方程式賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計轉(zhuǎn)向系統(tǒng)

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1、. 畢 業(yè) 設 計（論 文） 題目 大學生方程式賽車設計(轉(zhuǎn)向器設計) 2013年 5 月 30 日 精品 . 方程式賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計（轉(zhuǎn)向系統(tǒng)） 摘 要 賽車轉(zhuǎn)向系的設計對賽車轉(zhuǎn)向行駛性能、操縱穩(wěn)定性等性能都有較大影響。在賽車轉(zhuǎn)向系設計過程中首先通過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)受力計算和UG草圖功能進行運動分析，確定轉(zhuǎn)向系的傳動比，確定了方向盤轉(zhuǎn)角輸入與輪胎轉(zhuǎn)角輸出之間的角傳動比為3.67；運用空間機構運動學的原理,采用Matlab軟件編制轉(zhuǎn)向梯形斷開點的通用優(yōu)化計算程序,確定汽車轉(zhuǎn)向梯形斷開點

2、的最佳位置,從而將懸架導向機構與轉(zhuǎn)向桿系的運動干涉減至最小；然后采用UG運動分析的方法,分析轉(zhuǎn)向系在轉(zhuǎn)向時的運動,求解內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角、拉桿與轉(zhuǎn)向器及轉(zhuǎn)向節(jié)臂的傳動角、轉(zhuǎn)向器的行程的對應關系,為轉(zhuǎn)向梯形設計及優(yōu)化提供數(shù)據(jù)依據(jù)。 完成結構設計與優(yōu)化后我們對轉(zhuǎn)向縱拉桿與橫拉桿計算球鉸的強度與耐磨性校核以及對一些易斷的桿件進行了校核計算，確保賽車有足夠的強度與壽命。完成了對轉(zhuǎn)向輕便性的計算，我們計算了轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向力矩M轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)向盤上作用力p手以及轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)總圈數(shù)n，以確認是否達到賽車規(guī)則中所規(guī)定的要求以及轉(zhuǎn)向的靈活性與輕便性。最后我們建立三維模型數(shù)據(jù)進行預裝配，在軟件上檢查我們設計的轉(zhuǎn)向系是否存在干涉等現(xiàn)

3、象以及檢查我們的轉(zhuǎn)向系是否滿足我們的設計要求，對我們的設計進行改進。 關鍵詞：賽車，轉(zhuǎn)向，UG，轉(zhuǎn)向梯形，運動分析，齒輪齒條 精品 . The design of Formula front and rear suspension and steering system (steering system) ABSTRACT Steering System Design of a car has a significant impact of driving performance, steering stability. In the car design process, fi

4、rst through the steering force calculations and the UG kinetic analysis we determine the ratio of steering system, the relationship between the wheel angle input and output; The principles of spatial mechanism kinetics and a related optimization program by using Matlab are applied to the calculation

5、 of the spatial motion of the ackerman steering linkage. By using the method,the interference between suspension guiding mechanism and steering linkage is minimized; then UG kinetic analysis is used to analysis the motion of steering system when turning and calculating the corresponding relation bet

6、ween the turning angle of inside and outside wheels, the transmission angle of steering linkage and steering box or steering linkage and track-rod, and steering box stroke. And it provides a theoretical basis for designing and optimizing the steering trapezoidal mechanism. After the work we calcul

7、ate the ball joints tie rod strength and wear resistance, and some calculations was made on some dangerous bars, to ensure the car has enough strength and life. After carrying out a complete calculation of the portability, we calculate the torque of the wheel, the force of steering wheel on the han

8、ds and the total number of turns , to meet the requirements in the car rules. Finally, we set up pre-assembled three-dimensional model data, checking the steering we designed whether there is interference phenomena and to examine whether our steering meet our design requirements, to improve our desi

9、gn. 精品 . KEY WORDS：FSAE，UG, steering trapezoid, motion analysis, rack and pinion 精品 . 目 錄 第一章 緒 論 1 1.1 Formula SAE 概述 1 1.1.1 背景 1 1.1.2 發(fā)展和現(xiàn)狀 2 1.2 中國FSAE發(fā)展概況 2 1.3 任務和目標 3 第二章 轉(zhuǎn)向系設計方案分析 4 2.1 賽車轉(zhuǎn)向系概述 4 2.2 轉(zhuǎn)向系的基本構成 4 2.3 轉(zhuǎn)向操縱機構 4 2.4 轉(zhuǎn)向傳動機構 6 2.5 機械式轉(zhuǎn)向器方案分析 6 2.5.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 6

10、 2.5.2 其他形式的轉(zhuǎn)向器 8 2.5.3 轉(zhuǎn)向器形式的選擇 9 2.6 賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比分析 9 2.7 轉(zhuǎn)向梯形機構的分析與選擇 10 2.7.1 轉(zhuǎn)向梯形機構的選擇 10 2.7.2 斷開式轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)的確定 10 2.7.3 轉(zhuǎn)向系內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角的關系的確定 12 2.7.4 MATLAB內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關系曲線部分程序 14 第三章 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 16 3.1 轉(zhuǎn)向器的效率 16 3.1.1 轉(zhuǎn)向器的正效率η+ 16 3.1.2 轉(zhuǎn)向器的逆效率η- 17 3.2 傳動比的變化特性 17 3.2.1 轉(zhuǎn)向系傳動比 17 3.2.2 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動

11、比的關系 18 精品 . 3.2.3 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 19 3.2.4 轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律 19 3.3 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙Δt 20 3.3.1 轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性 20 3.3.2如何獲得傳動間隙特性 21 3.4 轉(zhuǎn)向系傳動比的確定 22 第四章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設計與計算 23 4.1 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 23 4.1.1 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計算 23 4.1.2 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh 23 4.1.3轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的確定 24 4.1.4初步估算主動齒輪軸的直徑 24 4.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計 25 4.2.1 齒條的設計

12、25 4.2.2 齒輪的設計 25 4.2.3 轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部的設計 25 4.2.4齒條調(diào)整 26 4.2.5轉(zhuǎn)向傳動比 27 4.3 齒輪軸和齒條的設計計算 28 4.3.1 選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力 28 4.3.2 初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 29 4.3.3確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸 30 4.4 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的需要全套設計請聯(lián)系Q Q1537693694運動分析 31 4.5 齒輪齒條傳動受力分析 32 4.6 齒輪軸的強度校核 32 4.6.1軸的受力分析 32 4.6.2判斷危險剖面 33 4.6.3軸的彎扭合

13、成強度校核 33 4.6.4軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 33 第五章 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計 36 精品 . 5.1 目標函數(shù)的建立 36 5.2 設計變量與約束條件 37 5.2.1 保證梯形臂不與車輪上的零部件發(fā)生干涉 37 5.2.2保證有足夠的齒條行程來實現(xiàn)要求的最大轉(zhuǎn)角 38 5.2.3保證有足夠大的傳動角α 38 第六章 基于UG運動仿真的轉(zhuǎn)向梯形設計與優(yōu)化 41 6.1 建立UG三維模型 41 6.2 基于UG工程圖模塊的轉(zhuǎn)向機動圖 42 6.3 UG模型以及基于UG高級仿真的零部件校核 42 6.4 UG裝配模型檢查干涉問題 43 第七章 結論 45

14、參考文獻 46 致 謝 47 精品 . 第一章 緒 論 1.1 Formula SAE 概述 1.1.1 背景 Formula SAE 賽事由美國汽車工程師協(xié)會（the Society of Automotive Engineers 簡稱SAE）主辦。SAE 是一個擁有超過60000 名會員的世界性的工程協(xié)會，致力與海、陸、空各類交通工具的發(fā)展進步。 Formula SAE 是一項面對美國汽車工程師學會學生會員組隊參與的國際賽事，于1980 年在美國舉辦了第一屆賽事。比賽的目的是設計、制造一輛小型的高性能賽車。目前美國、歐洲和澳大利亞每年都會定期舉辦該項賽事。比賽

15、由三個主要部分組成：工程設計、成本以及靜態(tài)評比；多項單獨的性能試驗；高性能耐久性測試。 Formula SAE 發(fā)展的初衷是想創(chuàng)立一個小型的道路賽車比賽，而現(xiàn)在已經(jīng)發(fā)展成為一個擁有大約20個競賽因素的大型比賽，參與者包括賽車和車隊。Formula SAE 向年輕的工程師們提供了一個參與有意義的綜合項目的機會。由參與的學生負責管理整個項目，包括時間節(jié)點的安排，做預算以及成本控制、設計、采購設備、材料、部件以及制造和測試。Formula SAE 為在傳統(tǒng)教室學習中的學生提供了一個現(xiàn)實的工程經(jīng)歷。Formula SAE 隊員在這個過程中將會經(jīng)受考驗，面對挑戰(zhàn)，培養(yǎng)創(chuàng)造性思維和實踐能力。出于此項比賽

16、的宗旨，參賽學生們是被一個假象的制造公司雇傭，讓他們制造一輛原型車，用于量產(chǎn)前的各項評估。目標市場就是那些會在周末去參加高速穿障比賽（Autocross）的非專業(yè)車手。因此，這些賽車在加速、制動、和操控性方面要有非常好的表現(xiàn)。它們要造價低廉、便于維修并且足夠可靠。另外，這些賽車的市場競爭力會因為一些附加因素，比如美觀、舒適性和零件的兼容性而得到提升。制造公司日產(chǎn)能力要達到4 輛，并且原型車的造價要低于25,000 美元。對于設計團隊來說，挑戰(zhàn)在于要在一定的時間和一定的資金限制下，設計和制造出最能滿足這些目的的原型車。每一項設計將會與其他的設計一起參與比較和評估從而決出最佳整車。 精品 .

17、 1.1.2 發(fā)展和現(xiàn)狀 從世界范圍來看，當今有三個地區(qū)有Formula SAE 的學生競賽，即美國、歐洲、澳洲。70 年代中期，幾個美國大學開始主辦當?shù)氐膶W生設計競賽賽車。SAE MiniBaja 的名稱沿襲了著名的墨西哥Baja 1000 汽車比賽。第一屆SAE Mini Baja 比賽于1976 年舉辦，并且迅速成為一個地區(qū)性的年度比賽。比賽由三個評判標準組成，即一天的靜態(tài)比賽——設計、成本、陳述——接著一天是各自的性能競賽2項目。Mini Baja 比賽重點強調(diào)了地盤的設計，因為每個隊伍都使用一個8 匹馬力的引擎，這一點無法改變。在過去的20 多年里，SAE Mini Baja 的成

18、功超乎了每個人的預期。在SAE Mini Baja 的成功獲得各界認同的同時，SAE 聯(lián)合美國三大汽車公司開始推廣一項技術水平更高的工程類學生競賽，這就是Formula SAE。FormulaSAE 相比SAE Mini Baja 有著許多進步和發(fā)展，引擎的限制也已經(jīng)大大放寬，允許參賽車隊使用610cc 以下的發(fā)動機，這極大地提升了賽車的性能表現(xiàn)。 在發(fā)達國家，很多高校已經(jīng)從事Formula SAE 超過20 年時間，擁有大量資金和試驗基礎的情況下，他們的作品已經(jīng)基本達到了專業(yè)水平，最高時速可達到甚至超過200km/h，0 到100km/h 加速時間一般都在4.5s 以內(nèi)。 需要全套設計請

19、聯(lián)系Q Q1537693694 1.2 中國FSAE發(fā)展概況 外國該類項目起步較早，經(jīng)驗較豐富，而國內(nèi)才剛剛起步，只有同濟大學、湖南大學等極少數(shù)的知名院校參加過此類賽事，具有參賽經(jīng)驗。其中湖南大學已經(jīng)兩次赴美國參賽，已有兩代車型。其中第二代比第一代質(zhì)量輕了許多，懸架采用了阻尼可調(diào)的減震器，增加了前后需要全套設計請聯(lián)系Q Q1537693694橫向穩(wěn)定桿，增加了懸架剛度和側傾剛度；轉(zhuǎn)向梯形轉(zhuǎn)至座艙頂部，改善座艙內(nèi)部空間，并減小最小轉(zhuǎn)彎半徑是賽車更加靈活；制動方面使用雙制動總泵和平衡桿結構，是賽車前后軸制動力分配比例可調(diào)，以適應不同的路面情況；車身造型方面保證空氣動力學要求的同時，使賽車更加美

20、觀，添加兩側冷卻風氣道，改善冷卻系統(tǒng)。廈門理工車隊的車在北美獲得“燃油經(jīng)濟性”和“新秀獎”兩個單項亞軍。他們的賽車進行過發(fā)動機進氣系統(tǒng)改進設計及流場特性分析、FSAE賽車進氣系統(tǒng)改進設計、FSAE賽車懸架安裝座三維定位尺寸算法與CAE分析、FSAE賽車懸架仿真分析及操縱穩(wěn)定性虛擬試驗、基于有限元的FSAE賽車車架的強度及剛度計算與分析等分析設計。 精品 . 仔細分析湖大轉(zhuǎn)向系采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器橫置在賽車上，經(jīng)齒條兩端的球頭與左右橫拉桿連接，當齒條移動時推動或拉動橫拉桿，是轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。他的轉(zhuǎn)向器上還沒有設置齒輪齒條游隙調(diào)節(jié)機構，齒輪齒條磨損后會嚴重影響轉(zhuǎn)向性能。并且湖大的轉(zhuǎn)向系

21、設計中只進行了運動學分析，而沒有涉及到動力學，轉(zhuǎn)向系剛度對系統(tǒng)優(yōu)化的影響也沒有考慮，在賽車車身側傾轉(zhuǎn)向時還不滿足阿克曼轉(zhuǎn)向理論，與國際賽車還存在較大差距。我們此次設計旨在設計出結構更合理，轉(zhuǎn)向性能更好的賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，以縮小與外國車隊的差距。 1.3 任務和目標 任務和目標主要分成兩個部分： 1、設計一個達到一定性能并符合FSAE競賽相關規(guī)定的方程式賽車的專項系統(tǒng)。 2、立足國內(nèi)的采購條件以及目前項目可以達到的加工條件，通過購買可以通用的部件、改裝符合條件的通用部件以及制造所有其他部件，完成賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的制造、裝配和調(diào)試。 在這個過程中必須兼顧成本、性能和可靠性三個方面。 精品 .

22、 第二章 轉(zhuǎn)向系設計方案分析 2.1 賽車轉(zhuǎn)向系概述 賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是關系到賽車性能的主要系統(tǒng)，它是用來保持或者改變賽車行駛方向的機構，在賽車行駛時，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關系。 我們轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計的主要任務是：學習大學生方程式賽車規(guī)則，根據(jù)相關車型的國內(nèi)外資料，以及一些相關調(diào)查和報告，對設計任務進行分析研究，形成具體的技術方案，完成轉(zhuǎn)向系各主要方面的設想，為進一步具體設計計算提供依據(jù)。如所設計的汽車具有什么樣的性能，采用何種形式的轉(zhuǎn)向器，何種形式的轉(zhuǎn)向梯形，怎么布置轉(zhuǎn)向系的各部件，采用什么新結構、新技術，以及為滿足各方面的要求需要采取什么措施等，從而保證所設計的汽車不僅在預定的使用

23、條件下具有良好的使用性能、重量輕、壽命長、結構簡單、使用方便、經(jīng)濟性好等，綜合指標方面上要不斷縮小與世界先進水平的差距。 2.2 轉(zhuǎn)向系的基本構成 圖2-1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的組成 1、轉(zhuǎn)向器 2、轉(zhuǎn)向搖臂 3、轉(zhuǎn)向直拉桿4、轉(zhuǎn)向節(jié)臂 5、轉(zhuǎn)向梯形 6、轉(zhuǎn)向橫拉桿 精品 . 2.3 轉(zhuǎn)向操縱機構 轉(zhuǎn)向操縱機構包括轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向管柱。其總體設計如圖2-2所示。 圖2-2 轉(zhuǎn)向操縱機構 圖2-3 轉(zhuǎn)向萬向節(jié) 有時為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及不見相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向器的輸入端之間安

24、裝有轉(zhuǎn)向萬向節(jié)，如上圖2-3所示。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至傳動軸的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉(zhuǎn)向系的剛度。 根據(jù)交通事故統(tǒng)計資料和對汽車碰撞試驗結果的分析表明：汽車正面碰撞時，轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向管柱是使駕駛員受傷的主要元件。因此，要求汽車在以48km/h的速度、正面同其他物體碰撞的試驗中，轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向軸在水平方向上的后移量不得大于127mm；在臺架試驗中，用人體模型的軀干以6.7m/s的速度碰撞轉(zhuǎn)向盤時，作用在轉(zhuǎn)向盤上的水平力不得超過1123N，見GB11557—1998。為此，需在轉(zhuǎn)向系中設計并安裝能防止或者減輕駕駛員受傷的機構。 圖2-4 防傷機構

25、 圖2-5 轉(zhuǎn)向傳動機構 精品 . 本文所采用的機構如上左圖2-4示，當轉(zhuǎn)向傳動軸中采用萬向節(jié)連接時，只要布置合理即可在汽車正面碰撞時防止轉(zhuǎn)向軸等向乘客艙或駕駛室內(nèi)移動，這種結構雖然不能吸收碰撞能量，但其結構簡單，只要萬向節(jié)連接的兩軸之間存在夾角正面碰撞后轉(zhuǎn)向傳動軸和轉(zhuǎn)向盤就會錯位，轉(zhuǎn)向盤沒有后移便不會危及駕駛員安全。轉(zhuǎn)向軸上設置有萬向節(jié)不僅能提高安全性，而且有利于使轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器在汽車上得到合理布置，提高操縱方便性并且拆裝容易。 2.4 轉(zhuǎn)向傳動機構 轉(zhuǎn)向傳動機構包括轉(zhuǎn)向搖臂、轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。轉(zhuǎn)向傳動機構用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運動傳給左、右

26、轉(zhuǎn)向節(jié)并使左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關系進行偏轉(zhuǎn)。 由于我們賽車采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器， 并且轉(zhuǎn)向齒條橫向布置，因此該車轉(zhuǎn)向傳動機構非常簡單緊湊，不需要轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向拉桿。轉(zhuǎn)向傳動機構即為橫拉桿及相應接頭，其結構如上右圖2-5所示。 2.5 機械式轉(zhuǎn)向器方案分析 2.5.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 圖 2-6 自動消除間隙裝置 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器由與轉(zhuǎn)向軸做成一體的轉(zhuǎn)向齒輪和常與轉(zhuǎn)向橫拉桿做成一體的齒條組成。與其他形式的轉(zhuǎn)向器比較，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器最主要的優(yōu)點是：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉(zhuǎn)向器的質(zhì)量比較??；傳動效率高達90%；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙以后，利用裝在齒條背

27、部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧，能自動消除齒間間隙（如圖2-6所示），這不僅可以提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度，還可以防止 精品 . 沖擊和噪聲；轉(zhuǎn)向器體積??；[1]沒有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，所以轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角可以增大；制造成本低。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：因逆效率高（60%～70%），汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉(zhuǎn)向輪與路面之間沖擊力的大部分能傳至轉(zhuǎn)向盤，稱之為反沖。反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，轉(zhuǎn)向盤突然轉(zhuǎn)動又會照成打手，同時對駕駛員造成傷害。[1]根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種形式：中間輸入，兩端輸出（圖 a）；側面輸入，兩端輸出

28、（圖 b）；側面輸入，中間輸出（圖 c）；側面輸入，一端輸出（圖 d）。 2-7 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的四種形式 根據(jù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對前軸位置的不同，齒輪齒條是轉(zhuǎn)向器在汽車上有四種布置形式：轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，前置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，前置梯形，如圖2-8所示。 精品 . 圖2-8 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的四種布置形式 2.5.2 其他形式的轉(zhuǎn)向器 其他形式的轉(zhuǎn)向器主要還有循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器、蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器、蝸桿指銷式等形式的轉(zhuǎn)向器。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內(nèi)裝鋼球構成的傳動副，以及螺

29、母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成，如圖2-9所示。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可達到75%~85%；在結構和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的粗糙度和螺桿、螺母上的螺旋槽經(jīng)淬火和磨削加工，使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可保證有足夠的使用壽命；轉(zhuǎn)向器的傳動比可以變化；工作可靠平穩(wěn)。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造進度要求高。 精品 . 圖2-9 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 2.5.3 轉(zhuǎn)向器形式的選擇 由上述分析綜合考慮學校的實際情況，比如考慮到我們的加工精度等因

30、素，我們選擇了齒輪齒條是轉(zhuǎn)向器。 2.6 賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比分析 由于賽車比賽比較激烈，方向盤轉(zhuǎn)角與商用車相差較大，一般汽車方向盤轉(zhuǎn)角一般大于三圈，而F1賽車方向盤轉(zhuǎn)角都比較小，考慮到我們賽車的整體參數(shù)與卡丁車比較相似，我們參考卡丁車初選轉(zhuǎn)向系角傳動比為1:1，方向盤轉(zhuǎn)40度，轉(zhuǎn)向內(nèi)輪轉(zhuǎn)40度。 賽車靜止狀態(tài)與轉(zhuǎn)向系有關的力如圖2-10和2-11所示。 圖2-10考慮主銷后傾角時受力 式中ψ：賽道阻尼系數(shù) G：賽車質(zhì)量 圖2-11為考慮主銷內(nèi)傾時受力 精品 . 考慮到本次設計賽車主銷內(nèi)傾角后傾角均為零。 考慮到方向盤上的力268.7N太大，在減小方向盤力的同

31、時，考慮到傳動比太小轉(zhuǎn)向靈敏度太高，不適于賽車手操作，故將傳動比改為3.7，方向盤轉(zhuǎn)110度，內(nèi)輪轉(zhuǎn)30度。 按選定傳動比再次計算方向盤力為60N，滿足要求。 圖2-10 考慮主銷后傾角是受力 圖2-11 考慮主銷內(nèi)傾時受力 2.7 轉(zhuǎn)向梯形機構的分析與選擇 2.7.1 轉(zhuǎn)向梯形機構的選擇 轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉(zhuǎn)向梯形方案與懸架采用何種方案有關。無論采用那一種方案，都必須正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)，做到汽車轉(zhuǎn)彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)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(zhuǎn)彎直徑值，轉(zhuǎn)向輪

32、應有足夠大的轉(zhuǎn)角。 由于我們賽車采用的是獨立懸架，所以轉(zhuǎn)向梯形需采用與此對應的斷開式轉(zhuǎn)向梯形，其主要優(yōu)點是它與前輪采用獨立懸架相配合，能夠保證一側車輪上、下跳動時，不會影響另一側車輪。 2.7.2 斷開式轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)的確定 橫拉桿上斷開點的位置與獨立懸架形式有關。采用雙橫臂獨立懸架時，常用圖解法（基于三心定理）確定斷開點的位置。求法如2-12 精品 . 圖2-12 斷開點的確定 1、延長KBB與KAA，交于立柱AB的瞬心P點，由P點作直線PS。S點為轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心在懸架桿件（雙橫臂）所在平面上的投影。當懸架搖臂的軸線斜置時，應以垂直于搖臂軸的平面作為當量平面進行投影和運動分

33、析; 2、延長直線AB與KAKB，交于QAB點，連PQAB直線; 3、連接S和B點，延長直線SB; 4、作直線PQBS，使直線PQAB與PQBS間夾角等于直線PKA與PS間的夾角。當S點低于A點時，PQBS線應低于PQAB線; 5、延長PS與QBSKB，相交于D點，此D點便是橫拉桿鉸接點（斷開點）的理想位置。 以上是在前輪沒有轉(zhuǎn)向的情況下，確定斷開點D的位置的方法。此外，還要對車輪向左轉(zhuǎn)和向右轉(zhuǎn)的幾種不同工況驚進行校核。圖解方法同上，但S點的位置變了；當車輪轉(zhuǎn)向時，可以認為S點沿垂直于主銷中心線AB的平面上畫?。ú挥嬛麂N后傾角）。如果這種方法所得到的橫拉桿長度在不同轉(zhuǎn)角下都相同或十分

34、接近，則不僅在汽車直線行駛是，而且在轉(zhuǎn)向時，車輪的跳動都不會對轉(zhuǎn)向產(chǎn)生影響。雙橫臂互相平行的懸架能滿足此要求，如圖2-12a、c所示。[2] 精品 . 2.7.3 轉(zhuǎn)向系內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角的關系的確定 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系的結構如圖2-13所示，轉(zhuǎn)向軸1的末端與轉(zhuǎn)向器的齒輪軸2直接相連或通過萬向節(jié)軸相連，齒輪2與裝于同一殼體的齒條3嚙合，外殼則固定于車身或車架上。齒條通過兩端的球鉸接頭與兩根分開的橫拉桿4、7相連，兩橫拉桿又通過球頭銷與左右車輪上的梯形臂5、6相連。因此，齒條3既是轉(zhuǎn)向器的傳動件又是轉(zhuǎn)向梯形機構中三段式橫拉桿的一部分。 圖2-13 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結構簡圖 1、轉(zhuǎn)向軸 2、齒輪 3

35、、齒條 4、左橫拉桿 5、左梯形臂 6、右梯形臂 7、右橫拉桿 我們的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器布置在前軸后方，安裝時，齒條軸線與汽車縱向?qū)ΨQ軸垂直，而且當轉(zhuǎn)向器處于中立位置時，齒條兩端球鉸中心應對稱的處于汽車縱向?qū)ΨQ軸的兩側。 我們賽車，軸距L、主銷后傾角β以及左右兩主銷軸線延長線與地面交點之間的距離K，齒條兩端球鉸中心距M，梯形底角γ，梯形臂長L1以及齒條軸線到梯形底邊的安裝距離h。則橫拉桿長度L2殼由下式計算 轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時，齒條便向左或向右移動，使左右兩邊的桿系產(chǎn)生不同u的運動，從而使左右車輪分別獲得一個轉(zhuǎn)角。以汽車左轉(zhuǎn)彎為例，此時右輪為外輪，外輪一側的桿系運動如圖2-12所示。設齒條向

36、右移動某一行程S，通過右橫拉桿推動右梯形臂，使之轉(zhuǎn)角 精品 . 。 取梯形右底角頂點O為坐標原點，X、Y軸方向如圖2所示，則可導出齒條行程S與外輪轉(zhuǎn)角的關系： （2-2） 圖2-15 內(nèi)輪一側桿系運動情況 圖2-14 外輪一側桿系運動情 另外，由圖2-14可知： 而 （2-3） 而內(nèi)輪一側的運動則如圖2-15所示，齒條右移了相同的行程S，通過左橫拉桿拉動右梯形臂轉(zhuǎn)過θi，取梯形左底角頂點O1為坐標原點，X、Y軸方向如2-15所示，

37、則同樣可導出齒條行程S與內(nèi)輪轉(zhuǎn)角θi的關系，即： 精品 . (2-4) (2-5) 因此，利用公式（2-2）便可求出對應于任一外輪轉(zhuǎn)角θ0的齒條行程S，再將S代人公式（2-5）即可求出相應的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角θi。把公式（2-2）和（2-5）結合起來便可將θi表示為θ0的函數(shù)，記作： 反之，也可利用公式（2-4）求出對應任一內(nèi)輪轉(zhuǎn)角的齒條行程S，再將S代入公式（2-3）即可求出相應的外輪轉(zhuǎn)角。將公式（2-4）和（2-3）結合起來可將表示為的函數(shù)，記作： 通過計算得： 2.7.4 MATLAB內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關系曲線部分程序 sita20=0.000

38、1 for i=1:50 D2R=pi/180 sita21=atan(1/(1/tan(sita20)-1200/1650)) angles1(i,1)=sita20/D2R angles1(i,2)=sita21/D2R sita20=sita20+D2R end plot(angles1(:,1),angles1(:,2)) axis([0 30 0 30]) xlabel(input angles(degrees)) 精品 . ylabel(solved angles(degrees)) hold on r=66*pi/180 h=50 k=110

39、0 M=730 sita0=0 L1=40 L2=(((k-M)/2-L1*cos(r))^2+(L1*sin(r)-h)^2)^0.5 D2R=pi/180 for i=1:50 …… sita0=sita0+D2R end plot(angles(:,1),angles(:,2)) axis([0 30 0 30]) xlabel(input angles(degrees1)) ylabel(solved angles(degrees1)) 圖2-16 MATLAB繪制的內(nèi)外論轉(zhuǎn)角關系曲線 精品 . 第三章 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 3.1 轉(zhuǎn)向器

40、的效率 功率P1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η+表示，η+=(P1—P2)／Pl；反之稱為逆效率，用符號η-表示，η- =(P3—P2)／P3。式中，P2為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；P3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。 3.1.1 轉(zhuǎn)向器的正效率η+ 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質(zhì)

41、量等。 1、轉(zhuǎn)向器類型、結構特點與效率 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構之一。第一種結構除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側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ly+僅有54％。另外兩種結構的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗結果分別為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％。 2、轉(zhuǎn)向器的結構參數(shù)與

42、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，對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算 精品 . （3-1） 式中，αo為蝸桿(或螺桿)的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為摩擦因數(shù)。 3.1.2 轉(zhuǎn)向器的逆效率η- 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

43、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

44、擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計算 （3-2） 式(3—1)和式(3—2)表明：增加導程角αo,正、逆效率均增大。受η-增大的影響，αo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8～10之間。 精品 . 3.2 傳動比的變化特性 3.2.1 轉(zhuǎn)向系傳動比 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 從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2Fw與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力之比，稱為力傳動比，即 ip=2F

45、w／Fh 。 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角速度 ωw 與同側轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 ωk 之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比iwo，即 式中，dφ 為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；dβk 為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；dt為時間增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比iw 和轉(zhuǎn)向傳動機構角傳動比iw′ 所組成，即 iwo=iw iw′ 。 轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度ωK之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比iw′, 即 式中,dβp為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)向器。 搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度ωp與同側轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構的角傳動比，即 。 3.2.2 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關系 輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力和

46、作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩之間有如下關系 （3-3） 式中，α為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh可用下式表示 精品 . （3-4） 式中，為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；為轉(zhuǎn)向盤直徑。 將式(3-3)、式(3-4)代入后得到 (3-5) 分析式(3-5)可知，當主銷偏移距a小時，力傳動比 ip 應取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。

47、通常轎車的 a 值在0．4～0．6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的d值在40～60mm范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤直徑根據(jù)車型不同在JB4505—86轉(zhuǎn)向盤尺寸標準中規(guī)定的系列內(nèi)選取。 如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2／可用下式表示 （3-6） 將式(3-6)代人式(3-5)后得到 （3-7） 當 α 和 不變時，力傳動比 越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。 3.2.3 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 轉(zhuǎn)向傳動機構角傳動比，除用 =dβp/dβk表示以外，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長L2與搖臂臂長

48、Ll之比來表示，即=dβp/dβki≈L2/Ll ?，F(xiàn)代汽車結構中，L2與L1的比值大約在0.85～1.1之間，可近似認為其比值為 ≈=dφ/dβ。由此可見，研究轉(zhuǎn)向系的傳動比特性，只需研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。 3.2.4 轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律 式(3-7)表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。從 =2Fw／Fh式可知，當Fw一定時，增大ip能減小作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh，使操縱輕便。 考慮到 iwo≈iw ，由 iwo 的定義可知：對于一定的轉(zhuǎn)向盤角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與轉(zhuǎn)向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對轉(zhuǎn)向盤角速度的響應變得遲鈍，使轉(zhuǎn)向操縱時

49、間增長，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構成一對矛盾。為解決這對矛盾，可采用變速比轉(zhuǎn)向器。 精品 . 齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器都可以制成變速比轉(zhuǎn)向器。下面介紹齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器變速比工作原理。 根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等， 即 Pbl=Pb2。其中齒輪基圓齒距Pbl=πmlcosα1，齒條基圓齒距 Pb2=πm2cosα2 。由上述兩式可知：當齒輪具有標準模數(shù)m1和標準壓力角α1與一個具有變模數(shù)m2、變壓力角α2的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosαl=m2cosα2時，它們就可以嚙合運轉(zhuǎn)。如果齒條中部(相當汽車直線行駛位置)齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小(模

50、數(shù)也隨之減小)，則主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉(zhuǎn)向器的傳動比是變化的。圖3-1是根據(jù)上述原理設計的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器齒條壓力角變化示例。從圖中可以看到，位于齒條中部位置處的齒有較大壓力角和齒輪有較大的節(jié)圓半徑，而齒條齒有寬的齒根和淺斜的齒側面；位于齒條兩端的齒，齒根減薄，齒有陡斜的齒側面。 圖3-1 齒條壓力角變化簡圖a）齒條中部齒b）齒條兩端齒 3.3 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙Δt 3.3.1 轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性 傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副(如循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒扇和齒條)之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角φ的大小不同而改變，并把

51、這種變化關系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性(圖3-2)。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關。 精品 . 圖3-2 轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性 直線行駛時，轉(zhuǎn)向器傳動副若存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側向力作用，就能在間隙Δt的范圍內(nèi)，允許車輪偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時(一般是10～15)要極小，最好無間隙。 轉(zhuǎn)向器傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙大到無法確保直線行駛的穩(wěn)定性時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。調(diào)整后，要求轉(zhuǎn)向盤能圓滑地從中間位置

52、轉(zhuǎn)到兩端，而無卡住現(xiàn)象。為此，傳動副的傳動間隙特性，應當設計成在離開中間位置以后呈圖7—16所示的逐漸加大的形狀。圖中曲線1表明轉(zhuǎn)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(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。 3.3.2如何獲得傳動間隙特性 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒條齒扇傳動副的傳動間隙特性，可通過將齒扇齒做成不同厚度來獲取必要的傳動間隙。即將中間齒設計成正常齒厚，從靠近中間齒的兩側齒到離開中間齒最遠的齒，其厚度依次遞減。 如圖3—3所示，齒扇工作時繞搖臂軸的軸線中心O轉(zhuǎn)動。加工齒扇時使之繞切齒軸線O1轉(zhuǎn)動。兩軸

53、線之間的距離n稱為偏心距。用這種方法切齒，可獲得厚度不同的齒扇齒。其傳動特性可用下式計算 (7-8) 精品 . 式中，αd為端面壓力角；R為節(jié)圓半徑；βp為搖臂軸轉(zhuǎn)角；R1為中心O1到b點的距離；n為偏心距。 圖3-3 確定齒扇齒切齒軸線偏移傳動 圖3-4 偏心距n不同時傳 副徑向間隙△R及傳動間隙△t的示意圖 動間隙△t的變化 偏心距n不同，傳動副的傳動間隙特性也不同。圖3—4示出偏心距n不同時的傳動間隙變化特性。n越大，在同一搖臂軸轉(zhuǎn)角條件下，其傳動間隙也越大。一般偏心距n取0.5mm左右為宜。 3.4 轉(zhuǎn)向系傳動比的確定 考慮到賽車

54、的特殊性，賽車運動由于速度較高方向盤轉(zhuǎn)角不可能太大，所以我們初選方向盤轉(zhuǎn)角為60度，綜合轉(zhuǎn)彎半徑要求，我們初定輪胎轉(zhuǎn)角位30度，因此轉(zhuǎn)向系初定的傳動比為1.5。 由此傳動比驗算方向盤的力較大，我們參考其他學校的設計的設計，把方向盤轉(zhuǎn)角改成110度，轉(zhuǎn)向系傳動比變?yōu)?.7。 由于現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向傳動機構的角傳動比多在0.85~1.1之間，即近似為1。故研究轉(zhuǎn)向系的角傳動比時，為簡化起見往往只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。 精品 . 第四章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設計與計算 4.1 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度，需首先

55、確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。 精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR(Nmm)。 4.1.1 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計算 表4-1 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計算 設計計算和說明 計算結果 式中 f——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)； G1——轉(zhuǎn)向軸負荷，單位為N； P——輪胎氣壓，單位為。 f=1 G1=1396.5 p=0.179 MR=41116

56、.3 4.1.2 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh 表4-2 轉(zhuǎn)向盤手力的計算 設計計算和說明 計算結果 式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長, 單位為mm； =41116.3 =255mm 精品 . ——原地轉(zhuǎn)向阻力矩, 單位為Nmm ——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長, 單位為mm； ——為轉(zhuǎn)向盤直徑,單位為mm； ——轉(zhuǎn)向器角傳動比； ——轉(zhuǎn)向器正效率。 因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動機構無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。 =3.67 =90% =97.6N 對給定的汽車，用上式計算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計算載荷。 4.1.

57、3轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的確定 表4-3 轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的計算 設計計算和說明 計算結果 ; ; 取=10mm 4.1.4初步估算主動齒輪軸的直徑 表4-4 主動齒輪軸的計算 設計計算和說明 計算結果 ; =140MPa 取=10mm 精品 . 4.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計 4.2.1 齒條的設計 齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉(zhuǎn)向桿系的搖桿和轉(zhuǎn)向搖臂，并保證轉(zhuǎn)向橫拉桿在適當?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉(zhuǎn)向桿系的轉(zhuǎn)向直拉桿。導向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。

58、齒條的橫向運動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫拉桿，使前輪轉(zhuǎn)向(圖4-1）。 圖4-1 齒條 表4-5 齒條的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)() 1 總長 730 2 直徑 25 3 齒數(shù) 31 4 法向模數(shù) 2.5 4.2.2 齒輪的設計 齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此，轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支承。 表4-6 齒輪的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)(mm)

59、 3 齒數(shù) 18 4 法向模數(shù) 2.5 5 嚙合角 20 4.2.3 轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部的設計 精品 . 轉(zhuǎn)向橫拉桿與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當這些球頭銷依制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套夾在轉(zhuǎn)向器兩側的殼體和轉(zhuǎn)向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。 轉(zhuǎn)向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。側面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（見圖4-2）。 圖4-2 轉(zhuǎn)向橫拉桿外接頭 1-橫拉桿 2-鎖緊螺母3-外接頭殼體 4-球頭銷 5-六角開槽螺母6-球碗 7-端蓋

60、8-梯形臂 9-開口銷 表4-7 轉(zhuǎn)向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)() 1 橫拉桿總長 213 2 橫拉桿直徑 16 3 螺紋長度 30 4 外接頭總長 120 5 球頭銷總長 62 6 球頭銷螺紋公稱直徑 M101 7 外接頭螺紋公稱直徑 M101 8 內(nèi)接頭總長 65.3 9 內(nèi)接頭螺紋公稱直徑 M101 4.2.4齒條調(diào)整 精品 . 一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座和與殼體螺紋連接的調(diào)節(jié)螺塞之間連有一個彈簧。此調(diào)節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定。齒條導向

61、座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力，此預緊力會影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋（見圖4-3）。 圖4-3 齒條間隙調(diào)整裝置 注：轉(zhuǎn)向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉(zhuǎn)向盤的運動。 表4-8 齒條調(diào)整裝置的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)(mm) 1 導向座高度 20 2 彈簧總圈數(shù) 5.43 3 彈簧節(jié)距 7.92 4 彈簧外徑 6.7083 9 轉(zhuǎn)向器殼體總長/高 195/77 4.2.5轉(zhuǎn)向傳動比 當轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動大約60。若傳動比是1:1，轉(zhuǎn)向盤旋

62、轉(zhuǎn)1，前輪將轉(zhuǎn)向1，轉(zhuǎn)向盤向任一方向轉(zhuǎn)動30將使前輪從鎖點轉(zhuǎn)向鎖點。這種傳動比過于小，因為轉(zhuǎn)向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉(zhuǎn)向角傳動比必須使前輪轉(zhuǎn)動同樣角度時需要更大的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角。 精品 . 3.667:1的傳動比較為合理。在這樣的傳動比下，轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動3.667，前輪轉(zhuǎn)向1。為了計算傳動比，可將鎖點到鎖點過程中轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的度數(shù)除以此時轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的度數(shù)。 4.2.6 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計要求 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個齒范圍變化，壓力角取20，齒輪螺旋角取值范圍多為9～15。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉(zhuǎn)

63、向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結構在12～35范圍內(nèi)變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。 主動小齒輪選用材料40Cr C-N制造，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。 4.3 齒輪軸和齒條的設計計算 4.3.1 選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力 1、選擇材料及熱處理方式 小齒輪：40Cr C-N共滲淬火、回火 43—53HRC 齒條： 45 調(diào)質(zhì)處理 229—286HBC 2、強度校核 （1）校核齒輪接觸疲勞強度 選取參數(shù)，按ME級質(zhì)量要求取值

64、 ；； ，， 故以計算 精品 . 查得：， ，，； ，， ， 則 ， 齒輪接觸疲勞強度合格 （2）校核齒輪彎曲疲勞強度 選取參數(shù)，按ME級質(zhì)量要求取值； ；；；； 故以計算 據(jù)齒數(shù)查表有：；； ；。則 4.3.2 初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 1、選擇齒輪類型 根據(jù)齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案 2、選擇齒輪傳動精度等級 選用7級精度 3、初選參數(shù) 初選 =6 =31 =1.2 =0.7 =0.9 按當量齒數(shù) 4、初步計算齒輪模數(shù) 轉(zhuǎn)矩90.20.32=14.432=

65、14432 精品 . 閉式硬齒面?zhèn)鲃樱待X根彎曲疲勞強度設計。 5、 確定載荷系數(shù) =1，由, /100=0.00093,=1；對稱布置，取=1.06； 取=1.3 則=111.061.3=1.378 6、 修正法向模數(shù) =2.047=2.036 圓整為標準值，取=2.5 4.3.3確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸 1、分度圓直徑 ==15.231 2、齒頂圓直徑 3、齒根圓直徑 =15.231-2 =15.231-20.625=13.981 4、齒寬 =1.215.231=18.277 因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即。 齒輪法面基圓齒

66、距為 齒條法面基圓齒距為 取齒條法向模數(shù)為=2.5 5、齒條齒頂高 精品 . =2.5(1+0)=2.5 6、齒條齒根高 =2.5(1+0.25-0)=3.125 7、法面齒距 =3.925 4.4 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運動分析 圖4-4 轉(zhuǎn)向橫拉桿的運動分析簡圖 當轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動約60。當轉(zhuǎn)向輪右轉(zhuǎn)30，即梯形臂或轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至時，齒條左端點移至的距離為 30=81cos30=68.48 =81-68.48=12.52 30=40 ==214.6 =214.6-40=174.6 =215-170.5=44.5 同理計算轉(zhuǎn)向輪左轉(zhuǎn)30，轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心