畢業(yè)設計-汽車-轉向系統(tǒng)1

摘要本設計課題為汽車前輪轉向系統(tǒng)的設計，課題以機械式轉向系統(tǒng)的齒輪齒條式轉向器設計及校核、整體式轉向梯形機構的設計及驗算為中心。首先對汽車轉向系進行概述，二是作設計前期數據準備，三是轉向器形式的選擇以及初定各個參數，四是對齒輪齒條式轉向器的主要部件進行受力分析與數據校核，五是對整體式轉向梯形機構的設計以及驗算，并根據梯形數據對轉向傳動機構作尺寸設計。在轉向梯形機構設計方面。運用了優(yōu)化計算工具Matlab進行設計及驗算。Matlab強大的計算功能以及簡單的程序語法，使設計在參數變更時得到快捷而可靠的數據分析和直觀的二維曲線圖。最后設計中運用AutoCAD和CATIA作出齒輪齒條式轉向器的零件圖以及裝配圖。關鍵詞：轉向機構，齒輪齒條，整體式轉向梯形，Matlab梯形AbstractThetitleofthistopicisthedesignofsteeringsystem.RackandpinionsteeringofMechanicalsteeringsystemandintegratedSteeringtrapezoidmechanismgeartothedesignasthecenter.FirstlymakeanoverviewoftheSteeringSystem.Secondlytakeapreparationofthedataofthedesign.Thirdly,makeachoiceofthesteeringformanddeterminetheprimaryparametersanddesignthestructureofRackandpinionsteering.Fourthly,StressanalysisanddatacheckingoftheRackandpinionsteering.Fifthly,designofSteeringtrapezoidmechanism,accordingtothetrapezoidaldatamakeananalysisanddesignofSteeringlinkage.InthedesignofintegratedSteeringtrapezoidmechanismthecomputationaltoolsMatlabhadbeenusedtoDesignandCheckingofthedata.ThepowerfulcomputingandIntuitivechartsoftheMatlabcangiveusAccurateandquicklydata.IntheendAutoCADandCATIAwereusedtomakearackandpinionsteeringpartsdiagramsandassemblydrawingsKeywords:Steeringsystem，MechanicalTypeSteeringGearandGearRack，IntegratedSteeringtrapezoid，MatlabTrapezoid目錄1緒論11.1汽車轉向系統(tǒng)概述11.2汽車轉向系統(tǒng)的國內外現狀及開展趨勢21.3研究內容及論文構成32機械轉向系統(tǒng)的性能要求及參數52.1機械轉向系統(tǒng)的結構組成52.2轉向系統(tǒng)的性能要求62.3轉向系的效率72.4傳動比特性92.5轉向器傳動副的傳動間隙113機械式轉向器總體方案初步設計123.1轉向器的分類及設計選擇123.2齒輪齒條式轉向器的根本設計123.2.1齒輪齒條式轉向器的結構選擇123.2.2齒輪齒條式轉向器的布置形式143.2.3設計目標參數表以及對應的轉向輪偏角計算153.2.4轉向器參數選取與計算163.2.5齒輪軸的結構設計193.2.6轉向器材料及其他零件選擇204齒輪齒條轉向器校核214.1齒條的強度計算214.1.1齒條受力分析214.1.2齒條齒根彎曲強度的計算224.2小齒輪的強度計算234.2.1齒面接觸疲勞強度計算234.2.2齒輪齒根彎曲疲勞強度計算264.3齒輪軸強度校核275轉向梯形機構的設計315.1轉向梯形機構概述315.2整體式轉向梯形機構方案分析325.3整體式轉向梯形機構數學模型分析325.4基于Matlab的整體式轉向梯形機構優(yōu)化設計355.4.1轉向梯形機構的優(yōu)化概況355.4.2轉向梯形機構設計思路365.4.3基于Matlab的轉向梯形機構設計375.5轉向傳動機構的設計435.5.1轉向傳送機構的臂、桿與球銷435.5.2轉向橫拉桿及其端部436基于CATIA的齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的三維建模456.1CATIA軟件簡介456.2齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的主要部件三維建模45結論49參考文獻50致謝51附錄基于Matlab的轉向梯形機構設計程序521緒論汽車轉向系統(tǒng)概述汽車在行駛的過程中,需按駕駛員的意志改變其行駛方向。就輪式汽車而言,實現汽車轉向的方法是,駕駛員通過一套專設的機構,使汽車轉向橋(一般是前橋)上的車輪(轉向輪)相對于汽車縱橫線偏轉一定角度。這一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構，即稱為汽車轉向系統(tǒng)[1]。圖1-1汽車轉向系統(tǒng)汽車轉向系統(tǒng)分為兩大類：機械轉向系統(tǒng)和動力轉向系統(tǒng)。1、機械轉向系統(tǒng)機械轉向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉向操縱機構(方向盤)、轉向器、轉向傳動機構三大局部組成。汽車的轉向運動是由駕駛員操縱方向盤，通過轉向器和一系列的桿件傳遞到轉向輪來完成的。機械式轉向系統(tǒng)工作過程為：駕駛員對轉向盤施加的轉向力矩通過轉向軸輸入轉向器，減速傳動裝置的轉向器中有1、2級減速傳動副，經轉向器放大后的力矩和減速后的運動傳到轉向橫拉桿，再傳給固定于轉向節(jié)上的轉向節(jié)臂，使轉向節(jié)和它所支承的轉向輪偏轉，從而實現汽車的轉向。純機械式轉向系統(tǒng)根據轉向器形式可以分為：齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式。2、動力轉向系統(tǒng)動力轉向系統(tǒng)除了轉向操縱機構(方向盤)、轉向器、轉向傳動機構三大局部外，其最主要的動力來源是轉向助力裝置。由于轉向助力裝置最常用的是一套液壓系統(tǒng)，因此也就離不開泵、油管、閥、活塞和儲油罐，它們分別相當于電路系統(tǒng)中的電池、導線、開關、電機和地線的作用。動力轉向系的開展經過幾個階段，各個階段也有不同的動力輔助系統(tǒng)。20世紀50年代，美國GM公司率先在轎車上采用了液壓助力轉向系統(tǒng)。該系統(tǒng)是建立在機械系統(tǒng)的根底之上，額外增加了一個液壓系統(tǒng)。為液壓助力轉向系統(tǒng)(HPS)。1983年，在液壓助力系統(tǒng)根底上開展起來的，日本Koyo公司推出了具備車速感應功能的電控液壓助力轉向系統(tǒng)〔EHPS〕。1988年日本Suzuki公司首先在小型轎車Cervo上配備了Koyo公司研發(fā)的轉向柱助力式電動助力轉向系統(tǒng)。1990年日本Honda公司也在運動型轎車NSX上采用了自主研發(fā)的齒條助力式電動助力轉向系統(tǒng)，也就是現在應用車型極為廣泛的EPS系統(tǒng)。SBW線控轉向系統(tǒng)是繼EPS后開展起來的新一代轉向系統(tǒng)，具有比EPS操縱穩(wěn)定性更好的特點，它取消轉向盤與轉向輪之間的機械連接，完全由電能實現轉向，徹底擺脫傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)所固有的限制，提高了汽車的平安性和駕駛的方便性[1]。1.2汽車轉向系統(tǒng)的國內外現狀及開展趨勢汽車轉向系統(tǒng)的開展經歷了純機械式轉向系統(tǒng)、液壓助力轉向系統(tǒng)、電動助力轉向系統(tǒng)3個根本階段,線控轉向系統(tǒng)為其開展趨勢[1]。隨著汽車工業(yè)的迅速開展，轉向裝置的結構也有很大變化。汽車轉向器的結構很多，從目前使用的普遍程度來看，主要的轉向器類型有4種：有蝸桿銷式(WP型)、蝸桿滾輪式(WR型)、循環(huán)球式(BS型)、齒條齒輪式(BP型)，這四種轉向器型式，已經被廣泛使用在汽車上。1、汽車轉向系統(tǒng)在世界開展狀況據了解，在世界范圍內，汽車循環(huán)球式轉向器占45%左右，齒條齒輪式轉向器占40%左右，蝸桿滾輪式轉向器占10%左右，其它型式的轉向器占5%。循環(huán)球式轉向器一直在穩(wěn)步開展[1]。在西歐小客車中，齒條齒輪式轉向器有很大的開展。日本汽車轉向器的特點是循環(huán)球式轉向器占的比重越來越大，日本裝備不同類型發(fā)動機的各類型汽車，采用不同類型轉向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉向器，已由60年代的62．5%，開展到現今的100%了(蝸桿滾輪式轉向器在公共汽車上已經被淘汰)。大、小型貨車大都采用循環(huán)球式轉向器，但齒條齒輪式轉向器也有所開展。微型貨車用循環(huán)球式轉向器占65%，齒條齒輪式占35%[1]。2、汽車轉向系統(tǒng)在國內開展狀況我國的轉向器生產，除早期投產的解放牌汽車用蝸桿滾輪式轉向器，東風汽車用蝸桿肖式轉向器之外，其它大局部車型都采用循環(huán)球式結構，并都具有一定的生產經驗。目前解放、東風也都在積極開展循環(huán)球式轉向器，并已在第二代換型車上普遍采用了循環(huán)球式轉向器。由此看出，我國的轉向器也在向大量生產循環(huán)球式轉向器開展3、汽車轉向系統(tǒng)的開展趨勢齒輪齒條式轉向器和循環(huán)球式轉向器，已成為當今世界汽車上主要的兩種轉向器；而蝸輪—蝸桿式轉向器和蝸桿銷式轉向器，正在逐步被淘汰或保存較小的地位。在小客車上開展轉向器的觀點各異，美國和日本重點開展循環(huán)球式轉向器，比率都已到達或超過90%；西歐那么重點開展齒輪齒條式轉向器，比率超過50%，法國已高達95%[1]。由于齒輪齒條式轉向器的種種優(yōu)點，在小型車上的應用(包括小客車、小型貨車或客貨兩用車)得到突飛猛進的開展；而大型車輛那么以循環(huán)球式轉向器為主要結構。從開展趨勢上看，國外整體式轉向器開展較快，而整體式轉向器中轉閥結構是目前開展的方向。由于動力轉向系統(tǒng)還是新的結構，各國的生產廠家都正在組織力量，大力開展試驗研究工作，提高使用性能、減小總成體積、降低生產本錢、保證產品質量穩(wěn)定，以便逐步推廣和普及。隨著科學技術的開展，國際經濟形勢的變化對汽車乃至汽車轉向器的生產都有很大影響。特別是西方國家實行石油禁運以來，世界經濟形勢受沖擊很大。隨著能源危機的開展，汽車工業(yè)首當其沖，其開展方向有很大變化。從汽車設計、制造到各總成部件的生產都隨著能源危機的發(fā)生而變化，表現在能源消耗、材料消耗、操縱輕便等各個方面。研究內容及論文構成本課題主要研究機械式轉向系統(tǒng)的功能及構成，主要從轉向系統(tǒng)的轉向器局部和轉向梯形機構局部作分析研究。1、轉向器設計局部：以齒輪齒條式轉向器作為中心，分析其效率、齒輪軸和齒條的設計及數據校核、其他一些組件的設計及標準件選取。2、轉向梯形機構局部：以整體式轉向梯形機構作為中心，對阿克曼(Ackerman)理論轉向特性了解的根底上，對轉向梯形機構進行數學模型分析。用計算機工具對轉向梯形進行設計，校核。并根據所得的結果對傳動機構的尺寸作設計。2機械轉向系統(tǒng)的性能要求及參數機械轉向系統(tǒng)的結構組成[2]包括轉向操縱機構〔轉向盤、轉向上、下軸、〕、轉向器、轉向傳動機構〔轉向拉桿、轉向節(jié)〕等。轉向系統(tǒng)應準確、快速、平穩(wěn)地響應駕駛員的轉向指令，轉向行使后或受到外界擾動時，在駕駛員松開方向盤的狀態(tài)下，應保證汽車自動返回穩(wěn)定的直線行使狀態(tài)。圖1-2轉向系的根本構成1-方向盤；2-轉向上軸；3-托架；4-萬向節(jié)；5-轉向下軸；6-防塵罩；7-轉向器；8-轉向拉桿1、轉向操縱機構轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的平安性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節(jié)，采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，那么會影響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統(tǒng)。2、轉向傳動機構轉向傳動機構包括轉向臂、轉向縱拉桿、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿等。轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節(jié)并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。3、轉向器轉向器是完成由旋轉運動到直線運動(或近似直線運動)的一組齒輪機構，同時也是轉向系中的減速傳動裝置。目前較常用的有齒輪齒條式、循環(huán)球曲柄指銷式、蝸桿曲柄指銷式、循環(huán)球-齒條齒扇式、蝸桿滾輪式等。2.2轉向系統(tǒng)的性能要求汽車轉向系統(tǒng)是用于改變或保持汽車行駛方向的專門機構。起作用是使汽車在行駛過程中能按照駕駛員的操縱要求而適時地改變其行駛方向，并在受到路面?zhèn)鱽淼呐既粵_擊及汽車意外地偏離行駛方向時，能與行駛系統(tǒng)配合共同保持汽車繼續(xù)穩(wěn)定行駛。因此，轉向系統(tǒng)的性能直接影響著汽車的操縱穩(wěn)定性和平安性。一般來說，對轉向系統(tǒng)的要求如下：1、合理設置傳動比，使操縱輕便，轉向系傳動比包括轉向系的角傳動比〔方向盤轉角與轉向輪轉角之比〕和轉向系的力傳動比。在轉向盤尺寸和轉向輪阻力一定時，角傳動比增加，那么轉向輕便，轉向靈敏度降低；角傳動比減小，那么轉向沉重，轉向靈敏度提高。轉向角傳動比不宜低于15-16；也不宜過大，通常以轉向盤轉動圈數和轉向輕便性來確定。一般來說，轎車轉向盤轉動圈數不宜大于4圈，對轎車來說，有動力轉向時的轉向力約為20-50N；無動力轉向時為50-100N[3]。2、轉向輪應具有自動回正能力。轉向輪的回正力來源于輪胎的側偏特性和車輪的定位參數。汽車的穩(wěn)定行使，必須保證有適宜的前輪定位參數，并注意控制轉向系統(tǒng)的內部摩擦阻力的大小和阻尼值。3、轉向桿系和懸架導向機構共同作用時，必須盡量減小其運動干預。應從設計上保證各桿系的運動干預足夠小。4、轉向器和轉向傳動機構的球頭處，應有消除因磨損而產生的間隙的調整機構以及提高轉向系的可靠性。5、轉向軸和轉向盤應有使駕駛員在車禍中防止或減輕傷害的防傷機構。6、汽車在作轉向運動時，所以車輪應繞同一瞬心旋轉，不得有側滑；同時，轉向盤和轉向輪轉動方向一致。7、當轉向輪受到地面沖擊時，轉向系統(tǒng)傳遞到方向盤上的反沖力要盡可能小8、在任何行使狀態(tài)下，轉向輪不應產生擺振。9、保證轎車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。機動性是通過汽車的最小轉彎半徑來表達的，而最小轉彎半徑由內轉向車輪的極限轉角、汽車的軸距、主銷偏移距決定的，一般的極限轉角越大，軸距和主銷偏移距越小，那么最小轉彎半徑越小。10、合理設計轉向梯形。轉向時內外車輪間的轉角協(xié)調關系是通過合理設計轉向梯形來保證的。對于采用齒輪齒條轉向器的轉向系來說，轉向盤與轉向輪轉角間的協(xié)調關系是通過合理選擇小齒輪與齒條的參數、合理布置小齒輪與齒條的相對位置來實現的，而且前置轉向梯形和后置轉向梯形恰恰相反。轉向系的間隙主要是通過各球頭皮碗和轉向器的調隙機構來調整的。合理的選擇轉向梯形的斷開點可以減小轉向傳動機構與懸架導向機構的運動干預。2.3轉向系的效率功率P1從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，符號η+表示，反之稱為逆效率，用符號η-表示。正效率η+計算公式：(2.1)逆效率η-計算公式：(2.2)式中，P1為作用在轉向軸上的功率；P2為轉向器中的磨擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等[3]。1、轉向器的正效率影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。〔1〕、轉向器類型、結構特點與效率。在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率比擬高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結構的轉向器效率分別為70%和75%[3]。轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%?！?〕、轉向器的結構參數與效率如果忽略軸承和其經地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算(2.3)式中，為蝸桿〔或螺桿〕的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為磨擦系數。2、轉向器的逆效率根據逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大局部傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛平安性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響平安行駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。不可逆式轉向器是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現代汽車不采用這種轉向器。極限可逆式轉向器介于可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一局部傳至轉向盤。如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，那么逆效率可用下式計算〔2.4〕式〔2.3〕和式〔2.4〕說明：增加導程角0，正、逆效率均增大。受-增大的影響，0不宜取得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時說明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角。2.4傳動比特性1、轉向系傳動比轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比。〔2.5〕式中為從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力，為作用在轉向盤上的手力。轉向系的角傳動比:〔2.6〕式中為轉向盤角速度；為轉向節(jié)偏轉角速度；為轉向盤轉向角增量；為轉向節(jié)轉向增量；為時間增量。轉向系的角傳動比由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動比組成，即：〔2.7〕轉向器的角傳動比:〔2.8〕式中為搖臂軸角速度；為搖臂軸轉角增量。轉向傳動機構的角傳動比:〔2.9〕2、力傳動比與轉向系角傳動比的關系轉向阻力Fw與轉向阻力矩Mr的關系式：〔2.10〕a為主銷偏距。作用在轉向盤上的手力Fh與作用在轉向盤上的力矩Mh的關系式：〔2.11〕式中為方向盤直徑將式〔2-10〕、式〔2-11〕代入后得到：〔2.12〕如果忽略磨擦損失，根據能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示〔2.13〕將式〔2.13〕代入式〔2.12〕后得到：〔2.14〕當a和Dsw不變時，力傳動比越大，雖然轉向越輕，但也越大，說明轉向不靈敏。3、轉向器角傳動比的選擇轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。假設轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車，不存在轉向沉重問題，應取較小的轉向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。假設轉向軸負荷大，汽車低速急轉彎時的操縱輕便性問題突出，應選用大些的轉向器角傳動比。汽車以較高車速轉向行駛時，要求轉向輪反響靈敏，轉向器角傳動比應當小些。汽車高速直線行駛時，轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。否那么轉向過分敏感，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。[3]所示。其中橫軸為轉向輪轉角，縱軸為轉向角傳動比。圖2.1轉向器角傳動比變化特性曲線2.5轉向器傳動副的傳動間隙傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性〔圖2.2〕。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。假設轉向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，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，必須經調整消除該處間隙。圖2.2轉向器傳動副傳動間隙轉向器傳動副傳動間隙特性圖中曲線1說明轉向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2說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較大間隙；曲線3說明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。3機械式轉向器總體方案初步設計3.1轉向器的分類及設計選擇轉向器是轉向系中的重要局部，其主要作用有三個方面：一是增大來自轉向盤的轉矩，使之到達足以克服轉向輪與地面之間的轉向阻力矩；二是減低轉向傳動軸的轉速，并帶動搖臂軸移動使其到達所需要的位置；三是使轉向盤的轉動方向與轉向輪轉動方向協(xié)調一致。按照轉向能源不同，可以將汽車轉向系統(tǒng)分為機械轉向系統(tǒng)和動力轉向系統(tǒng)兩大類。根據機械轉向器的結果特點，可分為齒輪齒條式轉向器、循環(huán)球式轉向器、蝸桿滾輪式轉向器和蝸桿指銷式轉向器等。齒輪齒條式轉向器的齒輪齒條直接嚙合，可安裝助力機構。齒輪齒條式轉向器的正逆效率都很高，屬于可逆式轉向器。其自動回正能力強。齒輪齒條式轉向器結構簡單〔不需要轉向搖臂和橫拉桿等〕、加工方便、工作可靠、使用壽命長、用需要調整齒輪齒條的間隙。循環(huán)球式轉向器的第一級傳動副是螺桿螺母傳動副。第二級是齒條齒扇傳動副或滑塊曲柄銷傳動副。循環(huán)球式轉向器的正效率很高〔最高可達90%～95%〕[4]，操作輕便，使用壽命長。但逆向效率也較高，可將地面對轉向輪的沖擊傳給轉向盤。指銷式轉向器的傳動副以轉向蝸桿為主動件，裝在搖臂軸曲柄端的指銷為從動件。轉向蝸桿轉動時，與之嚙合的指指銷即繞轉向搖臂軸軸線沿圓弧線運動，并帶動轉向搖臂轉動。對轉向其結構形式的選擇，主要是根據汽車的類型、前軸負荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動比變化特性等對使用條件的適應性以及轉向器的其他性能、壽命、制造工藝等。中、小型轎車以及前軸負荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉向器。齒輪齒條式轉向器安裝助力機構方便且轉向器結構簡單，適合于轎車。故本設計選用齒輪齒條式轉向器。3.2齒輪齒條式轉向器的根本設計3.2.1齒輪齒條式轉向器的結構選擇1、輸入輸出形式選擇根據輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向器有四種形式[3]：中間輸入，兩端輸出〔圖3-1a〕；側面輸入，兩端輸出〔圖3-1b〕；側面輸入，中間輸出〔圖3-1圖3.1齒輪齒條式轉向器的四種形式采用側面輸入，中間輸出方案時，與齒條相連的左、右拉桿延伸到接近汽車縱向對稱平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干預。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿會與齒條同時向左或右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。采用兩端輸出方案時，由于轉向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統(tǒng)導向機構產生運動干預。但其結構簡單，節(jié)省材料的同時對轉向精度較中間輸出形式高?，F代轎車一般使用兩端輸出形式。側面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉向器，常用在平頭貨車上。本設計采用的是側面輸入兩端輸出式齒輪齒條轉向器方案。2、齒輪形式選擇采用齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，那么運轉平穩(wěn)降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應而遭淘汰。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運轉平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作用，所以轉向器應該采用角接觸球軸承，使軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比擬大是它的缺點。本設計采用斜齒輪式方案。3、齒條形式選擇齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比擬簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比擬，消耗的材料少，約節(jié)省20%，故質量??；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉動；Y形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料〔如聚四氟乙烯〕做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的力矩時，應選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現。本設計采用圓形端面齒條。3.2.2齒輪齒條式轉向器的布置形式根據齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，在汽車上有四種布置形式：1、轉向器位于前軸前方，后置梯形〔圖3-3a〕；2、轉向器位于前軸前方，前置梯形〔圖3-3b〕；3、轉向器位于前軸前方，后置梯形〔圖3-3c〕；4、轉向器位于前軸前方，前置梯形〔圖3-3d〕。圖3.2齒輪齒條式轉向器的四種布置形式現階段大多數轎車都采用第一種布置方式：轉向器位于前軸前方，后置梯形，本設計也采用轉向器位于前軸前方，后置梯形的布置方式。3.2.31、設計目標參數表〔本設計只是采取其參數用于設計機械式轉向器，實際上本田雅閣2012款已配備EPS電動助力轉向系統(tǒng)〕本田雅閣2012款2.0MT汽車轉向參數輪距〔前/后〕1590mm/軸距2800整備質量1450kg滿載軸荷分配：前/后950/850(kg)輪胎215/60R16主銷偏移距a100輪胎壓力p/Mpa0.24Mpa方向盤直徑32、轉向輪側偏角計算轉向系統(tǒng)的性能從整車機動性著手，在最大轉角時的最小轉彎半徑為軸距的2--7.0m，并盡量取小值以保證良好的機動性，最小轉彎半徑R取6.2m。據此，得轉向輪外輪最大轉角(3.1)式中a為主銷偏移距，通常乘用車的a值在0.4—0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內選取，而貨車a值在40mm—60mm范圍內選取[4]，本設計為中型轎車，選取主銷偏距為100mmL為汽車軸距。本設計軸距為L=2800圖轉角圖可以得到外輪最大轉角(3.2)于是得轉向輪內輪轉角3.2.4轉向器參數選取與計算齒輪齒條轉向器的齒輪多數采用斜齒輪。按照汽車設計課程設計指導書[4]所指，齒輪模數多在之間，主動小齒輪齒數多數在個齒范圍變化，壓力角取，齒輪螺旋角的取值范圍多為。齒條齒數應根據轉向輪到達最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應到達的值來確定。變速比的齒輪壓力角，對現有結構在范圍內變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。正確嚙合條件：；；根據設計的要求，齒輪齒條的主要參數見表。表齒輪齒條的主要參數名稱齒輪齒條齒數Z731模數Mn壓力角螺旋角β1=β2=-變位系數Xn0.650轉向時需要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、轉向輪穩(wěn)定阻力〔即轉向輪的回正力矩〕、輪胎變形阻力以及轉向系中的內摩擦阻力矩。通常用以下的經驗公式來計算汽車在瀝青或混泥土路面上的原地轉向阻力矩MR〔N·mm〕。輪胎上的原地轉動的阻力矩由經驗公式得：(3.3)式中，f[3]；G1—為轉向軸負荷〔N〕；取前軸滿載950Kgp—為輪胎氣壓〔MPa〕。取0.24MPa；所以MR=Nm。方向盤轉動圈數：(3.4)其中為初選傳動比。方向盤上的操縱載荷力：(3.5)作用在轉向盤上的操縱載荷對轎車該力不應超過50~100N，對貨車不應超過250N[3]。所以符合設計要求因為所以作用在轉向盤上的力矩為〔3.6〕力傳動比：〔3.7〕取齒寬系數〔3.8〕齒條寬度圓整取。那么取齒輪齒寬根據轉向器本身結構特點以及中心距的要求，應合理選取齒輪軸的變位系數。對于齒輪齒條轉向器中齒輪齒條結構特點，齒輪一般都采用斜齒輪，對于變位齒輪，為了防止齒頂過薄，而又能滿足齒輪嚙合的要求，一般齒輪的齒頂高系數取偏小值。據此，初步選定齒輪和齒條齒頂高系數；頂隙系數；齒輪的變位系數。。表3.3齒輪齒條根本參數名稱符號公式齒輪齒條齒數731分度圓直徑68—變位系數——齒頂高齒根高齒頂圓直徑1—齒根圓直徑72—齒輪中圓直徑3—螺旋角—12°〔右旋〕12°齒寬32223.2.5齒輪軸的結構設計本設計根據齒輪的尺寸，設計成齒輪軸形式，如圖3.4所示。因為本設計采用斜齒輪結構，在傳動的時候有軸向力存在。所以軸承方面選取角接觸球軸承，齒輪軸與轉向軸之間用萬向節(jié)連接，所以齒輪軸軸端設計花鍵。圖3.4齒輪軸結構轉向器材料及其他零件選擇1、齒輪齒條材料選擇小齒輪：齒輪通常選用國內常用、性能優(yōu)良的20CrMnTi合金鋼，熱處理采用外表滲碳淬火工藝，齒面硬度為HRC58～63。而齒條選用與20CrMnTi具有較好匹配性的40Cr作為嚙合副，齒條熱處理采用高頻淬火工藝，外表硬度HRC50～56。2、軸承的選擇軸承1：角接觸球軸承7004C(GB/T292-1994) 軸承2：角接觸球軸承7001C(GB/T292-1994)3、轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇轉向器的潤滑方式：人工定期潤滑潤滑脂：石墨鈣基潤滑脂〔ZBE36002-88〕中的ZG-S潤滑脂。密封件：旋轉軸唇形密封圈FB1630GB13871—19924齒輪齒條轉向器數據校核齒條的強度計算齒條受力分析在本設計中，轉向器輸入端施加的扭矩T=2Nm，齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計算輪齒受力時，可不予考慮。齒輪齒條的受力狀況類似于斜齒輪，齒條的受力分析如圖圖齒條的受力分析如圖，作用于齒條齒面上的法向力Fn，垂直于齒面，將Fn分解成沿齒條徑向的分力〔徑向力〕Fr，沿齒輪周向的分力〔切向力〕Ft，沿齒輪軸向的分力〔軸向力〕Fx。各力的大小為：Ft=(4.1)Fr=(4.2)Fx=(4.3)Fn=(4.4)式中——齒輪軸分度圓螺旋角；——法面壓力角。齒輪軸受到的切向力：Ft==2757.5N式中T——作用在輸入軸上的扭矩，T為24.5Nm；d——齒輪軸分度圓的直徑。齒條齒面的法向力：Fn==2966N齒條齒部受到的切向力：=2786.4N(4.5)齒條齒部彎曲強度的計算齒條的單齒彎曲應力：〔4.6〕式中：——齒條齒面切向力；b——危險截面處沿齒長方向齒寬；——齒條計算齒高；S——危險截面齒厚；從上面條件可以計算出齒條齒根彎曲應力：=549N/mm〔4.7〕上式計算中只按嚙合的情況計算的，即所有外力都作用在一個齒上了，實際上齒輪齒條的總重合系數是2.63〔理論計算值〕，在嚙合過程中至少有2對齒同時嚙合，因此每個齒的彎曲應力應分別降低一倍[5]，那么=275N/mm〔4.8〕齒條的材料是40Cr制造，因此：抗拉強度735N/mm(沒有考慮熱處理對強度的影響)。齒部彎曲平安系數S=/=2.75〔4.9〕因此，齒條設計滿足彎曲疲勞強度設計要求。又滿足了齒面接觸強度，符合本次設計的具體要求。小齒輪的強度計算齒面接觸疲勞強度計算計算斜齒圓柱齒輪傳動的接觸應力時，推導計算公式的出發(fā)點和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于提高接觸強度；重合度大，傳動平穩(wěn)。1、齒輪的計算載荷為了便于分析計算，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進行計算。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷P〔單位為N/mm〕為P=〔4.10〕式中Fn——作用在齒面接觸線上的法向載荷；L——沿齒面的接觸線長，單位mm。法向載荷Fn為公稱載荷，在實際傳動中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節(jié)誤差和齒形誤差的影響，會使法面載荷增大。此外，在同時嚙合的齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上，載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計算載荷的強度時，應按接觸線單位長度上的最大載荷，即計算Pca〔單位N/mm〕進行計算。即Pca=KP=K〔4.11〕式中K——載荷系數。載荷系數K包括：使用系數，動載系數，齒間載荷分配系數及齒向載荷分布數，即K=〔4.12〕使用系數是考慮齒輪嚙合時外部裝置引起的附加動載荷影響的系數，=1.0；動載系數，齒輪傳動制造和裝配誤差是不可防止的，齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動載系數，=1.0，齒間載荷系數，齒輪的制造精度7級精度，=1.2。齒向荷分配系數，齒寬系數為φd==22/17.77=1.24〔4.13〕d10b=1.5〔4.14〕所以載荷系數K==11斜齒輪傳動的端面重合度=bsin=1.65〔4.15〕在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度為：Pca=KP=K因為〔4.16〕Fn=所以〔4.17〕2757.5/22/1可以認為一對斜齒圓柱齒輪嚙合相當于它們的當量直齒輪嚙合，利用赫茲公式，代入當量直齒輪的有關參數后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強度校核公式[5]：(4.18)=式中：Z－彈性系數(4.19)主動小齒輪選用材料20CrMnTi合金鋼制造，根據材料選取，均為0.28，E，E都為合金鋼，取189.8MPa－節(jié)點區(qū)域系數〔4.20〕可根據螺旋角查得，Z=2.44。齒輪與齒條的傳動比u,u趨近于無窮〔4.21〕所以=56.2MPa小齒輪接觸疲勞強度極限=1000MPa，應力循環(huán)次數N=210，所以。取失效概率為1%，平安系數S=1，可得計算接觸疲勞許用應力1000MPa=1100MPa〔4.22〕式中K——接觸疲勞壽命系數由此可得<所以，齒輪所選的參數滿足齒輪設計的齒面接觸疲勞強度要求。齒輪齒根彎曲疲勞強度計算齒輪受載時，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強度最弱。當齒輪在齒頂處嚙合時，處于雙對齒嚙合區(qū)，此時彎矩的力臂最大，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。根據分析，齒根所受的最大彎矩發(fā)生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合最高點時。因此，齒根彎曲強度也應按載荷作用于單對齒嚙合區(qū)最高點來計算[10]。斜齒輪嚙合過程中，接觸線和危險截面位置在不斷的變化，要精確計算其齒根應力是很難的，只能近似的按法面上的當量直齒圓柱齒輪來計算其齒根應力。將當量齒輪的有關參數代入直齒圓柱齒輪的彎曲強度計算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對彎曲強度有利的影響而引入螺旋角系數，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強度計算校核公式[5]：〔4.23〕齒間載荷分配系數=1.2；齒向載荷分配系數；載荷系數K==111.3=1.56；齒形系數；校正系數=1.4；螺旋角系數，查得[5]。校核齒根彎曲強度σ=4)求得σ==231.68MPa彎曲強度最小平安系數，；彎曲疲勞許用應力為5)——彎曲疲勞壽命系數，。可得，1000/1.5=1000MPa。所以σ<。因此，本次設計及滿足了小齒輪的齒面接觸疲勞強度又滿足了小齒輪的彎曲疲勞強度，符合設計要求。綜上所述，齒輪設計滿足設計的強度要求。4.3齒輪軸強度校核假設略去齒面間的摩擦力，那么作用于節(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。；；(1)畫軸的受力簡圖圖4.2軸的受力簡圖(2)計算支承反力在垂直面上6)7)在水平面上(3)畫彎矩圖(見圖5.3)在水平面上，a-a剖面左側、右側8)在垂直面上，a-a剖面左側9)a-a剖面右側(4.30)合成彎矩，a-a剖面左側1)a-a剖面右側2)(4)畫轉矩圖〔見圖5.3〕轉矩3)顯然，a-a截面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險剖面。由《機械設計》[4]查得，，=60/100=0.6。a-a截面左側4)5)查得，，，a-a截面左側6)查得；查得[5]絕對尺寸系數軸經磨削加工，查得質量系數β=1.0。那么彎曲應力7)應力幅8)平均應力切應力平安系數9)(4.40)1)查得[4]許用平安系數[S]=1.3～1.5，顯然S>[S]，故a-a剖面平安圖5.3軸的受力分析圖5轉向梯形機構的設計5.1轉向梯形機構概述轉向梯形機構用來保證轉彎行駛時汽車的車輪均能繞同一瞬時轉向中心在不同半徑的圓周上作無滑動的純滾動。同時，為了到達總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉向輪應有足夠大的轉角。為此，轉向梯形應保證內、外轉向車輪的理想轉角關系。轉向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉向梯形方案與懸架采用何種方案有聯(lián)系。無論采用哪一種方案，必須正確選擇轉向梯形參數，做到汽車轉彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動運動。同時，為到達總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉向輪應有足夠大的轉角[3]。車輛在轉向過程中，如果轉向前輪的偏轉角相同，將使前后橋車輪的瞬間轉向中心不一致，車輪將產生側滑，結果造成輪胎磨損量增加，行駛阻力變大，轉向困難。要使轉向順利，車輪在地面純滾動而不產生側偏，必須使所有車輪繞同一瞬時轉動中心滾動即所謂的阿克曼(Ackerman)理論轉向特性[14]。如圖5.1所示的兩軸汽車為例，阿克曼理論轉向特性，是以汽車前輪定位角都等于零、行走系統(tǒng)為剛性、汽車行駛過程中無側向力為假設條件的。圖5.1本設計采用的是整體式的轉向梯形結構。下文將以整體式轉向梯形機構展開分析，計算以及用計算機軟件MATLAB對其進行設計并驗算。5.2整體式轉向梯形機構方案分析整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿l，轉向梯形臂2和汽車前軸3組成，如下圖。其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點是結構簡單，汽車前束調整容易，制造本錢低；主要缺點是一側轉向輪上、下跳動時，會影響另一側轉向輪。圖整體式轉向梯形1—轉向橫拉桿2—轉向梯形臂3—前軸當汽車前懸架采用非獨立懸架時，應當采用整體式轉向梯形。整體式轉向梯形的橫拉桿可位于前軸后或前軸前(稱為前置梯形)。對于發(fā)動機位置低或前輪驅動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側方向延伸，因而會與車輪或制動底板發(fā)生干預，所以在布置上有困難。為了保護橫拉桿免遭路面不平物的損傷，橫拉桿的位置應盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度[13]。5.3整體式轉向梯形機構數學模型分析汽車轉向行駛時，受彈性輪胎側偏角的影響，所有車輪不是繞位于后軸沿長線上的點滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內側某一點滾動。此點位置與前輪和后輪的側偏角大小有關。因影響輪胎側偏角的因素很多，且難以精確確定，故下面是在忽略側偏角影響的條件下，分析有關兩軸汽車的轉向問題。此時，兩轉向前輪軸線的延長線應交在后軸延長線上[4]，如下圖。設θi、θo分別為內、外轉向車輪轉角，L為汽車軸距，K為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。假設要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，那么梯形機構應保證內、外轉向車輪的轉角有如下關系：〔5.1〕圖5.3理想的內、外車輪轉角關系簡圖假設自變角為θo，那么因變角θi的期望值為:〔5.2〕現有轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。以圖所示的后置梯形機構為例，在圖上作輔助用虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所給出的實際因變角為〔5.3〕式中：m為梯形臂長；γ為梯形底角。所設計的轉向梯形給出的實際因變角，應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應盡量小，以減少高速行駛時輪胎的磨損；而在不經常使用且車速較低的最大轉角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權因子，構成評價設計優(yōu)劣的目標函數為〔5.4〕由以上可得：〔5.5〕式中：x為設計變量，；θomax為外轉向車輪最大轉角，由圖5.2得〔5.6〕式中，Dmin為汽車最小轉彎直徑；a為主銷偏移距?？紤]到多數使用工況下轉角θo小于20°，且10°以內的小轉角使用得更加頻繁，因此?。骸?.7〕建立約束條件時應考慮到：設計變量m及γ過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當m過大時，將使梯形布置困難，故對m的上、下限及對γ的下限應設置約束條件。因γ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γ的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為：〔5.8〕梯形臂長度m設計時常取在mmin=0.11K，mmax=0.15K。梯形底角γmin=70°此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳動角δ不宜過小，通常取δ≥δmin＝40°。如圖5-2所示，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時到達最小值，故只考慮右轉彎時δ≥δmin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：〔5.9〕式中：δmin為最小傳動角。δmin=40°，故由式可知，δmin為設計變量m及γ的函數。由式〔5.6〕、式〔5.7〕、式〔5.8〕和式〔5.9〕四項約束條件所形成的可行域，如圖5-3所示的幾種情況。圖5.4b適用于要求δmin較大，而γmin可小些的車型；圖5.4c適用于要求γmin較大，而δmin小些的車型；圖5.4圖5.4轉向梯形機構優(yōu)化設計的可行域5.4基于Matlab的整體式轉向梯形機構優(yōu)化設計轉向梯形機構的優(yōu)化概況轉向梯形機構是汽車轉向傳動機構中很關鍵的一局部，在汽車轉向系統(tǒng)中為了減少輪胎磨損，減小轉向力，保證汽車轉向時的內、外轉向輪盡可能作純滾動，這一要求由轉向梯形機構的幾何性能來實現。汽車的轉向梯形對于汽車的工作狀況，譬如汽車的平安駕駛等諸多方面具有重要的實際意義，以前技術人員往往通過FORTRAN或VISUALC++等計算語言，利用復合變形法、懲罰函數法、簡約梯度法等現代設計理論的方法來進行最優(yōu)化設計；但苦于沒有標準的子程序可以調用，技術人員往往將自己編好的程序逐條敲入計算機，然后進行調試，最后進行最優(yōu)化設計，這樣的程序當其中任何一條語句有了毛病，甚至調試不當〔如數組維數不匹配〕，那可能導致錯誤結果的出現[8]。為此。通過以上的數學模型。運用matlab對其作設計，選擇優(yōu)化解。轉向梯形機構設計思路1、設計的目標設計出的梯形符合上述轉向機構的要求。令轉彎的時候輸出角隨輸入角變化能夠盡可能使兩前輪圍繞一個中心點作圓周運動。防止出現過大的相對滑動，從而磨損輪胎以及給轉向系帶來負荷。2、設計的變量本設計中，對轉向梯形有影響的因素中，主銷間距、軸距、最大外轉向角都是。那么設計的變量就有轉向梯形的初始輸入角、轉向梯形的臂長。其中臂長的范圍也受到轉向器初步數據選取的約束。要算出具體范圍來配合轉向器的設計。3、設計的方法先查找資料，找出中型轎車的梯形構造。大致了解梯形參數的范圍。再在軟件上驗證。往往偏離最優(yōu)解適用范圍越遠，所得到的實際值跟期望值相差就會越大。通過數次粗調，可得到比擬適宜的范圍，再進行細調。找出適宜的解。根據上述的數學模型，用Matlab軟件編寫出相應funtion文件，再調用優(yōu)化工具箱里面的求標準差的lsqnonlin函數，求得實際結果跟期望值的差異。由此統(tǒng)計，找出比擬適宜的優(yōu)化解。期望的函數值取轉向梯形機構的梯形臂每轉過一個小角度時對應的轉向輪轉向角度的一個理想值。實際值是由梯形引起的轉向輪轉過的角度。把從初始角到轉向輪最大角度對應的梯形臂轉向角度等分成60份，每次都采集一次數據，然后統(tǒng)計出數值跟理想值存在的平均標準差的大小。由此來評估其擬合的質量?；贛atlab的轉向梯形機構設計1、了解Matlab功能與操作了解Matlab的根本功能以及如何運用。本次所用的軟件是Matlab7.1版本對其進行數據處理和優(yōu)化設計。首先翻開Matlab，界面如圖〔圖5.5〕所示。2、建立目標函數根據前一節(jié)論述到的等式以及約束條件，用Matlab語句進行編寫文件如圖〔圖5.6〕所示。圖5.6用Matlab語言建立函數模型3、編寫主程序運用Matlab工具箱中已有的函數“l(fā)sqnonlin”函數求實際值與期望值的標準差?；蜥槍Ρ驹O計，可將.fun調用文件以及主函數寫在一個程序里面。這樣的程序也可以經過修改初始數據能運用于其他車型的整體式轉向梯形機構的可行域尋找與對機構的優(yōu)化設計。4、縮小設計區(qū)域根據同等級轎車的調查以及可以用Matlab找出優(yōu)化適合區(qū)域。根據數據顯示，初始角的改變引起的變化遠比臂長的改變引起的變化大。所以初始角才是設計中的“主要矛盾”。例如為初始角為60°，為初始角85°的時候的輸出角隨輸入角變化時的實際值與期望值曲線。這樣的結果偏離期望值太大。故85°、60°的初始角不能成為優(yōu)化區(qū)域。經過屢次嘗試，可確定最適合的初始角區(qū)域為66°到69°。圖5.7臂長m=190mm梯形初始角γ=60°圖5.8臂長m=190mm梯形初始角γ=85°是一個擬合程度的直觀表達，輸入角度的擬合程度很高，輸入角大于，說明在轉角較小的時候兩輪相對滑動程度較小，在輸入轉角比擬大的情況下輪胎滑動程度比擬大。的圖像說明，隨著輸入角的變化，輸出角與期望值的標準差開展比擬平穩(wěn)，而且整體來說數值比擬小。是設計的較優(yōu)化解。圖5.9臂長m=190mm梯形初始角γ=60°圖5.10臂長m=190mm梯形初始角γ=67°5、確定轉向梯形梯形臂長根據第三章和第四章的齒輪齒條轉向器設計的數據所得。初選角傳動比為20時，轉向盤總圈數為3.48圈，也就是說輸入角從0°~27.3°變化時，轉向盤轉向圈數為1.74圈。齒條所移動的長度為l=mm〔5.10〕所以如下列圖所示梯形臂在前后變化所帶動橫拉桿所的軌跡長度也要控制在左右。才比擬符合傳動比的要求。不至于得出來的結果跟初選傳動比相差太大而影響齒輪齒條轉向器的設計。當l=時。計算得，m=198.66mm，當轉向梯形臂長m取200mm附近數值時，較符合初始傳動比選擇條件。所以用Matlab就初始角為66°~68°的范圍內，臂長為180mm~210mm范圍內作以下表比擬表5.1臂長m初始角度取值不同對應的標準差平均值臂長m初始角度標準差平均值21066521067921068200662006720068190661906719068180660321806702718068031綜合考慮，取m=200mm，=67°時平均標準差值為0.0028?？傮w誤差值2=1.2%其實際曲線與期望曲線擬合如下列圖所示。圖5.12臂長m=180mm梯形初始角γ=67°5.5轉向傳動機構的設計轉向傳動機構的任務是將轉向器輸出端的擺動轉變?yōu)樽蟆⒂肄D向車輪繞其轉向主銷的偏轉，并使它們偏轉到繞同一瞬時轉向中心的不同軌跡圓上，實現車輪無滑動地滾動轉向。為了使左、右轉向車輪偏轉角之間的關系能滿足這一汽車轉向運動學的要求，那么要由轉向傳動機構中的轉向梯形機構的精確設計來保證[11]。轉向傳送機構的臂、桿與球銷轉向傳動機構的桿件應選用剛性好、質量小的20、30或35號鋼的無縫鋼管制造，其沿長度方向的外形可根據總布置的需要確定[12]。轉向傳動機構的各元件間采用球形鉸接，球形鉸接的主要特點是能夠消除由于鉸接處的表而磨損而產生的間隙，也能滿足兩鉸接件間復雜的相對運動。在現代球形鉸接的結構中均是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。而且應采用有效結構措施保持住潤滑材料及防止灰塵污物進入。球銷與襯墊均采用低碳合金鋼如12CrNi3A，18MnTi，或20CrN制造，工作外表經滲碳淬火處理，滲碳層深1.5～，外表硬度HRC56～63。允許采用中碳鋼40或45制造并經高頻淬火處理，球銷的過渡圓角處那么用滾壓工藝增強。球形鉸接的殼體那么用鋼35或40制造。轉向橫拉桿及其端部轉向橫拉桿與梯形轉向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當這些球頭銷依制造廠的標準擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套夾在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。轉向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。這些端部與梯形轉向桿系的相似。側面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊。圖4.4轉向橫拉桿外接頭1—橫拉桿2—鎖緊螺母3—外接頭殼體4—球頭銷5—六角開槽螺母6—球碗7—端蓋8—梯形臂9—開口銷表轉向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數序號工程符號尺寸參數()1橫拉桿總長3302橫拉桿直徑183螺紋長度254外接頭總長1085球頭銷總長626球頭銷螺紋公稱直徑M10×17外接頭螺紋公稱直徑8轉向梯形臂m2006基于CATIA的齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的三維建模6.1CATIA軟件簡介CATIA是法國達索公司的產品開發(fā)旗艦解決方案。作為PLM協(xié)同解決方案的一個重要組成局部，它可以幫助制造廠商設計他們未來的產品，并支持從工程前階段、具體的設計、分析、模擬、組裝到維護在內的全部工業(yè)設計流程。模塊化的CATIA系列產品旨在滿足客戶在產品開發(fā)活動中的需要，包括風格和外型設計、機械設計、設備與系統(tǒng)工程、管理數字樣機、機械加工、分析和模擬。CATIA產品基于開放式可擴展的V5架構。通過使企業(yè)能夠重用產品設計知識，縮短開發(fā)周期，CATIA解決方案加快企業(yè)對市場的需求的反響。自1999年以來，市場上廣泛采用它的數字樣機流程，從而使之成為世界上最常用的產品開發(fā)系統(tǒng)。CATIA系列產品已經在七大領域里成為首要的3D設計和模擬解決方案：汽車、航空航天、船舶制造、廠房設計、電力與電子、消費品和通用機械制造[9]。6.2齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的主要部件CATIA三維設計1、齒輪軸的三維設計重點在于斜齒輪的輪齒畫法。主要思路如下：建立圓柱體—>在圓柱體一端面畫輪齒的輪廓—>投影到另一個端面再旋轉一個角度—>通過Multi-sectionSolid功能完成單齒三維構造—>圓形陣列。圖6.1齒輪軸2、齒條的三維設計齒條的設計主要是輪齒造型以及陣列。具體參照齒輪軸畫法。另外CATIA軟件三維圖不顯示螺紋。只能在二維圖中顯示。如要三維效果可以用曲面設計中的螺旋線結合實體造型中的實體掃略構造出螺紋效果。但在導出二維圖的時候要隱藏。齒條3、齒輪齒條安裝殼體齒輪齒條安裝殼體的三維建模中，在齒輪和齒條嚙合的部位構造比擬復雜，互相貫穿而又不是平行垂直的關系，有一定角度的貫穿體的建模主要是參考平面的選取。圖6.3安裝殼體4、橫拉桿總成橫拉桿體與齒輪齒條轉向器用球頭座連接，和轉向梯形臂用球頭銷接頭連接。圖6.4橫拉桿總成5、齒輪齒條式轉向器總成裝配及渲染圖總裝圖6.6渲染結論對于汽車轉向系，在上學期選題的時候還沒有充分的了解，但本著對汽車構造方面的強烈興趣，在唐老師的精心指導下，首先在網上調查現代汽車轉向系的一些根本資料，了解其組成以及工作原理。然后開始著手論文的設計資料。汽車相關的機構方面知識最終還是回歸到機械設計范疇。憑著自己四年來積累的機械相關知識，查閱圖書館汽車轉向系相關資料，以及互聯(lián)網中的中國機械CAD論壇、中國汽車工程師之家論壇，為本次設計作了大量的資料收集。在本設計中，最讓我受益匪淺的是在Matlab的輔助設計應用。因為本次設計有關于汽車轉向梯形的設計，但查閱所得相關資料，關于用Matlab去完成設計及優(yōu)化的資料不多。故自己先努力學好Matlab根底，再以其為工具進行轉向梯形的設計，在此過程中，因為知識面的缺乏，在運用Matlab進行設計時常碰到的問題是語法錯誤，調試失敗，需要重新審查并調試。通過本次的設計實踐，我把大學期間所學的所有專業(yè)知識都應用，不僅大大的充實了自己的專業(yè)知識，而且還進一步提高了自己整體專業(yè)水平，可以說本次的畢業(yè)設計是一分耕耘，一分收獲。綜合題目要求，對課題轉向器進行總體設計，遵循需求分析、概要設計、詳細設計這一程序，從結構選型到結構布局，再到具體零件尺寸的設計都依照前一階段的流程模型和機械設計準那么。最后根據總體設計所得的參數，利用三維設計軟件CATIA對各個零件進行三維造型，之后將畫好的零件裝配起來。由于三維制圖，不能更好的表示出尺寸、公差等等，故而再用CAD對轉向器進行二維設計。參考文獻[1]毛彩云，吳暮春，柯松.汽車轉向系統(tǒng)的開展[J].科普園，2009.[2]陳家瑞.汽車構造下冊[M].北京：人民交通出版社，2002.[3]王望予.汽車設