【正文】 aa 截面左側(cè) 3 32 2 T dW W mm?? ? ? ? ? 查得 , ?? ?? KK ；由表查得絕對尺寸系數(shù) ；， ?? ?? ?? 軸經(jīng)磨削加工，查得質(zhì)量系數(shù) β= 。 軸的彎扭合成強度校核 由《機械設(shè)計》 [12]查得 1[ ] 60b MPa?? ? ， ? ? 0[ ] 1 0 0b M P a???? ， aa 截面左側(cè) 33 32dW m m?? ?? ? ? ? ? 2222 2 3 7 1 9 . 7 0 . 6 1 4 4 3 2 . 1() 7 2 . 8 [ ]3 4 6 . 7e MT M P a M P aW ??????? ? ? ? 167。 判斷危險剖面 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。 軸的受力分析 (1) 畫軸的受力簡圖。 11 /2 dTFt ? =2 14432/= ta n / c o s 1 8 9 5 .1 ta n 2 0 / c o s 1 0r t nFF ??? ? ? ?= t a n t a n 10atFF ?? ? ?=334N 167。 ，轉(zhuǎn)向節(jié)由 OC 繞圓心 O 轉(zhuǎn)至 OB 時，齒條左端點 E 移至 BE 的距離為 2l DADB? =80mm BBDC ?? 2 2 2 21 9 3 5 . 4BBB E B E B B??? ? ? ?= CEEBBCEEl BB ??????2 =20+= 齒輪齒條嚙合長度應(yīng)大于 21 ll? 即 21 llL ?? =+=40mm 取 L=100mm 167。= 20mm DCAA ?? 193ABAE C E BE mm? ? ? ADCA ?? 22 39。= 40cos30176。當轉(zhuǎn)向輪右轉(zhuǎn) 30176。 ，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動約 60176。 齒輪法面基圓齒距為 111 co s?? nb mP ? 齒條法面基圓齒距為 222 co s?? nb mP ? 取齒條法向模數(shù)為 2nm = (5) 齒條齒頂高 2ha ? ?Xnhmha ann ?? ?2 =(1+0)= (6) 齒條 齒根高 2fh ? ?XnChmh nannf ??? ??2 =(1+)= (7) 法面齒距 2nS ? ? nnn mXnS ?? t a n22/2 ?? = 167。 3 2121][co s2 FFSdtnt YZ YYTKm ?? ? ?? ?? = 3 22 os1443 ?? ?????? = (5) 確定載荷系數(shù) K AK =1，由 smnzm ntt / o s100060 11 ??? ???, 1vZ /100=, VK =1；對稱布置，取 ?K =； 取 ?K = 則 ?? KKKKK VA ???? =11= 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)論文 30 (6) 修正法向模數(shù) 3 tntn KKmm ? = 3 = 圓整為標準值，取 nm = 167。則 1 1112 1 4 2 . 0 6F F a s a F pnKT Y Y Y Y M P ab d m ????? ? ? 167。 齒輪軸和齒條的設(shè)計計算 167。為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。此外，設(shè)計時應(yīng)驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。 ～ 35176。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應(yīng)的齒條移動行程應(yīng)達到的值來確定。 ～ 15176。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在 5～ 7 個齒范圍變化，壓力角取 20176。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計要求 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)論文 28 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。為了計算傳動比，可將鎖點到鎖點過程中轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的度數(shù)除以此時轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的度數(shù)。 ，前輪轉(zhuǎn)向 1176。 :1的傳動比較為合理。這種傳動比過于小，因為轉(zhuǎn)向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。 ，轉(zhuǎn)向盤向任一方向轉(zhuǎn)動 30176。若傳動比是 1:1，轉(zhuǎn)向盤旋轉(zhuǎn) 1176。 ，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動大約 60176。 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 1B 20 2 彈簧總?cè)?shù) n 3 彈簧節(jié)距 t 4 彈簧外徑 D 20 5 彈簧工作高度 2H 6 螺塞螺紋公稱直徑 Sd M362 7 螺塞高度 SH 20 8 鎖止螺塞高度 SSH 5 9 轉(zhuǎn)向器殼體總長 /高 kk HL/ 180/96 167。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)緊力會影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋（見圖 43）。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。 圖 42 轉(zhuǎn)向橫拉桿外接頭 1 橫拉桿 2鎖緊螺母 3外接頭殼體 4球頭銷 5六角開槽螺母 6球碗 7端蓋 8梯形臂 9開口銷 表 47 轉(zhuǎn)向橫拉桿及接頭的尺寸設(shè)計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù) (mm ) 1 橫拉桿總長 aL 192 2 橫拉桿直徑 La? 15 3 螺紋長度 ML 60 4 外接頭總長 WL 120 5 球頭銷總長 QXL 62 6 球頭銷螺紋公稱直徑 qxd M101 7 外接頭螺紋公稱直徑 wd M12 8 內(nèi)接頭總長 NL 9 內(nèi)接頭螺紋公稱直徑 nd M16 167。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。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入球銷及齒條中。球頭銷通過螺紋與齒條連接。 6 螺旋方向 左旋 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)論文 26 167。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。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支承。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。它安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。 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) (mm ) 1 總長 L 730 2 直徑 ? 25 3 齒數(shù) 2Z 31 4 法向模數(shù) 2Mn 167。導(dǎo)向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。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?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。 齒條 的設(shè)計 齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的，加工有齒形的金屬條。 初步估算主動齒輪軸的直徑 表 44 主動齒輪軸的計算 設(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 233 1 6 m a x 1 6 9 0 . 2 0 . 1 6 8 . 1[ ] 1 4 0 10Mnd m m m? ? ? ???? ? ? ?? ][? =140MPa 取 mind =10mm 167。[ ] 21 6 。 167。 SWD =320mm iw= ?? =90% hF = 對給定的汽車，用上式計算出來的作用力是最大值。mm 2L —— 轉(zhuǎn)向節(jié)臂長 , 單位為 mm； SWD —— 為轉(zhuǎn)向盤直徑 ,單位為 mm； Iw—— 轉(zhuǎn)向器角傳動比； η+ —— 轉(zhuǎn)向器正效率。 f=1 1G = p= RM =mmN? 167。 167。為此用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青 或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩 MR(N為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)論文 23 第四章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算 167。 由于現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比多在 ~ 之 間，即近似為1。 轉(zhuǎn)向系傳動比的確定 考慮到賽車的特殊性，賽車運動由于速度較高方向盤轉(zhuǎn)角不可能太大，所以我們初選方向盤轉(zhuǎn)角為 60 度，綜合轉(zhuǎn)彎半徑要求，我們初定輪胎轉(zhuǎn)角位 40 度，因此轉(zhuǎn)向系初定的傳動比為 。一般偏心距 n 取 0． 5mm 左右為宜。圖 3— 4 示出偏心距 n不同時的傳動間隙變化特性。其傳動特性可用下式計算 ? ?22122 c o sc o st a n2 nRnnRt ppd ?????? ??? (7— 8) 式中， αd 為端面壓力角； R 為節(jié)圓半徑；β p 為搖臂軸轉(zhuǎn)角； R1 為中心 O1 到 b 點的距離； n 為偏心距。兩軸線之間的距離 n 稱為偏心距。 如圖 3— 3 所示，齒扇工作時繞搖臂軸的軸線中心 O 轉(zhuǎn)動。 如何獲得傳動間隙特性 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒條齒扇傳動副的傳動間隙特性，可通過將齒扇齒做成不同厚度來獲取必要的傳動間隙。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)向器傳動間隙變化特性。調(diào)整后，要求轉(zhuǎn)向盤能圓滑地從中間位置轉(zhuǎn)到兩端，而無卡住現(xiàn)象。 轉(zhuǎn)向器傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。～ 15176。 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)論文 21 圖 32 轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性 直線行駛時，轉(zhuǎn)向器傳動副若存在傳動間隙，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。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角 φ 的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 (圖 32)。 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙 Δt 167。從圖中可以看到，位 于齒條中部位置處的齒有較大壓力角和齒輪有較大的節(jié)圓半徑，而齒條齒有寬的齒根和淺斜的齒側(cè)面；位于齒條兩端的齒，齒根減薄，齒有陡斜的齒側(cè)面。因此，轉(zhuǎn)向器的傳動比是變化的。由上述兩式可知：當齒輪具有標準模數(shù) m1 和標準壓力角 α1 與一個具有變模數(shù) m變壓力角車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)論文 20 α2 的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosoαl=m2cosoα2 時，它們就可以嚙合運轉(zhuǎn)。 根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等， 即 Pbl=Pb2。 齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器都可以制成變速比轉(zhuǎn)向器。角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對轉(zhuǎn)向盤角速度的響應(yīng)變得遲鈍，使轉(zhuǎn)向操縱時間增長，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構(gòu)成一對矛盾。從 ip=2Fw／ Fh 式可知，當 Fw 一定時，增大 ip 能減小作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力 Fh，使操縱輕便。 167?，F(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中， L2與 L1的比值大約在 0． 85～ 1． 1之間，可近似認為其比值為 iwo≈iw=dφ ／ dβ 。 167。轉(zhuǎn)向盤直徑 Dsw 根據(jù)車型不同在JB4505— 86轉(zhuǎn)向盤尺寸標準中規(guī)定的系列內(nèi)選取。 將式 (3— 3)、式 (3— 4)代入 ip=2Fw／ Fh 后得到 aMDMihswrP ? （ 3— 5） 分析式 (3— 5)可知，當主銷偏移距 a小時，力傳動比 ip 應(yīng)取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力 Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩 Mr 之間有如下關(guān)系 aMF rW ? （ 3— 3） 式中， α 為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。 搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度 ωp 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 ωk 之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比 iw′ ，即 kkkpkpw dddtd dtdi ?????? ???’。 式中 ,dβp 為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比 iw 和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比 iw′ 所組成，即 iwo=iw iw′ 。 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 woi 和轉(zhuǎn)向系的力傳動比 pi 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)向盤上車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)論文 18 的手力 Fh 之比，稱為力傳動比，即 ip=2Fw／ Fh 。 167。～ 10176。為此，導(dǎo)程角必須大于摩擦角。受 η 增大的影響， αo 不宜取得過大。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器要小。 極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上述兩者之間。該沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。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。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。 路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。 167。 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％。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摩擦損失，故這種轉(zhuǎn)向器的效率 ly+僅有 54％。 同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。 轉(zhuǎn)向器的正效率 η+ 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等