【正文】 結(jié)果。齒條的橫向運(yùn)動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫拉桿，使前輪轉(zhuǎn)向(圖41）。表46 齒輪的尺寸設(shè)計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)(mm)3齒數(shù)184法向模數(shù)5嚙合角20176。側(cè)面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（見圖42）。當(dāng)轉(zhuǎn)向盤從鎖點(diǎn)向鎖點(diǎn)轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30176。:1的傳動比較為合理。齒輪螺旋角取值范圍多為9176。為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。齒輪法面基圓齒距為齒條法面基圓齒距為取齒條法向模數(shù)為=齒條齒頂高=(1+0)=齒條齒根高=(1+)=法面齒距=167。轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至?xí)r，齒條左端點(diǎn)E移至的距離為=80 ==20+=齒輪齒條嚙合長度應(yīng)大于即=+=取L=100167。由《機(jī)械設(shè)計》[12]查得，aa截面左側(cè)167。即： （54）或 （55）兩式中的加權(quán)因子、為： （54）、（55）兩式是等價的，可根據(jù)具體情況取其中之一作為極小化目標(biāo)函數(shù)。即有：式中：最大轉(zhuǎn)角或所對應(yīng)的齒條行程：轉(zhuǎn)向器的許用齒條行程因所以由公式（51）或（53）可知： 或一般來說{ }內(nèi)的數(shù)值很小，故在估算齒條行程時刻略去不計，即可粗略地認(rèn)為或所以當(dāng)γ選定時，的可取值范圍為 （57）或 （58）（57）式和（58）式是等價的，使用時可根據(jù)具體情況任取其中之一作為約束條件。對于一般平面連桿機(jī)構(gòu)，為了保證機(jī)構(gòu)傳動良好，設(shè)計時通常使，但一般后置式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的都偏小。圖61 轉(zhuǎn)向梯形數(shù)模圖167。通過兩種方法的嘗試充分感受到新方法效率高，且通過結(jié)果對比發(fā)現(xiàn)新方法與傳統(tǒng)方法結(jié)果相符，說明新方法基本可行。參考文獻(xiàn)[1] ：清華大學(xué)出版社,2000[2] (第三版). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2000 [3] (下冊). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2005[4] 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2005 [5] （新版）. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2004 [6] . 北京：人民交通出版社,2001 [7] [日].. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1996 [8] . 北京：高等教育出版社,1991[9] ：科學(xué)技術(shù)出版社,2001 [10] ,1986[11] ：高等教育出版社,2006 [12] [13] （標(biāo)準(zhǔn)件篇）.吉林科技大學(xué)出版社，2000[14] William . . SAE[15] 居小凡. Formula SAE賽車的設(shè)計制造及測試,上海交通大學(xué)碩士論文[16] 張敏中. 齒輪—齒條式轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計,1994年,第15期,[17] ，2005[18] Unigraphics Solutions ：清華大學(xué)出版社,2002[19] ，2003年，第26期，[20] ，2007年 [21] David Tremayne. The Science of Formula1 Design,2004致 謝本次畢業(yè)設(shè)計是在牛毅、郗建國老師的認(rèn)真指導(dǎo)下完成的。最后，向所有關(guān)心和幫助過我的人致以最衷心的感謝！。本次設(shè)計存在的不足之處是由于時間原因，在設(shè)計過程中都是運(yùn)動學(xué)分析，沒有涉及動力學(xué)，還未采用ADAMS柔性體單元建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型，進(jìn)行仿真設(shè)計。 圖68 原始狀態(tài) 圖69 輪胎上跳 圖610 輪胎下跳從圖中可以看到三種極限狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向于懸架系統(tǒng)為發(fā)生干涉現(xiàn)象，能滿足要求。用Curve功能建立左右主銷軸線、左右轉(zhuǎn)向輪、左右轉(zhuǎn)向輪軸線數(shù)模。所以h的可取值范圍為：由于轉(zhuǎn)向器處于中立狀態(tài)時(即時)，值較小，故可近似地認(rèn)為：于是可得h的取值范圍： 賽車系統(tǒng)速度高轉(zhuǎn)向幅度小，因轉(zhuǎn)彎引起的輪胎磨損并不嚴(yán)重，出于對整車質(zhì)量的控制，以及車內(nèi)空間的要求，避免與車內(nèi)其他部件發(fā)生干涉，對優(yōu)化后的參數(shù)進(jìn)行修正。由圖212可知:由圖213可知：最小傳動角夠在內(nèi)輪一側(cè)，當(dāng)達(dá)到回正大值時，也達(dá)到最大值，故此時為最小值。 保證梯形臂不與車輪上的零部件發(fā)生干涉要保證梯形臂不與車輪上的零部件（如輪胎、輪輞或制動底板）發(fā)生干涉，故要滿足：AoyAymin0式中：Aoy:梯形臂球頭銷中心的Y坐標(biāo)值（見圖213），Aoy=cosγAymin：車輪上可能與梯形臂干涉部位的Y坐標(biāo)值因cosγAymin0,所以可知當(dāng)選定是γ的可取值上限為： （56）167。 目標(biāo)函數(shù)的建立在不計輪胎側(cè)偏時，實現(xiàn)轉(zhuǎn)向輪純滾動、無側(cè)滑轉(zhuǎn)向的條件是內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角有如圖51所示的理想的關(guān)系，圖51 理想的內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系即 （51）式中T：計及主銷后傾角β時的計算軸距 T=L+r*tgβL：汽車軸距r：輪胎滾動半徑由（51）式可將理想的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角θit表示為θot的函數(shù)，即 （52）反之，取內(nèi)輪轉(zhuǎn)角θi為自變量時，理想的外輪轉(zhuǎn)角θot也可表示為θi的函數(shù)，即 （53）而由轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)所提供的內(nèi)、外實際轉(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)計的目標(biāo)就是要在規(guī)定的轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)使實際的內(nèi)（或外）輪轉(zhuǎn)角盡量地接近對應(yīng)的理想的內(nèi)（或外）輪轉(zhuǎn)角。顯然，aa截面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)可能是危險剖面。===30176。 確定載荷系數(shù)=1，由,/100=,=1；對稱布置，取=；取=則=11= 修正法向模數(shù)==圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取=167。此外，設(shè)計時應(yīng)驗算齒輪的抗彎強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度。齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間。這種傳動比過于小，因為轉(zhuǎn)向盤最輕微的運(yùn)動將會使車輛突然改變方向。圖43 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(yùn)動。轉(zhuǎn)向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。因此，轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動以操縱前輪。齒條可以比作是梯形轉(zhuǎn)向桿系的轉(zhuǎn)向直拉桿。f=1G1=p=MR=167。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，需首先確定作用在各零件上的力。n越大，在同一搖臂軸轉(zhuǎn)角條件下，其傳動間隙也越大。即將中間齒設(shè)計成正常齒厚，從靠近中間齒的兩側(cè)齒到離開中間齒最遠(yuǎn)的齒，其厚度依次遞減。)要極小，最好無間隙。圖31 齒條壓力角變化簡圖a）齒條中部齒b）齒條兩端齒167。下面介紹齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器變速比工作原理。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。作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh可用下式表示 （34）式中，為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；為轉(zhuǎn)向盤直徑。 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=2Fw／Fh 。受η增大的影響，αo不宜取得過大。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。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％。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。input angles(degrees1)39。取梯形右底角頂點(diǎn)O為坐標(biāo)原點(diǎn)，X、Y軸方向如圖2所示，則可導(dǎo)出齒條行程S與外輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系： （22） 圖215 內(nèi)輪一側(cè)桿系運(yùn)動情況 圖214 外輪一側(cè)桿系運(yùn)動情另外，由圖214可知： 而 （23）而內(nèi)輪一側(cè)的運(yùn)動則如圖215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(diǎn)O1為坐標(biāo)原點(diǎn)，X、Y軸方向如215所示，則同樣可導(dǎo)出齒條行程S與內(nèi)輪轉(zhuǎn)角θi的關(guān)系，即： (24) (25)因此，利用公式（22）便可求出對應(yīng)于任一外輪轉(zhuǎn)角θ0的齒條行程S，再將S代人公式（25）即可求出相應(yīng)的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角θi。 轉(zhuǎn)向系內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系的確定齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系的結(jié)構(gòu)如圖213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。當(dāng)S點(diǎn)低于A點(diǎn)時，PQBS線應(yīng)低于PQAB線。 斷開式轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)的確定橫拉桿上斷開點(diǎn)的位置與獨(dú)立懸架形式有關(guān)。按選定傳動比再次計算方向盤力為60N，滿足要求。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的缺點(diǎn)是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造進(jìn)度要求高。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，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。 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)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。 圖22 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)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(yùn)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。45 第二章 轉(zhuǎn)向系設(shè)計方案分析167。仔細(xì)分析湖大轉(zhuǎn)向系采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)