汽車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)F2

目錄TOC\o"1-5"\h\z摘要1Abstract2\o"CurrentDocument"1緒論3\o"CurrentDocument"1.1前言3\o"CurrentDocument"1.2設(shè)計(jì)思路3\o"CurrentDocument"2汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述4\o"CurrentDocument"2.1轉(zhuǎn)向系的主要要求4\o"CurrentDocument"2.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分類5\o"CurrentDocument"2.3轉(zhuǎn)向系布置設(shè)計(jì)5\o"CurrentDocument"3轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式及選擇6\o"CurrentDocument"3.1循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器6\o"CurrentDocument"3.2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73.2.4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)向梯形相對位置11\o"CurrentDocument"4轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)12\o"CurrentDocument"5轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)13\o"CurrentDocument"6轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計(jì)13\o"CurrentDocument"6.1轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的選擇13\o"CurrentDocument"6.2斷開點(diǎn)位置的確定15\o"CurrentDocument"6.3轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)優(yōu)化16\o"CurrentDocument"6.4用解析法求內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系17\o"CurrentDocument"6.5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19\o"CurrentDocument"6.5.2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27\o"CurrentDocument"7轉(zhuǎn)向器參數(shù)設(shè)計(jì)27\o"CurrentDocument"7.1原地轉(zhuǎn)向力矩及轉(zhuǎn)向器手力計(jì)算27\o"CurrentDocument"7.2轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比及力傳動(dòng)比28\o"CurrentDocument"8齒輪齒條參數(shù)設(shè)計(jì)及校核29\o"CurrentDocument"8.1齒輪精度等級、材料及參數(shù)的選擇29\o"CurrentDocument"8.2齒輪幾何尺寸確定30\o"CurrentDocument"8.3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31\o"CurrentDocument"8.4齒條參數(shù)的設(shè)計(jì)31\o"CurrentDocument"結(jié)論32\o"CurrentDocument"致謝33\o"CurrentDocument"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。通過對轉(zhuǎn)向系的優(yōu)化設(shè)計(jì)，來為賽車其他零部件分析優(yōu)化提供思路，以達(dá)到對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TheDesignofF1SteeringSystemAbstract：Asanimportantpartoftheautomobileunit,thesteeringsystemplaysacriticalroleinvehiclesecurity,handlingstabilityanddrivingcomfort.Firstly,thepaperhasananalysisofthefunctionandrequirementofthesteeringsystem.Consideringthelayoutdesignofthesteeringsystemandtheadvantagesofthesteeringbox,arackandpiniongearisselected.Secondly,theconstructionalfeaturesandoptimumdesignmethodsofthesteeringlinkageadaptedtoarackandpinionsteeringgeararepresented,andthepapergivesthetargetfunctionsinoptimumdesign,aswellastheselectiverangeofdesignvariations.CombinedtheactualparametersoftheFSAEracingcar,theparametersofthesteeringlinkagearereceivedbyMatlab.Finally,thepapergivesacheckoftheparametersoftherackandpinion,andthenthroughthesoftoftheCATIA,theassemblydrawingofthesteeringsystemisobtained.Throughtheoptimaldesignofsteeringsystem,thedesignoftheothersystemshasthesimilarmethodsinordertooptimizetheoverallstructureoftheracingcarandimproveitsperformance.Keywords:FSAE,Steeringsystem,Steeringlinkage,Rackandpiniongear1緒論1.1前言所謂F1即FormulaOne的縮寫，是指對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賽場是行不通的，所以F1是公認(rèn)對賽車工程技術(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)。現(xiàn)代F1賽車的設(shè)計(jì)過程，經(jīng)過試運(yùn)行的零件以及經(jīng)過驗(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，通過對轉(zhuǎn)向系的優(yōu)化設(shè)計(jì)，來為賽車其他零部件分析優(yōu)化提供思路，以達(dá)到對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)過對汽車的轉(zhuǎn)向系原理的認(rèn)真學(xué)習(xí)，來摸索著設(shè)計(jì)賽車的轉(zhuǎn)向系。設(shè)計(jì)過程中，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)、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，軸距由車架來確定。這樣一來，轉(zhuǎn)向系的優(yōu)化過程中只需優(yōu)化梯形臂長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題，h值不能過大。對梯形臂長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)向輪來使轉(zhuǎn)向偏轉(zhuǎn)。機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工作過程為：駕駛員對轉(zhuǎn)向盤施加的轉(zhuǎn)向力矩通過轉(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)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中性，要將轉(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。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。下面分別介紹幾種常見的轉(zhuǎn)向器。[2]3.1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、鋼球和螺母傳動(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、鋼球和螺母傳動(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。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)件一一齒條相嚙合，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2?3mm范圍內(nèi)，壓力角為20°，主動(dòng)小齒輪有5?8個(gè)齒，螺旋角為9°?15°。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)向系的傳動(dòng)比及效率等來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（德國標(biāo)準(zhǔn)DIN17210）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號鋼或41Cr4鋼（德國標(biāo)準(zhǔn)DIN17200）制造并經(jīng)高頻淬火，表面硬度均應(yīng)在HRC56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通過軸承12和13安裝在轉(zhuǎn)向器殼體5中，其上端通過花鍵與萬向節(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，兩端通過球頭座3與轉(zhuǎn)向橫拉桿1相連。彈簧7通過壓塊9將齒條壓靠在齒輪上，保證無間隙嚙合。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)簡單，制造方便，且成本低等特點(diǎn)，常用于小型車輛上。(1圖3.3兩端輸出式(11.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)整螺塞7.壓緊彈簧8.鎖緊螺母9.壓塊10.萬向節(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稱平面附近。由于拉桿長度增加，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槽，從而降低了它的強(qiáng)度。

圖3.4中間輸出1.萬向節(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)量小；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉(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)向梯形的相對位置3.2.6齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對位置根據(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、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動(dòng)比變化特性等對使用條件的適應(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2.5t且無動(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-轉(zhuǎn)向萬向節(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)向萬向節(jié)，如圖4。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動(dòng)，但柔性萬向節(jié)如果過軟，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)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⑷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)，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）延長直線AB與KAKB，交于QAB點(diǎn)，連PQAB直線。3）連接S和B點(diǎn)，延長直線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5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入8的平面上畫?。ú挥?jì)主銷后傾角）。如果用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)向梯形一般來說，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(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)對稱地處于汽車縱向?qū)ΨQ軸的兩側(cè)。對于給定的汽車，其軸距L、主銷后傾角。以及左右兩主銷軸線延長線與地面交點(diǎn)之間的距離K均為已知定值。對于選定的轉(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)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11以及齒條軸線到梯形底邊的安裝距離h。而橫拉桿長12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來確定。其關(guān)系式為(1)Klcosy)2+(lsiny—h)22ii6.4用解析法求內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系(1)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)齒條向右移過某一行程S,通過右橫拉桿推動(dòng)右梯形臂，使之轉(zhuǎn)過。0。圖6.6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。0的關(guān)系：S=-lcos(y+9)-<1-[lsin(y+9)-h]2(2)210A210另外，由圖2可知;=中+甲一y—M2—M2M-S)2+h2-1221J12+(=arccos；e:/K—M|21J(——2一—S)2+h2+arctan(—)—y(3)K—M—2S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,通過左橫拉桿拉動(dòng)左梯形臂轉(zhuǎn)過ei。

圖6.7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)01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1的關(guān)系，'即：S=lcos（y-0_）+《12TOC\o"1-5"\h\z-[1sin（y-9S=lcos（y-0_）+《12ii212+（—一S）2+h2一12c2h9.=丫-arccotk——m——2S一arccos22（5）?:/K—M”，I21.（一Sc2h9.=丫-arccotk——m——2S因此，利用公式(2)便可求出對應(yīng)于任一外輪轉(zhuǎn)角9°的齒條行程S,再將、代入公式(5)即可求出相應(yīng)的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角9.。把公式(2)和(5)結(jié)合起來便可將9.表示為9°的函數(shù),記作：9.=F(9°)反之，也可利用公式(4)求出對應(yīng)于任一內(nèi)輪轉(zhuǎn)角9.的齒條行程S,再將、代入公式(3)即可求出相應(yīng)的外輪轉(zhuǎn)角9°。將公式(4)和(3)結(jié)合起來可將9.表示為9°的函數(shù)，記作：9°=0(9.)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，艮化八八Kcot9-cot0.七=^(6)式中T為汽車軸距由(6)式可將理想的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角9云，表示為90的函數(shù)，艮阡TOC\o"1-5"\h\z9=f(9)=arccot(cot9-*)(7)it00T反之，取內(nèi)輪轉(zhuǎn)角9.為自變量時(shí)，理想的外輪轉(zhuǎn)角9ot也可表示為9.的函數(shù)，即：9=戒9)=arccot(cot9+—)(8)0t'iiT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9.=F(90)或90=F(9i),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)角盡量地接近對應(yīng)的理想的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角。為了綜合評價(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，因此建議用兩函數(shù)的加權(quán)均方根誤差。作為評價(jià)指標(biāo)。即：TOC\o"1-5"\h\z七=卜^。七成但。)-f(90)](9)\omax9=io0氣=卜Z9ima0[①(9.)-甲(9.)](10)'imax9i=io兩式中的加權(quán)因子W0、Wi為:1.5(0。<9<100)W=W=]1.0(100<9<200)010.5(200<9°<9)(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11、底角Y和安裝距離h三個(gè)設(shè)計(jì)變量。通過優(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Y可按經(jīng)驗(yàn)公式先選一個(gè)初始值：.4Ky=arctan(3亍然后再增加或減小，進(jìn)行優(yōu)化搜索。而sin(y+0)sin(y+0)-lsin10<第一，要保證梯形臂不與車輪上的零部件(如輪胎、輪輛或制動(dòng)底板)發(fā)生干涉,故要滿足：Aoy-Ln-0式中：A為梯形臂球頭銷中心的Y坐標(biāo)值，A=1cosya.為車輛上可能與梯形臂干涉部位的Y坐標(biāo)值，因?yàn)閏osy-A"n>0，所以可知當(dāng)11選定時(shí)y的可取值上限為：r(11)<arccos(11)第二，要保證有足夠的齒條行程來實(shí)現(xiàn)要求的最大轉(zhuǎn)角。即有：七<[S]式中S為最大轉(zhuǎn)角9o所對應(yīng)的齒條行程，宙]為轉(zhuǎn)向器的許用齒條行程因彳=1因彳=11cosy+J12一(1siny-h)2由公式(1)、(3)可知:S=1[cosy-cos(y+9)]+｛、.：12一(1siny-h)2-；1-[1sin(y+0~)一h]2｝TOC\o"1-5"\h\zmax1omax21210max一般來說｛｝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：S^1[cosy—cos(y+0)]所以當(dāng)選定時(shí)，11的可取值范圍為：ZJry<11<cosy—cos(y+0~~)(⑵0max第三，要保證有足夠大的傳動(dòng)角a。傳動(dòng)角a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。而且對應(yīng)于同一齒條行程，內(nèi)輪一側(cè)

的傳動(dòng)角以總是比外輪一側(cè)的傳動(dòng)角以要小。由圖6.6可知：TOC\o"1-5"\h\zi0OE?sin軋以=180-8_=180-arcsin(—1~^)2由圖6.7可知：OF?sin中、以.=180-8.=180-arcsin(—1~^)2最小傳動(dòng)角氣頊發(fā)生在內(nèi)輪一側(cè)，當(dāng)6i達(dá)到最大值時(shí)，8i也達(dá)到最大值，故此時(shí)以i為最小值。傳動(dòng)角過小會(huì)造成有效分力過小，表現(xiàn)為轉(zhuǎn)向沉重或回正不良。對于一般平面連桿機(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)使口min-4°°,但一般后置式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的amin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°0=230時(shí)的內(nèi)輪一側(cè)傳動(dòng)角ai23作為控制參數(shù)。以ai23>30o作為約束條件,這樣一般均能保證在°0<200時(shí)ai>400轉(zhuǎn)向器安裝距離h對傳動(dòng)角的影響較大,h越小，8也小，可獲得較大的a在選擇h時(shí)應(yīng)充分注意到這一點(diǎn)，但h過小會(huì)造成橫拉桿與齒條間夾角&過大。由圖6.6、圖6.7可知:g0gi=arcsinsin印「^-h但l02=arcsinsin印-°?)-叫但g0gi為保證傳動(dòng)良好一般希望&max<100,以此作為約束條件即要滿足聯(lián)立不等式:sin10sin10j|lsin(y+0)一^一lj|lsin(y-0,)一sin10sin10由此可解得:lsin(y+0)+lsin10lsin(y-0)+lsin101i200sin(y+0)sin(y-0)且因?yàn)樵趇和0的全部取值范圍內(nèi)，,0的最大值為1,'，i最小值為*「3-0imax)。所以h的可取值范圍為:l-lsin10<h<lsin(y-0)+lsin10121imax2

由于轉(zhuǎn)向器處于中立狀態(tài)時(shí)（即由于轉(zhuǎn)向器處于中立狀態(tài)時(shí)（即°i=e=0)，&值較小，故可近似地認(rèn)為:l牝lcos&=-lcosy2221于是可得h的取值范圍：sin(yK-Msin(yK-M——2lcosy)sin10。l-(——2lcosy)sin10。<h<(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,^ymin—50mm,根據(jù)最小轉(zhuǎn)彎半徑的要求，最大外輪轉(zhuǎn)角eomax-2*。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：0.七=f（e）=arccot（cote-0.6140）并由此可求得eimax=33.6785°。2、其次確定設(shè)計(jì)變量的取值范圍?！旱某跏贾?arctan(土?二)=65.27。3K由公式（12）可知，梯形臂l1的可取值范圍為：119.5mm<七<145.4由公式（11）可得對應(yīng)于l1=120mm的y<66.3°，對應(yīng)于l1=145mm的y<70.0°。先取"=132mm和y=66作為初始方案。由公式（14）可得h的可取值范圍為98mm<h<104mm在此范圍內(nèi)選定h之后，由公式（1）算出橫拉桿長l2。再利用公式（2）、（5）算出當(dāng)外輪轉(zhuǎn)角e0從1°以步長1°變化到28°時(shí)，實(shí)際的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角ei,并用公式（7）求出對應(yīng)的理想內(nèi)輪轉(zhuǎn)角eit,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。。1然后增大或減小h,重復(fù)上述計(jì)算。若目標(biāo)函數(shù)ai下降，則繼續(xù)沿該方向搜索；若七上升，則向相反的方向搜索，直至求到使七為最小的h值。然后改變l1或y,重復(fù)上述優(yōu)選計(jì)算。求對應(yīng)于各個(gè)l1y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Y等于經(jīng)驗(yàn)值不變，改變變量梯形臂長11,使11值不斷變化，然后觀察1值變化對曲線的影響。111梯形臂的長度值11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L值由120mm至到145mm之間變化對應(yīng)的圖形。l=120mml=125mm

據(jù)上圖可知，隨著梯形臂長l從120mm至到145mm逐漸增大的過程中，實(shí)際內(nèi)、1l=120mml=125mm（2）然后選取一個(gè)比較合適的11值保持不變，然后改變梯形底角y,觀察y不斷變化時(shí)對曲線的影響。根據(jù)（1）中的結(jié)論，暫選實(shí)際曲線和理想曲線接近的li=132mm不變，改變梯形底角，觀察梯形底角的變化對曲線的影響。選梯形底角在經(jīng)驗(yàn)值附近變動(dòng)，即64<y<69。以下為y角從64至69之間每增加一度的圖線。0J3Q70.6y=65y=0J3Q70.6y=65y=64y=66y=67y=68y=69據(jù)上面一組曲線可知：隨著y角從64到69之間逐漸增大的過程中，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。y=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11保持上面選定的合適的值不變，然后讓y值在選定的合適值周圍變化，作出圖線；接著保持y值在上面選定的合適值不變，讓11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11值和y值。根據(jù)（1）和（2）中得出的結(jié)論，選擇梯形臂長m在132mm左右變動(dòng)的幾個(gè)值和梯形底角y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y和l值。圖線如下所示：1l=130mmy=l=130mmy=64l=130mmy=66l=132mmy=64l=132mmy=66l=134mmy=64l=134mmy=66總的看來，只要11、y和h三者選配得恰當(dāng)，其ai差別是很小的。

6.5.4優(yōu)化結(jié)論通過以上分析和計(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)有如下不同點(diǎn)：梯形臂長11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1=(0.11?0.15)K中任取。轉(zhuǎn)向器的安裝距離h對于轉(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)1」確定后，必有一最佳的h,使ai為最小，并保證傳動(dòng)角a足夠大，&不超過允許的范圍。1最優(yōu)的設(shè)計(jì)變量組合并不是唯一的。對應(yīng)于不同的11、y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⑻用半經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算汽車的原地轉(zhuǎn)向力矩:M=f,竺R3\pf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=320kgx47%x9.8=1473.92N.P為胎壓網(wǎng)上查的范圍是12-16psi，取P=0.10MPa帶入可得Mr=41753.0N*mm計(jì)算轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh：Fh=Fh2MLLDRin2swFh=Fh式中：L1：轉(zhuǎn)向搖臂長度，mmMR：原地轉(zhuǎn)向阻力矩，N.mmL2：轉(zhuǎn)向節(jié)臂長度，mmDsw:轉(zhuǎn)向盤直徑，mmiw：轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比，4n+：轉(zhuǎn)向器的正效率，85%由于齒輪齒條轉(zhuǎn)向器無轉(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F—;M?RFh-DlRn+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1門+為轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)效率齒輪齒條轉(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iwo和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比ip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2Fw與作用在方向盤上的手力Fh之比稱為力傳動(dòng)比ip.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iw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：巧而F怦和作用在轉(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『h可由下式表示：Fh=Mhsw則i則ir^sw。若忽略磨擦損失則:h*2wo由此ip=i^，式中a為車輪節(jié)臂由式可知，力傳動(dòng)比與Rw.由式可知，力傳動(dòng)比與Rw.a和iwo有關(guān)a愈小，ip愈大轉(zhuǎn)向愈輕便.由以上過程可計(jì)算出結(jié)果如下:轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比nx36o0

。+。w轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比nx36o0

。+。w力傳動(dòng)比ip=iXwo式中a=iB=50mm疽iwoX=4x1005o=8轉(zhuǎn)向的傳動(dòng)比選擇為4,考慮到得因素如下：車手轉(zhuǎn)向靈活，操作方向盤時(shí)無需換于方向盤單向轉(zhuǎn)角應(yīng)不超過1/2圈；最小轉(zhuǎn)彎半徑為Rmin=4500mm，此時(shí)要求最大外轉(zhuǎn)角至少為七max=2°，此時(shí)對應(yīng)的最大內(nèi)轉(zhuǎn)角為°imax=33.6785°，與此對應(yīng)的方向盤轉(zhuǎn)過的最大角度應(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4度，車輪轉(zhuǎn)過1度，則方向盤的最大轉(zhuǎn)角大約為120〈180，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、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級精度。綜合考慮選用直齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)值取值為m=2.5，主動(dòng)齒輪齒數(shù)為Z1=6，壓力角取a=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]齒頂高齒根高齒高h(yuǎn)a=m=2.5mmhf=m2.5xG+0.25)=3.125mm分度圓直徑d=mz=2.5x6=15mm齒頂圓直徑da=d+2ha=15+5=20mm齒根圓直徑df=d-2hf=15-6.25=8.75mm基圓直徑db=dcoos=1Xcos=20mm齒距p=nm=3.14X2.5=7.85mm齒條寬度b=平卜=1.2x15=18mm圓整取20mm,齒輪齒寬b=b+10=30mmnh=ha+hf=2.5+3.125=5.625mm8.3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b=Sok<:.]F巾m3Z2F(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)：%=1.0齒輪齒間載荷分配系數(shù)：Ka=1.0計(jì)算載荷系數(shù)：K=KaKv%Ka=1.35X1.12X1.0X1=1.512齒輪的轉(zhuǎn)矩T=25N-m取齒寬系數(shù)中d=1.2齒輪齒數(shù)z1=6許用彎曲應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則[b]=Kf"fe=2238.MPa6FS則齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度為:2KTYY?m3Z22x1.512x25x2「<[b1.2x2.53x62］合格8.3.2齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核校核公式為:=Z校核公式為:=ZEZHZ2KTu+1bd2u許用接觸應(yīng)力Ch］，查