畢業設計--汽車前輪轉向系統的設計(更新版)

　　

【正文】 斜齒輪傳動的端面重合度 bsin （ ） 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 （ ） Fn 所以 （ ） /22/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] ： 式中： Z －彈性系數 主動小齒輪選用材料 20CrMnTi 合金鋼制造，根據材料選取，均為 ， E，E 都為合金鋼 ，取 MPa －節點區域系數 （ ） 可根據螺旋角查得， Z 。 齒部彎曲安全系數 S / （ ） 因此，齒條設計滿足彎曲疲勞強度設計要求。 圖 齒輪軸結構 轉向器材料及其他零件選擇 齒輪齒條材料選擇 小齒輪：齒輪通常選用國內常用、性能優良的 20CrMnTi 合金鋼，熱處理采用表面滲碳淬火工藝，齒面硬度為 HRC58～ 63。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，為了避免齒頂過薄，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。變速比的齒輪壓力角，對現有結構在范圍內變化。 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： 轉向器位于前軸后方，后置梯形（圖 33a）； 轉向器位于前軸后方，前置梯形（圖 33b）； 轉向器位于前軸前方，后置梯形（圖 33c）； 轉向器位于前軸前方，前置梯形（圖 33d）。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較大是它的缺點。 采用兩端輸出方案時，由于轉向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統導向機構產生運動干涉。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。齒輪齒條式轉向器的正逆效率都很高，屬于可逆式轉向器。若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，使汽車失去穩定。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。 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： （ ） 轉向器的角傳動比 : （ ） 式中為搖臂軸角速度；為搖臂軸轉角增量。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤 。 路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。 在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環球式轉向器的正效率比較高，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。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涉。 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。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 2050N；無動力轉向 時為50100N[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。并根據所得的結果對傳動機構的尺寸作設計。 隨著科學技術的發展，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。微型貨車用循環球式轉向器占 65%，齒條齒輪式占 35%[1]。 汽車轉向系統的國內外現狀及發展趨勢 汽車轉向系統的發展經歷了純機械式轉向系統、液壓助力轉向系統 、電動助力轉向系統 3 個基本階段 , 線控轉向系統為其發展趨勢 [1]。動力轉向系的發展經過幾個階段，各個階段也有不同的動力輔助系統。這一套用來改變或恢復汽車行 駛方向的專設機構如圖 所示，即稱為汽車轉向系統 [1]。【精品】畢業設計（論文） 汽車前輪轉向系統的設計 摘要 本設計課題為汽車前輪轉向設計，課題以機械式轉向系統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。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。由于轉向助力裝置最常用的是一套液壓系統，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中的電池、導線、開關、電機和地線的作用。 SBW 線控轉向系統是繼 EPS 后發展起來的新一代轉向系統，具有比 EPS 操縱穩定性更好的特點，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，徹底擺脫傳統轉向系統所固有的限制，提高了汽車的安全性和駕駛的方便性 [1]。大、小型貨車大都采用循環球式轉向器，但齒條齒輪式轉向器也有所發展。由于動力轉向系統還是新的結構，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、降低生產成本、保證產品質量穩定，以便逐步推廣和普及。用計算機工具對轉向梯形進行設計， 校核。轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力 和運動傳給左、右轉向節并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。轉向角傳動比不宜低于 1516；也不宜過大，通常以轉向盤轉動圈數和轉向輕便性來確定。 轉向軸和轉向盤應有使駕駛員在車禍中避免或減輕傷害的防傷機構。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。 （ 1）、轉向器類型、結構特點與效率。 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。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。 轉向系的角傳動比 : （ ） 式中為轉向盤角速度；為轉向節偏轉角速度；為轉向盤轉向角增量；為轉向節轉向增量； 為時間增量。 汽車以較高車速轉向行駛時，要求轉向輪反應靈敏，轉向器角傳動比應當小些。 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。 齒輪齒條式轉向器的齒輪齒條直接嚙合，可安裝助力機構。 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。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，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。 本設計采用圓形端面齒條。齒條齒數應根據轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。所以符合設計要求 因為所以作用在轉向盤上的力矩為 （ ） 力傳動比： （ ） 取齒寬系數 （ ） 齒條寬度圓整取則取齒輪齒寬 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。 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連接，所以齒輪軸軸端設計花鍵。 齒條齒面的法向力： Fn 2966N 齒條齒部受到的切向力： 齒條齒部彎曲強度的計算 齒條的單齒彎曲應力： （ ） 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 （ ） 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 （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] 275N/mm （ ） 齒條的材料是 40Cr 制造，因此： 抗拉強度 75N/mm 沒有考慮熱處理對強度的影響 。即 Pca KP K （ ） 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 （ ） 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， ；動載系數，齒輪傳動制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發生彈性變形，因此引入了動載系數， ，齒間載荷系數，齒輪的制造精度 7級精度， 。 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。則 彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數 查得 [4]許用安全系數 [S] ～ ，顯然 S [S]，故 aa 剖面安全 圖 軸的受力分析圖 5 轉向梯形機構的設計 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。如圖 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、 行走系統為剛性、 汽車行駛過程中無側向力為假設條件的。對于發動機位置低或前輪驅動汽車，常采用前置梯形 。若要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，則梯形機構應保證內、外轉向車輪的轉角有如下關系： （ ） 圖 理想的內、外車輪轉角關系簡圖 若自變角為θ o，則因變角θ i 的期望值為 : （ ） 現有轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。因γ越大，梯形越接近矩形，值就越大，而優化過程是求的極小值，故可不必對γ的上限加以限制。 由式（ ）、式（ ）、式（ ）和式（ ）四項約束條件所形成的可行域，如圖 53 所示的幾種情況。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。再在軟件上驗證。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，然后統計出數值跟理想值存在的平均標準差的大小。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化設計。故 85176。圖 的圖像表明，隨著輸入角的變化，輸出角與期望值的標準差發展比較平穩，而且整體來說數值比較小。齒條所移動的長度為 l mm （ ） 所以如下圖 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。時 平均標準差值為 。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。 轉向橫拉桿端部與外端用螺紋聯接。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系統。但在導出二維圖的時候要隱藏。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 去完成設計及優化的資料不多。 betae i acot cot alpha i K/L 。輸入兩主銷中心線的距離單位（ mm） K 39。 x0 1 input 39。 lb 1 *K。x0 2 ]。,x0,lb,ub,options 本設計采用一體化程序，無需調用工具箱函數 global K L theta alpha f q K 1590。 。 theta i 2*acot A i +sqrt A i .^2+B i .^2C i .^2 / B i +C i 。