1、 -動力轉(zhuǎn)向的靜特性，如圖4-8 所示。常將靜特性曲線劃分為四個(gè)區(qū)段。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。除此之外，上述三個(gè)區(qū)段之間的油壓曲線過渡要求平滑，D 區(qū)段曲線就表明是一個(gè)較寬的平滑過渡區(qū)間。圖 4-8 靜特性曲線分段示意圖要求動力轉(zhuǎn)向器向右轉(zhuǎn)和向左轉(zhuǎn)的靜特性曲線應(yīng)對稱。對稱性可以評價(jià)滑閥的加工和裝配質(zhì)量。要求對

2、稱性大于O.85。轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)是由轉(zhuǎn)向搖臂至左、右轉(zhuǎn)向車輪之間用來傳遞力及運(yùn)動的 轉(zhuǎn)向桿、臂系統(tǒng)，其任務(wù)是將轉(zhuǎn)向器輸出端的轉(zhuǎn)向搖臂的擺動轉(zhuǎn)變?yōu)樽?、?轉(zhuǎn)向車輪繞其轉(zhuǎn)向主銷的偏轉(zhuǎn)，并使它們偏轉(zhuǎn)到繞同一瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心的不同 軌跡圓上，實(shí)現(xiàn)車輪無滑動地滾動轉(zhuǎn)向。為了使左、右轉(zhuǎn)向車輪偏轉(zhuǎn)角之間 的關(guān)系能滿足這一汽車轉(zhuǎn)向運(yùn)動學(xué)的要求，則要由轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)中的轉(zhuǎn)向梯 形機(jī)構(gòu)的精確設(shè)計(jì)來保證。采用最優(yōu)化設(shè)計(jì)方法優(yōu)選轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)參數(shù)則可 得到最佳設(shè)計(jì)效果。下面以轉(zhuǎn)向搖臂的強(qiáng)度計(jì)算為例。轉(zhuǎn)向搖臂的計(jì)算搖臂軸直徑dd3KM R 3 0.2 d3KM R 3 0.2 030.77350050.2 300

3、30.9162mm4-23 )式中， K 為安全系數(shù)，根據(jù)汽車使用條件不同可取2.5 3.5； M R為轉(zhuǎn)0 為扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度極限。0 為扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度極限。4.3.1.2 驗(yàn)算最小轉(zhuǎn)向搖臂長l1 l2 32.49 l2 32.49 298 l1 = 40.83 235要求。4.3.1.3 強(qiáng)度校核(1). 轉(zhuǎn)向直拉桿受力大小237.12351.009，在0.85 1.1 之間，滿足MrF = MrF = l2487401829816356 N轉(zhuǎn)向搖臂軸受到的力矩M = F l1 = 16356 2353843660 N轉(zhuǎn)向搖臂軸受到的力矩M = F l1 = 16356 2353843660 N mm

4、4450000 N mm如圖 4-9 所示，其危險(xiǎn)截面在A A 處。根據(jù)第三強(qiáng)度理論，在危險(xiǎn)截面的最大應(yīng)力點(diǎn) a 處，彎扭聯(lián)合作用的等效應(yīng)力為Fl /Wb 2 4 Fe/Wt 2 s nWb ， Wt 危險(xiǎn)截面的彎曲截面系數(shù)和扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)；l ， e 見圖5 13； 45 材料的屈服極限600；ns 相對于 s的強(qiáng)度儲備系數(shù)，ns 1.7 2.4。l 280, e 120Wbbh2 bh 2,Wt bh ， b 40, h 8024s283.24 ss283.24 s 352.94n所以滿足條件。4-9 轉(zhuǎn)向搖臂轉(zhuǎn)向縱拉桿與橫拉桿的計(jì)算拉桿需計(jì)算其受壓時(shí)的縱向彎曲穩(wěn)定性。為了防止拉桿受壓時(shí)產(chǎn)生

5、縱向彎曲，拉桿截面對中性軸的慣性矩J 可由下式求得4-24 )4-24 )nF 2EJ/l2式中 n 桿的剛度儲備系數(shù)，一般取 n =1.5 2.5 ；F 桿承受的軸向力 16356N；E 拉伸時(shí)桿材料的彈性模量， E 2 10 5 Mpa； l 桿長，按桿兩端球鉸中心間的距離計(jì)?？傻?J 1300N , 具體參數(shù)據(jù)情況定。整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)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4-7 所示。設(shè) i 、 o 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。若要保證全部車輪繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛，則梯形機(jī)構(gòu)應(yīng)保證內(nèi)、

6、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系Kcot o cot iL( 4-25 )若自變角為 o，則因變角 i 的期望值為i f( o)arccot(cot 0 K / L)( 4-26)現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。以圖4-10 所示的后置梯形機(jī)構(gòu)為例，利用余弦定理可推得轉(zhuǎn)向梯形所給出的實(shí)際因變角i為arcsinsin( o)1 2 K cos( o) mK 2cos cos( arcsinsin( o)1 2 K cos( o) mK2 K1 2 cos(o )mm4-27 )式中 m 梯形臂長梯形底角4-10 理想的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖4-10 理想的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖所設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向梯形給出的實(shí)際

7、因變角i，應(yīng)盡可能接近理論上的期望值i 。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。因此，再引入加權(quán)因子0（ o），構(gòu)成評價(jià)設(shè)計(jì)優(yōu)劣的目標(biāo)函數(shù)f（x）為f(x)omax ()()( f(x)omax ()()( oi ) i ( oi ) i ( oi )oi 1i( oi)100%4 28）將式（4 26） 、式（4 27）代人式（4 28）得更加頻繁，因此取omaxf(x) ( oi)oi 1arcsinKsin( oi)21 2K cos( oi) mK arc cot cotoi LK2cos c

8、os( oi ) cos2 arccos mmarc cot cotK1 2 cos( oi )mK oi L100%4-29 )式中， x 設(shè)計(jì)變量， xomax式中，Dmina 主銷偏移距x1x24-10 得omax arcsinLDmina24 30)考慮到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角o 小于20，且10 以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用得1.50o10( o)1.010o 200.5 20 o omax( 4 31)建立約束條件時(shí)應(yīng)考慮到：設(shè)計(jì)變量m 及 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、下限及對的下限應(yīng)設(shè)置約束條件。因越大，梯形越接近矩形，f(x)值就越大，而優(yōu)化過程

9、是求 f (x)的極小值，故可不必對的上限加以限制。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4 32)44 32)4 33)min 0mmax m min 04 34)梯形臂長度m設(shè)計(jì)時(shí)常取在mmax0.15K 。梯形底角min 70 。此外，由機(jī)械原理得知，四連桿機(jī)構(gòu)的傳動角不宜過小，通常取min 40 。如圖 4-10 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，可推出最小傳動角約束條件為cos min 2cos cos( omax ) 2m 0(cos min cos )cosK(式中，min 為最小傳動

10、角。min 為設(shè)計(jì)變量m及omax arcsin L ，故由式(4 min 為設(shè)計(jì)變量m及Dmina2(4 32) 、式 (4 33) 、式 (4 34) 和式 (4 35) 四項(xiàng)約束條件所形成的可行域，如圖4-11 所示的幾種情況。圖4-11b 適用于要求min 較大，而min 可小些的車型；圖4-11c 適用于要求min 較大，而min 小些的車圖 4-11 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的可行域由上述數(shù)學(xué)模型可知，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)問題，是一個(gè)小型的約束非線性規(guī)劃問題，可用復(fù)合形法來求解。在本設(shè)計(jì)中，從總體設(shè)計(jì)中已知軸距L 3400mm，輪距 B 1480mm，主銷偏移距a 50mm。根據(jù)設(shè)計(jì)

11、要求知最小轉(zhuǎn)彎直徑Dmin 12.5m圖 4-12 主銷內(nèi)傾角作用示意圖一般主銷內(nèi)傾角8 ，距離 c一般為 40 60mm（ c即為主銷偏移距，如 4-11 圖） ，本設(shè)計(jì)取為50mm ，所以兩主銷中心線延長線到地面交點(diǎn)之間K為K B 2c 1480 2 50 1380mm4-30 ）可得外轉(zhuǎn)向車輪最大轉(zhuǎn)角omax arcsin Dmin3400arcsin33.2512500a50K為K B 2c 1480 2 50 1380mm4-30 ）可得外轉(zhuǎn)向車輪最大轉(zhuǎn)角omax arcsin Dmin3400arcsin33.2512500a502m常取在mmin 0.11K、mmax0.15K

12、；即151.8 m 207，本設(shè)計(jì)取m 160mm；梯形底角min 70 。轉(zhuǎn)向器角傳動80 ；則梯形橫拉桿長n K 2m cos 1380 2 160cos801324mm由式（ 4-27 ）得實(shí)際因變角i arcsin80 arcsinsin( o)K2 KK 1 2Kcos( o)mmsin(80 33.25 )K 2cos cos( o ) cos2 arccosmKm21 2 K cos( o) m1380160213801 2 160 cos(80 33.25 )1380 2cos80 cos(80 33.25 ) cos160 TOC o 1-5 h z arccos 16023

13、6.54138013801 2 cos(80 33.25 )160160而因變角i 的期望值為i期望 i期望 f( o) arc cot(cot o KL )1380 arc cot(cot 33.25) 413400可見，實(shí)際值36.54 與期望值 41相差 4.46 ，在允許范圍內(nèi)。min如圖（ 4-10 ） ，在ABE 中，由余弦定理得cos( o ) m2 K 2 (BE)2/ 2mK即 cos(33.25 80 ) 1602 13802 (BE)2/(2 160 1380)所以 BE 1450mm在 BEF中，由余弦定理得222cos(180 min) m2 n2 (BE)2/ 2m

14、n即 cos(180 min ) (1602 13242 14502)/ 2 160 1324所以min 40.2符合min 40 的要求。代入最小傳動角約束條件(式(4-34 ) )得cos min 2cos cos( omax ) 2m TOC o 1-5 h z (cos min cos )cosKcos40.2 2cos80 cos(80 33.25) 2 160(cos40.2 cos80)cos8013800.0015 0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K 1380mm；梯形底角80 ;梯形臂長m 160mm;梯形橫拉桿n 1324mm轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)元件在轉(zhuǎn)向傳動

15、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。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4-12 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(qiáng)度，需要對球體及錐面部分進(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滑性能，摩擦因數(shù)低，耐磨性能好。4-12 球頭鉸參考同類型汽車的傳動桿件尺寸

16、設(shè)計(jì)并結(jié)合本車的總體設(shè)計(jì)中的尺寸參數(shù)，對各傳動桿件進(jìn)行設(shè)計(jì)：轉(zhuǎn)向軸：長度為950 mm，直徑20mm；轉(zhuǎn)向柱管（套于轉(zhuǎn)向軸外）：長度950 mm，直徑40mm；縱拉桿：長度為700 mm，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(shè)計(jì)中已得出）轉(zhuǎn)向梯形臂：長度為160 mm，直徑為30mm。 （轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)中已得出）轉(zhuǎn)向搖臂：長度為200mm，與轉(zhuǎn)向器搖臂軸相連端直徑為60mm，與縱拉桿相連端直徑為30mm。轉(zhuǎn)向節(jié)臂：長度為220 mm，直徑為30 mm。本章小結(jié)本章對轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式，動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行了選擇計(jì)

17、算，同時(shí)通過強(qiáng)度計(jì)算驗(yàn)證了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件可行性，然后通過整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)對于整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化，再對轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)元件進(jìn)行設(shè)計(jì)。通過計(jì)算得到的數(shù)據(jù)，使用AUTOCAD 軟件，首先畫出總裝配圖紙，然后分別畫出循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向搖臂軸，轉(zhuǎn)向螺桿的零件圖紙（圖紙見附件） 。結(jié)論本次畢業(yè)設(shè)計(jì)內(nèi)容為輕型貨車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，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(gè)部分形式的選擇，對轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算，對動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，對轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)計(jì)算和對轉(zhuǎn)向傳動機(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

18、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)公式來初步設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向梯形尺寸參數(shù)，再通過檢驗(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)的最小傳動角約束條件來評定所設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向梯形是否符合基本要求。在設(shè)計(jì)的過程中，我曾經(jīng)查閱過許多關(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)完成對其優(yōu)化設(shè)計(jì)，故這也是本次設(shè)計(jì)中最大的不足之處，有待改進(jìn)。致謝衷心感謝指導(dǎo)老師姜立標(biāo)老師在論文選題、研究和撰寫過程中所給予

19、的精心指導(dǎo)，感謝姜老師在畢業(yè)設(shè)計(jì)學(xué)習(xí)過程中，從學(xué)習(xí)、生活和工作上所給予我的幫助。姜老師淵博的知識、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度、勤懇的鉆研精神使我受益匪淺，讓我在困難的時(shí)候撥開云霧，看到正確的方向。姜老師所給予我的這些知識，將在我今后的學(xué)習(xí)、工作、生活中產(chǎn)生深遠(yuǎn)的影響。與此同時(shí)，在論文研究、撰寫過程中，我還得到了哈工大汽車工程學(xué)院車輛教研室王建峰、張冠哲等老師的幫助，他們幫我解決了設(shè)計(jì)過程中所遇到的很多難題，使我的論文的質(zhì)量有了進(jìn)一步的提高，在此向他們表示衷心的感謝。本論文的研究工作還得到了哈工大汽車工程學(xué)院車輛實(shí)驗(yàn)室的各位老師的熱忱幫助，他們給我在實(shí)驗(yàn)室的測量工作提供了很大的幫助，使我取得了設(shè)計(jì)的第一手資

20、料。在設(shè)計(jì)過程中，我曾多次去請教他們，在此也向他們表示衷心的感謝。參考文獻(xiàn) 陳家瑞 . 汽車構(gòu)造. 人民交通大學(xué)出版社. 2007 年 1 月：244 281王望予. 汽車設(shè)計(jì). 機(jī)械工業(yè)出版社.2008 年4月：219 256余志生. 汽車?yán)碚? 機(jī)械工業(yè)出版社.2008 年4月：23 98 TOC o 1-5 h z 肖永清，楊忠敏.汽車前橋及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)與維修.國防工業(yè)出版社.2004年 1 月：16 151劉朝儒 . 機(jī)械制圖. 高等教育出版社. 2001 年： 21 146汽車工程手冊編輯委員會. 汽車工程手冊：基礎(chǔ)篇. 人民交通出版社.2001 年李俊玲，羅永革.汽車工程專業(yè)英語.

21、 機(jī)械工業(yè)出版社. 2008 年：90108汽車工程手冊編輯委員會. 汽車工程手冊：設(shè)計(jì)篇. 人民交通出版社.2001 年 7 月：27 178郭孔輝，朱宏巍.汽車轉(zhuǎn)向的力輸入控制與角輸入控制及其對駕駛員-汽車閉環(huán)系統(tǒng)的影響.吉林工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)1997 年第 1 期第 27 卷第 85期：23 2710劉唯信.汽車設(shè)計(jì).清華大學(xué)出版社.2001 年 7 月 :213 25611齊志鵬.汽車懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)原理與檢修.人民郵電出版社.2002年 5 月：78 9412鐘兵.低速汽車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì).山東五征集團(tuán)汽車研究所. 2006 年第 4 期：54 5513 黃宏成，夏祥洪，張煒 . 汽 車轉(zhuǎn)向 機(jī) 構(gòu)多自 由度運(yùn)動學(xué)模 型 . 傳 動技術(shù) .2004 年 3 月：46 5014劉照，楊家軍，廖道訓(xùn). 車速對汽車轉(zhuǎn)向力矩的影響分析中國機(jī)械工程 2005 年 4 月第 16 卷第 8 期：74 7915張紅黨. 汽車主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特性研究. 江蘇大學(xué)碩士學(xué)位論文.2009 年 6 月：23 5016高曉杰，余卓平，張立軍. 機(jī)械式前輪主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的原理與應(yīng)用.汽車工程 .2005 年 10 月： 918 921李一染，朱卿，陳慧.主動前輪轉(zhuǎn)向控制技術(shù)的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢.