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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 課程設計 題 目 名 稱 轉向系設計 課 程 名 稱 汽車設計課程設計 學 生 姓 名 學 號 系 、專 業(yè) 機械與能源工程系車輛工程 指 導 教 師 專心---專注---專業(yè) 目 錄 1 設

2、計方案選擇 2 1.1 整車性能參數(shù) 2 1.2 轉向器主要性能參數(shù)計算 2 1.3 轉向系和轉向器的選擇 7 2.循環(huán)球轉向器的設計計算 8 2.1螺桿－鋼球－螺母傳動副設計 8 2.2齒條、齒扇傳動副的設計 12 2.3轉向器的材料選擇 15 2.4循環(huán)球式轉向器零件強度的計算 15 3.轉向梯形結構的分析、設計和優(yōu)化 18 3.1轉向梯形 18 3.2 轉向梯形的優(yōu)化設計 19 4動力轉向機構選擇 23 4.1 對動力轉向機構的要求 23 4.2動力轉向機構布置方案分析 23 4.3動力轉向器的評價指標 24 5 設計總結 25 參考資料 25

3、 1 設計方案選擇 1.1 整車性能參數(shù) 根據(jù)老師安排，本次設計所匹配的整車性能參數(shù)為： 驅動形式 4×2前驅 軸距 2471mm 輪距前/后 1429/1422mm 整備質量 1060kg 空載時前軸分配負荷60% 最高車速 180km/h 最大爬坡度 35% 制動距離 （初速30km/h） 5.6m 最小轉向直徑 11m 最大功率轉速 74/5800kw/rpm 最大轉矩轉速 150/4000N*m/rpm 手動5擋 1.2 轉向系的主要性能參數(shù)的計算 從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號表示，=（

4、-）/；反之稱為逆效率，用表示：=（[3] 其中 —從轉向軸輸入功率 —轉向器中的摩擦功率 —作用在轉向搖臂軸上的功率 1.2.1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(shù)和制造質量等。 1.2.3轉向系正、逆效率計算 本車設計轉向器為循環(huán)球式，其傳動副之間用滾動摩擦代替滑動摩擦，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: 增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，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，此時表明該轉向器是不可

5、逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角， 為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角，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轉向系角傳動比 轉向盤轉角的增量與同側轉向節(jié)轉角的相應增量之比，稱為轉向系的角傳動比。轉向盤轉角的增量與轉向搖臂軸轉角的相應增量之比，稱為轉向器的角傳動比。轉向搖臂軸轉角的增量與同側轉向節(jié)轉角的相應增量之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比。它們之間的關系為 ==

6、 (1-3) = (1-4) = (1-5) 式中—轉向系的角傳動比； —轉向器的角傳動比； —轉向傳動機構的角傳動比； —轉向盤轉角的增量； —轉向搖臂軸轉角的增量； —同側轉向節(jié)轉角的相應增量。 另外轉向傳動機構的角傳動比還可以近似地用轉向節(jié)臂臂長L3與搖臂臂長L1之比來表示，即==，現(xiàn)在汽車結構中，L3和L1的比值大約在0.85——1.1之間，可以粗略地認為其比值為1

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

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

9、據(jù)作用在轉向系零部件上的力進行確定的。影響這個力的因素很多，如前軸負荷和路面阻力的變化等。駕駛員轉向輪所需要克服的阻力，主要是車輪轉動阻力、車輪穩(wěn)定阻力和轉向系中特別是在轉向器和轉向節(jié)中的摩擦阻力等所組成。通過將轉向系中的滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，可以使轉向器和轉向節(jié)內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向阻力矩： = （1-10） 式中 f—輪胎和路面的滑動摩擦系數(shù)（查表取0.7） —前軸負荷 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 —轉向搖臂長 —轉向節(jié)臂長 —方向盤半徑 —轉向器的角傳動比 —轉向器的效率 代入式中得： = 汽車轉向時加在轉向盤上的切向力，對轎車不應大于150-200N，對中型貨車不應大于360N，對重型貨車不應大于450N。 所以=112.2N ,滿足設計要求。 1.3轉向系和轉向器的選擇 1.3.1 轉向器類型的選擇 機械式轉向

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，其中廣泛應用的是齒輪齒條式和循環(huán)球式。 齒輪齒條式轉向器 優(yōu)點： 1）結構簡單、成本低、質量輕。 2）效率高、轉向輕便。 3）可以自動補償齒輪和齒條間產生的間隙，并有均勻的固有阻尼。 4）剛度大，使轉向系統(tǒng)的自由行程變小。 5）占用空間小。 6）使用壽命長。 缺點： 1）由于摩擦較小，所以沖擊敏感度較高。 2）當采用兩端輸出結構時，轉向拉桿長度收到限制，容易與懸架系統(tǒng)導向機構產生跳動干涉。 3）轉向傳動比隨車輪轉角的增加而下降。 4）采用可變速比，普通工藝難實現(xiàn)。 循環(huán)球式轉向器 優(yōu)點： 在螺桿和螺母之間有

12、可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，傳動效率可達75%-85%；轉向器傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條齒扇間間隙調整工作容易進行；適合做整體式動力轉向器。 缺點： 逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。 通過對齒輪齒條式轉向器和循環(huán)球式轉向器的對比，綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉向器。 2.循環(huán)球轉向器的設計計算 2.1螺桿－鋼球－螺母傳動副設計 螺桿－鋼球－螺母傳動副與通常的螺桿一螺母一傳動副的區(qū)別在于前者是經(jīng)過滾動的鋼球將力由螺桿傳至螺母，變滑動摩擦為滾動摩擦。螺桿和螺母上的相互對應的螺旋槽構成鋼球的螺旋滾道。轉向時轉向盤經(jīng)轉向軸轉動螺桿，使鋼球沿螺母上

13、的滾道循環(huán)地滾動。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環(huán)路滾道的兩個導孔，并分別插入鋼球導管的兩端導管。鋼球導管是由鋼板沖壓成具有半圓截面的滾道，然后對接成導管，并經(jīng)氰化處理使之耐磨。插入螺母螺旋滾道兩個導孔的鋼球的兩個導管的中心線應與螺母螺旋滾道的中心線相切 主要參數(shù)的選擇及計算： （1）螺距 通常螺距t約在8～ 13mm范圍內，初選13mm； （2）螺旋線導程角 螺旋線導程角約為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向器選取鋼球直徑，并應使之符合國家標準

14、。鋼球直徑尺寸差應不超過。顯然，大直徑的鋼球其承載能力亦大，但也使轉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時其中心所在的圓柱表面的橫截面的圓的直徑。它是一個基本尺寸參數(shù)，將影響循環(huán)球轉向器的結構尺寸及強度。設計時可參考同類車進行初選，經(jīng)強度驗算后再進行修正。顯然，在保證強度的前提下應盡量取小些。在已知螺線導程角和螺距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，但也使鋼球的流動性變差，從而要降低傳動效率。經(jīng)驗表明在每個環(huán)路中n以不大于60為好。 鋼球數(shù)目(不包括鋼球導管中的)可由下式確定： （2-2） 式中 —鋼球中心距； W—一個環(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，當轉向器的鋼球工作圈數(shù)需大于2.5時，則應采用兩個獨立的環(huán)路；選擇W=1.5； —鋼球直徑； —螺線導程角 代入式中的： （6）螺桿內徑

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小；反之則相反。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，本次設計采用雙圓弧，雙圓弧的最大優(yōu)點是，在工作過程中，接觸角在一定范圍內保持不變，故它的承載能力、剛度、傳動精度和傳動效率都比較穩(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，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）導管內徑 汽車循環(huán)球轉向器的導球機構常見的有相交式和相切式兩種導管，相切式導管能使?jié)L球基本上沿著滾道的切線方向導入導管，而相交式導管由于滾球當碰到導管擋板，導入導管時已偏離切線方向甚遠，從滾道上拐了個彎才導入導管，由導球特性的導球阻力方程式可算得相交式導管比相切導管的導球阻力大。兩者組裝后檢驗其導球順暢性在手感上也有明顯不同，相切式導

19、管優(yōu)于相交式導管。但從目前國內生產的循環(huán)球轉向器來看．大多數(shù)是采用相交式導管，主要原因是相切式導管管口部分幾何形狀復雜，設計計算和校核部較難，因而在設計時不得已放棄具有導球阻力小、工作順暢等優(yōu)點的相切式導管，而選擇管口幾何形狀簡單的相交式導管[5]。 導管內徑 ，容納鋼球而且鋼球在其內部流動的導管內徑，式中，e為鋼球直徑與導管內徑之間的間隙，e不宜過大，否則鋼球流經(jīng)導管時球心偏離導管中心線的距離增大，并使流動阻力增大，推薦e=0.4~0.8，導管壁厚度取為1mm。 導管內徑mm （9）螺母長度 查《汽車設計》621頁表16-4循環(huán)球轉向器的結構參數(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，轉向器用兩個環(huán)路，而每個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)W又與接觸強度有關；增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球增多，能降低接觸應力，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）轉向搖臂軸直徑的確定 搖臂軸是汽車動力轉向器中的關鍵零件，在使用過程中主要承受汽車轉向時產生的反復扭轉力作用。搖臂軸材料為20CrMnTi，經(jīng)滲碳、淬回火后使用[6]。 轉向搖臂軸的直徑可根據(jù)轉向阻力矩及材料的扭轉強度極限由下式確定： （2-7）

21、 式中k—安全系數(shù)，根據(jù)使用條件可取2.5～3.5； —轉向阻力距； —扭轉強度極限；300MPa 所以代入式中得： 所以本次設計轉向搖臂軸直徑取35mm。 2.2齒條、齒扇傳動副的設計 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。 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。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(wěn)定。 傳動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，必須經(jīng)調整消除該處間隙。 為此，傳動副傳動間隙特性應當設計成圖2-1所示的逐漸加大的形狀。 圖2-1 轉向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線1表明轉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表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。 齒扇通常有5個齒，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搖臂軸來調節(jié)齒扇與齒條的嚙合間隙。由于轉向器經(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生的間隙而又不

23、致在轉彎時使兩端齒卡住，則應增大兩端齒嚙合時的齒側間隙。這種必要的齒側間隙的改變可通過使齒扇各齒具有不同的齒厚來達到。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轉動，O1相對于搖臂軸的中心O2, 有距離為n的偏心。這樣加工的齒扇在與齒條的嚙合中，由中間齒轉向兩端的齒時，齒側間隙△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 設計參數(shù)參照是下表，一般將A-A中間剖面規(guī)定為基準剖面， A-A剖面向右時，變位系數(shù)為正，向右時由正變零，再變?yōu)樨摗４藭r計算O-O剖面： 表2-1 齒扇參數(shù)表（O-O截面）

24、 名稱 計算公式 計算結果 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給運動是滾刀相對工件作垂向進給的同時，還以一定的比例作徑向進給，兩者合成為斜向進給。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，因齒扇為變厚齒扇，則滿足嚙合間隙特性，齒條變厚方向應與齒扇相反，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 3.轉向梯形結構的分析、設計和優(yōu)化 轉向傳動機構是由轉向搖臂至左、右轉向車輪之間用來傳遞力及運動的轉向桿、臂系統(tǒng)，其任務是將轉向器輸出端的轉向搖臂的擺動轉變?yōu)樽?、右轉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(xiàn)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，

27、則要由轉向傳動機構中的轉向梯形機構的精確設計來保證。采用最優(yōu)化設計方法優(yōu)選轉向梯形結構參數(shù)則可得到最佳設計效果。給出了汽車轉向梯形機構、汽車雙梯形轉向機構、汽車雙橋轉向搖臂機構和具有獨立懸架汽車的雙橋轉向機構的最優(yōu)化設計方法。 3.1轉向梯形 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關。無論采用哪一種方案，都必須正確選擇轉向梯形參數(shù)，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，為達到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。本設計中由于采用的是非獨立式懸架，應當選用與之配用的整

28、體式轉向梯形。 3.1.1整體式轉向梯形 整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿1、轉向梯形臂2和汽車前軸3組成，如下圖所示。 3-1 整體式轉向梯形 1—轉向橫拉桿 2—轉向梯形臂 3—前軸 其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點是結構簡單，調整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側轉向輪上、下跳動時，會影響另一側轉向輪。 當汽車前懸架采用非獨立式懸架時，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者前軸前（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版發(fā)生干涉，所以在布置上有困

29、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。 本次設計中采用的是非獨立式懸架，應當選用整體式轉向梯形。 3.2 轉向梯形的優(yōu)化設計 在忽略側偏角影響的條件下，兩轉向前輪軸線的延長線交在后軸延長線上，如圖3-3所示。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。 圖3-3理想的內外輪轉角關系簡圖 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[11] （3-

30、1） 若自變角為θo，則因變角θi的期望值為 （3-2） 現(xiàn)有轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。以后置梯形機構為例，利用余弦定理可推得轉向梯形所給出的實際因變角為 （3-3） 式中 m—梯形臂長 —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(jīng)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(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—設計變量，　x== —外轉向輪最大轉角，由圖3-3得 （3－6） 式中，—汽車最小轉彎直徑 —主銷偏移距 考慮到多數(shù)使用工況下轉角小于20°，且10°以內的小轉角使用得更加頻繁，因此取 （3－7） 建立約束條件時應考慮到：設計變量m及過小時，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、下限及對的下限應設置約束條件。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，故可不必對的上限加以限制

32、。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為 （3－8） （3－9） （3－10） 梯形臂長度m設計時常取在＝0.11K，＝0.15K。梯形底角＝。 此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳動角不宜過小，通常取。如圖5-3所示，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉彎時即可。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 （3-11） 由上述數(shù)學模型可知，轉向梯形機構的優(yōu)化設

33、計問題是一個小型的約束非線性規(guī)劃問題，可用復合形法來求解。 即轉向梯形臂長m=166.5mm； 轉向梯形底角° 4動力轉向機構選擇 4.1對動力轉向機構的要求 1）保持轉向輪轉角和轉向盤的轉角之間保持一定的比例關系。 2）隨著轉向輪阻力的增大（或減小），作用在轉向盤上手力必須增大（或減?。?。 3）當作用在轉向盤上的切向力 Fh≥25~190N時，動力轉向器就應開始工作。 4）轉向盤應自動回正。 5）工作靈敏。 6）動力轉向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉向。 7）密封性能好，內、外泄漏少。 汽車采用動力轉向機構是為了提高操縱的輕便性和行駛安全性。中級以上轎車，采用或者可供選裝動力轉向

34、器的逐漸增多。 4.2動力轉向機構布置方案分析 液壓式動力轉向機構是由分配閥、轉向器、動力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成。根據(jù)分配閥、轉向器和動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 動力轉向機構布置方案 1— 分配閥 2— 轉器 3— 動力缸 在分析比較動力轉向機構布置方案時，要考慮以下幾個方面： 1）結構上是否緊湊； 2）轉向器主要零件是否承受由動力缸建立起來的載荷； 3）拆裝轉向器是否容易； 4）管路，特別是軟管的管路長短； 1

35、） 轉向輪在側向力作用下是否容易產生擺振； 6）能不能采用典型轉向器等方面。 5 設計總結 本次畢業(yè)設計內容為輕型載貨汽車轉向系設計，本論文完成了對汽車總體參數(shù)的選擇，對轉向系統(tǒng)各個部分形式的選擇，重點對轉向器的設計和計算，對轉向梯形和對轉向傳動機構的設計和分析等工作。 在轉向器的設計工作中，選擇了能將滑動摩擦通過鋼球轉變成滾動摩擦的循環(huán)球式轉向器。其中的齒條——齒扇傳動副中的齒扇設計成變厚齒扇，其分度圓上的齒厚是變化的。在轉向器零件的強度計算中，校核了鋼球與滾道之間的接觸應力和齒的彎曲應力，均能達到要求。 在設計中，我對一些知識又有了重新認識，系統(tǒng)的學習了轉向系部分的知識，但深知自己

36、還欠缺很多知識，在設計中會存在一些毛病，我期待我今后能有機會改進。 汽車設計涉及到許多知識，做設計的人必須認真細致地對待，從設計參數(shù)出發(fā)，深入細節(jié)，并能勇于突破創(chuàng)新，敢于修改，樂于改進。這次課程設計使我受益匪淺。 參考文獻 [1]王國權．蔡國慶. 汽車設計課程設計指導書[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009：182-204 [2]王望予.汽車設計課程設計指導書[M].北京：機械工業(yè)出版社，2010：219-255 [3]裘文言.張祖繼.瞿元賞. 機械制圖[M].北京：高等教育出版社，2007. [4]陳新亞. 汽車不神秘[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2010. [16]陳家瑞. 汽車構造[M].北京：機械工業(yè)出版社，1998. [17]余志生. 汽車理論[M].北京：機械工業(yè)出版社，2010.