨車中必定會有廣泛的應(yīng)用。對EPS系統(tǒng)的工作原理進(jìn)行了研究，并對EPS系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和組成元件進(jìn)行了細(xì)致、深入的研究。介紹了電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計和計算方法。(4) 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)控制器的研究。(5) 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計。介紹了轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計方法，研究了其可行性，給出了優(yōu)化設(shè)計的目標(biāo)函數(shù)和設(shè)計變量的選擇范圍。總之，這次的研究工作還只是對汽車的電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的研究和設(shè)計開了個頭，還有更多的內(nèi)容需要更進(jìn)一