（图纸） 齿扇.dwg

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（图纸） 转向操纵机构装配图.dwg

（图纸） 转向传动轴.dwg

（图纸） 转向蜗杆.dwg

（图纸） 转向轴.dwg

（图纸） 转向主管支座.dwg

1、心距梯形底角梯形臂长梯形横拉杆。.转向系结构元件对于循环球式转向器，因齿扇与齿条磨损后产生的间隙，需要经调整予以消除。比较典型的消除间隙的结构是将摇臂轴端部做成形槽，适合大量生产。在调整螺栓与摇臂轴形槽端部设置有垫片，通过选装厚度合适的垫片，保证摇臂轴轴向移动量在.范围内。螺杆螺纹滚道有效工作长度，应根据转向轮至最大转角时，换算到螺母在螺上。

2、模型可知，转向梯形机构的优化设计问题，是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，轮距，主销偏移距。根据设计要求知最小转弯直径。图.转向梯形机构优化设计的可行域图.主销内倾角作用示意图般主销内倾角，距离般为即为主销偏移距，如.图，本设计取为，所以两主销中心线延长线到地面交点之间的距离为由式.可得外转向。

3、车轮最大转角前已述，设计时，梯形臂长度常取在即，本设计取梯形底角。转向器角传动比梯形底角则梯形横拉杆长由式.得实际因变角而因变角的期望值为可见，实际值.与期望值相差.，在允许范围内。下面算最小传动角如图.，在中，由余弦定理得即所以在中，由余弦定理得即所以符合的要求。代入最小传动角约束条件式.得符合要求，所以可列出转向梯形的各个参数如下主销中。

4、位置时达到最小值，故只考虑右转弯时即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为.式中，为最小传动角。已知，故由式.可知，为设计变量及的函数。由式.式.式.和式.四项约束条件所形成的可行域，如图.所示的几种情况。图.适用于要求较大，而可小些的车型图.适用于要求较大，而小些的车型图.适用介于图.之间要求的车型。由上述数学。

5、东风轻型货车转向系统设计摘要.式中钢球直径由式.可得齿的弯曲应力齿扇齿的弯曲应力为.式中作用在齿扇上的圆周力齿扇的齿高，本设计为齿扇的齿宽，本设计为基圆齿厚，本设计为.作用在齿扇上的圆周力.式中转向传动机构的力传动比，本设计为转向传动机构的效率，般取。本设计中取为.即转向阻力矩，本设计中齿扇节圆半径，本设计中.。代入式.得再代入式.得许用弯。

6、车轮的转角有如下关系.若自变角为，则因变角的期望值为.图.理想的内外轮转角关系简图现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图.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为.式中梯形臂长梯形底角所设计的转向梯形给出的实际因变角，应尽可能接近理论上的期望值。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。

7、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，构成评价设计优劣的目标函数为.将式.式.代人式.得.式中设计变量，外转向轮最大转角，由图.得.式中，汽车最小转弯直径主销偏移距考虑到多数使用工况下转角小于，且以内的小转角使用得更加频繁，因此取.建立约束条件时应考虑到设计变量及过小时，会使横拉杆上的转向。

8、曲应力为，显然，符合要求。螺杆和螺母用钢制造。表面渗碳。对于前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在。.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.所示。设分别为内外转向车轮转角，为汽车轴距，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个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内外转向。

9、力过大当过大时，将使梯形布置困难，故对的上下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而优化过程是求的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为.梯形臂长度设计时常取在，。梯形底角。此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取。如图.所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限。

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