四輪汽車的轉(zhuǎn)向機構設計

四輪汽車的轉(zhuǎn)向機構設計,四輪汽車的轉(zhuǎn)向機構設計,汽車,轉(zhuǎn)向,機構,設計 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 1 目錄 第 1 章 緒論 .（1） 第 2 章 轉(zhuǎn)向系的的參數(shù)設計 .（4） 第 2.1 節(jié) 轉(zhuǎn)向器的效率 .（4） 第 2.2 節(jié) 轉(zhuǎn)向系傳動比及其變化特性 .（6） 第 2.3 節(jié) 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 .（7） 第 3 章 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設計 .（8） 第 31 節(jié) 主要尺寸參數(shù)的選擇 .（8） 第 3.2 節(jié) 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算 .（11） 第 4 章 車輛轉(zhuǎn)向機構設計和分析 .（15） 第 41 節(jié) 車輛轉(zhuǎn)向機構設計 .（15） 第 4.2 車輛轉(zhuǎn)向機構分析 .（18） 第 5 章 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各部分結(jié)構和作用 .（22） 第 51 節(jié) 懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構以及作用 .（22） 第 52 節(jié) 助力轉(zhuǎn)向器 .（25） 第 6 章 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)常見故障分析及處理方法 .（28） 第 7 章 結(jié)論 .（30） 參考文獻 .（31） 致謝 .（32） 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 2 第 1 章 緒論 轉(zhuǎn)向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉(zhuǎn)向行駛時，保證各轉(zhuǎn) 向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關系。 轉(zhuǎn)向系一般由轉(zhuǎn)向操縱機構、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向機構三部分組成。操縱機構就是所謂 的方向盤，當轉(zhuǎn)動方向盤時，轉(zhuǎn)向軸和蝸桿隨著轉(zhuǎn)動，滾動與蝸桿嚙合上下移動，使 轉(zhuǎn)向搖臂擺動，推動直拉桿前后移動。于是轉(zhuǎn)動節(jié)以轉(zhuǎn)向主銷為中心，帶動一側(cè)前輪 偏轉(zhuǎn)，達到控制車輛轉(zhuǎn)向的目的。 轉(zhuǎn)向器又分為傳統(tǒng)純機械式和助力式。目前使用較多的是機械式轉(zhuǎn)向器，不過近 年來電動、電控動力轉(zhuǎn)向器已得到較快發(fā)展，不久的將來可以轉(zhuǎn)入商品裝車使用。電 控動力轉(zhuǎn)向可以實現(xiàn)在各種行駛條件下轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的力都輕便。 機械轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，經(jīng)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構使轉(zhuǎn)向輪偏 轉(zhuǎn)。有些汽車還裝有防傷機構和轉(zhuǎn)向減振器。采用動力轉(zhuǎn)向的汽車還裝有動力系統(tǒng)， 并借助此系統(tǒng)來減輕駕駛員的手力。 對轉(zhuǎn)向系提出的要求有： （1)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應有側(cè)滑。 不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。 （2)汽車轉(zhuǎn)向行駛后，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動返回到直線 行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 （3)汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。 （4)轉(zhuǎn)向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺 動應最小。 （5)保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力。 （6)操縱輕便。 （7)轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小。 （8)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構。 （9)在車禍中，當轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉(zhuǎn)向系應 有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 （10)進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動方向一致。 正確設計轉(zhuǎn)向梯形機構，可以使第一項要求得到保證。轉(zhuǎn)向系中設置有轉(zhuǎn)向減振 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 3 器時，能夠防止轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生自振，同時又能使傳到轉(zhuǎn)向盤上的反沖力明顯降低。為了 使汽車具有良好的機動性能，必須使轉(zhuǎn)向輪有盡可能大的轉(zhuǎn)角，并要達到按前外輪車 輪軌跡計算，其最小轉(zhuǎn)彎半徑能達到汽車軸距的225倍。通常用轉(zhuǎn)向時駕駛員作 用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力大小和轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)多少兩項指標來評價操縱輕便性。沒 有裝置動力轉(zhuǎn)向的轎車，在行駛中轉(zhuǎn)向，此力應為50100N；有動力轉(zhuǎn)向時，此力在 2050N。當貨車從直線行駛狀態(tài)，以10kmH速度在柏油或水泥的水平路段上轉(zhuǎn)入 沿半徑為12m的圓周行駛，且路面干燥，若轉(zhuǎn)向系內(nèi)沒有裝動力轉(zhuǎn)向器，上述切向力 不得超過250N；有動力轉(zhuǎn)向器時，不得超過120N。轎車轉(zhuǎn)向盤從中間位置轉(zhuǎn)到每一端 的圈數(shù)不得超過20圈，貨車則要求不超過30圈 1。 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 4 第 2 章 轉(zhuǎn)向系的的參數(shù)設計 第 2.1 節(jié) 轉(zhuǎn)向器的效率 功率P 1從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號 +表示， +=(P1-P2)P l；反之稱為逆效率，用符號 -表示， - =(P3-P2)P 3,式 中，P 2為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；P 3為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。為了保證轉(zhuǎn)向時駕 駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤輕便，要求正效率高。為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動返 回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的 疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉(zhuǎn)向盤上要盡可能小，防止打手又要求此逆效率 盡可能低。 （1）理論計算 轉(zhuǎn)向器的正效率 + 1 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構特點、結(jié)構參數(shù)和制造質(zhì)量 等。 轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構特點與效率。 在前述四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持 軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結(jié)構之一。第一種結(jié) 構除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這 種轉(zhuǎn)向器的效率僅有54。另外兩種結(jié)構的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗結(jié)果分別為70和 75。 轉(zhuǎn)向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正或逆效 率提高約10。 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構參數(shù)與效率 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，對于蝸桿和螺 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 5 桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算 （2.1）)tan(0 式(2.1)中， 為蝸桿的螺線導程角， 為摩擦角， =arctanf，f為摩擦因數(shù)。 轉(zhuǎn)向器逆效率 - 2 根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的 轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正。這既減輕了駕駛員 的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力，能 大部分傳至轉(zhuǎn)向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長時間在不平路 面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循 環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力由 轉(zhuǎn)向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回 正，駕駛員又缺乏路面感覺；因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。 極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上述兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小 一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張， 同時轉(zhuǎn)向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器要小。 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，則逆效率可用 式(2.2)計算: （2.2）0tan（ ） 式(2.1)和式(2.2)表明：增加導程角 ,正、逆效率均增大。受 -增大的影響，0 不宜取得過大。當導程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表0 明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導程角必須大于摩擦角。通常螺線導程角選在 810之間。 （2）本文設計計算 由于本文采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器,設計計算如下： 1 摩擦系數(shù) 可取值為 0.042，蝸桿的螺線導程角 取值為 10f 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 6 所以摩擦角 arctn2.4f 也就是轉(zhuǎn)向器的正效率 tantan108%()(2.4) 轉(zhuǎn)向器的逆效率 tt.76aa 第 2.2 節(jié) 轉(zhuǎn)向系傳動比及其變化特性 轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比 和轉(zhuǎn)向系的力傳動比woi pi （1）此輕型卡車的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)定為 6 圈 （2）轉(zhuǎn)向器的角傳動比 取值為 25i （3）轉(zhuǎn)向盤直徑 為 400SWDm （4）車輪轉(zhuǎn)臂 =50a （5）轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長 與搖臂長 之比 = 值大約在 0.851.1 之間，所以可取2l1li21l 為 1。i 所以轉(zhuǎn)向系的角傳動比 2015lii 所以轉(zhuǎn)向系的力傳動比 040SWpwDia 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 7 第 2.3 節(jié) 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 2.3.1 轉(zhuǎn)向阻力矩 （ ） ，即 RMNm 31RGfP 其中， 為輪胎和路面的滑動摩擦因數(shù)，取 0.7；f 為轉(zhuǎn)向軸負荷，本車為 14216N；1G P 為輪胎氣壓，取 0.8 ；aMP 所以， = （ ） 31RfM30.7421679.8Nm 2.3.2 作用在方向盤上的手力為 12RhSWLFDi 轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長 與搖臂長 之比 = 值大約在 0.851.1 之間，所以可取 為2l1li1l i 1； 轉(zhuǎn)向盤直徑 為 400 ；SWDm 轉(zhuǎn)向器的角傳動比 取值為 25；i 轉(zhuǎn)向器的正效率 =80%； 所以， = 12RhSWLMFDi2417905.8N 以上就是本文所設計的轉(zhuǎn)向系的參數(shù)設計。 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 8 第 3 章 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設計 轉(zhuǎn)向器有很多種，包括齒輪齒條式，循環(huán)球式，助力轉(zhuǎn)向器，本問所設計的是 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，它的傳動效率比較高。 第 31 節(jié) 主要尺寸參數(shù)的選擇 3.1.1螺桿、鋼球、螺母傳動副 (1) 鋼球中心距D、螺桿外徑D，、螺母內(nèi)徑D 2 尺寸D、D l、D 2如圖3.1.1所示。鋼球中心距是基本尺寸，螺桿外徑D 1、螺母內(nèi)徑 D2及鋼球直徑d對確定鋼球中心距D的大小有影響，而D又對轉(zhuǎn)向器結(jié)構尺寸和強度有 影響。在保證足夠的強度條件下，盡可能將D值取小些。選取D值的規(guī)律是隨著扇齒模 數(shù)的增大，鋼球中心距D也相應增加。設計時先參考同類型汽車的參數(shù)進行初選，經(jīng) 強度驗算后，再進行修正。螺桿外徑D l通常在2038mm范圍內(nèi)變化，設計時應根據(jù)轉(zhuǎn) 向軸負荷的不同來選定。螺母內(nèi)徑D 2應大于D l，一般要求D 2-Dl= (510)D. 圖3.1 螺母，鋼球傳動副 （2) 鋼球直徑d及數(shù)量n 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 9 鋼球直徑尺寸d取得大，能提高承載能力，同時螺桿和螺母傳動機構和轉(zhuǎn)向器的 尺寸也隨之增大。鋼球直徑應符合國家標準，一般常在79mm范圍內(nèi)選用。 增加鋼球數(shù)量n，能提高承載能力，但使鋼球流動性變壞，從而使傳動效率降低。 因為鋼球本身有誤差，所以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是全部鋼球數(shù)。經(jīng)驗證明， 每個環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過60粒為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應分組裝配。 每個環(huán)路中的鋼球數(shù)可用下式計算 (3.1)cos0DWndd 式(3.1)中，D為鋼球中心距；W為一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)；n為不包括環(huán)流導 管中的鋼球數(shù)； 0為螺線導程角，常取 0=58，則cos 01。 (3) 滾道截面 當螺桿和螺母各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時，見圖720，鋼球 與滾道有四點接觸，傳動時軸向間隙最小，可滿足轉(zhuǎn)向盤自由行程小的要求。圖中滾 道與鋼球之間的間隙，除用來貯存潤滑油之外，還能貯存磨損雜質(zhì)。為了減少摩擦， 螺桿和螺母溝槽的半徑R 2應大于鋼球半徑d/2，一般取R 2 =(051053)d。 圖3.2四段圓弧滾道截面 (4) 接觸角 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角稱為接觸角 ，如圖720所示。角多取為45，以使軸向力和徑向力分配均勻。 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 10 (5) 螺距P和螺旋線導程角 0 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角，對應螺母移動的距離S為 2PS （3.2） 式(3.2)中，P為螺紋螺距。 與此同時，齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過的弧長等于s，相應搖臂軸轉(zhuǎn)過 角，其間關系可表示如 下 (3.3)sr 式(3.3)中，r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)立式(3.2)、式(3.3)得 ，將對 ，求導得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器角傳Pr2 動比iw為 (3.4)w riP 由式(3.4)可知，螺距P影響轉(zhuǎn)向器角傳動比的值。在螺距不變的條件下，鋼球直 徑d越大，圖719中的尺寸b越小，要求 。螺距 P一般在1218mm內(nèi)2.5bpdm 選取。 前已述及導程角 對轉(zhuǎn)向器傳動效率有影響，此處不再贅述。0 (6) 工作鋼球圈數(shù)W 多數(shù)情況下，轉(zhuǎn)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； 但鋼球受力不均勻、螺桿增長而使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有15和25圈兩種。 （7）本文設計計算 根據(jù)此設計輕卡的基本參數(shù)查設計手冊計算分析得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)如表 3.1.1： 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 11 表 3.1.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)表 1.齒扇模數(shù)/ m4.0 2.搖臂直徑/ m30 3.剛球中心距/ 25 4.螺桿外徑/ 25 5.剛球直徑/ 6.350 6.螺母內(nèi)徑/ 27.5 7.螺距/ 9.525 8.工作圈數(shù)/ 1.5 9.環(huán)流行數(shù)/ 2 10.螺母長度/ 46 11.齒扇齒數(shù)/ 5 11.齒扇整圓齒數(shù) / 13 12.齒扇壓力角/ 3013.切削交/ 630 14.齒扇寬/ m25 14每個環(huán)路中 鋼球數(shù) 19 第 3.2 節(jié) 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算 3.2.1 鋼球與滾道之間的接觸應力 用下式計算鋼球與滾道之間的接觸應力 32)(rREFk 也就是 （3.5） 321()bcNdr 式(3.5)中，k為系數(shù) ；2(1/)/ArR ；1B R2為滾道截面半徑； 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 12 r為鋼球半徑； Rl為螺桿外半徑； E為材料彈性模量，等于 ；622.10/Nm F3為鋼球與螺桿之間的正壓力，可用下式計算 （3.6）cos023nF 式(3.6)中， 為螺桿螺線導程角；0 為接觸角； n為參與工作的鋼球數(shù)； F2為作用在螺桿上的軸向力，見圖3.1.3 （3.7）sincohwFRNl 當接觸表面硬度為5864HRC時，許用接觸應力 =2500Nmm 2。 圖3.1.3 螺桿受力簡圖 所以可以根據(jù)公式（3.5）,（3.6） ， （3.7）計算出剛球與滾道之間的接觸應力 ： 式（3.5）中，取 為剛球直徑 6.350 ；取 為螺桿外徑 25 ；crmbdm 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 13 k 為系數(shù)，根據(jù) (2)5(23.06.5)/ 0.3cbdrAB 由1查表取 k 為 1.8； E 為材料彈性模量，等于 。52.10MPa 式（3.7）中， 為作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力 111N；hF 為方向盤半徑 200 ；swRm 為螺旋線導程角取 ； 06 為剛球與滾道間的接觸角為 ；03 為參與工作的剛球數(shù) ；n 3.1425.19cos60DWnd 為剛球接觸點至螺桿中心線之距離為 10.90 。l m 所以， =1027（N）120sinco9.sin6co3hwFRNl 故 = 321()bckEdr 3521.807(.)()384.0.2aMP 強度校核 由于當剛球與滾道的接觸表面的硬度為 HRC5864 時，許用接觸應力 可取j 為 。305MPa 取 =3500j 所以 ，故剛球與滾道之間的接觸應力強度滿足要求。j 3.2.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度校核 齒的彎曲應力 W 用下式計算齒扇齒的彎曲應力 （3.8）62Fhwbs 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 14 式(3.8)中，F(xiàn)為作用在齒扇上的圓周力 H為齒扇的齒高 b為齒扇的齒寬 s為基圓齒厚。 許用彎曲應力為 =540Nmm 2.W 螺桿和螺母用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳。前軸負荷不大的汽車，滲碳層深度在 0812mm；前軸負荷大的汽車，滲碳層深度在105145mm。表面硬度為58 63HRC。 此外，應根據(jù)材料力學提供的公式，對接觸應力進行驗算。 所以 許用彎曲應力2612.35487wsFhMPaB540wMPa 齒的彎曲應力滿足要求。 所以此循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度滿足要求。 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 15 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 16 第 4 章 車輛轉(zhuǎn)向機構設計和分析 第 41 節(jié) 車輛轉(zhuǎn)向機構設計 車輛前輪轉(zhuǎn)向機構為一個兩搖桿長度相等的的雙搖桿機構，見圖 4.1 和圖 4.2，其中 代表車輛轉(zhuǎn)彎最小半徑，H 代表車輛軸距， L 代表車輛車距（兩支點間minR 的距離） ，L1，L3 代表搖桿的長度，L2 代表連桿長度 、 代表車輛直線行駛時兩搖1 桿的轉(zhuǎn)角， 代表車輛車輛處于最小轉(zhuǎn)彎半徑時，與兩搖桿固聯(lián)的兩前輪軸的擺、 角。當車輛轉(zhuǎn)向時，與兩搖桿固聯(lián)的兩前輪的擺角 不相等，兩前輪軸線的延長、 線相交與 P 點。如 P 點的運動軌跡能落在兩后輪軸線的延長線上，則整個車身可以看 作是繞 P 點轉(zhuǎn)動，4 個車輪都能在地面上做純滾動，這樣可以降低車胎因為和地面滑 動而造成的損傷。下面我們將探討如何設計該雙搖桿機構，使得車輛在轉(zhuǎn)向時，兩前 輪軸線焦點 P 的運動軌跡能落在兩后輪軸線的延長線上，或者盡量接近兩后輪軸線的 延長線。 圖 4.1 車輛前輪轉(zhuǎn)向機構 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 17 圖 4.2 車輛前輪轉(zhuǎn)向機構極限位置 4.1.1 本文車輛轉(zhuǎn)機構設計 利用優(yōu)化設計的方法，在給定車輛技術參數(shù)（最小轉(zhuǎn)彎半徑 、軸距 H、輪minR 距 L）的變動范圍內(nèi)連續(xù)取值。通過設計確定相應搖桿 ， 的長度，優(yōu)化的目的是1L2 確定這樣一組參數(shù)，使得兩前輪軸線的延長線交點 P 的運動軌跡與兩后輪軸線的延長 線偏離最小，設計過程如下： 從分析便利考慮，將缺點搖桿 ， 長度轉(zhuǎn)為確定搖桿 L1 長度和搖桿轉(zhuǎn)角 ，參看1L2 1 圖 4.1 有： (4.1)cos2 當車輛處于最小轉(zhuǎn)彎半徑時，與兩搖桿固聯(lián)的兩前輪軸的擺角 與車輛技術、 參數(shù)的關系： （4.2）minarcsi(/)HR （4.3）t2iL 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 18 當車輛處于圖 4.1，圖 4.2 所示位置時，搖桿轉(zhuǎn)角 的數(shù)學表達式：12、 、 、 （4.4） ()/2cos11Lar （4.5）08 （4.6）2 （4.7）1 確定 B2，C2 的坐標，見圖 4.2： （4.8）1 cos2inXLBY （4.9）si21C 按照四桿機構要求 ：，故有：BL 20 xyxccbb 即： （4.10）221xyxLCOScc 參看圖 4.2，依據(jù)連桿 與搖桿 的斜率相等，列出方程式：2BC2D 搖桿 的斜率 （4.11）2CD1ycKxL 連桿 的斜率 （4.12）2B2Bc 由于 12K 故有： （4.13）22cBCc yyxLx 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 19 式（4.10） ， （4.13）是含有兩個未知量 和 的方程組，故當給定最小轉(zhuǎn)彎半徑1L Rmin、軸距 H、輪距 L 時，將它們分別代入（4.2 ） （4.9） ，并連列求解方程組 （4.10）和（4.13） ，即可求出相應的搖桿長度 L1 和 L2 長度。 本文計算 在這篇文章，取最小轉(zhuǎn)彎半徑 Rmin=3200mm,軸距 H=1500mm，輪距 L=1800mm,將 他們分別代入（4.2） （4.9）式，并聯(lián)立求解方程組（4.10）和（4.13）可得 和 1L ，但要考慮實際情況，所以在這里我們先確定 的長度令 =300mm,所以利用以上2L 1L1 公式可以求出搖桿轉(zhuǎn)角 =69.84L2=843.25mm, = 27.95， =40.17.1 第 4.2 車輛轉(zhuǎn)向機構分析 給出一組車輛技術參數(shù)：最小轉(zhuǎn)彎半徑 、軸距、輪距、搖桿 ，即可得到minR1L 一個轉(zhuǎn)向機構。運行該機構就可以得到兩前輪軸線交點 P 的運動軌跡，并可以觀察 P 點的運動軌跡和兩后輪軸線的延長線接近的程度，從而比較轉(zhuǎn)向機構轉(zhuǎn)動性能的優(yōu)劣。 下面我們定性的分析一組車輛技術參數(shù)對轉(zhuǎn)向性能的影響 2： （1）最小半徑 Rmin=3200mm,軸距 H=1500mm,輪距 L=1800mm,搖桿 的長度依次取1L 200mm,300mm,400mm 時兩前輪軸線交點 P 運動軌跡的變化（見表 4.1.1） 表 4.1 兩前輪軸線交點 P 運動軌跡的變化表 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 20 分析表 4.1.1，比較軸距 H 和 Y 坐標值，可以定性的認為搖桿 取值越小，其 P 點的1L 運動軌跡越接近后兩輪軸線的延長線。對于其它的情況，我們也可以分析一下： （2）最小半徑 =3200mm,軸距 H=1500mm,搖桿 =200mm，輪距 L 取minR1 850mm,1050mm,1250mm 時，P 點的運動軌跡的變化見表 4.1.2： 通過分析表 4.1.2，比較軸距 H 和 Y 坐標值，可以定性的認為輪距 L 越小，其 P 點 的運動軌跡就會越接近后兩輪軸線的延長線。 （3）軸距 H=1500mm,輪距 L=850mm,搖桿 =200mm,最小轉(zhuǎn)彎半徑依次取1L 2600mm,3200mm,2800mm 時兩前輪交點 P 運動軌跡的變化見表 4.1.3。 通過對表 4.1.3 的分析，比較軸距 H 和 Y 坐標值，可以定性的認為最小轉(zhuǎn)彎半徑 取值越大，其 P 點的 運動軌跡就越接近后兩輪軸線的延長線。 表 4.2 兩前輪軸線交點 P 運動軌跡的變化表 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 21 表 4.3 兩前輪軸線交點 P 運動軌跡的變化表 （4）最小轉(zhuǎn)彎半徑 =3800mm,輪距 L=850mm,搖桿 =200mm，軸距 H 依次取minR1L 1200mm,1500mm,1800mm 時兩前輪軸線交點 P 的運動軌跡的變化見表 4.1.4： 通過對表 4.1.4 的分析，比較車輛軸距 H 與 Y 坐標值，可以定性的認為軸距 H 越小，其 P 點的運動軌跡就越接近兩后輪軸線的延長線。 表 4.4 兩前輪軸線交點 P 運動軌跡的變化表 結(jié)論 1 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 22 由此可以看出，車輛轉(zhuǎn)向機構處于最小轉(zhuǎn)彎半徑位置時，兩前輪軸線延長線交點 的運動軌跡可以落在兩后輪軸線延長線上，從而 4 個輪子都能在地面上做純滾動。而 車輛前輪轉(zhuǎn)向機構處于其他位置時，兩前輪軸線延長線交點的運動軌跡不能落在兩后 輪軸線延長線上，但是可以通過合適的選擇車輛技術參數(shù)，使得兩前輪延長線交點的 運動軌跡落在兩后輪軸線延長線上，那么 4 個輪子在地面上就可以做近似的純滾動。 搖桿長度不同，可以得到不同的雙搖桿機構。通過觀察該機構兩前輪軸線延長線 交點 P 的運動軌跡與兩后輪軸線延長線接近程度來判斷轉(zhuǎn)向機構運動性能的優(yōu)劣。 車輛前輪轉(zhuǎn)向機構的運動轉(zhuǎn)動性能，應該盡可能的縮小搖桿長度，縮小軸距及輪 距，加大最小轉(zhuǎn)彎半徑。 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 23 第 5 章 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各部分結(jié)構和作用 第 51 節(jié) 懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構以及作用 5.1.1 非獨立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構以及作用 3 汽車轉(zhuǎn)向時，要使各車輪都只滾動不滑動，各車輪必須圍繞一個中心點 O 轉(zhuǎn)動， 如圖 5.1.1 所示。顯然這個中心要落在后軸中心線的延長線上，并且左、右前輪也必 須以這個中心點 O 為圓心而轉(zhuǎn)動。為了滿足上述要求，左、右前輪的偏轉(zhuǎn)角應滿足如 下關系： 圖 5.1 車輛轉(zhuǎn)角關系圖 與非獨立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構主要包括轉(zhuǎn)向搖臂 2、轉(zhuǎn)向直拉桿 3 轉(zhuǎn)向節(jié)臂 4 和轉(zhuǎn)向梯形（如圖 5.1.2 所示） 。在前橋僅為轉(zhuǎn)向橋的情況下，由轉(zhuǎn)向橫拉桿 6 和 左、右梯形臂 5 組成的轉(zhuǎn)向梯形一般布置在前橋之后，如圖 5.2a 所示。當轉(zhuǎn)向輪處 于與汽車直線行駛相應的中立位置時，梯形臂 5 與橫拉桿 6 在與道路平行的平面(水 平面)內(nèi)的交角90。 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 24 在發(fā)動機位置較低或轉(zhuǎn)向橋兼充驅(qū)動橋的情況下，為避免運動干涉，往往將轉(zhuǎn)向 梯形布置在前橋之前，此時上述交角90，如圖 5.2b 所示。若轉(zhuǎn)向搖臂不是在汽車 縱向平面內(nèi)前后擺動，而是在與道路平行的平面向左右搖動，則可將轉(zhuǎn)向直拉桿 3 橫 置，并借球頭銷直接帶動轉(zhuǎn)向橫拉桿 6，從而推使兩側(cè)梯形臂轉(zhuǎn)動。 圖 5.2 轉(zhuǎn)向機構示意圖 5.1.2 獨立懸架配用的轉(zhuǎn)向傳動機構以及作用 當轉(zhuǎn)向輪獨立懸掛時，每個轉(zhuǎn)向輪都需要相對于車架作獨立運動，因而轉(zhuǎn)向橋必 須是斷開式的。與此相應，轉(zhuǎn)向傳動機構中的轉(zhuǎn)向梯形也必須是斷開式的，如圖 5.1.3 所示： 1.轉(zhuǎn)向搖臂 2.轉(zhuǎn)向直拉桿 3.左轉(zhuǎn)向橫拉桿 4.右轉(zhuǎn)向橫拉桿 5.左梯形臂 6.右梯形臂 7.搖桿 8.懸 架左擺臂 9.懸架右擺臂 10.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 圖 5.3 轉(zhuǎn)向梯形示意圖 轉(zhuǎn)向直拉桿的作用是將轉(zhuǎn)向搖臂傳來的力和運動傳給轉(zhuǎn)向梯形臂(或轉(zhuǎn)向節(jié)臂)。 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 25 它所受的力既有拉力、也有壓力，因此直拉桿都是采用優(yōu)質(zhì)特種鋼材制造的，以保證 工作可靠。直拉桿的典型結(jié)構如圖 5.1.4 所示。在轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)或因懸架彈性變形而相 對于車架跳動時，轉(zhuǎn)向直拉桿與轉(zhuǎn)向搖臂及轉(zhuǎn)向節(jié)臂的相對運動都是空間運動，為了 不發(fā)生運動干涉，上述三者間的連接都采用球銷。 1.螺母 2.球頭銷 3.橡膠防塵墊 4.螺塞 5.球頭座 6.壓縮彈簧 7.彈簧座 8.油嘴 9.直拉桿 體 10.轉(zhuǎn)向搖臂球頭銷 圖 5.4 直拉桿典型機構圖 隨著車速的提高，現(xiàn)代汽車的轉(zhuǎn)向輪有時會產(chǎn)生擺振（轉(zhuǎn)向輪繞主銷軸線往復 擺動，甚至引起整車車身的振動） ，這不僅影響汽車的穩(wěn)定性，而且還影響汽車的舒 適性、加劇前輪輪胎的磨損。在轉(zhuǎn)向傳動機構中設置轉(zhuǎn)向減振器是克服轉(zhuǎn)向輪擺振的 有效措施。轉(zhuǎn)向減振器的一端與車身（或前橋）鉸接，另一端與轉(zhuǎn)向直拉桿（或轉(zhuǎn)向 器）鉸接. 1.連接環(huán)襯套 2.連接環(huán)橡膠套 3.油缸 4.壓縮閥總成 5.活塞及活塞桿總成 6.導向座 7.油封 8. 擋圈 9.軸套及連接環(huán)總成10.橡膠儲液缸 圖 5.5 減震器圖 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 26 第 52 節(jié) 助力轉(zhuǎn)向器 目前為了減輕轉(zhuǎn)向時駕駛員作用到轉(zhuǎn)向盤上的手力和提高行駛安全性，在有些汽 車上裝設了動力轉(zhuǎn)向機構（雖然本人這次設計中沒有使用助力轉(zhuǎn)向器）。 中級以上轎車，由于對其操縱輕便性的要求越來越高，采用或者可供選裝動力轉(zhuǎn) 向器的逐漸增多。轉(zhuǎn)向軸軸載質(zhì)量超過 的貨車可以采用動力轉(zhuǎn)向，當超過4t時應2.5t 該采用動力轉(zhuǎn)向。 動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 兼用駕駛員體力和發(fā)動機(或電機)的動力為轉(zhuǎn)向能源的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)， 它是在機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎上加設一套轉(zhuǎn)向加力裝置而形成的。其中屬于轉(zhuǎn)向加力裝 置的部件是（如圖5.2.1所示）： 轉(zhuǎn)向油泵5、轉(zhuǎn)向油管4、轉(zhuǎn)向油罐6以及位于整體式轉(zhuǎn)向器10內(nèi)部的轉(zhuǎn)向控制閥 及轉(zhuǎn)向動力缸等。當駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤1時，轉(zhuǎn)向搖臂9擺動，通過轉(zhuǎn)向直拉桿11、橫 拉桿8、轉(zhuǎn)向節(jié)臂7，使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，從而改變汽車的行駛方向。 1.方向盤 2.轉(zhuǎn)向軸 3.轉(zhuǎn)向中間軸 4.轉(zhuǎn)向油管 5.轉(zhuǎn)向油泵 6.轉(zhuǎn)向油罐 7.轉(zhuǎn)向節(jié)臂 8.轉(zhuǎn)向橫 拉桿 9.轉(zhuǎn)向搖臂 10.整體式轉(zhuǎn)向器 11.轉(zhuǎn)向直拉桿 12.轉(zhuǎn)向減振器 圖 5.6 動力轉(zhuǎn)向機構圖 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 27 與此同時，轉(zhuǎn)向器輸入軸還帶動轉(zhuǎn)向器內(nèi)部的轉(zhuǎn)向控制閥轉(zhuǎn)動，使轉(zhuǎn)向動力缸產(chǎn) 生液壓作用力，幫助駕駛員轉(zhuǎn)向操縱。這樣，為了克服地面作用于轉(zhuǎn)向輪上的轉(zhuǎn)向阻 力矩，駕駛員需要加于轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)向力矩，比用機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)時所需的轉(zhuǎn)向力矩小 得多。 當轉(zhuǎn)子順時針方向旋轉(zhuǎn)時，葉片在離心力及高壓油的作用下緊貼在定子的內(nèi)表面 上。其工作容積開始由小變大，從吸油口吸進油液；而后工作容積由大變小，壓縮油 液，經(jīng)壓油口向外供油。由于轉(zhuǎn)子每旋轉(zhuǎn)一周，每個工作腔都各自吸、壓油兩次，故 將這種型式的葉片泵稱為雙作用式葉片泵。雙作用葉片泵有兩個吸油區(qū)和兩個壓油區(qū)， 并且各自的中心角是對稱的，所以作用在轉(zhuǎn)子上的油壓作用力互相平衡。因此，這種 油泵也稱為卸荷式葉片泵（如圖 5.2.2 所示）： 1. 進油口 2.葉片 3.定子 4.出油口 5.轉(zhuǎn)子 圖 5.7 卸荷式葉片泵 汽車直線行駛時，閥芯與閥套的位置關系如圖 5.2.3 中所示。自泵來的液壓油經(jīng) 閥芯與閥套間的間隙，流向動力缸兩端，動力缸兩端油壓相等。駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤時， 閥芯與閥套的相對位置發(fā)生改變，使得大部分或全部來自泵的液壓油流入動力缸某一 端，而另一端與回油管路接通，動力缸促進汽車左傳或右轉(zhuǎn)。 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 28 圖 5.8 閥套與閥芯的位置關系圖 轉(zhuǎn)向油泵是助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動力源。轉(zhuǎn)向油泵經(jīng)轉(zhuǎn)向控制閥向轉(zhuǎn)向助力缸提供一 定壓力和流量的工作油液。目前，轉(zhuǎn)向油泵大多采用雙作用式葉片泵。這種油泵有兩 種結(jié)構型式，一種是潛沒式轉(zhuǎn)向油泵，另一種為非潛沒式轉(zhuǎn)向油泵。本圖 5.2.4 所示 為潛沒式油泵，它與貯液罐是一體的，即油泵潛沒在貯液罐的油液中；非潛沒式轉(zhuǎn)向 油泵的貯液罐與轉(zhuǎn)向油泵分開安裝，用油管與轉(zhuǎn)向油泵相連接。 l.驅(qū)動軸 2.殼體 3.前配油盤 4. 葉片 5.儲油罐 6.定子 7.后配油盤 8.后蓋 9.彈簧 10. 管接頭 11.柱塞 12.閥桿 13.鋼球 14.轉(zhuǎn)子 A.出油口 B.出油腔 C.進油腔 D.油道 H .主量孔 圖 5.9 非潛式轉(zhuǎn)向油泵圖 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 29 第 6 章 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)常見故障分析及處理方法 在汽車行駛時，轉(zhuǎn)向系經(jīng)常發(fā)生各種故障，總結(jié)如下幾點常見故障以及處理方 法4。 汽車轉(zhuǎn)向系常見故障主要是：方向盤轉(zhuǎn)動過大、操縱不穩(wěn)定、前輪擺頭、跑偏、 轉(zhuǎn)向沉重等。方向盤轉(zhuǎn)運過大，操縱不穩(wěn)定檢查轉(zhuǎn)向泵球頭、主銷和襯套、車輪軸 承等處磨損情況，如磨損嚴重或間隙超限，應調(diào)整修理。如無過大磨損或間隙時， 則應檢查：第一，轉(zhuǎn)向器蝸輪蝸桿磨損情況，或間隙是否符合規(guī)定，如間隙過大應 調(diào)整；第二，轉(zhuǎn)向裝置連接部分的磨損情況，或是否調(diào)整得過松；第三，轉(zhuǎn)向器安 裝部位是否松動；第四，轉(zhuǎn)向垂臂有松動。 要先檢查車輪的動平衡。輪胎裝配是否正確，檢查輪胎磨損是否均勻；檢查平 衡塊裝配是否正確。 應檢查車輪輪輞有否變形；車輪有否橫向偏擺或徑向擺動；減震器有否松動或 磨損；轉(zhuǎn)向橫、直拉桿球節(jié)，或轉(zhuǎn)向器裝配有否松動；彈簧鋼板的 U 形螺栓、中心 夾緊螺栓是否有松動或損壞；后傾角是否正確；輪胎氣壓是否正確。 除按高速擺頭檢查項目中的內(nèi)容外，特別要著重檢查下列各頂：輪胎氣壓是否 正確；轉(zhuǎn)向節(jié)軸承有否松動；轉(zhuǎn)向橫、直拉桿球節(jié)有否松動；轉(zhuǎn)向器裝配是否有松 動；彈簧鋼板的 U 形螺栓、中心夾緊螺栓是否有松動或損壞；彈簧鋼板是否發(fā)生殘 余變形。3、汽車跑偏汽車行駛時跑偏，可檢查下列各項：輪胎氣壓是否相等或輪 胎直徑是否相等；車輪軸承是否一邊過緊；彈簧鋼板是否兩邊彈力不均或變形；前 束是否正確，外傾角是否相等；轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向節(jié)有否變曲或變形；后橋軸管有否 彎曲；兩邊軸距是否相等。 對于動力轉(zhuǎn)向機構而言，它又有以下幾個常見的故障： （1） 轉(zhuǎn)向沉重 動力轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)中有空氣，排除的方法有擰松放氣螺釘，使發(fā)動機在怠速狀態(tài) 1 下工作，反復將方向盤左、右打到底，觀察油泵儲油室，直到?jīng)]有氣泡排除為止， 擰緊放氣螺釘。 動力轉(zhuǎn)向液壓缺油，排除的方法是檢查油罐中油面高度，正常油面高度應該位于 2 油標尺上、下標記之間，加油后如果發(fā)現(xiàn)有泄露應該即使更換相關零件或送去修理。 油泵溢流閥或限壓閥卡死，排除的方法是檢查、拆洗溢流閥使其正常工作。 3 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 30 油罐中濾芯堵塞，使油泵供油不足，排除的方法是檢查更換濾芯。 4 液壓管路堵塞，排除的方法是檢查，清洗，疏通堵塞的管路。 5 （2）左右轉(zhuǎn)向輕重不同： 液壓油臟污使轉(zhuǎn)向控制閥運動受到阻滯，排除的方法是更換液壓油，排盡轉(zhuǎn)向器 1 中的油，然后在怠轉(zhuǎn)發(fā)動機使油面恢復正常。 扭桿永久變形、失效或扭桿和軸套配合位置有誤差，排除的方法是更換新的螺桿 2 總成。 轉(zhuǎn)向控制閥不平衡或磨損，排除的方法是檢查并更換。 3 （3）其他一些故障以及排除的方法和前面所講過的類似。 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 31 第 7 章 結(jié)論 本文主要講述了汽車轉(zhuǎn)向機構的設計、分析，同時還有各部分組成部分的選擇， 以及它們的作用，并且也講述了一些汽車轉(zhuǎn)向系常見的故障及排除的方法。 由以上內(nèi)容我們可以知道，汽車轉(zhuǎn)向時，要使各車輪都只滾動不滑動，因為滑動 會加快輪胎的磨損，并且會降低汽車行駛的穩(wěn)定性，而要讓汽車在轉(zhuǎn)向過程中做到純 滾動而不滑動就要滿足一定的條件，也就是各車輪必須圍繞一個中心點轉(zhuǎn)動，同時這 個中心要落在后軸中心線的延長線上，并且左、右前輪也必須以這個中心點為圓心而 轉(zhuǎn)動。而有上面第 4 章所顯示的結(jié)果表明，本文所設計的轉(zhuǎn)向機構基本上滿足以上條 件，也就是能實現(xiàn)車輛在轉(zhuǎn)彎時純滾動。因此我們也可以說判斷一個汽車轉(zhuǎn)向機構的 運動性能的優(yōu)劣就是看它的兩前輪軸線的交點運動軌跡和后兩輪軸線的延長線的接近 情況，同樣我們用實驗表面只要改變車輛的技術參數(shù)就能改善車輛的轉(zhuǎn)向性能，也就 是說應該盡可能的縮小搖桿長度，縮小軸距及輪距，加大最小轉(zhuǎn)彎半徑。 對于動力轉(zhuǎn)向而言，雖然在這片文章并沒有設計，但它是現(xiàn)在好多高級汽車以及 大型汽車所運用的，它的發(fā)展前景也是很大的，因為它可以節(jié)省駕駛員的體力，使汽 車的轉(zhuǎn)向更為輕松。 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 32 參考文獻 1. 劉惟信 汽車設計M 北京：清華大學出版社，2001.7 2. 周全申，喬永欽，朱琳 車輛轉(zhuǎn)向機構設計與分析 J. 河南工業(yè)大學學報 2006 年 4 月：1673-2383（2006）02-0060-03 3. 浙江省交通學校 汽車構造圖冊（底盤）M 北京：人民交通出版社，1994 4. 鞏向春，大型載貨汽車動力轉(zhuǎn)向的故障排除J.甘肅科技 2005 年 5. 鄭文緯，吳克堅 機械原理（第七版）M 北京：高等教育出版社 6. 徐灝 機械設計手冊M 北京： 機械工業(yè)出版社 1991 年 7. 劉蘇 AutoCAD 2002 應用教程 M 北京：科學出版社，2003 年 8. 底盤構造網(wǎng)絡教程第 16 講轉(zhuǎn)向操作機構和執(zhí)行機構 DB/OL. 9. 劉振生,孔江生,侯瑞生, 淺談輪式轉(zhuǎn)向機構J.農(nóng)機使用與維修 10. 余志生 汽車理論 (第三版) M 北京： 機械工業(yè)出版社，2001 年 11. 王望予 汽車設計（第四版）M 北京：機械工業(yè)出版社， 2006 年 12. 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Agricultural Robotic Platform with Four Wheel Steering for Weed DetectionJ ScienceDirect,2004,125-136 北京化工大學畢業(yè)設計（論文） 33 致謝 經(jīng)過兩個多月的畢業(yè)設計就要結(jié)束了,在此本人要感謝所有輔導我的老師,是他們 教會了做研究的方法,在畢業(yè)設計過程是他們給我提供了很大的幫助,幫助我順利完成 所研究的課題,同時本人還要感謝學校這四年來對我的培養(yǎng),以及給本人鍛煉的機會, 讓本人在以后的生活或者工作中，能夠積累一定的實踐和研究基礎。 同時本人還要感謝我的同學和朋友，在做畢業(yè)設計過程中，他們也給予我很大的 幫助，最后本人還要感謝我的父母，是他們給了本人上大學的機會，讓我得到鍛煉， 在以后的工作中，我將用我的努力和積極來回報所有幫助本人的人。