第七章 转向系统设计

1、 第七章第七章 转向系设计转向系设计 第一节 概述 第二节 机械式转向器方案分析 第三节 转向系主要性能参数 第四节 机械式转向器的设计与计算 第五节 动力转向机构 第六节 转向梯形 第七节 转向减振器 第八节 转向系结构元件 第七章 转向系设计 第一节 概述 一 设计转向系应满足的要求 1汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋 转，任何车轮不应有侧滑； 2转向后，转向轮应能自动回正； 3转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动； 4转向传动机构和悬架导向机构共同工作时，由于 运动不协调使车轮产生的摆动应最小； 5保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力； 6操纵轻便； 7逆效率低，反冲

2、小； 8有消除因磨损而产生间隙的调整机构； 9有防伤装置； 10保证转向盘与转向轮转动方向一致。 操纵轻便性的评价指标： 指标 车型 切向力 N 转向盘半程 转动圈数 没有动力转 向时 50100 行 驶 中 的 轿 车 有动力转向 时 2050 20 没有动力转 向时 250 货车以 va=10km/h 进 入 R=12m 圆 周行驶 有动力转向 时 120 30 二组成 转向系 转向器转向传动机构 转向盘转向传动轴转向器直拉杆 转向梯形 三分类 1转向器 转向器 机械转向器动力转向 齿轮齿条式 循环球式 蜗杆滚轮式 蜗杆指销式 液压式 气压式 电动式 滑阀式 转阀式 转向传动轴助力 齿 条

3、 助 力 主动齿轮助力 2转向梯形 转向梯形 整体式 断开式 第二节 机械式转向器方案分析 一 .机械式转向器方案分析 1.机械式转向器方案分析 蜗杆指销式 形式 特点 齿 轮 齿 条式 循环球式 蜗杆滚轮 式 死销 旋转销 正效率 + 高(90%) 高(75% 85%) 低 低 较高 负效率 - 高(60% 70%) 高 低 较高 较高 iw 可变 可变 不可变 可变 可变 蜗杆指销式 形式 特点 齿轮齿条 式 循环球式 蜗杆滚 轮式 死销 旋转销 磨损 慢 慢 慢 快 慢 调整间隙 容易 容易 困难 容易 容易 工作可靠性 可靠 可靠 可靠 较差 较差 结构 简单 复杂 简单 简单 较复杂

4、 制造工艺 容易 困难 容易 容易 容易 制造精度 不高 高 不高 双销变速比时要求高 用做整体式动 力转向 可以 可以 困难 困难 困难 质量 轻* 居中 居中 单销轻、双销重 车轮转角 大 小 小 小 小 *壳体用铝合金 2.齿轮齿条式转向器 1）齿轮齿条式转向器输入齿轮位置与输出特点 形式 特点 中间输入 两端输出 侧面输入 两端输出 侧面输入 中间输出 侧面输入 一端输出 备 注 车轮上下跳动时 拉杆摆角 大 大 小 拉杆短 摆角 转向拉杆与悬架 系的运动干涉 大 大 小 大 转向器壳体强度 大 大 小 满足总布置要求 不好 较好 较好 应用 平头车 1）齿条断面形状 形状 特点 圆形

5、 V形 Y形 备注 制造工艺 简单 复杂 复杂 材料消耗 多 少 少 约少20% 质量 大 小 小 强度 小 小 大 Y形齿宽宽 齿条自转 能 不能 不能 3） 齿轮齿条式转向器的布置形 (1) 转向器在前轴后方, 后置梯形. (2) 转向器在前轴后方, 前置梯形. (3) 转向器在前轴前方, 前置梯形. (4) 转向器在前轴前方, 后置梯形. 二. 防伤安全机构方案分析 交通事故表明:汽车发生碰撞事故,可以是正面、 侧面、追尾等碰撞事故,其中正面碰撞事故 约占 40% 50%。 正面碰撞事故中，驾驶员可能与转向盘、仪表板、 转向管柱、挡风玻璃、室内后视镜、遮阳板等发生身 体接触，并遭受伤害，

6、严重时会伤及性命，因此采取 有效措施保护驾驶员是十分重要的。当前采取的有效 措施主要有：安全带、安全气囊、转向系中的防伤安 全机构。 有的汽车上述三种措施同时并存（如档次比较高 的轿车），有些汽车只有其中的12项（如平头客车 只有安全带，货车中当前也很少装气囊）。 1、法规要求 1）汽车以48的速度正面同其它物体碰撞的实验中， 转向管柱和转向轴在水平方向的后移量不得大于127mm； 2）在台架试验中用人体模型的驱干以6.7m/s的速度碰 撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过11123N （GB115571998） 2、防伤安全机构 安全带可以有效地限制乘员前移量。 安全气囊可以在乘员头、

7、胸前部与转向盘（仪表板） 之间形成隔离带，缓和冲击，减缓乘员前移量和前移速 度。而在驾驶员不可避免的与转向盘发生身体接触时， 防伤安全机构可以减轻驾驶员受到伤害的程度。 防伤转向轴 万向节 联接叉 安全联轴 套管 弹性联轴 器 吸能转向 管柱 方案 特点 结 构 简单 简单 简单 简单 复杂 吸 能 不能 不能 能 能 能 零件受载 大 小 大 大 大 制造工艺 简单 简单 简单 简单 复杂 制造精度 不高 不高 不高 不高 高 工作可靠性 可靠 可靠 可靠 可靠 可靠 撞后实现转向 能 不能 能 不能 能 3计算举例 弹性联轴器的弹性垫片强度 式中： a0实际断面宽度 t垫片厚度 垫片帘布层

8、数 k1垫片不同时损坏系数 0.85 k2危险断面边缘帘线完整性被破坏系数0.08 1拉伸应力 1 =5.5N/2 建议: 取为9KN,则用上式可计算a0 1210 kktaFF jZ 第三节 转向系主要性能参数 一转向器效率 1.+=（P1-P2）/P1 2.-=（P3-P2）/P3 P1 作用在转向轴上的效率 P2转向器中的磨檫功率 P3作用在转向摇臂轴上的功率 1 + 影响+ 的主要因素： 转向器类型； 转向器的结构特点； 螺线导程角、磨檫角等； 制造与装配质量。 (1) 转向器类型、结构特点与+ 转向摇臂轴轴承形式：滑动轴承 滚针轴承 + 10% + 齿轮齿条式 斜齿齿条 90% 循环

9、球式 螺杆螺母 指销式 齿条齿扇 式 蜗杆指销式 固定销 55% 旋转销 75% 蜗杆滚轮式 针 55% 锥 70% 珠 75% 75% 85% + (2) 转向器结构参数与+ 0蜗杆（或螺杆）的螺线导程角； 摩擦角 =t g-1f； f 摩擦因素。 当滚道表面良好，表面硬度为58HRC以上时，=19 分析上式可知： + 与0、有关 0，则 + 070以后， + 缓慢 )(tg tg 0 0 2转向器逆效率- （1） - 的种类 可逆式 易打手，回正性能好 不可逆式 转向系零件受载大，无路感，不能回正 极限可逆式 回正性能、路感、转向系零件受载等均 居中 ( 2 )转向器结构参数与- 分析上式

10、可知： - 与0、有关 0，则 - ，且在0=80100以后增加速 度大于增加速度。 0不宜大于80100 0时，则得- - 说明不可逆 0 0 tg )(tg 二传动比的变化特性 1转向系传动比 w 转向盘转动角速度 p摇臂轴转动角速度 k转向节偏转角速度 转向系传动比 转向系力传动比转向系角传动比 转向器角传动比转向传动机构角传动比 h w p F F i 2 kkk w 0 d d dtd dtd i ppp w d d dtd dtd i k p k p k p d d dtd dtd i 2 i p 与 iw0 的关系 式 I p =2Fw/ F h 中 T r作用在转向节上的转向阻

11、力矩 T h作用在转向盘上的力矩 a 主销偏移距 又 a T F r w sw n h D T F 2 aT DT i h swr p 0 2 i d d T T kh r a2 Di i sw0 p 结论： a 则 i p ，转向沉重，为此应减少a a 轿车 （0.40.6）B B轮胎胎面宽度 货车 4060 D sw 与均为定值, i p 又与 iw0 呈正比变化 3iw0 又 = 结论： 核心问题是i w 0 i d d ii K i 1 1 2 l l d d K P ii 0 4 i w 及其变化规律 （1）分析 式可知：iw0 （ i w ）即 由 可知 F h , 转向“轻便”。

12、 （2） dk 与 iw0 （ i w ）成反比， 转 向“不灵” 解决“轻”与“灵”的矛盾，可以采用变速比转向 器。 齿轮齿条式转向器变速比工作原理如下： 一对相互啮合齿轮的基本条件是基圆齿距相等，即： 其中齿轮基圆齿距 齿条基圆齿距 a2 Di i sw0 p h W p F F i 2 K d d i 0 21bb PP 111 cosmPb 222 cosmPb 当齿轮用标准模数m1 和压力角1 ，而齿条用非标准 的模数和压力角m2 和 2，并始终保持 = 两者便可以啮合运转。 当齿条中部2的为最大向两端逐渐减小时，则齿条 中部的 m2也应当大于两端处齿的 m2 。 2大时，齿槽上宽下

13、窄，节圆半径R1也大，反之亦 反之。 11 cosm 22 cosm 转向盘转d角，则齿条移动距离分别为： 显然： 速比变化特性： 2变化范围 120350 dRdS dRdS 22 11 21 dSdS 5 i w 变化规律的选择 1） 转向轻便性好 上述两种汽车应以解决汽车有良好的机动性为 主，即应取用较小的i w 以减少转向盘总转动圈数。 2）转向轴负荷大（2040KN）、未装动力转向 的汽车，应以解决轻便性为主要矛盾。 T 2与k 成正比变化，急转弯时的轻 便性问题更突出，应选中间位置处 i w 小，两端 位置处选用 i w 应大些的变化特性。 装有动力转向的汽车 前轴负荷小 6i w

14、min 的确定 i w增大以后，转向器输出的力F，相对降低 了转向传动装置刚度，希望i w 取小些。 当i wmin 过于小时，带来如下问题： 1）对的变化特敏感，驾驶员难于准确控制汽车方 向高速转弯行驶容易发生交通事故。 2）坏路上行驶反冲效应增大 经验与建议： i wmin不低于1516 7i wmax的确定 i wmax 过大带来下述问题： 1）转向传动装置刚度、强度不足； 2）转向器尺寸大、质量，在汽车上难于布置； 3）转向盘转动圈数n。 建议 i wmax 700N时，已超出人体生理极限， 此时对转向器及动力缸以前的零件的计算载荷，取 Fh=700N 。 iDL TL F sw R

15、h 2 1 2 二齿轮齿条式转向器设计 1主要参数的确定 2. 强度验算 抗弯强度；接触强度 3. 材料 齿轮 16MnCr5 、15CrNi6 齿条 45钢 壳体 铝合金 模数 小齿轮齿数 压力角 螺旋角 齿条齿数 23 57 200 90150 由行程确定 2. 国产齿轮齿条式转向器的主要参数介绍 车型 参数 AUdi100 m法 2.36 Z1 5 压力角 200 螺旋角（左） 10051 ， 齿顶高系数 0.58 Z2 29 倾斜角 705 三循环球式转向器设计 （一）主要尺寸参数的选择 1螺杆、钢球、螺母传动副 （1）钢球中心距D、螺杆外、内径D1、D2 D D是指螺杆两侧刚球中心间

16、的距离，是转向器的基 本尺寸。 影响选取D的因素有： D1、D2和刚球直径d 如果D选取的比较大，转向器的尺寸及质量均增加， 螺杆尺寸也随之增大，表明刚度大，承载能力强。 要求： 在保证有足够的强度、刚度条件下为减小尺寸、质 量应尽可能选取小一些的D，D的变化范围为2040。 D应随m 的变化而变化，当m时，D也应。 D1、D2 （D2D1）=（510）%D D1=20、23、25、28、29、34、38 （1） 刚球直径d及数量n 影响选取d的因素： 常用的标准范围： 79 d 影响因素 要求 d 取 备注 承载能力 大 承载能力d 2d 则承载能力 转向器尺寸 小 刚球标准系列 符合国标

17、5.556 6.350 常用的测绘规 格尺寸 7.114 选取d的原则： 在保证有足够的承载能力条件下，尽可能取尺寸小 些的d。 如果是系列产品，要求d的选取规格尽可能少，常用 有三种规格已足够。 影响选取n的因素 n 影响因素 要求 n 取 备注 承载能力 多 工作可靠性 少 n 多时， 尺寸误差导致受力不均 匀且易堵塞 选取n的原则： 在保证有足够的承载能力的条件下，n应取少些为宜。 n的选取范围： n 60粒/环路 为保证每个刚球都承载，要求对刚球进行分组（至少 分四组）装配。（同时螺杆、螺母也应当分组）。 不包含环流导管中钢球数时，每个环路中的钢球数n 用下式计算： W一个环路中的钢球

18、工作圈数； 0螺线导程角，0=58，cos01.0 d DW d DW n 0 cos (3)工作钢球圈数W 环路数：1个或者2个，且多数转向器为两个独立环路。 影响工作钢球圈数W的因素： 环路数 影响因素 环路数 备注 承载能力 多 减少轴向尺寸 少 提高传动效率 多 滚道的曲率半径减小 W 影响因素 要求 W 取 备注 螺杆、螺母、钢球接触强度 多 W 多，nj 传动效率高 少 选取W的原则： 在保证螺杆、螺母、钢球有足够的j 强度条件下， 将W取少些；m小时W取1.5，m大时，W取得多。 W的选取范围： 1.5、2.5 (4)滚道截面 种类：单圆弧滚道截面 四段圆弧滚道截面 椭圆滚道截面

19、 形式 特点 单圆弧 四段圆弧 椭圆滚道 接触点（理论） 2 4 3 轴向间隙 大 小 小 轴向定位 不稳定 稳定 稳定 工 艺 容易 难 难 应 用 不用 多 少 (5)接触角 定义：钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺 杆滚道法面轴线间的夹角称为接触角。 接触角影响： 轴向力和径向力的分配 要求：轴向力和径向力接近，以免影响扇齿齿根 处强度。 范围：用450的多，少数用500或57.50(BenZ)，此时 径向力，轴向力。 （6）螺距P 若转向盘转动d，则同时螺母移动ds距离，即 t螺纹螺距 与此同时齿扇转过的弧长也为ds，相应摇臂轴转过 角，则有： r齿扇节圆半径 与联立，得： 2 Pd

20、 ds rdds p P r i d d P 2 P的推荐值： 811 P 影响因素 要求 P 取 备注 iw iw1/p 轴向尺寸 小 iw取大，P 应取小；iw取小，P 应取大。若 iw一定，P 取小， 可通过r 保证 iw值，但此时径 向尺寸 尺寸 b(b=P-d) 大 b25 2齿条、齿扇传动副设计 加工齿扇齿时刀具进给运动的特点： 齿扇齿的特点： 齿顶圆与齿根圆均有锥度 分度圆d=Mz，不变是圆柱 分度圆上的齿厚是变化的 基圆也是个圆柱 齿形计算： 图纸上仅标注基准剖面尺寸即（）剖面尺寸。 基准剖面可以选在齿宽内或齿宽外任意剖面处，但一 般多选在B/2 处； 基准剖面的=0，且向右为

21、正 ，向左 为负 距基准剖面尺寸a0 处的OO剖面的移距系数为 1 切削角 在 一定的条件下，各剖面的 决定于该剖面到基准 剖面的距离。 m a tan 0 1 基准剖面尺寸，应按照普通圆柱齿轮提供的公式计算。 初选参数有： 模数：见表72 压力角：200300 多用22030、27030 切削角 ：6030、7030 齿顶高系数 x1 ：0.8、1.0 径向间隙系数：0.2 整圆齿数Z：1215 齿扇宽度B：2238 四. 循环球式转向器零件强度计算 1. 钢球与滚道之间的接触应力 k系数，根据A/B值从表中查取。 A=(1/r-1/R2)/2 B=(1/r+1/R1)/2 R2滚道截面半径

22、； r钢球半径； R1螺杆外半径； E材料弹性模量 2.1105N/mm2； F3钢球与螺杆之间的正压力 3 )( )( 2 2 2 2 2 3 rR rREF k 0导程角； 接触角； n钢球数； F2作用在螺杆上的轴向力 F2= r1齿扇分度圆半径 coscosn F F 0 2 3 1 1 1 r lF 根据0将F2分解出： 再根据将F1分解出： 分析上式： 则cos ,F3有的转向器取 =500或 57.50并不可取。 =2500N/2 0 2 1 cos F F cos 1 3 F F coscos 0 2 3 n F F 2齿的弯曲应力w F作用在齿扇上的圆周力； h齿扇的齿高；

23、B齿扇的齿宽； s基圆齿厚。 w=540N/mm2。 材料： 螺杆、螺母 20CrMnTi 渗碳 0.81.45mm 5863HRC 2 w bs Fh6 3.转向摇臂轴直径d K安全系数 2.53.5； T r转向阻力矩； 0扭转强度极限。 材料：20CrMnTi 渗碳 0.81.45mm 5863HRC 3 2.0 0 r KT d 4.转向轴 扭转强度 =40005000 N/2 )(2 . 0 44 dD DRF SWh 一.对动力转向机构的要求 1)运动学上随动作用; 2)有“路感”； 3) F h0.0250.190KN时，动力转向器应开始工作； 4)转向盘应能自动回正，并保持汽车

24、在稳定的直线行 驶状态； 5)工作灵敏，转向盘转动后，系统内压力能很快增长到 最大值； 第五节 动力转向机构 6)动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵转向轮转动； 7)密封性能好，内外泄漏少。 中级以上轿车、转向轴轴载质量2.5t的货车采用 动力转向的汽车逐渐增多。 采用动力转向不仅达到转向轻便的目的，而且有 利于提高行驶安全性和缓和路面对转向系统的冲击载 荷。 二动力转向机构布置方案分析 1分类 2布置方案 液压式动力转向机构组成： 转向器、动力缸、分配阀、油泵、贮油罐、油管 形式 特点 液压式 气压式 备注 介质工作压力 高（610N/ 2） 低（1N/2） 动力缸尺寸 小 大 动力缸质量

25、小 大 结 构 紧凑 大 工作介质 不可压缩 可以压缩 灵敏度 高 低 吸收冲击能力 强 差 润 滑 不要 需另行安排 分类 整体式 联阀式 连杆式 半分置式 简图 特点 结 构 紧 凑 不紧凑 不紧凑 不紧凑 转向器主要 零件承受动 力缸载荷 受 不 受 不 受 不 受 拆 装 困难 容易 容易 较容易 管 路 短 短 长 长 转向轮摆振 不容易 容易 容易 不容易 典型转向器 不能用 可以用 可以用 可以用 布 置 容 易 困 难* 困 难 容 易 *胎面宽时，难布置不易用此方案。 3分配阀的结构方案 方案 滑 阀 转 阀 简图 特点 结 构 简 单 复 杂 制 造 容 易 难 灵敏度 低

26、 高 材 质 普 通 扭杆要求高 三动力转向机构的计算 1动力缸尺寸的计算 已知：F1、L、L1 （1）动力缸内径D 又 p油液压力 618MPa s动力缸截面面积 d p活塞杆直径 d p =0.35D 与联立得 活塞厚度 B=0.3D L LF F 11 psF )dD( 4 s 2 p 2 pL LF s 11 2 p 11 d pL LF4 D （2） 动力缸内长S S1活塞行程,由车轮转角最大时换算得到 1 SD3 . 0D)6 . 05 . 0(10S （3） 动力缸壳体壁后t 轴向平面拉应力z n安全系数 n=3.55.0 T壳体材料屈服点 球墨铸铁 T 350MPa p油液压力

27、 n )tDt(4 D p T 2 2 z 2分配滑阀参数的选择 主要参数：滑阀直径d、预开隙e1、密封长度e2、滑阀总 移动量e 影响：分配阀的泄漏量Q；局部压力降p；液流速度 （1）分配阀的泄漏量Q 3/s r径向间隙 0.00050.00125cm p局部压力降（进、出口油压差）M Pa d滑阀外径 液体动力粘度 三号绽子油 500C e2密封长度 e2=e-e1 要求： Q不大于溢流阀限制下最大排量的5%10% 2 3 e12 dpr Q （2） 局部压力降p p=1.3810-3 v2 MPa V中立位置的液流流速m/s Q溢流阀限制下的最大排量（L/min） p=310-2410-

28、2MPa。 分析： 若d与e1取值过小，使v，又pv2 导致pp 1 de6.37 Q V 3分配阀回位弹簧 没有回位弹簧时有下列缺点： 容易反接 结果： a.转向轮可能产生振动； b.汽车跑偏； c.油泵负荷加重。 转向盘、转向轮没有自动回正作用 直线行驶位置不明显。 有回位弹簧时，作用在车轮上的力必须超过某值，才 能反接，直线行驶稳定性。 设计要求： a.滑阀最大位移时，为克服回位弹簧的压力，反 映到转向盘上的手力应不大于2030N，且轿车应取下 限，货车取上限。 b. 回位弹簧预压缩力的最小值，应大于转向器逆 传动时的摩擦力，保证转向轮能自动回正。 4评价指标 （1）动力转向器作用效能

29、效能指标S： F h没有动力转向器作用到转向盘上的手力； Fh有动力转向器作用到转向盘上的手力。 s=115。 hh FFs （2）路感 转动转向盘要克服的阻力有 其中油压阻力=反作用阀面积液压压强 设计要求： 反映路感的油压阻力 回位弹簧阻力 转向器摩檫力 车型 工况 轿 车 货 车 油压达到最大工作压力时，换 算到转向盘上的手力，增加 3050N 80100N （3）转向灵敏度i 滑阀行程 转向盘转角 i越小，说明灵敏度越高 轿车i0.85。 特点 区段 特 点 A 段 曲线低平，表明油压 p 小，变化不大，相 当小角度转向区，M不大 C 段 曲线陡直上升，表明油压迅速上升，相当 汽车原地

30、转向或掉头时M大 B 段 曲线曲率变化较大，由平变陡，相当汽车 快速转向行驶 D 段 曲线过渡段，斜率变化不大 第六节 转向梯形 一、设计转向梯形应满足要求 1、内、外轮转角i、o关系正确，保证全部车轮绕 一个瞬时转向中心行驶，各车轮作无滑动的纯滚运动。 2、转向轮有足够大的转角，保证给定的D min。 3、在汽车上有足够的高度，高于前部h min。 二、转向梯形结构方案分析 梯形可以前置或后置。当发动机位置低或前轮驱动汽 车常采用前置梯形。 整体式 断开式 备 注 方案 简图 特点 结 构 简 单 复 杂 杆系、球头多 成 本 低 高 调整前束 容 易 困 难 左 （右） 轮上 （下） 跳对

31、右（左）轮 有影响 无影响 应 用 非独立悬架 独立悬架 用上、下止点法确定断开点位置： 悬架跳到上止点位置时 BB1 AA1 瞬时跳动中心在o3， c1点瞬时摆动中心应在c1 o3上，悬架在下止点时瞬时摆 动中心位于o4，C2点的摆动中心应在C2O4线上。与 交点在o，即为横拉杆的断开点。 三、整体式转向梯形结构设计 1、整体式转向梯形结构设计的图解法 假设轮胎是刚性的，因而可以忽略轮胎侧偏角的影 响，则两转向前轮轴线的延长线交于图中o点。 内轮转角为i,外轮转角为o，它们有如下关系： K、L为固定值，给出一个i即可求出一个o。 缺点：转角小时，o点远离图面，作图困难。 （1） 用理论上正确

32、的特性线求解： 从主销主心线与地面交点A、B作两条垂直于后轴轴 线的线 和 。 从 中点E与C连线， 即为理论上正确的转向 梯形特性曲线。 L K ctgctg io ACBD ABEC 证明： 从线上任一点F与A、B两点连线，得EBF和EAF FG EGBE FG BG ctg 0 FG EGAE FG AG ctg i L K AC EA FG EG ctgctg i 22 0 底角，梯形臂长m的选定 经验： 后置梯形，m的延长线呈收缩状延伸交在距前轴处 前置梯形，m的延长线呈收缩状延伸交在距前轴L处 由AET得： 通常m=(0.110.15)K 校核 初选、m和已知K以后画梯形，然后给出

33、一系列 i0 画图校核实际与理论上的差距有多少 要求： 小转角时两者尽可能接近，用的多以便减少 轮胎磨损 急转弯时两者可以有较大差别 两线的交点在150250之间（i转150250） i 0 2、整体式转向梯形结构优化设计 若自变角为o，则因变角i的期望值为： 上式为理论上的理想状况。 L K ctgctg io )LKctg(ctg)(f o 1 oi 实际因变角 i为： 要求：实际因变角i尽可能接近i，具体同前不变。 由上式可知：因、k、m初选后认为不变，给定一 个o，可获取一个对应的i 。 )cos(21 2cos)cos(cos2 cos )cos(21 )sin( sin 2 1 2

34、 1 o o o o i m K m K m K m K m K 为评价初选的、k、m值是否满足要求，引入加权 因子0(0) ，构成评价设计优劣的目标函数f(x)： 将式、代入得： %100 )( )()( )()x(f maxo oi 1 oii oiioii oi maxo oi 1 oi 1 oi 2 oi1 oi L K ctgctg )cos( m K 21 m K )sin( sin )()x(f %1001 )cos(21 2cos)cos(cos2 cos 1 2 1 L K ctgctg m K m K m K oi oi oi x设计变量， ； ； D min汽车最小转弯直

35、径； a主销偏移距。 考虑到使用中小转角用的多，取 mx x x 2 1 a 2 D L sin min 1 maxo maxoo o o o 205 . 0 20100 . 1 1005 . 1 )( 设计变量取值范围构成的约束条件： 设计时取： m min=0.11K； m max=0.15K； min=70 。 最小传动角约束条件 min最小传动角 0mm min 0mmmax 0 min 0 K m2 cos)cos(cos )cos(cos2cos min maxomin 四、转向传动机构强度计算 1、球头销 （1） 初选球头销直径d： 球头直径球头直径 d/mm 2030.50 转向轮负荷转向轮负荷/N 6000.16000240007000100000 （1）强度验算 球面接触应力j： F作用在球头上的力； A在通过球心垂直于F