汽車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)論文

1、目錄摘要1abstract21 緒論31.1 前言31.2 設(shè)計(jì)思路32 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述42.1 轉(zhuǎn)向系的主要要求42.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分類52.3 轉(zhuǎn)向系布置設(shè)計(jì)53 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式及選擇63.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器63.2齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器63.2.1 材料的選擇73.2.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器優(yōu)缺點(diǎn)73.2.3 輸入輸出形式的選擇83.2.4 齒輪嚙合方式的選擇103.2.5 齒條斷面形狀113.2.6 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對(duì)位置114 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)125 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)126 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計(jì)136.1 轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的選擇136.2 斷開點(diǎn)位置的確定156. 3 轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)優(yōu)化16

2、6.4 用解析法求內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系176.5 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)196.5.1 目標(biāo)函數(shù)的建立196.5.2 設(shè)計(jì)變量與約束條件206.5.3 轉(zhuǎn)向梯形的計(jì)算236.5.4 優(yōu)化結(jié)論277 轉(zhuǎn)向器參數(shù)設(shè)計(jì)277.1 原地轉(zhuǎn)向力矩及轉(zhuǎn)向器手力計(jì)算277.2 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比及力傳動(dòng)比288 齒輪齒條參數(shù)設(shè)計(jì)及校核308.1 齒輪精度等級(jí)、材料及參數(shù)的選擇308.2齒輪幾何尺寸確定308.3齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算308.3.1 齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度校核308.3.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核318.4 齒條參數(shù)的設(shè)計(jì)31結(jié)論32致謝33參考文獻(xiàn)33f1轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)摘要：轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在賽車中占有重要的地位，轉(zhuǎn)向

3、系統(tǒng)性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩(wěn)定性和駕駛舒適性。本課題首先通過(guò)分析轉(zhuǎn)向系的功能要求，結(jié)合轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置設(shè)計(jì)，比較各類型的轉(zhuǎn)向器的優(yōu)缺點(diǎn)，選用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。然后研究與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器配用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和優(yōu)化設(shè)計(jì)方法,給出了優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)和設(shè)計(jì)變量的選擇范圍, 并結(jié)合fsae賽車的參數(shù)用matlab優(yōu)化出各個(gè)參數(shù)。進(jìn)而對(duì)轉(zhuǎn)向器的各個(gè)參數(shù)進(jìn)行了設(shè)計(jì)校核，最終由catia得到了轉(zhuǎn)向系總的裝配圖。通過(guò)對(duì)轉(zhuǎn)向系的優(yōu)化設(shè)計(jì)，來(lái)為賽車其他零部件分析優(yōu)化提供思路，以達(dá)到對(duì)f1賽車的結(jié)構(gòu)整體優(yōu)化，提高其性能。關(guān)鍵詞：大學(xué)生方程式，轉(zhuǎn)向系，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，齒輪齒條轉(zhuǎn)向器the de

4、sign of f1 steering systemabstract: as an important part of the automobile unit, the steering system plays a critical role in vehicle security, handling stability and driving comfort. firstly, the paper has an analysis of the function and requirement of the steering system. considering the layout de

5、sign of the steering system and the advantages of the steering box, a rack and pinion gear is selected.secondly, the constructional features and optimum design methods of the steering linkage adapted to a rack and pinion steering gear are presented, and the paper gives the target functions in optimu

6、m design, as well as the selective range of design variations. combined the actual parameters of the fsae racing car, the parameters of the steering linkage are received by matlab.finally, the paper gives a check of the parameters of the rack and pinion, and then through the soft of the catia, the a

7、ssembly drawing of the steering system is obtained. through the optimal design of steering system, the design of the other systems has the similar methods in order to optimize the overall structure of the racing car and improve its performance.keywords: fsae, steering system, steering linkage, rack

8、and pinion gear1 緒論1.1 前言所謂f1即formula one的縮寫，是指對(duì)賽車汽缸容量等指標(biāo)在一個(gè)共同的方程式限制下進(jìn)行的比賽，想要單純靠加大發(fā)動(dòng)機(jī)排量、減輕車身重量等手段在f1賽場(chǎng)是行不通的，所以f1是公認(rèn)對(duì)賽車工程技術(shù)、設(shè)計(jì)手段、財(cái)力以及人類駕駛技巧和勇氣的極端考驗(yàn)?，F(xiàn)代f1賽車的設(shè)計(jì)過(guò)程，經(jīng)過(guò)試運(yùn)行的零件以及經(jīng)過(guò)驗(yàn)證的某些設(shè)想會(huì)像拼圖一樣一步一步地被添加到電腦模擬中。通過(guò)計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)軟件（cad）人們可以進(jìn)一步進(jìn)行調(diào)整。經(jīng)過(guò)高精度的計(jì)算，人們可以運(yùn)用特殊的軟件描繪出新軟件以及新款賽車的精確3d圖像。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在賽車中占有重要的地位，通過(guò)對(duì)轉(zhuǎn)向系的優(yōu)化設(shè)計(jì)，來(lái)為賽車其

9、他零部件分析優(yōu)化提供思路，以達(dá)到對(duì)f1賽車的結(jié)構(gòu)整體優(yōu)化。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩(wěn)定性和駕駛舒適性，它對(duì)于確保車輛的行駛安全、減少交通事故以及保護(hù)駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要作用。1.2 設(shè)計(jì)思路 本課題在綜合考慮眾多因素的基礎(chǔ)上先從轉(zhuǎn)向系最基本的原理入手，經(jīng)過(guò)對(duì)汽車的轉(zhuǎn)向系原理的認(rèn)真學(xué)習(xí)，來(lái)摸索著設(shè)計(jì)賽車的轉(zhuǎn)向系。設(shè)計(jì)過(guò)程中，先是比較各個(gè)類型轉(zhuǎn)向系的優(yōu)缺點(diǎn)，并結(jié)合賽車對(duì)轉(zhuǎn)向系的一些特殊要求，最后決定采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系。因?yàn)槟壳疤菪谓Y(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向系的轉(zhuǎn)角關(guān)系較接近理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系，又鑒于賽車采用獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)，因此采用斷開式梯形結(jié)構(gòu)。斷開點(diǎn)的選擇以及內(nèi)、

10、外轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線的優(yōu)化方面，不但要考慮轉(zhuǎn)向本身的需要，同時(shí)還要考慮轉(zhuǎn)向與車架的配合，首先斷開點(diǎn)應(yīng)該設(shè)在車架的兩側(cè)，并且轉(zhuǎn)向過(guò)程中斷開點(diǎn)應(yīng)一直都在車架的外側(cè)，這樣便限定了橫拉桿的長(zhǎng)度，與轉(zhuǎn)向設(shè)計(jì)有關(guān)的主銷距k由懸架設(shè)計(jì)時(shí)確定，軸距由車架來(lái)確定。這樣一來(lái)，轉(zhuǎn)向系的優(yōu)化過(guò)程中只需優(yōu)化梯形臂長(zhǎng)m，梯形底角和主銷連線到橫拉桿的水平距離h。h 值越大轉(zhuǎn)向越省力，但又考慮到安裝的空間問(wèn)題，h值不能過(guò)大。對(duì)梯形臂長(zhǎng)m 和梯形底角的優(yōu)化時(shí)，采用曲線比擬的方法，將實(shí)際內(nèi)、外轉(zhuǎn)角的關(guān)系曲線和理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)角的關(guān)系曲線畫在同一張圖上，比較兩個(gè)曲線的接近程度，優(yōu)化出兩個(gè)變量的最好組合值。各個(gè)桿件的參數(shù)變量確定以后，要開始

11、設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器，首先，根據(jù)最小半徑的要求計(jì)算出車輪的最大轉(zhuǎn)角，然后綜合各種因素確定轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)比，之后根據(jù)以上參數(shù)確定轉(zhuǎn)向器齒輪齒條的參數(shù)。2 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述轉(zhuǎn)向系是用來(lái)保持或者改變汽車行駛方向的機(jī)構(gòu)，在汽車轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。轉(zhuǎn)向系由轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成。轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)又包括方向盤、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向管柱。轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向搖臂、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂。2.1 轉(zhuǎn)向系的主要要求1 1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，全部車輪應(yīng)繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。不滿足這項(xiàng)要求會(huì)加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。 2）汽車轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪

12、能自動(dòng)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)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒(méi)有擺動(dòng)。 4）轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時(shí)，由于運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動(dòng)應(yīng)最小。 5）保證汽車有較高的機(jī)動(dòng)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(dòng)機(jī)構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)。 9) 在車禍中，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時(shí)，轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 10) 進(jìn)行運(yùn)動(dòng)校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)方向一致。2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分類隨著現(xiàn)代汽車技術(shù)的迅

13、速發(fā)展，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已從純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、液壓助力轉(zhuǎn)向系（hps）、電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（ehps），發(fā)展到利用現(xiàn)代電子和控制技術(shù)的電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（eps）及線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（sbw）。 按轉(zhuǎn)向力能源的不同，可將轉(zhuǎn)向系分為機(jī)械轉(zhuǎn)向系和動(dòng)力轉(zhuǎn)向系。機(jī)械轉(zhuǎn)向系的能量來(lái)源是人力，所有傳力件都是機(jī)械的，機(jī)械轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤，經(jīng)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)一系列的桿件傳遞到轉(zhuǎn)向輪來(lái)使轉(zhuǎn)向偏轉(zhuǎn)。機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工作過(guò)程為：駕駛員對(duì)轉(zhuǎn)向盤施加的轉(zhuǎn)向力矩通過(guò)轉(zhuǎn)向軸輸入轉(zhuǎn)向器，減速傳動(dòng)裝置的轉(zhuǎn)向器中有1、2 級(jí)減速傳動(dòng)副，經(jīng)轉(zhuǎn)向器放大后的力矩和減速后的運(yùn)動(dòng)傳到轉(zhuǎn)向橫拉桿，再傳給固定于轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向節(jié)臂，使轉(zhuǎn)

14、向節(jié)和它所支承的轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)汽車的轉(zhuǎn)向。其中轉(zhuǎn)向器是將操縱機(jī)構(gòu)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)閭鲃?dòng)機(jī)構(gòu)的直線運(yùn)動(dòng)(嚴(yán)格講是近似直線運(yùn)動(dòng))的機(jī)構(gòu)，是轉(zhuǎn)向系的核心部件。 機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將駕駛員對(duì)轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動(dòng)（或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動(dòng)），并按一定的角轉(zhuǎn)動(dòng)比和力轉(zhuǎn)動(dòng)比進(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。 機(jī)械轉(zhuǎn)向器與動(dòng)力系統(tǒng)相結(jié)合，構(gòu)成動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。高級(jí)轎車和重型載貨汽車為了使轉(zhuǎn)向輕便，多采用這種動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。采用液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。 2.3 轉(zhuǎn)向系布置設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置先從轉(zhuǎn)向器的布置開始的。轉(zhuǎn)向器的布置首先要考慮對(duì)中性，要

15、將轉(zhuǎn)向器布置在車架的正中間位置，才能保證左右轉(zhuǎn)向的對(duì)稱和靈活。其次，轉(zhuǎn)向器要保證不和車架干涉，且車手的腿能夠伸縮自如，能夠方便靈活地踩踏剎車盤和油門。橫拉桿的位置也隨著轉(zhuǎn)向器位置的確定而確定了，同時(shí)梯形臂的位置也根據(jù)輪輞的位置、設(shè)計(jì)長(zhǎng)度和角度以及加工需要，確定了位置。因此轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和車架的連接等也都確定了。接著就要考慮轉(zhuǎn)向器和方向盤之間的連接。轉(zhuǎn)向器軸是豎直放置的，而方向盤的放置需要和豎直方向有一定得夾角，因此，兩者的連接就需要采用三節(jié)式萬(wàn)向節(jié)。同時(shí)方向盤還要固定在車架上，以防止方向盤晃動(dòng)。3 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式及選擇根據(jù)所采用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)副的不同轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式有多種。常見(jiàn)的有齒輪齒條式、循環(huán)球式

16、、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。下面分別介紹幾種常見(jiàn)的轉(zhuǎn)向器。23.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器又有兩種結(jié)構(gòu)型式，即常見(jiàn)的循環(huán)球-齒條齒扇式和另一種即循環(huán)球-曲柄銷式。它們各有兩個(gè)傳動(dòng)副，前者為：螺桿、鋼球和螺母?jìng)鲃?dòng)副以及螺母上的齒條和搖臂軸上的齒扇傳動(dòng)副；后者為螺桿、鋼球和螺母?jìng)鲃?dòng)副以及螺母上的銷座與搖臂軸的錐銷或球銷傳動(dòng)副。兩種結(jié)構(gòu)的調(diào)整間隙方法均是利用調(diào)整螺栓移動(dòng)搖臂軸來(lái)進(jìn)行調(diào)整。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)效率高、工作平穩(wěn)、可靠，螺桿及螺母上的螺旋槽經(jīng)滲碳、淬火及磨削加工，耐磨性好、壽命長(zhǎng)。齒扇與齒條嚙合間隙的調(diào)整方便易行，這種結(jié)構(gòu)與液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向液壓裝置的匹配布置也極為方便。3.2齒輪齒

17、條式轉(zhuǎn)向器齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)副為齒輪與齒條，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、布置方便，制造容易，但轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比較小，(一般不大于15)，且齒條沿其長(zhǎng)度方向磨損不均勻，故僅廣泛用于微型汽車和轎車上。轉(zhuǎn)向傳動(dòng)副的主動(dòng)件是一斜齒圓柱小齒輪，它和裝在外殼中的從動(dòng)件齒條相嚙合，外殼固定在車身或車架上。齒條利用兩個(gè)球接頭直接和兩根分開的左、右橫拉桿相聯(lián)。橫拉桿再經(jīng)球接頭與梯形臂相接。為了轉(zhuǎn)向輕便，主動(dòng)小齒輪的直徑應(yīng)盡量小。通常，這類轉(zhuǎn)向器的齒輪模數(shù)多在23mm范圍內(nèi)，壓力角為20，主動(dòng)小齒輪有58個(gè)齒，螺旋角為915。根據(jù)小齒輪螺旋角和齒條傾斜角的大小和方向的不同，可以構(gòu)成不同的傳動(dòng)方案。應(yīng)根據(jù)整車布置的需要并考慮轉(zhuǎn)向系的

18、傳動(dòng)比及效率等來(lái)選擇這些角度的大小和方向。3.2.1 材料的選擇齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主動(dòng)小齒輪可采用低碳合金鋼如20mncr5、20mncr4或15crni6(德國(guó)標(biāo)準(zhǔn)din 17210)制造并經(jīng)滲碳淬火；齒條可采用中碳鋼或中碳合金鋼如45號(hào)鋼或41cr4鋼(德國(guó)標(biāo)準(zhǔn)din 17200)制造并經(jīng)高頻淬火，表面硬度均應(yīng)在hrc 56以上。殼體常用鋁合金壓鑄。3.2.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器優(yōu)缺點(diǎn) 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。與其它形式轉(zhuǎn)向器比較，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器最主要的優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(dòng)效

19、率高達(dá)90；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動(dòng)小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧，可自動(dòng)消除齒間間隙，這不僅可以提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度，還可以防止工作時(shí)產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉(zhuǎn)向器占用的體積小；沒(méi)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；轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)總成完全封閉,可免于維護(hù)；因齒輪和齒條直接嚙合,操縱靈敏性非常高。特別適于與燭式和麥弗遜式懸架配用，便于布置等優(yōu)點(diǎn)。因此，目前它在轎車、微型、輕型貨車上得到廣泛的應(yīng)用。例如,一汽的紅旗ca7220型轎車、奧迪100型轎車、捷達(dá)轎車、上海桑塔納轎車、天津夏利轎車以及天津tj1010型微型貨車和南京依維柯輕型貨車等，都采用了這種齒輪

20、齒條式轉(zhuǎn)向器。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要缺點(diǎn)是：因逆效率高（60%-70%），汽車在不平路面上行駛時(shí)，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(huì)使駕駛員精神緊張，并難以準(zhǔn)確控制汽車行駛方向，方向盤突然轉(zhuǎn)動(dòng)會(huì)造成打手，同時(shí)對(duì)駕駛員造成傷害。3.2.3 輸入輸出形式的選擇根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點(diǎn)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3.2a）、側(cè)面輸入，兩端輸出（圖3.2b）、側(cè)面輸入，中間輸出(圖3.2c)、側(cè)面輸入，一端輸出(圖3.2d)。圖3.2 輸入輸出形式兩端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器如圖3.3所示，作為傳動(dòng)副主動(dòng)件的轉(zhuǎn)向齒輪軸11通過(guò)軸承12和

21、13安裝在轉(zhuǎn)向器殼體5中，其上端通過(guò)花鍵與萬(wàn)向節(jié)叉10和轉(zhuǎn)向軸連接。與轉(zhuǎn)向齒輪嚙合的轉(zhuǎn)向齒條4水平布置，兩端通過(guò)球頭座3與轉(zhuǎn)向橫拉桿1相連。彈簧7通過(guò)壓塊9將齒條壓靠在齒輪上，保證無(wú)間隙嚙合。彈簧的預(yù)緊力可用調(diào)整螺塞6調(diào)整。當(dāng)轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤時(shí)，轉(zhuǎn)向器齒輪11轉(zhuǎn)動(dòng)，使與之嚙合的齒條4沿軸向移動(dòng)，從而使左右橫拉桿帶動(dòng)轉(zhuǎn)向節(jié)左右轉(zhuǎn)動(dòng)，使轉(zhuǎn)向車輪偏轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向。采用兩端輸出方案時(shí)，由于轉(zhuǎn)向拉桿長(zhǎng)度受限制，容易與懸架系統(tǒng)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉。但其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，且成本低等特點(diǎn)，常用于小型車輛上。圖3.3 兩端輸出式 1.轉(zhuǎn)向橫拉桿 2.防塵套 3.球頭座 4.轉(zhuǎn)向齒條 5.轉(zhuǎn)向器殼體 6.調(diào)整螺

22、塞 7.壓緊彈簧 8.鎖緊螺母 9.壓塊 10.萬(wàn)向節(jié) 11.轉(zhuǎn)向齒輪軸 12.向心球軸承 13.滾針軸承中間輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器如圖3.4所示，其結(jié)構(gòu)及工作原理與兩端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器基本相同，不同之處在于它在轉(zhuǎn)向齒條的中部用螺栓6與左右轉(zhuǎn)向橫拉桿7相連。在單端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器上，齒條的一端通過(guò)內(nèi)外托架與轉(zhuǎn)向橫拉桿相連。與齒條固連的左、右拉桿延伸到接近汽車總想對(duì)稱平面附近。由于拉桿長(zhǎng)度增加，車輪上、下跳動(dòng)時(shí)拉桿擺角減小，有利于減少車輪上下跳動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)向系與懸架系的運(yùn)動(dòng)干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿與齒條同時(shí)向左或向右移動(dòng)，為此在轉(zhuǎn)向器殼體上開有軸向的長(zhǎng)槽，從而降低了它的

23、強(qiáng)度。圖3.4 中間輸出 1.萬(wàn)向節(jié)叉 2.轉(zhuǎn)向齒輪軸 3.調(diào)整螺母 4.向心球軸承 5.滾針軸承 6.固定螺栓 7.轉(zhuǎn)向橫拉桿 8.轉(zhuǎn)向器殼體 9.防塵套 10.轉(zhuǎn)向齒條 11.調(diào)整螺塞 12.鎖緊螺母 13.壓緊彈簧 14.壓塊 3.2.4 齒輪嚙合方式的選擇齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器若采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性降低，沖擊力大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，重合度增加，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，沖擊與噪聲均降低，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設(shè)計(jì)的要求。因?yàn)樾饼X工作時(shí)有軸向力作用，所以轉(zhuǎn)向器應(yīng)該采用推力軸

24、承，是軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大事它的缺點(diǎn)。圖3.5 齒條斷面形狀3.2.5 齒條斷面形狀齒條斷面形狀有圓形、v形和y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡(jiǎn)單。v形和y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)約20%，故質(zhì)量?。晃挥邶X下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來(lái)防止齒條繞軸線轉(zhuǎn)動(dòng)；y形的斷面齒條的齒寬可以做的寬一些，因而強(qiáng)度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有堿性材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動(dòng)摩擦。當(dāng)車輪跳動(dòng)、轉(zhuǎn)向或轉(zhuǎn)向器工作時(shí)，如在齒條上作用有能使齒條旋轉(zhuǎn)的力矩時(shí)，應(yīng)選用v形和y形斷面齒條，用來(lái)防止因齒條旋轉(zhuǎn)而破壞齒條、齒輪的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。圖3.6 轉(zhuǎn)向

25、梯形的相對(duì)位置3.2.6 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對(duì)位置根據(jù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對(duì)前軸位置的不同，齒輪齒條式轉(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3.2.6。對(duì)轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式的選擇，主要是根據(jù)汽車的類型、前軸負(fù)荷、使用條件等來(lái)決定，并要考慮其效率特性、角傳動(dòng)比變化特性等對(duì)使用條件的適應(yīng)性以及轉(zhuǎn)向器的其他性能、壽命、制造工藝等。中、小型轎車以及前軸負(fù)荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。球面蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器曾廣泛用在輕型和中型汽車上，例如：當(dāng)前軸軸荷不大于

26、2.5t且無(wú)動(dòng)力轉(zhuǎn)向和不大于4t帶動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車均可選用這種結(jié)構(gòu)型式。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器則是當(dāng)前廣泛使用的一種結(jié)構(gòu)，高級(jí)轎車和輕型及以上的客車、貨車均多采用。轎車、客車多行駛于好路面上，可以選用正效率高、可逆程度大些的轉(zhuǎn)向器。礦山、工地用汽車和越野汽車，經(jīng)常在壞路或在無(wú)路地帶行駛，推薦選用極限可逆式轉(zhuǎn)向器，但當(dāng)系統(tǒng)中裝有液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向或在轉(zhuǎn)向橫拉桿上裝有減振器時(shí)，則可采用正、逆效率均高的轉(zhuǎn)向器，因?yàn)槁访娴臎_擊可由液體或減振器吸收，轉(zhuǎn)向盤不會(huì)產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象。比較了各種轉(zhuǎn)向器之后，綜合考慮加工難易程度、成本、性能等因素之后，決定采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，后置梯形。4 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 圖4 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)1-

27、轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié)；2-轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸；3-轉(zhuǎn)向管柱；4-轉(zhuǎn)向軸；5-轉(zhuǎn)向盤 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向管柱。有時(shí)為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對(duì)運(yùn)動(dòng)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裝轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié)，如圖4。采用柔性萬(wàn)向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動(dòng)，但柔性萬(wàn)向節(jié)如果過(guò)軟，則會(huì)影響轉(zhuǎn)向系的剛度。采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，還應(yīng)有轉(zhuǎn)向動(dòng)力系統(tǒng)。5 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、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。（見(jiàn)圖5） 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運(yùn)動(dòng)傳給左、右轉(zhuǎn)向節(jié)并使左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關(guān)系進(jìn)行偏轉(zhuǎn)。圖5 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)

28、1-轉(zhuǎn)向搖臂；2-轉(zhuǎn)向縱拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；4-轉(zhuǎn)向梯形臂；5-轉(zhuǎn)向橫拉桿6 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.1 轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的選擇3內(nèi)、外轉(zhuǎn)角理想的阿克曼關(guān)系簡(jiǎn)圖和關(guān)系式如下，即轉(zhuǎn)彎時(shí)兩前輪運(yùn)動(dòng)的圓心應(yīng)該在兩后輪連線延長(zhǎng)線上的一點(diǎn)。而實(shí)際中內(nèi)、外轉(zhuǎn)角的關(guān)系只能接近理想阿克曼曲線而很難達(dá)到。圖6.1 內(nèi)、外轉(zhuǎn)角的理想關(guān)系現(xiàn)階段梯形結(jié)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)關(guān)系大體能夠滿足理想的阿克曼理論曲線。因此賽車采用梯形結(jié)構(gòu)。梯形結(jié)構(gòu)又分為整體式和斷開式兩種，如圖6.3、6.3 所示：圖6.2 整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)圖6.3 斷開式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)賽車采用獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)，因此采用斷開式梯形結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿做成斷開的，稱之為斷開式轉(zhuǎn)向梯

29、形。斷開式轉(zhuǎn)向梯形的主要優(yōu)點(diǎn)是它與前輪采用獨(dú)立懸架相配合，能夠保證一側(cè)車輪上、下跳動(dòng)時(shí)，不會(huì)影響另一側(cè)車輪；但與整體式轉(zhuǎn)向梯形比較，由于桿系、球頭增多，所以結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造成本高，并且調(diào)整前束比較困難。同時(shí)考慮到轉(zhuǎn)向器的空間布置問(wèn)題，決定采用梯形臂后置的布置方式。6.2 斷開點(diǎn)位置的確定4采用斷開式梯形結(jié)構(gòu)，首先要確定斷開點(diǎn)的位置。橫拉桿上斷開點(diǎn)的位置與獨(dú)立懸架形式有關(guān)。采用雙橫臂獨(dú)立懸架，常用圖解法(基于三心定理)確定斷開點(diǎn)的位置。其求法如下圖：1)延長(zhǎng)kbb與kaa，交于立柱ab的瞬心p點(diǎn)，由p點(diǎn)作直線ps。s點(diǎn)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(dāng)懸架搖臂的軸線斜置時(shí)，

30、應(yīng)以垂直于搖臂軸的平面作為當(dāng)量平面進(jìn)行投影和運(yùn)動(dòng)分析。2)延長(zhǎng)直線ab與kakb，交于qab點(diǎn)，連pqab直線。3)連接s和b點(diǎn)，延長(zhǎng)直線sb。4)作直線pqbs，使直線pqab與戶qbs間夾角等于直線pka與ps間的夾角。當(dāng)s點(diǎn)低于a點(diǎn)時(shí)，pqbs線應(yīng)低于pqab線。5)延長(zhǎng)ps與qbskb，相交于d點(diǎn)，此d點(diǎn)便是橫拉桿鉸接點(diǎn)(斷開點(diǎn))的理想的位置。圖6.4 斷開式梯形結(jié)構(gòu)斷開點(diǎn)位置的確定以上是在前輪沒(méi)有轉(zhuǎn)向的情況下，確定斷開點(diǎn)d 位置的方法。此外，還要對(duì)車輪向左轉(zhuǎn)和向右轉(zhuǎn)的幾種不同的工況進(jìn)行校核。圖解方法同上，但s 點(diǎn)的位置變了；當(dāng)車輪轉(zhuǎn)向時(shí)，可認(rèn)為s 點(diǎn)沿垂直于主銷中心線ab 的平面上畫

31、弧(不計(jì)主銷后傾角)。如果用這種方法所得到的橫拉桿長(zhǎng)度在不同轉(zhuǎn)角下都相同或十分接近，則不僅在汽車直線行駛時(shí)，而且在轉(zhuǎn)向時(shí)，車輪的跳動(dòng)都不會(huì)對(duì)轉(zhuǎn)向產(chǎn)生影響。雙橫臂互相平行的懸架能滿足此要求。6. 3 轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)優(yōu)化5與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器配用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和傳統(tǒng)的整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)相比有其特殊之處, 以下介紹該轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和優(yōu)化設(shè)計(jì)方法,給出了優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)和設(shè)計(jì)變量的選擇范圍, 并進(jìn)行計(jì)算。圖6.5 與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器配用的轉(zhuǎn)向梯形一般來(lái)說(shuō), 這種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)大多如圖6.5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(guò)萬(wàn)向節(jié)軸相連, 齒輪2與裝于同一殼體的齒條3 嚙合

32、, 外殼則固定于車身或車架上。齒條通過(guò)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(guò)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(dòng)件又是轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)中三段式橫拉桿的一部分。絕大多數(shù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器都布置在前軸后方, 這樣既可避讓開發(fā)動(dòng)機(jī)的下部, 又便于與轉(zhuǎn)向軸下端連接。安裝時(shí), 齒條軸線應(yīng)與汽車縱向?qū)ΨQ軸垂直, 而且當(dāng)轉(zhuǎn)向器處于中立位置時(shí), 齒條兩端球鉸中心應(yīng)對(duì)稱地處于汽車縱向?qū)ΨQ軸的兩側(cè)。對(duì)于給定的汽車, 其軸距l(xiāng)、主銷后傾角以及左右兩主銷軸線延長(zhǎng)線與地面交點(diǎn)之間的距離k 均為已知定值。對(duì)于選定的轉(zhuǎn)向器, 其齒條兩端球鉸中心距m 也為已知定值。因而在設(shè)

33、計(jì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)時(shí), 需要確定的參數(shù)為梯形底角 、梯形臂長(zhǎng)l1 以及齒條軸線到梯形底邊的安裝距離h。而橫拉桿長(zhǎng)l2則可由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的上述參數(shù)以及已知的汽車參數(shù)k和轉(zhuǎn)向器參數(shù)m來(lái)確定。其關(guān)系式為 （1）6.4 用解析法求內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤時(shí), 齒條便向左或向右移動(dòng),使左右兩邊的桿系產(chǎn)生不同的運(yùn)動(dòng), 從而使左右車輪分別獲得一個(gè)轉(zhuǎn)角。以汽車左轉(zhuǎn)彎為例, 此時(shí)右輪為外輪, 外輪一側(cè)的桿系運(yùn)動(dòng)如圖6.6所示。設(shè)齒條向右移過(guò)某一行程s, 通過(guò)右橫拉桿推動(dòng)右梯形臂, 使之轉(zhuǎn)過(guò)。圖6.6 外輪一側(cè)桿系的運(yùn)動(dòng)情況取梯形右底角頂點(diǎn)o 為坐標(biāo)原點(diǎn),x、y軸方向如圖6.6所示, 則可導(dǎo)出齒條行程s 與外輪轉(zhuǎn)角

34、0的關(guān)系: (2)另外, 由圖2可知; (3)而內(nèi)輪一側(cè)的運(yùn)動(dòng)則如圖6.7所示, 齒條右移了相同的行程s , 通過(guò)左橫拉桿拉動(dòng)左梯形臂轉(zhuǎn)過(guò)i。圖6.7 內(nèi)輪一側(cè)桿系的運(yùn)動(dòng)情況取梯形左底角頂點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn), xy軸方向如圖3所示, 則同樣可導(dǎo)出齒條行程s 與內(nèi)輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系, 即: （4）（5）因此, 利用公式(2) 便可求出對(duì)應(yīng)于任一外輪轉(zhuǎn)角的齒條行程s, 再將s代入公式(5)即可求出相應(yīng)的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角。把公式(2)和(5)結(jié)合起來(lái)便可將表示為的函數(shù),記作:反之, 也可利用公式(4)求出對(duì)應(yīng)于任一內(nèi)輪轉(zhuǎn)角的齒條行程s, 再將s代入公式(3)即可求出相應(yīng)的外輪轉(zhuǎn)角。將公式(4)和(3)結(jié)合起來(lái)可將表示為

35、的函數(shù), 記作:6.5 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)6.5.1 目標(biāo)函數(shù)的建立眾所周知, 在不計(jì)輪胎側(cè)偏時(shí), 實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向輪純滾動(dòng)、無(wú)側(cè)滑轉(zhuǎn)向的條件是內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角具下列理想的關(guān)系, 即: （6） 式中t為汽車軸距由(6)式可將理想的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角, 表示為的函數(shù), 即: (7)反之 , 取內(nèi)輪轉(zhuǎn)角為自變量時(shí), 理想的外輪轉(zhuǎn)角也可表示為的函數(shù), 即: （8）而由轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)所提供的內(nèi)、外實(shí)際轉(zhuǎn)角關(guān)系為前述的 或,因此, 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)就是要在規(guī)定的轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)使實(shí)際的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角盡量地接近對(duì)應(yīng)的理想的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角。為了綜合評(píng)價(jià)在全部轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)兩者接近的精確程度, 并考慮到在最常使用的中小轉(zhuǎn)角時(shí)希望兩者盡量接近

36、, 因此建議用兩函數(shù)的加權(quán)均方根誤差作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。即: （9） （10）兩式中的加權(quán)因子 、為：(9)(10)兩式是等價(jià)的, 可根據(jù)具體情況任取其中之一作為極小化目標(biāo)函數(shù)。6.5.2 設(shè)計(jì)變量與約束條件主銷距k=1050mm由懸架確定，h 值的確定主要考慮轉(zhuǎn)向器的安裝位置。對(duì)于給定的汽車和選定的轉(zhuǎn)向器, 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)尚有梯形臂長(zhǎng)、底角和安裝距離h 三個(gè)設(shè)計(jì)變量。通過(guò)優(yōu)化這三個(gè)變量使實(shí)際內(nèi)、外轉(zhuǎn)角的曲線關(guān)系接近理想內(nèi)、外轉(zhuǎn)角的關(guān)系曲線。其中底角可按經(jīng)驗(yàn)公式先選一個(gè)初始值：然后再增加或減小, 進(jìn)行優(yōu)化搜索。而及h的選擇則要結(jié)合約束條件來(lái)考慮。第一, 要保證梯形臂不與車輪上的零部件(如輪胎、輪輛或制

37、動(dòng)底板)發(fā)生干涉, 故要滿足:式中：為梯形臂球頭銷中心的y坐標(biāo)值， 為車輛上可能與梯形臂干涉部位的y坐標(biāo)值，因?yàn)?，所以可知?dāng)選定時(shí)的可取值上限為： （11）第二, 要保證有足夠的齒條行程來(lái)實(shí)現(xiàn)要求的最大轉(zhuǎn)角。即有:式中為最大轉(zhuǎn)角所對(duì)應(yīng)的齒條行程，為轉(zhuǎn)向器的 許用齒條行程因由公式（1）、（3）可知:一般來(lái)說(shuō) 內(nèi)的數(shù)值很小, 故在估算齒條行程時(shí)可略去不計(jì), 即可粗略地認(rèn)為：所以當(dāng)選定時(shí), 的可取值范圍為： （12）第三, 要保證有足夠大的傳動(dòng)角。傳動(dòng)角 是指轉(zhuǎn)向梯形臂與橫拉桿所夾的銳角。隨著車輪轉(zhuǎn)角增大, 傳動(dòng)角漸漸變小。而且對(duì)應(yīng)于同一齒條行程, 內(nèi)輪一側(cè)的傳動(dòng)角總是比外輪一側(cè)的傳動(dòng)角要小。由圖6

38、.6可知： 由圖6.7可知：最小傳動(dòng)角 發(fā)生在內(nèi)輪一側(cè), 當(dāng)達(dá)到最大值時(shí), 也達(dá)到最大值, 故此時(shí)為最小值。傳動(dòng)角過(guò)小會(huì)造成有效分力過(guò)小,表現(xiàn)為轉(zhuǎn)向沉重或回正不良。對(duì)于一般平面連桿機(jī)構(gòu), 為了保證機(jī)構(gòu)傳動(dòng)良好, 設(shè)計(jì)時(shí)通常應(yīng)使, 但一般后置式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的都偏小。這是由于汽車正常行駛中多用小轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向, 約有80%以上的轉(zhuǎn)角在20%以內(nèi)；即使是大轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向, 也是從小轉(zhuǎn)角開始, 而且速度較低, 所以取=時(shí)的內(nèi)輪一側(cè)傳動(dòng)角作為控制參數(shù)。以作為約束條件, 這樣一般均能保證在時(shí)。轉(zhuǎn)向器安裝距離h對(duì)傳動(dòng)角的影響較大, h 越小, 也小, 可獲得較大的。在選擇h時(shí)應(yīng)充分注意到這一點(diǎn), 但h過(guò)小會(huì)造成橫拉桿與

39、齒條間夾角過(guò)大。由圖6.6、圖6.7 可知:為保證傳動(dòng)良好一般希望, 以此作為約束條件即要滿足聯(lián)立不等式:由此可解得：因?yàn)樵诤偷娜咳≈捣秶鷥?nèi), 的最大值為1 , 最小值為。所以h的可取值范圍為: 由于轉(zhuǎn)向器處于中立狀態(tài)時(shí)(即0)，值較小, 故可近似地認(rèn)為：于是可得h的取值范圍：（14）6.5.3 轉(zhuǎn)向梯形的計(jì)算6已知f1賽車的參數(shù)為：k=1050mm,t=l=1710mm, ,根據(jù)最小轉(zhuǎn)彎半徑的要求，最大外輪轉(zhuǎn)角。選用的轉(zhuǎn)向器參數(shù)為：m=550mm,許用齒條行程【s】=62.3mm1、k/t=0.6140，故理想的關(guān)系為：并由此可求得=33.6785。2、其次確定設(shè)計(jì)變量的取值范圍。的初始值

40、由公式（12）可知，梯形臂的可取值范圍為：119.5mm145.4由公式（11）可得對(duì)應(yīng)于=120mm的66.3，對(duì)應(yīng)于=145mm的70.0。先取=132mm和=66作為初始方案。由公式（14）可得h的可取值范圍為98mmh104mm在此范圍內(nèi)選定h之后, 由公式(1) 算出橫拉桿長(zhǎng) 。再利用公式(2)、(5)算出當(dāng)外輪轉(zhuǎn)角從1以步長(zhǎng)1變化到28時(shí), 實(shí)際的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角, 并用公式(7)求出對(duì)應(yīng)的理想內(nèi)輪轉(zhuǎn)角 , 再代入公式(9)求出反映兩者接近程度的加權(quán)均方根誤差。然后增大或減小h , 重復(fù)上述計(jì)算。若目標(biāo)函數(shù)下降, 則繼續(xù)沿該方向搜索； 若上升, 則向相反的方向搜索, 直至求到使為最小的h值

41、。然后改變或 , 重復(fù)上述優(yōu)選計(jì)算。求對(duì)應(yīng)于各個(gè)組合的最佳h值, 以便搜尋出最佳的設(shè)計(jì)變量組合。因有兩個(gè)變量，優(yōu)化時(shí)改變?nèi)魏我粋€(gè)變量，曲線都會(huì)變化，不容易控制。最后決定按照下面步驟優(yōu)化：7（1） 先保持梯形底角 等于經(jīng)驗(yàn)值不變，改變變量梯形臂長(zhǎng)，使值不斷變化，然后觀察值變化對(duì)曲線的影響。 梯形臂的長(zhǎng)度值初設(shè)在120-145mm 之間變動(dòng)，先保持梯形底角為經(jīng)驗(yàn)值65不變，以下為 值由120mm 到145mm 之間變化對(duì)應(yīng)的圖形。120mm 125mm130mm135mm140mm145mm據(jù)上圖可知，隨著梯形臂長(zhǎng)從120mm 到145mm 逐漸增大的過(guò)程中，實(shí)際內(nèi)、外轉(zhuǎn)角的關(guān)系曲線與理想阿克曼內(nèi)

42、、外轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線的先是逐漸接近再慢慢遠(yuǎn)離。（2） 然后選取一個(gè)比較合適的 值保持不變，然后改變梯形底角，觀察不斷變化時(shí)對(duì)曲線的影響。根據(jù)（1）中的結(jié)論，暫選實(shí)際曲線和理想曲線接近的=132mm 不變，改變梯形底角，觀察梯形底角的變化對(duì)曲線的影響。選梯形底角在經(jīng)驗(yàn)值附近變動(dòng)，即。以下為角從64到69o之間每增加一度的圖線。646566676869據(jù)上面一組曲線可知：隨著角從64 到69之間逐漸增大的過(guò)程中，實(shí)際內(nèi)、外轉(zhuǎn)角的關(guān)系曲線與阿克曼理想內(nèi)、外轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線先是逐漸接近然后逐漸遠(yuǎn)離。66時(shí)，實(shí)際關(guān)系曲線和理想關(guān)系曲線最接近。（3） 最后保持上面選定的合適的值不變，然后讓值在選定的合適值周圍變化

43、，作出圖線；接著保持值在上面選定的合適值不變，讓值在合適值周圍變動(dòng)，作出圖線。然后將這兩組圖線比較，選出實(shí)際曲線和理想曲線最接近的 值和值。根據(jù)（1）和（2）中得出的結(jié)論，選擇梯形臂長(zhǎng)m 在132mm 左右變動(dòng)的幾個(gè)值和梯形底角在66 左右變動(dòng)的幾個(gè)值隨機(jī)組合，作出圖線，并從中選出實(shí)際曲線和理想曲線最接近的一組和值。圖線如下所示：130mm64 130mm66132mm64132mm66134mm64134mm66總的看來(lái), 只要、 和h 三者選配得恰當(dāng), 其差別是很小的。6.5.4 優(yōu)化結(jié)論 通過(guò)以上分析和計(jì)算實(shí)例可知, 與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器配用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與傳統(tǒng)的整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)有如下不

44、同點(diǎn):(1)梯形臂長(zhǎng)的選擇主要受轉(zhuǎn)向器的許用齒條行程限制, 而不是像整體式轉(zhuǎn)向梯形那樣在=(0.110.15)k中任取。(2)轉(zhuǎn)向器的安裝距離h 對(duì)于轉(zhuǎn)向梯形特性、機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)質(zhì)量均有較大的影響。當(dāng) 確定后, 必有一最佳的h , 使為最小,并保證傳動(dòng)角足夠大, 不超過(guò)允許的范圍。(3) 最優(yōu)的設(shè)計(jì)變量組合并不是唯一的。對(duì)應(yīng)于不同的、組合, 只要h選得恰當(dāng),都可以獲得幾乎同樣令人滿意的效果, 這就給具體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和布置帶來(lái)了很大的方便和靈活性。7 轉(zhuǎn)向器參數(shù)設(shè)計(jì)7.1 原地轉(zhuǎn)向力矩及轉(zhuǎn)向器手力計(jì)算8用半經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算汽車的原地轉(zhuǎn)向力矩：f為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)一般取0.7g1為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷 整車

45、質(zhì)量320kg 根據(jù)車身結(jié)構(gòu)，前輪負(fù)荷47%，則轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷為g1=320kg 47% 9.8=1473.92n.p為胎壓 網(wǎng)上查的范圍是12-16psi，取p=0.10mpa帶入可得 =41753.0n*mm計(jì)算轉(zhuǎn)向盤上的手力fh： fh=式中：l1：轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)度，mmmr：原地轉(zhuǎn)向阻力矩， n.mml2：轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)度，mmdsw：轉(zhuǎn)向盤直徑， mmiw：轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比，4+：轉(zhuǎn)向器的正效率，85%由于齒輪齒條轉(zhuǎn)向器無(wú)轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故不代入數(shù)值。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器 轉(zhuǎn)向盤手力 其中方向盤的直徑 dsw為200mmiw為轉(zhuǎn)向器的叫傳動(dòng)比 取為4：1 即方向盤轉(zhuǎn)動(dòng)4 車輪轉(zhuǎn)過(guò)1為轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)效率

46、 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)效率比較高，那就取整個(gè)的傳動(dòng)效率為85%帶入計(jì)算fh=122.8n7.2 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比及力傳動(dòng)比轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比由轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比組成從輪胎接觸地面中心作用在兩個(gè)轉(zhuǎn)向輪上的合力與作用在方向盤上的手力之比稱為力傳動(dòng)比i .方向盤的轉(zhuǎn)角和駕駛員同側(cè)的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比稱為轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比i.它又由轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)比i轉(zhuǎn)向傳動(dòng)裝置角傳動(dòng)比i所組成力傳動(dòng)比與轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比的關(guān)系：i=而和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩m有以下關(guān)系：作用在方向盤上的手力可由下式表示：則i= 。 若忽略磨擦損失則：由此，式中a為車輪節(jié)臂由式可知，力傳動(dòng)比與和有關(guān)，愈小，愈大，轉(zhuǎn)向愈輕便由以上過(guò)程可計(jì)

47、算出結(jié)果如下：） 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比） 力傳動(dòng)比式中則轉(zhuǎn)向的傳動(dòng)比選擇為4，考慮到得因素如下：(1)車手轉(zhuǎn)向靈活，操作方向盤時(shí)無(wú)需換手方向盤單向轉(zhuǎn)角應(yīng)不超過(guò)1/2 圈；(2)最小轉(zhuǎn)彎半徑為rmin =4500mm ，此時(shí)要求最大外轉(zhuǎn)角至少為，此時(shí)對(duì)應(yīng)的最大內(nèi)轉(zhuǎn)角為=33.6785，與此對(duì)應(yīng)的方向盤轉(zhuǎn)過(guò)的最大角度應(yīng)小于180。綜上設(shè)定轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比為4，即方向盤轉(zhuǎn)過(guò)4 度，車輪轉(zhuǎn)過(guò)1 度，則方向盤的最大轉(zhuǎn)角大約為120180 ，滿足要求。8 齒輪齒條參數(shù)設(shè)計(jì)及校核8.1 齒輪精度等級(jí)、材料及參數(shù)的選擇11由于轉(zhuǎn)向器齒輪轉(zhuǎn)速低，是一般的機(jī)械，故選擇8級(jí)精度。綜合考慮選用直齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)值取值為m=，

48、主動(dòng)齒輪齒數(shù)為=6，壓力角取=20.主動(dòng)小齒輪選用20mncr5或15crni6材料制造并經(jīng)滲碳淬火，硬度在56-62hrc之間，取值60hrc. 為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。8.2齒輪幾何尺寸確定12齒頂高 ha =齒根高 hf齒高 h = ha+ hf =分度圓直徑 d =mz=齒頂圓直徑 da =d+2ha =齒根圓直徑 df =d-2hf =基圓直徑齒距 p=m=3.14齒條寬度 圓整取20mm，齒輪齒寬 8.3齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算8.3.1 齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度校核 （1）齒輪使用系數(shù)：ka=1.35 齒輪動(dòng)載系數(shù)：kv=1.12齒輪齒向載荷分布系數(shù)：k=1.0齒輪齒間載荷分配系數(shù)：k=1.0計(jì)算載荷系數(shù)：k= ka kv kk=1.351.121.01=1.512（2）齒輪的轉(zhuǎn)矩 t=25nm （3）取齒寬系數(shù) （4）齒輪齒數(shù) （5）許用彎曲應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，則 則齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度為：合格 8.3.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核校核公式為： 許用接觸應(yīng)力，查表得接觸疲勞強(qiáng)度極限疲勞壽命系數(shù)