轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 課程設(shè)計(jì) 題 目 名 稱 轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì) 課 程 名 稱 汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 學(xué) 生 姓 名 學(xué) 號(hào) 系 、專 業(yè) 機(jī)械與能源工程系車輛工程 指 導(dǎo) 教 師 專心---專注---專業(yè) 目 錄 1 設(shè)

2、計(jì)方案選擇 2 1.1 整車性能參數(shù) 2 1.2 轉(zhuǎn)向器主要性能參數(shù)計(jì)算 2 1.3 轉(zhuǎn)向系和轉(zhuǎn)向器的選擇 7 2.循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 2.1螺桿－鋼球－螺母?jìng)鲃?dòng)副設(shè)計(jì) 8 2.2齒條、齒扇傳動(dòng)副的設(shè)計(jì) 12 2.3轉(zhuǎn)向器的材料選擇 15 2.4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度的計(jì)算 15 3.轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的分析、設(shè)計(jì)和優(yōu)化 18 3.1轉(zhuǎn)向梯形 18 3.2 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計(jì) 19 4動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)選擇 23 4.1 對(duì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求 23 4.2動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案分析 23 4.3動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的評(píng)價(jià)指標(biāo) 24 5 設(shè)計(jì)總結(jié) 25 參考資料 25

3、 1 設(shè)計(jì)方案選擇 1.1 整車性能參數(shù) 根據(jù)老師安排，本次設(shè)計(jì)所匹配的整車性能參數(shù)為： 驅(qū)動(dòng)形式 4×2前驅(qū) 軸距 2471mm 輪距前/后 1429/1422mm 整備質(zhì)量 1060kg 空載時(shí)前軸分配負(fù)荷60% 最高車速 180km/h 最大爬坡度 35% 制動(dòng)距離 （初速30km/h） 5.6m 最小轉(zhuǎn)向直徑 11m 最大功率轉(zhuǎn)速 74/5800kw/rpm 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 150/4000N*m/rpm 手動(dòng)5擋 1.2 轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)的計(jì)算 從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號(hào)表示，=（

4、-）/；反之稱為逆效率，用表示：=（[3] 其中 —從轉(zhuǎn)向軸輸入功率 —轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率 —作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率 1.2.1轉(zhuǎn)向器的正效率 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 1.2.3轉(zhuǎn)向系正、逆效率計(jì)算 本車設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器為循環(huán)球式，其傳動(dòng)副之間用滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦，如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則： 式（2-1），（2-2）表明: 增加導(dǎo)程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時(shí)，逆效率為負(fù)值或者為零，此時(shí)表明該轉(zhuǎn)向器是不可

5、逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于磨擦角， 為蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角，一般=6°～11°,本車選用7.3，ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為磨擦因數(shù)取0.7。代入式2-1和2-2中，得： = =79% ==73.7% 1.2.4轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱為轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量與轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱為轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比。轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比。它們之間的關(guān)系為 ==

6、 (1-3) = (1-4) = (1-5) 式中—轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比； —轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比； —轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比； —轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量； —轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量； —同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量。 另外轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長L3與搖臂臂長L1之比來表示，即==，現(xiàn)在汽車結(jié)構(gòu)中，L3和L1的比值大約在0.85——1.1之間，可以粗略地認(rèn)為其比值為1

7、，即近似為1，則：== 由已知轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比=20.8； 故轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比=20.8 1.2.5轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向系力傳動(dòng)比是指從輪胎接觸地面中心，作用在兩個(gè)轉(zhuǎn)向輪上的合力與作用在轉(zhuǎn)向盤的手力之比，即： （1-6） 轉(zhuǎn)向阻力等于轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向力矩與轉(zhuǎn)向節(jié)臂a之比： =/a （1-7） 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力等于轉(zhuǎn)向盤的力矩與轉(zhuǎn)向半徑R之比： =/R

8、 （1-8） 整理得：=/=/·R/a 若將轉(zhuǎn)向系中的損失忽略不計(jì)，/可以等于轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比，因此力傳動(dòng)比可以用下式表示： =·R/a； 已知R=185mm,a=50mm，代入得： =·R/a=77.0 1.2.6轉(zhuǎn)向盤總回轉(zhuǎn)圈數(shù) n=·（+）/360 （1-9） 已知內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角=39°，外輪最大轉(zhuǎn)角=33° 代入式中得： n=·（+）/360=4.16 一般情況下，n=3.5-4.5圈，由計(jì)算可以滿足要求 1.2.7轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定 轉(zhuǎn)向系全部零件的強(qiáng)度，是根

9、據(jù)作用在轉(zhuǎn)向系零部件上的力進(jìn)行確定的。影響這個(gè)力的因素很多，如前軸負(fù)荷和路面阻力的變化等。駕駛員轉(zhuǎn)向輪所需要克服的阻力，主要是車輪轉(zhuǎn)動(dòng)阻力、車輪穩(wěn)定阻力和轉(zhuǎn)向系中特別是在轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向節(jié)中的摩擦阻力等所組成。通過將轉(zhuǎn)向系中的滑動(dòng)摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動(dòng)摩擦，可以使轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向節(jié)內(nèi)摩擦阻力減少到較小的程度。 汽車在瀝青或者混凝土路面上原地轉(zhuǎn)向阻力矩： = （1-10） 式中 f—輪胎和路面的滑動(dòng)摩擦系數(shù)（查表取0.7） —前軸負(fù)荷 p—輪胎氣壓 代入式中得： = =341.0N.

10、m 作用在方向盤上的力為： = （1-11） 式中 —轉(zhuǎn)向搖臂長 —轉(zhuǎn)向節(jié)臂長 —方向盤半徑 —轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比 —轉(zhuǎn)向器的效率 代入式中得： = 汽車轉(zhuǎn)向時(shí)加在轉(zhuǎn)向盤上的切向力，對(duì)轎車不應(yīng)大于150-200N，對(duì)中型貨車不應(yīng)大于360N，對(duì)重型貨車不應(yīng)大于450N。 所以=112.2N ,滿足設(shè)計(jì)要求。 1.3轉(zhuǎn)向系和轉(zhuǎn)向器的選擇 1.3.1 轉(zhuǎn)向器類型的選擇 機(jī)械式轉(zhuǎn)向

11、器主要有齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等，其中廣泛應(yīng)用的是齒輪齒條式和循環(huán)球式。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 優(yōu)點(diǎn)： 1）結(jié)構(gòu)簡單、成本低、質(zhì)量輕。 2）效率高、轉(zhuǎn)向輕便。 3）可以自動(dòng)補(bǔ)償齒輪和齒條間產(chǎn)生的間隙，并有均勻的固有阻尼。 4）剛度大，使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的自由行程變小。 5）占用空間小。 6）使用壽命長。 缺點(diǎn)： 1）由于摩擦較小，所以沖擊敏感度較高。 2）當(dāng)采用兩端輸出結(jié)構(gòu)時(shí)，轉(zhuǎn)向拉桿長度收到限制，容易與懸架系統(tǒng)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)產(chǎn)生跳動(dòng)干涉。 3）轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比隨車輪轉(zhuǎn)角的增加而下降。 4）采用可變速比，普通工藝難實(shí)現(xiàn)。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 優(yōu)點(diǎn)： 在螺桿和螺母之間有

12、可以循環(huán)流動(dòng)的鋼球，將滑動(dòng)摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動(dòng)摩擦，傳動(dòng)效率可達(dá)75%-85%；轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條齒扇間間隙調(diào)整工作容易進(jìn)行；適合做整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器。 缺點(diǎn)： 逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造精度要求高。 通過對(duì)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的對(duì)比，綜上最后本次設(shè)計(jì)選定循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 2.循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.1螺桿－鋼球－螺母?jìng)鲃?dòng)副設(shè)計(jì) 螺桿－鋼球－螺母?jìng)鲃?dòng)副與通常的螺桿一螺母一傳動(dòng)副的區(qū)別在于前者是經(jīng)過滾動(dòng)的鋼球?qū)⒘τ陕輻U傳至螺母，變滑動(dòng)摩擦為滾動(dòng)摩擦。螺桿和螺母上的相互對(duì)應(yīng)的螺旋槽構(gòu)成鋼球的螺旋滾道。轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向盤經(jīng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動(dòng)螺桿，使鋼球沿螺母上

13、的滾道循環(huán)地滾動(dòng)。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。鋼球?qū)Ч苁怯射摪鍥_壓成具有半圓截面的滾道，然后對(duì)接成導(dǎo)管，并經(jīng)氰化處理使之耐磨。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 主要參數(shù)的選擇及計(jì)算： （1）螺距 通常螺距t約在8～ 13mm范圍內(nèi)，初選13mm； （2）螺旋線導(dǎo)程角 螺旋線導(dǎo)程角約為6o～ 11o，初選7.3°； （3）鋼球直徑 鋼球直徑約為6～9mm。參考同類型汽車的轉(zhuǎn)向器選取鋼球直徑，并應(yīng)使之符合國家標(biāo)準(zhǔn)

14、。鋼球直徑尺寸差應(yīng)不超過。顯然，大直徑的鋼球其承載能力亦大，但也使轉(zhuǎn)向器的尺寸增大初定7.15mm； （4）鋼球中心距 鋼球中心距是指鋼球滾動(dòng)時(shí)其中心所在的圓柱表面的橫截面的圓的直徑。它是一個(gè)基本尺寸參數(shù)，將影響循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)尺寸及強(qiáng)度。設(shè)計(jì)時(shí)可參考同類車進(jìn)行初選，經(jīng)強(qiáng)度驗(yàn)算后再進(jìn)行修正。顯然，在保證強(qiáng)度的前提下應(yīng)盡量取小些。在已知螺線導(dǎo)程角和螺距t的情況下，亦可由下式求得： （2-1） 式中t—螺桿與螺母滾道的螺距； —螺線導(dǎo)程角 所以鋼球中心距=32.2mm （5）鋼球的數(shù)量

15、鋼球的數(shù)量n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(dòng)性變差，從而要降低傳動(dòng)效率。經(jīng)驗(yàn)表明在每個(gè)環(huán)路中n以不大于60為好。 鋼球數(shù)目(不包括鋼球?qū)Ч苤械?可由下式確定： （2-2） 式中 —鋼球中心距； W—一個(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＝1.5～ 2.5，當(dāng)轉(zhuǎn)向器的鋼球工作圈數(shù)需大于2.5時(shí)，則應(yīng)采用兩個(gè)獨(dú)立的環(huán)路；選擇W=1.5； —鋼球直徑； —螺線導(dǎo)程角 代入式中的： （6）螺桿內(nèi)徑

16、 （2-3） 螺桿外徑 （2-4） 螺母大徑： （2-5） 螺母小徑：D=d+（0.05——0.10） （2-6） 式中—鋼球中心距； —螺桿與螺母的滾道截面的圓弧半徑； =0.52d=3.72mm x—滾道截面圓弧中心相對(duì)于鋼球中心線的偏移距； =0.1mm —鋼球直徑； —接觸

17、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 。增大"將使徑向力增大而軸向力減?。环粗畡t相反。通常θ多取45o，以使徑向力與軸向力的分配均勻。 代入式中得：螺桿內(nèi)徑=25mm 螺桿外徑=30.4mm 螺母大徑： 螺母小徑：D=30.4+0.09*32.2=33.6mm 滾道的截面形狀大多采用單圓弧和雙圓弧兩種，本次設(shè)計(jì)采用雙圓弧，雙圓弧的最大優(yōu)點(diǎn)是，在工作過程中，接觸角在一定范圍內(nèi)保持不變，故它的承載能力、剛度、傳動(dòng)精度和傳動(dòng)效率都比較穩(wěn)定[4]。面形狀大多采用單圓弧和雙圓弧

18、 （7）螺紋寬度b 螺紋寬度b，在螺距不變的條件下，鋼球直徑越大，螺紋寬度b越小，由于鋼球要在滾道中流動(dòng)，所以鋼球與滾道邊緣有間隙0.025mm的距離，所以要求>2.5mm b=13*cos7.3°-7.15-0.05=5.7>2.5,滿足要求。 （8）導(dǎo)管內(nèi)徑 汽車循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的導(dǎo)球機(jī)構(gòu)常見的有相交式和相切式兩種導(dǎo)管，相切式導(dǎo)管能使?jié)L球基本上沿著滾道的切線方向?qū)雽?dǎo)管，而相交式導(dǎo)管由于滾球當(dāng)碰到導(dǎo)管擋板，導(dǎo)入導(dǎo)管時(shí)已偏離切線方向甚遠(yuǎn)，從滾道上拐了個(gè)彎才導(dǎo)入導(dǎo)管，由導(dǎo)球特性的導(dǎo)球阻力方程式可算得相交式導(dǎo)管比相切導(dǎo)管的導(dǎo)球阻力大。兩者組裝后檢驗(yàn)其導(dǎo)球順暢性在手感上也有明顯不同，相切式導(dǎo)

19、管優(yōu)于相交式導(dǎo)管。但從目前國內(nèi)生產(chǎn)的循環(huán)球轉(zhuǎn)向器來看．大多數(shù)是采用相交式導(dǎo)管，主要原因是相切式導(dǎo)管管口部分幾何形狀復(fù)雜，設(shè)計(jì)計(jì)算和校核部較難，因而在設(shè)計(jì)時(shí)不得已放棄具有導(dǎo)球阻力小、工作順暢等優(yōu)點(diǎn)的相切式導(dǎo)管，而選擇管口幾何形狀簡單的相交式導(dǎo)管[5]。 導(dǎo)管內(nèi)徑 ，容納鋼球而且鋼球在其內(nèi)部流動(dòng)的導(dǎo)管內(nèi)徑，式中，e為鋼球直徑與導(dǎo)管內(nèi)徑之間的間隙，e不宜過大，否則鋼球流經(jīng)導(dǎo)管時(shí)球心偏離導(dǎo)管中心線的距離增大，并使流動(dòng)阻力增大，推薦e=0.4~0.8，導(dǎo)管壁厚度取為1mm。 導(dǎo)管內(nèi)徑mm （9）螺母長度 查《汽車設(shè)計(jì)》621頁表16-4循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 螺母長度62mm； （10）工作

20、鋼球的圈數(shù)W 工作鋼球的圈數(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)；增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球增多，能降低接觸應(yīng)力，提高承載能力；但綱球受力不均勻、螺桿增長使剛度降低，工作鋼球圈數(shù)由1.5和2.5圈兩種。查表，工作圈數(shù)W=1.5 （11）轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定 搖臂軸是汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向器中的關(guān)鍵零件，在使用過程中主要承受汽車轉(zhuǎn)向時(shí)產(chǎn)生的反復(fù)扭轉(zhuǎn)力作用。搖臂軸材料為20CrMnTi，經(jīng)滲碳、淬回火后使用[6]。 轉(zhuǎn)向搖臂軸的直徑可根據(jù)轉(zhuǎn)向阻力矩及材料的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度極限由下式確定： （2-7）

21、 式中k—安全系數(shù)，根據(jù)使用條件可取2.5～3.5； —轉(zhuǎn)向阻力距； —扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度極限；300MPa 所以代入式中得： 所以本次設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑取35mm。 2.2齒條、齒扇傳動(dòng)副的設(shè)計(jì) 傳動(dòng)間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動(dòng)副之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性。 研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。 傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時(shí)要極小，最好無間隙。若轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副存在傳動(dòng)間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。 傳動(dòng)副在中間及其附近位置因使用頻繁，

22、磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時(shí)，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。 為此，傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計(jì)成圖2-1所示的逐漸加大的形狀。 圖2-1 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副傳動(dòng)間隙特性 圖中曲線1表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙；曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)間隙變化特性。 齒扇通常有5個(gè)齒，它與搖臂軸為一體。齒扇的齒厚沿齒長方向是變化的，這樣即可通過軸向移動(dòng)搖臂軸來調(diào)節(jié)齒扇與齒條的嚙合間隙。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。為了消除中間齒磨損后產(chǎn)生的間隙而又不

23、致在轉(zhuǎn)彎時(shí)使兩端齒卡住，則應(yīng)增大兩端齒嚙合時(shí)的齒側(cè)間隙。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。即齒扇由中間齒向兩端齒的齒厚是逐漸減小的。為此可在齒扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心O1轉(zhuǎn)動(dòng)，O1相對(duì)于搖臂軸的中心O2, 有距離為n的偏心。這樣加工的齒扇在與齒條的嚙合中，由中間齒轉(zhuǎn)向兩端的齒時(shí)，齒側(cè)間隙△s也逐漸加大，取偏移距離n=1mm，查圖2-2得△s=0.2mm。 圖2－2偏心n的線圖 設(shè)計(jì)參數(shù)參照是下表，一般將A-A中間剖面規(guī)定為基準(zhǔn)剖面， A-A剖面向右時(shí)，變位系數(shù)為正，向右時(shí)由正變零，再變?yōu)樨?fù)。此時(shí)計(jì)算O-O剖面： 表2-1 齒扇參數(shù)表（O-O截面）

24、 名稱 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 分度圓直徑 D=mz=16*5 80mm 齒頂高 =m=1*5 5mm 齒根高 =(=(1+0.25)*5 6.25mm 全齒h =5+6.25 9mm 齒頂圓直徑 =80+2*5 90mm 齒根圓直徑 =80-2*6.25 67.5mm 齒扇的齒厚沿齒寬方向變化，故稱為變厚齒扇。其齒形外觀與普通的直齒圓錐齒輪相似。用滾刀加工變厚齒扇的切齒進(jìn)給運(yùn)動(dòng)是滾刀相對(duì)工件作垂向進(jìn)給的同時(shí)，還以一定的比例作徑向進(jìn)給，兩者合成為斜向進(jìn)給。這樣即可得到變厚齒扇。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，形成變厚

25、齒扇。 圖2-3齒扇剖面圖 齒扇輪在從軸線自左向右看是又窄又低的形狀，變位系數(shù)逐漸增大，設(shè)O-O面與中間面A-A面的間距= 5mm A―A截面:=5 =40-（1.0+0.25-0.13）5=34.4mm =40+（1.0+0.25+0.13）5=46.9mm B―B截面：=(14+5)mm =40-（1.0+0.25-0.48）5=36.15mm =40+（1.0+0.48）5=47.4mm C—C截面：=(-14+5)mm =40-（1.0+0.25+0.23）5=32.6mm =40+（1.0-0.23）5=43.85mm 分度圓處的齒厚： 大端齒厚：=（+

26、0.48* tan27°）*2.5=8.4mm 小端齒厚：=（-0.23*tan27°）*2.5=7.6mm 齒條在與齒扇配合時(shí)，因齒扇為變厚齒扇，則滿足嚙合間隙特性，齒條變厚方向應(yīng)與齒扇相反，齒條的齒扇與齒扇的齒槽寬相等。二者嚙合為等移距變?yōu)辇X輪嚙合傳動(dòng) 3.轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的分析、設(shè)計(jì)和優(yōu)化 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)樽?、右轉(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(dòng)地滾動(dòng)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(dòng)學(xué)的要求，

27、則要由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)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。給出了汽車轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)、汽車雙梯形轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)、汽車雙橋轉(zhuǎn)向搖臂機(jī)構(gòu)和具有獨(dú)立懸架汽車的雙橋轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的最優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。 3.1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關(guān)。無論采用哪一種方案，都必須正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)，做到汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)，保證全部車輪繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛，使在不同圓周上運(yùn)動(dòng)的車輪，作無滑動(dòng)的純滾動(dòng)運(yùn)動(dòng)。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。本設(shè)計(jì)中由于采用的是非獨(dú)立式懸架，應(yīng)當(dāng)選用與之配用的整

28、體式轉(zhuǎn)向梯形。 3.1.1整體式轉(zhuǎn)向梯形 整體式轉(zhuǎn)向梯形是由轉(zhuǎn)向橫拉桿1、轉(zhuǎn)向梯形臂2和汽車前軸3組成，如下圖所示。 3-1 整體式轉(zhuǎn)向梯形 1—轉(zhuǎn)向橫拉桿 2—轉(zhuǎn)向梯形臂 3—前軸 其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整前束容易，制造成本低；主要缺點(diǎn)是一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上、下跳動(dòng)時(shí)，會(huì)影響另一側(cè)轉(zhuǎn)向輪。 當(dāng)汽車前懸架采用非獨(dú)立式懸架時(shí)，應(yīng)當(dāng)采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿可位于前軸后或者前軸前（稱為前置梯形）。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)位置 低或前輪驅(qū)動(dòng)汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側(cè)方向延伸，因而會(huì)與車輪或制動(dòng)底版發(fā)生干涉，所以在布置上有困

29、難。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。 本次設(shè)計(jì)中采用的是非獨(dú)立式懸架，應(yīng)當(dāng)選用整體式轉(zhuǎn)向梯形。 3.2 轉(zhuǎn)向梯形的優(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3-3所示。設(shè)θi、θo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。 圖3-3理想的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖 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)、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系[11] （3-

30、1） 若自變角為θo，則因變角θi的期望值為 （3-2） 現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。以后置梯形機(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)際因變角為 （3-3） 式中 m—梯形臂長 —梯形底角 所設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向梯形給出的實(shí)際因變角，應(yīng)盡可能接近理論上的期望值。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，構(gòu)成評(píng)價(jià)設(shè)計(jì)優(yōu)劣的目標(biāo)函數(shù)為 f（x）=% （3－4） 將式（5－3

31、）、式（5－4）代人式（5－5）得： （3-5） 式中 x—設(shè)計(jì)變量，　x== —外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，由圖3-3得 （3－6） 式中，—汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑 —主銷偏移距 考慮到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角小于20°，且10°以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用得更加頻繁，因此取 （3－7） 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(huì)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(duì)m的上、下限及對(duì)的下限應(yīng)設(shè)置約束條件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而優(yōu)化過程是求的極小值，故可不必對(duì)的上限加以限制

32、。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 （3－8） （3－9） （3－10） 梯形臂長度m設(shè)計(jì)時(shí)常取在＝0.11K，＝0.15K。梯形底角＝。 此外，由機(jī)械原理得知，四連桿機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)角不宜過小，通常取。如圖5-3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)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(dòng)角約束條件為 （3-11） 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)

33、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。 即轉(zhuǎn)向梯形臂長m=166.5mm； 轉(zhuǎn)向梯形底角° 4動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)選擇 4.1對(duì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的要求 1）保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關(guān)系。 2）隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大（或減?。?，作用在轉(zhuǎn)向盤上手力必須增大（或減?。?。 3）當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力 Fh≥25~190N時(shí)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。 4）轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動(dòng)回正。 5）工作靈敏。 6）動(dòng)力轉(zhuǎn)向失靈時(shí)，仍能用機(jī)械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。 7）密封性能好，內(nèi)、外泄漏少。 汽車采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)是為了提高操縱的輕便性和行駛安全性。中級(jí)以上轎車，采用或者可供選裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向

34、器的逐漸增多。 4.2動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案分析 液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)是由分配閥、轉(zhuǎn)向器、動(dòng)力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成。根據(jù)分配閥、轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力缸三者相互位置的不同，它分為整體式 a 和分置式兩類分置式按分配閥所在位置不同又分為： b,連桿式c和半分置式d 。 圖4-1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案 1— 分配閥 2— 轉(zhuǎn)器 3— 動(dòng)力缸 在分析比較動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案時(shí)，要考慮以下幾個(gè)方面： 1）結(jié)構(gòu)上是否緊湊； 2）轉(zhuǎn)向器主要零件是否承受由動(dòng)力缸建立起來的載荷； 3）拆裝轉(zhuǎn)向器是否容易； 4）管路，特別是軟管的管路長短； 1

35、） 轉(zhuǎn)向輪在側(cè)向力作用下是否容易產(chǎn)生擺振； 6）能不能采用典型轉(zhuǎn)向器等方面。 5 設(shè)計(jì)總結(jié) 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)內(nèi)容為輕型載貨汽車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)，本論文完成了對(duì)汽車總體參數(shù)的選擇，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個(gè)部分形式的選擇，重點(diǎn)對(duì)轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)和計(jì)算，對(duì)轉(zhuǎn)向梯形和對(duì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)和分析等工作。 在轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)工作中，選擇了能將滑動(dòng)摩擦通過鋼球轉(zhuǎn)變成滾動(dòng)摩擦的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。其中的齒條——齒扇傳動(dòng)副中的齒扇設(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。 在設(shè)計(jì)中，我對(duì)一些知識(shí)又有了重新認(rèn)識(shí)，系統(tǒng)的學(xué)習(xí)了轉(zhuǎn)向系部分的知識(shí)，但深知自己

36、還欠缺很多知識(shí)，在設(shè)計(jì)中會(huì)存在一些毛病，我期待我今后能有機(jī)會(huì)改進(jìn)。 汽車設(shè)計(jì)涉及到許多知識(shí)，做設(shè)計(jì)的人必須認(rèn)真細(xì)致地對(duì)待，從設(shè)計(jì)參數(shù)出發(fā)，深入細(xì)節(jié)，并能勇于突破創(chuàng)新，敢于修改，樂于改進(jìn)。這次課程設(shè)計(jì)使我受益匪淺。 參考文獻(xiàn) [1]王國權(quán)．蔡國慶. 汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009：182-204 [2]王望予.汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2010：219-255 [3]裘文言.張祖繼.瞿元賞. 機(jī)械制圖[M].北京：高等教育出版社，2007. [4]陳新亞. 汽車不神秘[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2010. [16]陳家瑞. 汽車構(gòu)造[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1998. [17]余志生. 汽車?yán)碚揫M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2010.