【正文】 轉(zhuǎn)角；R1為中心O1到b點(diǎn)的距離；n為偏心距。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(dòng)間隙變化特性。圖32 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)間隙特性直線行駛時(shí)，轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副若存在傳動(dòng)間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)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。因此，轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)比是變化的。角傳動(dòng)比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對(duì)轉(zhuǎn)向盤角速度的響應(yīng)變得遲鈍，使轉(zhuǎn)向操縱時(shí)間增長(zhǎng)，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構(gòu)成一對(duì)矛盾。167。 搖臂軸轉(zhuǎn)動(dòng)角速度ωp與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比iw′，即。167。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時(shí)，駕駛員并不十分緊張，同時(shí)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器要小。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。第一種結(jié)構(gòu)除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動(dòng)摩擦損失，故這種轉(zhuǎn)向器的效率ly+僅有54％。為了保證轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤輕便，要求正效率高。solved angles(degrees)39。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212所示。雙橫臂互相平行的懸架能滿足此要求，如圖212a、c所示。3）連接S和B點(diǎn)，延長(zhǎng)直線SB。由于我們賽車采用的是獨(dú)立懸架，所以轉(zhuǎn)向梯形需采用與此對(duì)應(yīng)的斷開式轉(zhuǎn)向梯形，其主要優(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。賽車靜止?fàn)顟B(tài)與轉(zhuǎn)向系有關(guān)的力如圖210和211所示。 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。 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器方案分析167。下轉(zhuǎn)向軸 呈T字形，其上端與一個(gè)壓鑄件相連，壓鑄件上鑄兩空，空內(nèi)壓入橡膠套與塑料襯套后再與上轉(zhuǎn)向軸呈倒鉤狀連接，構(gòu)成安全轉(zhuǎn)向軸。其總體設(shè)計(jì)如圖22所示。在這個(gè)過(guò)程中必須兼顧成本、性能和可靠性三個(gè)方面。他們的賽車進(jìn)行過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)改進(jìn)設(shè)計(jì)及流場(chǎng)特性分析、FSAE賽車進(jìn)氣系統(tǒng)改進(jìn)設(shè)計(jì)、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(yàn)、基于有限元的FSAE賽車車架的強(qiáng)度及剛度計(jì)算與分析等分析設(shè)計(jì)。FormulaSAE 相比SAE Mini Baja 有著許多進(jìn)步和發(fā)展，引擎的限制也已經(jīng)大大放寬，允許參賽車隊(duì)使用610cc 以下的發(fā)動(dòng)機(jī)，這極大地提升了賽車的性能表現(xiàn)。 發(fā)展和現(xiàn)狀從世界范圍來(lái)看，當(dāng)今有三個(gè)地區(qū)有Formula SAE 的學(xué)生競(jìng)賽，即美國(guó)、歐洲、澳洲。目標(biāo)市場(chǎng)就是那些會(huì)在周末去參加高速穿障比賽（Autocross）的非專業(yè)車手。目前美國(guó)、歐洲和澳大利亞每年都會(huì)定期舉辦該項(xiàng)賽事。 UG模型以及基于UG高級(jí)仿真的零部件校核 46167。 38第六章 基于UG運(yùn)動(dòng)仿真的轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)與優(yōu)化 41167。 33167。 28167。 24167。 轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙Δt 20167。 轉(zhuǎn)向器的效率 16167。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 6167。 發(fā)展和現(xiàn)狀 2167。完成了對(duì)轉(zhuǎn)向輕便性的計(jì)算，我們計(jì)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(rèn)是否達(dá)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(jìn)行預(yù)裝配，在軟件上檢查我們?cè)O(shè)計(jì)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(jì)要求，對(duì)我們的設(shè)計(jì)進(jìn)行改進(jìn)。 中國(guó)FSAE發(fā)展概況 2167。 轉(zhuǎn)向器形式的選擇 9167。 轉(zhuǎn)向器的正效率η+ 16167。 20167。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì) 24167。、熱處理方式及計(jì)算許用應(yīng)力 28167。 33167。 41167。 UG裝配模型檢查干涉問(wèn)題 47第七章 結(jié)論 48參考文獻(xiàn) 49致謝 50比賽由三個(gè)主要部分組成：工程設(shè)計(jì)、成本以及靜態(tài)評(píng)比；多項(xiàng)單獨(dú)的性能試驗(yàn)；高性能耐久性測(cè)試。因此，這些賽車在加速、制動(dòng)、和操控性方面要有非常好的表現(xiàn)。70 年代中期，幾個(gè)美國(guó)大學(xué)開始主辦當(dāng)?shù)氐膶W(xué)生設(shè)計(jì)競(jìng)賽賽車。在發(fā)達(dá)國(guó)家，很多高校已經(jīng)從事Formula SAE 超過(guò)20 年時(shí)間，擁有大量資金和試驗(yàn)基礎(chǔ)的情況下，他們的作品已經(jīng)基本達(dá)到了專業(yè)水平，最高時(shí)速可達(dá)到甚至超過(guò)200km/h，0 到100km/h 以內(nèi)。仔細(xì)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(dòng)時(shí)推動(dòng)或拉動(dòng)橫拉桿，是轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。第二章 轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)方案分析167。 圖22 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 圖23 轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié)有時(shí)為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及不見相對(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有轉(zhuǎn)向萬(wàn)向節(jié)，如上圖23所示。該軸在使用過(guò)程中除傳遞轉(zhuǎn)矩外，在受到一定數(shù)值的軸向力時(shí)，上下轉(zhuǎn)向軸能自動(dòng)脫開，以確保駕駛員的安全。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器圖 26 自動(dòng)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。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(dòng)副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動(dòng)副組成，如圖29所示。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(shí)受力 得Mh=52048，我們通過(guò)與湖大交流，在減小方向盤力的同時(shí)，考慮到傳動(dòng)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。167。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。[2]167。設(shè)齒條向右移動(dòng)某一行程S，通過(guò)右橫拉桿推動(dòng)右梯形臂，使之轉(zhuǎn)角。)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。為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動(dòng)返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果分別為70％和75％。但是，在不平路面上行駛時(shí)，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(zhǎng)時(shí)間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。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(jì)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。 傳動(dòng)比的變化特性167。167。 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)角傳動(dòng)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(zhǎng)L2與搖臂臂長(zhǎng)Ll之比來(lái)表示，即 iw′=dβp／dβki≈L2／Ll 。為解決這對(duì)矛盾，可采用變速比轉(zhuǎn)向器。圖31是根據(jù)上述原理設(shè)計(jì)的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器齒條壓力角變化示例。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時(shí)(一般是10176。167。圖33 確定齒扇齒切齒軸線偏移傳動(dòng) 圖34 偏心距n不同時(shí)傳副徑向間隙△R及傳動(dòng)間隙△t的示意圖 動(dòng)間隙△t的變化偏心距n不同，傳動(dòng)副的傳動(dòng)間隙特性也不同。故研究轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比時(shí)，為簡(jiǎn)化起見往往只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比及其變化規(guī)律即可。mm)。因此，可以用此值作為計(jì)算載荷。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。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。球頭銷通過(guò)螺紋與齒條連接。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(gè)彈簧。前輪將轉(zhuǎn)向1176。為了計(jì)算傳動(dòng)比，可將鎖點(diǎn)到鎖點(diǎn)過(guò)程中轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的度數(shù)除以此時(shí)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的度數(shù)。變速比的齒條壓力角，對(duì)現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在12176。、熱處理方式及計(jì)算許用應(yīng)力(1) 選擇材料及熱處理方式小齒輪：40Cr CN共滲淬火、回火 43—53HRC齒條： 45 調(diào)質(zhì)處理 229—286HBC（2）強(qiáng)度校核校核齒輪接觸疲勞強(qiáng)度選取參數(shù)，按ME級(jí)質(zhì)量要求取值 ；；， 故以計(jì)算 查得：， ，；， ，則，齒輪接觸疲勞強(qiáng)度合格校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度選取參數(shù)，按ME級(jí)質(zhì)量要求取值； ；；；；故以計(jì)算據(jù)齒數(shù)查表有：；； ；。當(dāng)轉(zhuǎn)向輪右轉(zhuǎn)30176。 齒輪軸的強(qiáng)度校核167。則彎曲應(yīng)力 應(yīng)力幅 平均應(yīng)力 切應(yīng)力 安全系數(shù)查得許用安全系數(shù)[S]=～，顯然S[S]，故aa剖面安全。167。167。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)。因此,建立的數(shù)模,應(yīng)該是參數(shù)化的,即用草圖(Sketch)功能建模,使理論轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)度、梯形角、轉(zhuǎn)向器相對(duì)輪心的安裝距離、兩斷點(diǎn)長(zhǎng)度能夠很方便地調(diào)整。(4)定義右轉(zhuǎn)向拉桿為一個(gè)連桿(L004)。(4)左轉(zhuǎn)向拉桿(L003)與右轉(zhuǎn)向拉桿(L004)分別與連桿1(L001)、連桿2(L002)、轉(zhuǎn)向器齒條(L005)相連接的部位(球銷點(diǎn))定義為球面副(Spherical)。此時(shí),需要驅(qū)動(dòng)內(nèi)輪旋轉(zhuǎn)多少度,就定義運(yùn)動(dòng)時(shí)間(time)為多少數(shù)值。 基于UG工程圖模塊的轉(zhuǎn)向機(jī)動(dòng)圖根據(jù)賽車的整體參數(shù)以及我們?cè)O(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)角關(guān)系以及阿克曼理論，分別畫出以前外輪、前內(nèi)輪以及汽車縱向?qū)ΨQ面的轉(zhuǎn)彎半徑，然后根據(jù)給定的賽道畫出前外輪和后內(nèi)輪轉(zhuǎn)向圓以及賽道圓，由于此次大賽賽道尚未確定，我們只對(duì)初定賽道外徑檢查車尾是否會(huì)撞到安全樁，如圖64所示，由圖可知賽車車尾不會(huì)撞到安全樁。本次設(shè)計(jì)主要完成的工作： 參考國(guó)內(nèi)外SAE賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)合各種形式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)缺點(diǎn)，選定齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，然后通過(guò)受力分析綜合轉(zhuǎn)向性能確定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動(dòng)比，初步確定轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)比，進(jìn)行轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)與計(jì)算。謹(jǐn)向這些相關(guān)文獻(xiàn)資料的作者表示衷心的感謝！由于知識(shí)水平有限，本論文可能存在諸多不合理之處，以及隨著新技術(shù)的不斷發(fā)展，造成論文有一定的局限性，希望閱者批評(píng)指正。感謝車隊(duì)的同學(xué)們，正是在你們的幫助關(guān)心下，讓我順利完成畢業(yè)設(shè)計(jì)。 采用傳統(tǒng)的方法進(jìn)行轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)，采用MATLAB編程的方法對(duì)轉(zhuǎn)向梯形進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì) 用UG運(yùn)動(dòng)仿真進(jìn)行轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)與優(yōu)化，并用UG建立三維實(shí)體裝配模型，進(jìn)行預(yù)裝配，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)基本運(yùn)動(dòng)關(guān)系，并檢查干涉情況與其他配合件的安裝位置 采用UG工程圖模塊繪制轉(zhuǎn)向機(jī)動(dòng)圖，檢查轉(zhuǎn)彎半徑以及過(guò)彎時(shí)與車道邊緣安全樁相撞情況，采用UG高級(jí)仿真進(jìn)行某些零部件強(qiáng)度校核通過(guò)以上設(shè)計(jì)發(fā)現(xiàn)，該設(shè)計(jì)滿足參賽要求。 UG模型以及基于UG高級(jí)仿真的零部件校核采用UG參數(shù)化建模技術(shù)，建立可改性較高的轉(zhuǎn)向三維模型，如圖666,然后采用UG高級(jí)仿真功能，對(duì)建立的轉(zhuǎn)向橫拉桿模型進(jìn)行畫網(wǎng)格，并添加與實(shí)際相符的約束，施以與實(shí)際相符的外力，求解后處理后如圖67所示，強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。 參數(shù)設(shè)定及輸出 經(jīng)過(guò)以上步驟,轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)及左右車輪就可以按我們?cè)O(shè)定的空間參數(shù)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)了。經(jīng)過(guò)上面三個(gè)步驟,就可對(duì)各設(shè)定連桿進(jìn)行運(yùn)動(dòng)模擬分析及編輯修正設(shè)計(jì)參數(shù)。(6)定義轉(zhuǎn)向器齒輪為連桿（L006）整個(gè)運(yùn)動(dòng)模型共定義五個(gè)連桿。用SketchCurve功能建立左右理論轉(zhuǎn)向節(jié)臂、左右轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向器齒條數(shù)模。 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a。傳動(dòng)角α是指轉(zhuǎn)向梯形臂與橫拉桿所夾得銳角。其中底角γ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。 齒輪軸軸承的校核由工作條件決定選用深溝球軸承，軸承間距46mm,軸承轉(zhuǎn)速n=15r/min,預(yù)期壽命L′h=12000h=eX=,暫選一近似中間值Y=。(2) 計(jì)算支承反力在垂直面上在水平面上(3) 畫彎矩圖在水平面上，aa剖面左側(cè)、右側(cè)在垂直面上，aa剖面左側(cè)aa剖面右側(cè)合成彎矩，aa剖面左側(cè)aa剖面右側(cè)(4) 畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩 =167。=40cos30176。(1) 選擇齒輪類型根據(jù)齒輪傳動(dòng)的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動(dòng)方案(2) 選擇齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)選用7級(jí)精度(3) 初選參數(shù)初選 =6 =31 = = =按當(dāng)量齒數(shù)(4) 初步計(jì)算齒輪模數(shù)==14432閉式硬齒面?zhèn)鲃?dòng)，按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。范圍內(nèi)變化。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)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。將使前輪從鎖點(diǎn)轉(zhuǎn)向鎖點(diǎn)。齒條導(dǎo)向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預(yù)緊力，此預(yù)緊力會(huì)影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋（見圖43）。防塵套夾在轉(zhuǎn)向器兩側(cè)的殼體和轉(zhuǎn)向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進(jìn)入球銷及齒條中。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支承。導(dǎo)向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。表43 轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算和說(shuō)明計(jì)算結(jié)果=。 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計(jì)算表41 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算和說(shuō)明計(jì)算結(jié)果式中 f——輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)；——轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，單位為N；P——輪胎氣壓，單位為。 轉(zhuǎn)向系計(jì)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(yīng)有足夠的強(qiáng)度。n越大，在同一搖臂軸轉(zhuǎn)角條件下，其傳動(dòng)間隙也越大。即將中間齒設(shè)計(jì)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，