轻型货车动力转向系统结构设计

#-oo=283.24<一=352.94z n所以满足条件。图4-9图4-9转向摇臂4.3.2转向纵拉杆与横拉杆的计算拉杆需计算其受压时的纵向弯曲稳定性。为了防止拉杆受压时产生纵向弯曲，拉杆截面对中性轴的惯性矩J可由下式求得（4-24）nF2兀2EJ/12（4-24）式中n——杆的刚度储备系数，一般取n=1.5〜2.5；F——杆承受的轴向力16356N；

E——拉伸时杆材料的弹性模量，E=2x105Mpa；l——杆长，按杆两端球铰中心间的距离计。可得J<1300N,具体参数据情况定。4.4整体式转向梯形结构优化设计在忽略侧偏角影响的条件下，两转向前轮轴线的延长线交在后轴延长线上，如图4-7所示。设Oi、。。分别为内、外转向车轮转角，L为汽车轴距，K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系KcotU-cotU=一oiL （4-25）若自变角为。。，则因变角。1的期望值为（4-26）0=f(0)=arccot(cot0—K/L)（4-26）io现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图4-10所示的后置梯形机构为例，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角0'为iarcsin (m)sin(y+0)o 2K+arcsin (m)sin(y+0)o 2K+1-2—cos(/+0)mo2K+1-22K+1-2—cos(/+0)（4-27）式中m——梯形臂长Y——梯形底角

图4-10图4-10理想的内外轮转角关系简图所设计的转向梯形给出的实际因变角0‘,应尽可能接近理论上的期望值i0。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，以减少高速行i驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子3(0)，构成评价设计优劣的目标函数f(X)为0of(X)f(X)=0S3(0 )oi0=1

oi0'(0 )-0(0 )―i oi i Oi—0(0)ioix100%(4—28)将式(4—26)、式将式(4—26)、式(4—27)代人式(4—28)得y-arcsin,一sin(y+9)f(x)=9S3(9 )oi9=1

oi2K+y-arcsin,一sin(y+9)f(x)=9S3(9 )oi9=1

oi2K+1-2一cos(y+9)arccotcot9mK oioiL m

arccosm—[2cosy-cos(y+9)-cos2y]oi+1-2—cos(y+9)arccotcot9m-~K-一一oiLoix100%(4-29)式中，x——设计变量，x=9omax式中，Dminx1x2」外转向轮最大转角9 =arcsinomax汽车最小转弯直径由图4-10得LD min-a2(4-30)a——主销偏移距考虑到多数使用工况下转角9小于20°,且10。以内的小转角使用得o更加频繁，因此取

1.53(6)=11.0o0.501.53(6)=11.0o0.5o10。<6<20。o（4－31）20。<6<6（4－31）o omax建立约束条件时应考虑到：设计变量m及Y过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对Y的下限应设置约束条件。因Y越大，梯形越接近矩形，f（x）值就越大，而优化过程是求f（x）的极小值，故可不必对Y的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为（4－32）（4－33）（4－34）m一m>0（4－32）（4－33）（4－34）minm-m>0maxy-y>0

min梯形臂长度m设计时常取在m=0.15K。梯形底角y=70。。max min此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角5不宜过小，通常取5>8=40°。如图4-10所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置min时达到最小值，故只考虑右转弯时5>5即可。利用该图所作的辅助用虚min线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为>0（4－35）cos5-2cosy+cos(y+6)2m

min omax——>0（4－35）(cos5-cosy)cosyKmin式中，5为最小传动角。min已知6 =arcsin八L，故由式（4—35）可知，5为设计变量m及yomax D min min-a2的函数。由式（4－32）、式（4－33）、式（4－34）和式（4－35）四项约束条件

所形成的可行域，如图4-11所示的几种情况。图4-llb适用于要求8n也较而B小些的车

min大，而y可小些的车型；图4-llc而B小些的车

minminminmin型；图4-Ha适用介于图4-Hb、c之间要求的车型。图4-11转向梯形机构优化设计的可行域由上述数学模型可知，转向梯形机构的优化设计问题，是一个小型的约束非线性规划问题，可用复合形法来求解。在本设计中，从总体设计中已知轴距七=3400mm,轮距B=1480mm,主销偏移距”=50.。根据设计要求知最小转弯直径。=12.5mmin图4-12图4-12主销内倾角作用示意图一般主销内倾角P=8。,距离c一般为40〜60mm（c即为主销偏移距，如4-11图），本设计取为50mm,所以两主销中心线延长线到地面交点之间

的距离K为K=B—2c=1480—2x50=1380mm由式（4-30）可得外转向车轮最大转角TOC\o"1-5"\h\zL- 3400 _0 =arcsin- = arcsin八八 =33.25。omax D 125005一.\o"CurrentDocument"——min—a 50\o"CurrentDocument"2 2前已述，设计时，梯形臂长度m常取在m=0.11K、m =0.15K；即min max151.8<m<207，本设计取m=160mm；梯形底角y=70。。转向器角传动min比梯形底角丫=80。；则梯形横拉杆长n=K—2mcosy=1380—2x160cos80。=1324mm由式（4-27）得实际因变角0'=y-arcsini FK^sin(y+0)o 0'=y-arcsini FK^sin(y+0)o 一2 _K 八+1-2一cos(y+0)—[2cos丫-cos(y+0)-cos2y]m-arccosm.%2 _K 八+1-2一cos(y+0)=80o-arcsin.亚160Jsin(80o+33.25。)2 1380+1-2 cos(800+33.25。)160^80[2cos80o-cos(80o+33.25。)-cos160。]arccos^60 =36.54。(1380)V160)2 1380+1-2 cos(800+33.25。)160而因变角0的期望值为

i0 =f(0)=arccot(cot0-与)=arccot(cot33.25。一"80)=41。i期望 o oL 3400可见，实际值36.54°与期望值41°相差4.46°，在允许范围内。下面算最小传动角5min如图（4-10）,在AABE中，由余弦定理得cos(e+Y)=[m2+K2-(BE》]/2mKoBPcos(33.25°+80°)=[1602+13802-(BE》]/(2义160义1380)所以BE=1450mm在ABE，广中，由余弦定理得cos(180o-5)=[m2+n2-(BE')2]/2mnminBPcos(1800-5)=(1602+13242-14502)/2x160x1324min所以5=40.2°min符合5>40°的要求。min代入最小传动角约束条件(式(4-34))得TOC\o"1-5"\h\zcos5-2cosy+cos(y+0 )2m min- omax—— \o"CurrentDocument"(cos5-cosy)cosy Kmincos40.2°-2cos80+cos(800+33.25°)2x160= - (cos40.2°-cos800)cos800 1380=0.0015>0符合要求，所以可列出转向梯形的各个参数如下：主销中心距K=1380mm；梯形底角y=80。；梯形臂长m=160mm;梯形横拉杆n-1324mm转向系结构元件在转向传动机构中，杆件之间的接头采用球接头结构连接方式的非常普遍。球接头可以实现空间运动。由于球接头工作表面磨擦而造成磨损形式的间隙应予以消除，结构不同消除间隙的方法也不同。图4-12所示结构的特点是弹簧轴线与球头销轴线一致，使弹簧受力状况得到改善。球头碗可以是整体式球碗或分开式球碗。球头销目前采用45钢或合金结构钢制造。为降低球面的表面粗糙度值

和提高锥体部分与球体部分过渡圆角处的疲劳强度，需要对球体及锥面部分进行滚压处理，使这些表面产生残余应力，疲劳寿命约提高25%。球头碗可用聚氨酯等工程塑料注塑而成。这些材料有一定的自润滑性能，摩擦因数低，耐磨性能好。图4-12球头铰参考同类型汽车的传动杆件尺寸设计并结合本车的总体设计中的尺寸参数，对各传动杆件进行设计：转向轴：长度为950mm，直径20mm；转向柱管（套于转向轴外）：长度950mm，直径40mm；纵拉杆：长度为700mm，直径30mm；（与汽车前悬尺寸有关，不得超过前悬长度）横拉杆：长度为1324mm，直径30mm；（转向梯形设计中已得出）转向梯形臂：长度为160mm，直径为30mm。（转向梯形设计中已得出）转向摇臂：长度为200mm，与转向器摇臂轴相连端直径为60mm，与纵拉杆相连端直径为30mm。转向节臂：长度为220mm，直径为30mm。本章小结本章对转向器的结构型式，动力转向机构，转向传动机构进行了选择计算，同时通过强度计算验证了循环球式转向器零件可行性，然后通过整体式转向梯形结构的优化设计对于整个转向系统进行了优化，再对转向系结构元件进行设计。通过计算得到的数据，使用AUTOCAD软件，首先画出总装配图纸，然后分别画出循环球式转向器，转向摇臂轴，转向螺杆的零件图纸（图纸见附件）。结论本次毕业设计内容为轻型货车动力转向系统结构设计，本论文完成了对汽车总体参数的选择，对转向系统各个部分形式的选择，对转向器的设计计算，对动力转向机构的设计，对转向梯形的设计计算和对转向传动机构的设计等工作。在转向器的设计工作中，选择了能将滑动摩擦通过钢球转变成滚动摩擦的循环球式转向器。其中的齿条——齿扇传动副中的齿扇设计成变厚齿扇，其分度圆上的齿厚是变化的。在转向器零件的强度计算中，校核了钢球与滚道之间的接触应力和齿的弯曲应力，均能达到要求。在转向梯形的设计工作中，参考同类型汽车及经验公式来初步设计转向梯形尺寸参数，再通过检验转向内轮的实际最大偏转角与理论最大偏转角的偏差以及检验转向梯形结构的最小传动角约束条件来评定所设计的转向梯形是否符合基本要求。在设计的过程中，我曾经查阅过许多关于转向梯形优化设计方面的资料，但是由于其优化模型的建立及模型的求解方法比较复杂，很难在有限的时间内完成对其优化设计，故这也是本次设计中最大的不足之处，有待改进。致谢衷心感谢指导老师姜立标老师在论文选题、研究和撰写过程中所给予的精心指导，感谢姜老师在毕业设计学习过程中，从学习、生活和工作上所给予我的帮助。姜老师渊博的知识、严谨的治学态度、勤恳的钻研精神使我受益匪浅，让我在困难的时候拨开云雾，看到正确的方向。姜老师所给予我的这些知识，将在我今后的学习、工作、生活中产生深远的影响。与此同时，在论文研究、撰写过程中，我还得到了哈工大汽车工程学院车辆教研室王建峰、张冠哲等老师的帮助，他们帮我解决了设计过程中所遇到的很多难题，使我的论文的质量有了进一步的提高，在此向他们表示衷心的感谢。本论文的研究工作还得到了哈工大汽车工程学院车辆实验室的各位老师的热忱帮助，他们给我在实验室的测量工作提供了很大的帮助，使我取得了设计的第一手资料。在设计过程中，我曾多次去请教他们，在此也向他们表示衷心的感谢。参考文献.陈家瑞.汽车构造.人民交通大学出版社.2007年1月：244〜281.王望予.汽车设计.机械工业出版社.2008年4月：219〜256.余志生.汽车理论.机械工业出版社.2008年4月：23〜98.肖永清，杨忠敏.汽车前桥及转向系统结构与维修.国防工业出版社.2004年1月：16〜151.刘朝儒.机械制图.高等教育出版社.2001年：21〜146.汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册：基础篇.人民交通出版社.2001年.李俊玲，罗永革.汽车工程专业英语.机械工业出版社.2008年：90〜108.汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册：设计篇.人民交通出版社.2001年7月：27〜178.郭孔辉，朱宏巍.汽车转向的力输入控制与角输入控制及其对驾驶员-汽车闭环系统的影响.吉林工业大学学报.1997年第1期.第27卷第85期：23〜27.刘唯信.汽车设计.清华大学出版社.2001年7月:213〜256.齐志鹏.汽车悬架和转向系统的结构原理与检修.人民邮电出版社.2002年5月：78〜94.钟兵.低速汽车转向系设计.山东五征集团汽车研究所.2006年第4期：54〜55.黄宏成，夏祥洪，张炜.汽车转向机构多自由度运动学模型.传动技术.2004年3月：46〜50.刘照，杨家军，廖道训.车速对汽车转向力矩的影响分析.中国机械工程.2005年4月.第16卷第8期：74〜79.张红党.汽车主动前轮转向系统的特性研究.江苏大学硕士学位论文.2009年6月：23〜50.高晓杰，余卓平，张立军.机械式前轮主动转向系统的原理与应用.汽车工程.2005年10月：918〜92117．李一染，朱卿，陈慧.主动前轮转向控制技术的现状与发展趋势.上海汽车.2008年10月