【正文】 總結(jié)本次設(shè)計項目為微型轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計,針對鄉(xiāng)鎮(zhèn)人民使用要求以及成本限制,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力求結(jié)構(gòu)簡單,成本低,布置方便,工作性能好,其與轉(zhuǎn)向節(jié)臂通過橫拉桿相連接,使得轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)結(jié)構(gòu)非常簡單,與前輪距方向平行。當(dāng)運動達(dá)到一定程度時，減震器筒內(nèi)液體有足夠壓力推開活塞上的橡膠壓片，使液體左右流通，從而吸收沖擊能量。減震器筒內(nèi)部充滿黏性液體，當(dāng)汽車行駛過程中受到路面沖擊或轉(zhuǎn)向時，減震器活塞桿帶動活塞運動吸收沖擊能量。轉(zhuǎn)向減震器常水平地置于轉(zhuǎn)向橫拉桿附近，裝于轉(zhuǎn)向桿于車身或車架之間。它是利用其活塞移動時鋼筒內(nèi)油液分子間摩擦產(chǎn)生的黏性阻尼、通過閥孔時的阻尼以及克服壓緊閥門的彈簧力來衰減振動的。 塑料銷材料采用聚砜，～；已知：塑料銷承受轉(zhuǎn)向盤力矩為Tmax＝40N?m，上轉(zhuǎn)向軸直徑為10mm； 塑料銷直徑為d＝5mm；所以塑料銷所受剪應(yīng)力：τ=NA=2π524 106=102Mpa (83)符合強度條件。取管外徑D＝20mm，內(nèi)徑d＝10mm，校核其強度。加在轉(zhuǎn)向盤上的最大力為200N，轉(zhuǎn)向盤直徑是400mm。另外，在受到?jīng)_擊時可以使支撐轉(zhuǎn)向柱管的托架也被破壞掉，也減少對司機的損傷。其轉(zhuǎn)向軸是由軸和管兩部分組成的，這兩者之間通過細(xì)齒結(jié)合在一起，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤上受到軸向沖擊力時軸部被壓縮到管中，在此過程中滑動處產(chǎn)生摩擦，可以吸收沖擊能量。近年來，為了保證汽車撞車時司機的安全，在轉(zhuǎn)向盤上受到軸向沖擊時，必須要有能緩和這個沖擊的裝置。為了容易操作，轉(zhuǎn)向軸一般要求裝成35度～50度左右，但根據(jù)要求，有些汽車有能夠適當(dāng)調(diào)節(jié)斜角的機構(gòu)。轉(zhuǎn)向軸一般用花鍵連接在轉(zhuǎn)向器的蝸桿上，或者焊接成為整體，從而將轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動傳給轉(zhuǎn)向器。 轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向管柱的結(jié)構(gòu)設(shè)計轉(zhuǎn)向軸的作用是把轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器連接起來，它是傳遞 轉(zhuǎn)向力矩的軸。多數(shù)轉(zhuǎn)向盤在輪轂上還設(shè)置有喇叭按鈕和電器開關(guān) 。轉(zhuǎn)向盤輪輻的直徑，對于轎車取400mm，參照表8－1。采用柔性萬向節(jié)可以減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的震動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉(zhuǎn)向系的剛度。8 轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)的設(shè)計轉(zhuǎn)向操作機構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向管柱。轉(zhuǎn)向系無動力裝置，則轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的計算載荷可由式5－10所求得的最大轉(zhuǎn)向阻力矩Tr所確定； Tr＝T1＋T2＋T3球銷的損壞形式主要有球銷的斷裂與球頭的磨損，因此所選定的球銷應(yīng)滿足以下條件： FC/Wb≤300Mpa F/A≤25～30Mpa (7－11)式中： F ——作用于球頭上的力； C——球頭懸臂部分的尺寸； Wb——球銷計算截面的彎曲截面系數(shù)； A ——球頭承載表面在通過球心并與力F相垂直的平面上的投影面積。后者在制造過程中可滲入專門的成分（例如尼龍－二硫化鉬），對這類襯墊則可免去潤滑。球形鉸接的殼體則用鋼35或40制造。 圖7－4 球頭銷球銷與襯墊均采用低碳合金鋼如12CrNi3A，18MnTi或20CrNi制，工作表面經(jīng)滲碳淬火處理，～，表面硬度HRC56～63。球頭與襯墊需要潤滑，并應(yīng)采用有效結(jié)構(gòu)措施保持住潤滑材料以及防止灰塵污物進(jìn)入。整體式轉(zhuǎn)向橫拉桿兩端和分段式橫拉桿左右邊桿外端的球形鉸接應(yīng)作為單獨組件，組裝好以后以其殼體上的螺紋旋到桿的端部，以使桿長可調(diào)節(jié)前束。彈簧沿球銷軸線壓緊的結(jié)構(gòu)（見圖7－3b）無上述缺點。彈簧沿拉桿軸線壓緊的結(jié)構(gòu)（見圖7－3a）制造容易，常為中，重型載貨汽車所采用。球形鉸接的主要特點是能夠消除由于鉸接處的表面磨損而產(chǎn)生的間隙，也能滿足兩鉸接件間復(fù)雜的相對運動。為了防止拉桿受壓力時產(chǎn)生縱向彎曲，拉桿截面對中性軸的慣性矩J可由下式求得： Nf≥π2EJL2 7－10 J≤NfL2π2E= 式中： n ——桿的剛度儲備系數(shù)，一般取n＝～； F ——桿承受的軸向力； E ——拉伸時桿材料的彈性模量，E＝2105MPa； l ——桿長，按桿兩端球鉸中心間的距離計算。= = (77)所以橫拉桿長度調(diào)節(jié)螺栓的直徑值為: d≥413Fπσ = (78)取d＝10mm；長度視安裝情況定。取ɑ＝18計算橫拉桿受軸向力F。 α=arccos400418=176。 F的計算：由前面計算可知，Tr＝T1＋T2＋T3＝7056＋＋＝ N F——轉(zhuǎn)向阻力矩轉(zhuǎn)化到橫拉桿上的力。選用35號鋼加工橫拉桿，采用可調(diào)桿長式空心拉桿。 Lα——轉(zhuǎn)向器殼體軸線與轉(zhuǎn)向節(jié)臂交點到橫拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)臂連接球頭銷中心距離，約120mm。設(shè)轉(zhuǎn)向器橫向布置，其軸線臂的交點分轉(zhuǎn)向節(jié)臂為前后兩段，長度分別為80mm、120mm。其布置方向與汽車前進(jìn)方向平行，并垂直與轉(zhuǎn)向節(jié)軸線?？紤]到微型轎車的轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)簡單，現(xiàn)確定其轉(zhuǎn)向阻力大小，處取轉(zhuǎn)向節(jié)臂l4長度為200mm，與球銷聯(lián)合部分圓柱形，材料為45號鋼。 cotθ0cotθi=DOCDBD=KL (71)轉(zhuǎn)向節(jié)臂由中碳鋼或中碳合金鋼如35Cr，40，40Cr和40CrNi用模鍛加工制成。為此，轉(zhuǎn)向節(jié)臂保證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的理想轉(zhuǎn)角關(guān)系如式5－1所示。 轉(zhuǎn)向節(jié)臂的設(shè)計如圖7－2b的桿系中，轉(zhuǎn)向梯形臂簡化為一轉(zhuǎn)向節(jié)臂。今采用如圖7－2b所示的與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器匹配的轉(zhuǎn)向桿系布置方案。圖7－1 獨立懸架的分段式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的布置圖7－2 與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器匹配的轉(zhuǎn)向桿系布置方案轎車一般都采用獨立懸架，微型轎車也不例外。根據(jù)轉(zhuǎn)向器以及分段式轉(zhuǎn)向桿系相對于車輪軸線的布置位置不同，又可有不同的布置方案，如圖5－2 及圖7－1所示。采用獨立懸架時，如圖5－2所示，轉(zhuǎn)向橫拉桿要做成分段式的，由中段的橫拉桿和兩側(cè)的邊桿用球頭鉸接組合而成。典型轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)圖如圖5－2 所示，這是用于獨立懸架汽車的轉(zhuǎn)向系。采用最優(yōu)化設(shè)計方法優(yōu)選轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)參數(shù)則可得到最佳設(shè)計效果。7 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的設(shè)計轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)是由轉(zhuǎn)向器至左、右轉(zhuǎn)向車輪之間用來傳遞動力及運動的轉(zhuǎn)向桿、臂系統(tǒng)，其任務(wù)是將轉(zhuǎn)向器輸出端的轉(zhuǎn)向搖臂的擺動轉(zhuǎn)變?yōu)樽?、右轉(zhuǎn)向車輪繞其轉(zhuǎn)向主銷的偏轉(zhuǎn)，并使他們偏轉(zhuǎn)到繞同一瞬間時轉(zhuǎn)向中心的不同軌跡圓上，實現(xiàn)車輪無滑動地滾動轉(zhuǎn)向。76 所以得齒輪輪齒實際彎曲應(yīng)力為： σF=COS2β2000KT1?dZ12εαYFaYSaYzYβ =103Mpa6. 5 齒條強度校核齒條齒行與齒輪一樣，只是其材料有所區(qū)別，其與齒輪嚙合傳動的時候，實際承受彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度是一樣的，不同的只是因為材料不同而引起的許用彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力的不同，因此，齒條的校核只需計算齒條齒的許用彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。 疲勞強度校核首先計算齒輪齒面的接觸許用強度應(yīng)力值： σH=σHlimzHSHmin (67)查有關(guān)設(shè)計資料得：σHlim＝1300MPa；ZH=SHmin =所以： σH=σHlimzHSHmin =1300=其次，計算齒輪傳動的實際接觸強度應(yīng)力值： σH=ZEZHZεZβ 2000KT1(u+1)bd12u (68)查有關(guān)設(shè)計資料得：ZE=ZH=Zε=Zβ= KA=KV=KSω=1Kβ=K= KA KVKSωKβ= (69)而：轉(zhuǎn)矩T1=Tmax=FmaxR=40000Nm； (610) 齒寬b＝； 分度圓直徑d1＝； 傳動比u＝1；所以： σH=ZEZHZεZβ 2000KT1(u+1)bd12u (611) = 彎曲疲勞強度校核首先計算輪齒的彎曲疲勞強度許用應(yīng)力值： σY=σYlimYNYRSYsim (612)查有關(guān)設(shè)計資料得：σYlim＝620MPa； YN=1,5 YR=1SYsim=所以： σY=σYlimYNYRSYsim=其次，計算輪齒的實際承受彎曲應(yīng)力值： σF=COS2β2000KT1?dZ12εαYFaYSaYzYβ (613) 查有關(guān)設(shè)計資料得： YFa= YSa= Yz= Yβ=1 而： 螺旋角=15176。殼體常用鋁合金壓鑄。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的正效率η+可達(dá)70％～80％。 圖6－3 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器傳動副的布置方案齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系的角傳動比： ioω=l4cosθ= （66）式中： l4——梯形臂長度，mm；齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器與懸架匹配時，轉(zhuǎn)向梯形臂就是轉(zhuǎn)向節(jié)臂，取l4＝200mm。為此，齒條用一根直徑為40mm的圓柱形鋼材料加工而成。由小齒輪的齒數(shù)為8得齒條的最小齒數(shù)為： Z2＝3 Z1＝38＝24 （65） h=mn22ha*+*= b2=24mm齒條材料采用45號鋼，高頻淬火。取β1β2=15。則齒輪的其他參數(shù)可確定： d1=mn1z1/ （61） r1=d12= （62） h=mn1(2ha*+*) 式中ha*為齒頂高系數(shù)， *為頂隙系數(shù)，標(biāo)準(zhǔn)齒輪的ha*=1， *=，所以，齒輪的齒高為： h＝3（21＋）＝ （63）齒寬度b=d1?d式中， ?d為齒輪的齒寬系數(shù)，查得?d=1。應(yīng)根據(jù)整車布置的需要并考慮轉(zhuǎn)向系的傳動比及效率等來選擇這些角度的大小和方向。根據(jù)小齒輪螺旋角和齒條傾斜角的大小和方向的不同，可以構(gòu)成不同的傳動方案。為了轉(zhuǎn)向輕便，主動小齒輪的直徑應(yīng)盡量小。圖6－2是相應(yīng)的一種結(jié)構(gòu)圖。齒條利用兩個球接頭直接和兩根分開的左右橫拉桿相連。圖6－1為其在轉(zhuǎn)向橋上的布置簡圖，通常均勻布置在前輪軸線之后。微型轎車載荷小，前軸負(fù)荷不大，整車結(jié)構(gòu)力求簡單，且一般行駛在良好里面上， 所以，微型轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，轉(zhuǎn)向器采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。本設(shè)計為微型轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，取轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)3圈。它與轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向系的角傳動比有關(guān)，并影響轉(zhuǎn)向的操縱輕便性和靈敏性。使汽車的轉(zhuǎn)向靈敏性變差。如果令Ca為不考慮轉(zhuǎn)向系剛度時的輪胎側(cè)偏剛度，而Ca為考慮轉(zhuǎn)向系剛度時的輪胎側(cè)偏剛度（稱為等價剛度），則有以下關(guān)系： Ca＝Ca/(1+Ca/Cs?b) （5－20）式中： Cs——整個轉(zhuǎn)向系的剛度； b——拖后距（后傾拖距與輪胎拖距之和）由上式可見：當(dāng)Cs值很大時，Ca≈Ca，即前輪的側(cè)偏剛度近似為Ca；當(dāng)Cs值很小時，前輪的側(cè)偏剛度為Ca＜Ca。 1，轉(zhuǎn)向器的徑向曠量 2， 轉(zhuǎn)向器的軸向曠量 圖5－4 轉(zhuǎn)向器的傳動間隙特性5. 6 轉(zhuǎn)向系的剛度轉(zhuǎn)向系各零、部件尤其是一些桿件均具有一定的彈性，這就使得轉(zhuǎn)向輪的實際轉(zhuǎn)角as要比司機轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤并按轉(zhuǎn)向系角傳動比換算至轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角a0要小，這樣就會有不足轉(zhuǎn)向的趨勢。為此應(yīng)使傳動間隙從中間部位到兩端逐漸增大，并在端部達(dá)到其最大值（曠量轉(zhuǎn)角約為25度～35度），如圖5－4所示，以利于對間隙的調(diào)整及提高轉(zhuǎn)向器的使用壽命。汽車多直線行駛，因此轉(zhuǎn)向器傳動副在中間部位的磨損量大于其兩端。為防止這種情況發(fā)生，要求當(dāng)轉(zhuǎn)向盤處于中間位置時轉(zhuǎn)向器的傳動副為無間隙嚙合。研究該傳動間隙特性的意義在于它對汽車直線行駛時的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的壽命都有直接影響。該間隙δ隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角φ的改變而改變。一般rsω和a都是一個常值，所以力傳動比ip與角傳動比roω成正比。對于一定車型，可用試驗方法確定a值的最小極限，通常貨車的a值在40～60mm內(nèi)，～。作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh可以由下式表示： Fh＝Mh/rsω （5－16）式中：h——作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩； rsω——轉(zhuǎn)向盤作用半徑；將上5－15－16兩式帶入式5－14得： ip=2 Mhrsω/ Mh?α （5－17)如果忽略摩擦損失，轉(zhuǎn)向系的角傳動比roω可以用下式表示： ip= 2 Mh/ Mh (5－18）于是可得轉(zhuǎn)向系力傳動比： ip=rsωroω/α （5－19） 由式5－19可知，力傳動比與車輪轉(zhuǎn)臂a有關(guān)，a愈小，力傳動比就愈大，轉(zhuǎn)向愈輕便