【正文】 參考文獻［１］　伊鴻慧，許滄粟．車輛操縱穩(wěn)定性評價方法及其在車輛基本結構參數(shù)設計中的應用［Ｊ］．機械設計與制造，2006，11(3)：12～17［２］　Evans R D． Properties of tyres affecting riding， steering and handlingTrans［Ｊ］．SAE，Vol 36，No 2， February 1935：41～49［３］　管欣．駕駛員方向控制模型及閉環(huán)駕駛安全性預測方法的研究［C］．吉林：吉林工業(yè)大學，1992［４］　佐藤武等．汽車的安全［Ｍ］．北京：機械工業(yè)出版社，1988［５］ M Abe（安部正人）．A Theoretical Prediction of Subjective Vehicle Handling Evaluation［Ｐ］．FISITA XVIII International Congress， Hamburg， 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小結本章首先介紹了有限元分析在機械設計中的應用，綜述了利用Solidworks軟件中的COSMOSWorks工具進行有限元分析的理論基礎和分析過程。變形量也較小。,，總的來說，該轉向軸的結構強度較好，富余量還行，滿足強度要求。 結果與分析模型劃分網(wǎng)格，施加約束與載荷后，即可運行獲得結果。圖42 轉向軸模型網(wǎng)格圖 約束與載荷對轉向軸下底面施加約束，限制其在徑向和軸向的位移；轉向軸上端受到一個方向盤給它的扭矩，由上一章內(nèi)容可知，手給方向盤的最大圓周力F為700N，,則對轉向軸截面添加的扭矩T=Fr=175N圖41 轉向軸實體三維圖 有限元分析 材料定義轉向軸的材料為：合金鋼；彈性模量：E=105MPa，泊松比：μ=；屈服極限： =620Mpa。由上一章設計已知，轉向軸長度L=700mm，直徑d=40mm。考慮邊界條件后解此方程組求得節(jié)點位移，并計算出單元應力。對每個單元假設一個簡單的位移函數(shù)來近似模擬其位移分布規(guī)律，通過虛位移原理求得每個單元的平衡方程，即是建立單元節(jié)點力和節(jié)點位移之間的關系。第4章 轉向軸的有限元分析有限元法是將連續(xù)體理想化為有限個單元集合而成，這些單元僅在有限個節(jié)點上相連接，亦即用有限個單元的集合來代替原來具有有限個自由度的連續(xù)體。這些材料有一定的自潤滑性能，摩擦因數(shù)低，耐磨性能好。為降低球面的表面粗糙度值和提高錐體部分與球體部分過渡圓角處的疲勞強度，需要對球體及錐面部分進行滾壓處理，使這些表面產(chǎn)生殘余應力，疲勞壽命約提高25%。球頭碗可以是整體式球碗或分開式球碗。由于球接頭工作表面磨擦而造成磨損形式的間隙應予以消除，結構不同消除間隙的方法也不同。在轉向傳動機構中，桿件之間的接頭采用球接頭結構連接方式的非常普遍。轉向搖臂的長度與轉向傳動機構的布置及傳動比等因素有關，一般在初選時對小型汽車可取100～150mm；中型汽車可取150～200mm；大型汽車可取300～400mm。多采用沿其長度變化尺寸的橢圓形截面以合理地利用材料和提高其強度與剛度。所以兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離K為K=B2a=21802180=1820mm （337）前已述，設計時，梯形臂長度常取在；≦≦273，本設計取=270；梯形底角=60176。根據(jù)設計要求知最小轉彎半徑Rmin=。（6）滑閥在中間位置時的油液流速 （336）由前面得出的數(shù)據(jù)，可計算出 =5m/s。（4）油液流速的允許值由于的允許值=~，代入上式，則可得到油液流速的允許值 （334）（5）滑閥直徑（cm） （335）式中，—溢流閥限制下的油液最大排量，L/min,—，取40L/min； —預開隙；；—滑閥在中間位置時的油液流速，m/s。 —局部阻力系數(shù)，通常?。?； —油液的流速，m/s。據(jù)此可參照 = （332）（3）局部壓力降當汽車直行時，滑閥處于中間位置，油液流經(jīng)滑閥后再回到油箱。通常，當滑閥總移動量為時，轉向盤允許轉動的角度約為20176。； —轉向螺桿的螺距，取13mm。一般要求轉向盤轉角時滑閥就移動的距離。（1）預開隙預開隙為滑閥處于中間位置時分配閥內(nèi)各環(huán)形油路沿滑閥軸向的開啟量，也是為使分配閥內(nèi)某油路關閉所需的滑閥最小移動量。求得 =活塞桿用45鋼制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍鉻并磨光。為缸體材料的屈服極限。（1）轉向油缸行程S和油缸容量V根據(jù)同類參考，取偏轉輪最大轉角=176。轉向液壓缸最大的總推力為： （325）根據(jù)同類參考和實際參數(shù)，取最小轉向力臂為200mm，代入式（325）可得液壓缸最大的總推力為： （326）選擇動力缸內(nèi)的油液壓力=20MPa，在計算油缸內(nèi)徑時先暫不計有桿腔活塞桿直徑，則油缸內(nèi)徑為 （327）液壓缸內(nèi)徑和活塞桿直徑的計算值要按國標規(guī)定的液壓缸的有關標準進行圓整，如與標準液壓缸參數(shù)相近，則可直接選用國產(chǎn)標準液壓缸，免于自行設計加工。圖37 液壓動力轉向系統(tǒng)原理示意圖 動力缸參數(shù)選取及計算偏轉車輪液壓轉向系統(tǒng)，轉向液壓缸的布置在很大程度上決定于空間布置的可能性。于是轉向油泵輸出壓力急劇升高，直到足以推動轉向動力缸活塞為止。當駕駛員轉動轉向盤，通過機械轉向器使轉向控制閥處于與某一轉彎方向相應的工作位置時，轉向動力缸的相應工作腔方與回油管路隔絕，轉而與油泵輸出管路相通，而動力缸的另一腔則仍然通回油管路。轉向油泵輸出的油液流入轉向控制閥，又由此流回轉向油罐。如下圖，不轉向時，轉向控制閥保持開啟。但這種系統(tǒng)的管路布置比整體式復雜得多，零件的數(shù)量也增加了。分置式動力轉向系統(tǒng)的結構簡單，可以分開布置，根據(jù)不同車型的需要將控制閥靈活地布置在轉向器、動力缸或拉桿上。轉向器殼體采用球墨鑄鐵QT40018制造。對于重型汽車和前軸負荷大的汽車，～。轉向器的齒扇選擇20CrMnTi鋼制造，查機械設計手冊可知，許用彎曲應力=540MPa，顯然≤，符合要求。作用在齒扇上的圓周力： （324）式中 ，為轉向盤直徑500mm。則齒高h=（2X+Y）m=；齒厚s==10mm。由于≤[]，因此滿足強度。；n為參與工作的鋼球數(shù)36；為轉向盤圓周力700N；鋼球接觸點至螺桿中心線之距離16mm；R為轉向盤輪緣半徑250mm。表31 系數(shù)K與A／B的關系A/BK；；為螺桿外半徑15mm；E為材料彈性模量 ；N為每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力，即 （322）式中，為螺桿的螺線導程角7176。此時對轉向器和動力缸以前的零件進行強度驗算時，應取作用在轉向盤上的手力為700N。這樣，根據(jù)這個轉向阻力矩換算得出作用在轉向盤上的手力，并據(jù)此作為計算強度的載荷也是合理的。mm作用在轉向盤上的手力用下式計算： （320）式中，為轉向搖臂長；為轉向節(jié)臂長（≈）；為轉向盤直徑，根據(jù)車型不同，在380550mm的標準系列內(nèi)選取，查國家標準可取為500mm；為轉向器角傳動比15；為轉向器正效率85%。mm；f為輪胎和路面間的滑動摩擦因素，；G為轉向軸負荷，計算時取g=10N/Kg；P為輪胎氣壓。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內(nèi)摩擦阻力等。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。這時，齒扇轉過角。推薦=～。（6）導管內(nèi)徑容納鋼球而且鋼球在其內(nèi)部流動的導管內(nèi)徑,式中，為鋼球直徑d與導管內(nèi)徑之間的間隙。（5）工作鋼球圈數(shù)W多數(shù)情況下，轉向器用兩個環(huán)路，而每個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)W又與接觸強度有關：增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球數(shù)增多，能降低接觸應力，提高承載能力；但鋼球受力不均勻。角多取45176。螺桿滾道應倒角，用來避免該處被嚙出毛刺而劃傷鋼球后降低傳動效率。圖中滾道與鋼球之間的間隙，除用來貯存潤滑油之外，還能貯存磨損雜質(zhì)。為保證盡可能多的鋼球都承載，應分組裝配。因為鋼球本身有誤差，所以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是全部鋼球數(shù)。則）鋼球直徑尺寸d取得大，能提高承載能力，同時螺桿和螺母傳動機構和轉響器的尺寸也隨之增大。；螺距p=13mm；工作圈數(shù)W=； 螺母長度82mm；搖臂軸直徑34mm；齒扇的嚙合半徑=34mm。根據(jù)畢業(yè)設計要求以及機械設計手冊，然后參考同類汽車的參數(shù)進行初選，經(jīng)強度驗算后，再進行修正。齒扇與齒條嚙合間隙的調(diào)整方便易行，這種結構與液力式動力轉向液壓裝置的匹配布置也極為方便。將式（39）、式（310）代入后得到 （311）如果忽略磨擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示 （312）將式（312）代入式（311）后得到 （313）計算出=21當α和Dsw不變時，力傳動比越大，雖然轉向越輕，但也越大，表明轉向不靈敏。 （34） （35） 轉向系的角傳動比由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動比組成 =15 （36）轉向器的角傳動比： （取=15） 　（37）轉向傳動機構的角傳動比： （取=1） （38）2）轉向系力傳動比與轉向系角傳動比的關系輪胎與地面之間的轉向阻力與作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩的關系式： （39）式中，為主銷偏移距,這里取180mm，指從轉向節(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。本設計中選擇的是循環(huán)球式轉向器，取正效率為85%。轉向系設置動力轉向器時，由于轉向輕便性主要是由動力轉向器予以保證，因此對轉向器的效率要求可適當降低。轉向器的效率轉向器形式、結構和選取參數(shù)不同而變化,其中齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器的效率比較高。~，~。（2）轉向系的效率轉向系的效率，其中為轉向傳動機構效率，為轉向器的效率。如下圖圖32理想的前軸轉向的三軸汽車運動簡圖 （31） （32）式中，為汽車中軸與后軸的軸距。即首先應使轉向輪轉到最大轉角時，；其次，應這樣選擇轉向系的角傳動比，即由轉向盤處于中間的位置向左或右旋轉至極限位置的總旋轉圈數(shù)，對轎車應不超過2圈，對貨車不應超過3圈。根據(jù)畢業(yè)設計課題及以上的論述，本次設計初選質(zhì)量數(shù)據(jù)如下：滿載質(zhì)量： ma=150t空載質(zhì)量： m0=55t滿載時車輛前軸負荷： 28%150t=42t 轉向系的主要性能參數(shù)(1)轉角及最小轉彎半徑最小轉彎半徑是指轉向輪轉角在最大位置條件下，汽車低速行駛時前外轉向輪與地面接觸點的軌跡到轉向中心O點的距離。在確定軸荷分配時還要充分考慮汽車的結構特點及性能要求。對于常在較差路面上行駛的載貨汽車，為了保證其在泥濘路而上的通過能力，常將滿載前軸負荷控制在26％～27％，以減小前輪的滾動阻力并增