【正文】 。 42167。 38第六章 基于UG運動仿真的轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計與優(yōu)化 41167。 36167。 33167。 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運動分析 30167。 28167。 轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部的設(shè)計 26167。 24167。 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 23167。 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙Δt 20167。 轉(zhuǎn)向系傳動比 17167。 轉(zhuǎn)向器的效率 16167。 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的選擇 10167。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 6167。 轉(zhuǎn)向系的基本構(gòu)成 4167。 發(fā)展和現(xiàn)狀 2167。 The principles of spatial mechanism kinetics and a related optimization program by using Matlab are applied to the calculation of the spatial motion of the ackerman steering linkage. By using the method,the interference between suspension guiding mechanism and steering linkage is minimized。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?cè)?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。車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)論文河 南 科 技 大 學(xué)畢 業(yè) 設(shè) 計（論 文） 題目 方程式賽車前、后懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計（轉(zhuǎn)向系統(tǒng)）方程式賽車前、后懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計（轉(zhuǎn)向系統(tǒng)）摘 要賽車轉(zhuǎn)向系的設(shè)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。最后我們建立三維模型數(shù)據(jù)進行預(yù)裝配，在軟件上檢查我們設(shè)計的轉(zhuǎn)向系是否存在干涉等現(xiàn)象以及檢查我們的轉(zhuǎn)向系是否滿足我們的設(shè)計要求，對我們的設(shè)計進行改進。 then UG kinetic analysis is used to analysis the motion of steering system when turning and calculating the corresponding relation between the turning angle of inside and outside wheels, the transmission angle of steering linkage and steering box or steering linkage and trackrod, and steering box stroke. And it provides a theoretical basis for designing and optimizing the steering trapezoidal mechanism. After the work we calculate 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 plete calculation of the portability, we calculate the torque of the wheel, the force of steering wheel on the hands and the total number of turns , to meet the requirements in the car ruls. Finally, we set up preassembled threedimensional 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 design. We also plan to use adams flexible body element to establish steering system model to improve the accuracy of simulation and optimization models. KEY WORD：FSAE，UG, steering trapezoid, motion analysis, rack and pinion 35目 錄第一章 緒論 1167。 中國FSAE發(fā)展概況 2167。 轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 4167。 轉(zhuǎn)向器形式的選擇 9167。 斷開式轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)的確定 10167。 轉(zhuǎn)向器的正效率η+ 16167。 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 18167。 20167。 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計算 23167。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 24167。 26167。、熱處理方式及計算許用應(yīng)力 28167。 齒輪齒條傳動受力分析 31167。 33167。 37167。 41167。 參數(shù)設(shè)定及輸出 43167。 UG裝配模型檢查干涉問題 47第七章 結(jié)論 48參考文獻 49致謝 50SAE 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。比賽由三個主要部分組成：工程設(shè)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 為在傳統(tǒng)教室學(xué)習(xí)中的學(xué)生提供了一個現(xiàn)實的工程經(jīng)歷。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)。對于設(shè)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(shè)計和制造出最能滿足這些目的的原型車。70 年代中期，幾個美國大學(xué)開始主辦當(dāng)?shù)氐膶W(xué)生設(shè)計競賽賽車。Mini Baja 比賽重點強調(diào)了地盤的設(shè)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(chǔ)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 以內(nèi)。其中湖南大學(xué)已經(jīng)兩次赴美國參賽，已有兩代車型。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(dāng)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。167。第二章 轉(zhuǎn)向系設(shè)計方案分析167。167。 圖22 轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 圖23 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裝有轉(zhuǎn)向萬向節(jié)，如上圖23所示。為此，需在轉(zhuǎn)向系中設(shè)計并安裝能防止或者減輕駕駛員受傷的機構(gòu)。該軸在使用過程中除傳遞轉(zhuǎn)矩外，在受到一定數(shù)值的軸向力時，上下轉(zhuǎn)向軸能自動脫開，以確保駕駛員的安全。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(gòu)非常簡單緊湊，不需要轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向拉桿。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器圖 26 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。[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(cè)面輸入，兩端輸出（圖 b）；側(cè)面輸入，中間輸出（圖 c）；側(cè)面輸入，一端輸出（圖 d）。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(gòu)成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動副組成，如圖29所示。 轉(zhuǎn)向器形式的選擇由上述分析綜合考慮學(xué)校的實際情況，比如考慮到我們的加工精度等因素，我們選擇了齒輪齒條是轉(zhuǎn)向器。圖210考慮主銷后傾角是受力式中ψ：賽道阻尼系數(shù) G：賽車質(zhì)量圖211為考慮主銷內(nèi)傾時受力 得Mh=52048，我們通過與湖大交流，在減小方向盤力的同時，考慮到傳動比太小轉(zhuǎn)向靈敏度太高，不適于賽車手操作，方向盤轉(zhuǎn)110度，內(nèi)輪轉(zhuǎn)30度。 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)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(guān)。167。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。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。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。[2]167。圖213 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖轉(zhuǎn)向軸 齒輪 齒條 左橫拉桿 左梯形臂 右梯形臂 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(dāng)轉(zhuǎn)向器處于中立位置時，齒條兩端球鉸中心應(yīng)對稱的處于汽車縱向?qū)ΨQ軸的兩側(cè)。設(shè)齒條向右移動某一行程S，通過右橫拉桿推動右梯形臂，使之轉(zhuǎn)角。 MATLAB內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線部分程序sita20=for i=1:50D2R=pi/180sita21=atan(1/(1/tan(sita20)1200/1650))angles1(i,1)=sita20/D2Rangles1(i,2)=sita21/D2Rsita20=sita20+D2Rendplot(angles1(:,1),angles1(:,2))axis([0 30 0 30])xlabel(39。)hold onr=66*pi/180h=50k=1100M=730sita0=0L1=40L2=(((kM)/2L1*cos(r))^2+(L1*sin(r)h)^2)^D2R=pi/180for i=1:50……sita0=sita0+D2Rendplot(angles(:,1),angles(:,2)) axis([0 30 0 30])xlabel(39。)圖216 MATLAB繪制的內(nèi)外論轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線第三章 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)167。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。(1)轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)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。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗結(jié)果分別為70％和75％。 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。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。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。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，則逆效率可用下式計算 （3—2）式(3—1)和式(3—2)表明：增加導(dǎo)程角αo,正、逆效率均增大。通常螺線導(dǎo)程角選在8176。 傳動比的變化特性167。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。167。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)向傳動機構(gòu)角傳動比，除用 iw′=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Ll之比來表示，即 iw′=dβp／dβki≈L2／Ll 。式(3—7)表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。為解決這對矛盾，可采用變速比轉(zhuǎn)向器。其中齒輪基圓齒距Pbl=πmlcosα1，齒條基圓齒距 Pb2=πm2cosα2 。圖31是根據(jù)上述原理設(shè)計的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器齒條壓力角變化示例。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。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10176。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。167。加工齒扇時使之繞切齒軸線O1轉(zhuǎn)動。圖33 確定齒扇齒切齒軸線偏移傳動 圖34 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。167。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。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。mm)。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh表42 轉(zhuǎn)向盤手力Fh的計算設(shè)計計算和說明計算結(jié)果 式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長, 單位為mm；——原地轉(zhuǎn)向阻力矩, 單位為N因此，可以用此值作為計算載荷。表44 主動齒輪軸的計算設(shè)計計算和說明計算結(jié)果=140MPa取=10mm167。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(dāng)?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。圖41 齒條表45 齒條的尺寸設(shè)計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)()1總長7302直徑253齒數(shù)314法向模數(shù)167。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。相對直齒而言，斜齒的運轉(zhuǎn)趨于平穩(wěn)，并能傳遞更大的動力。球頭銷通過螺紋與齒條連接。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。齒條導(dǎo)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。表48 齒條調(diào)整裝置的尺寸設(shè)計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)(mm)1導(dǎo)向座高度