【正文】 向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動分析圖44 轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動分析簡圖當(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) 分度圓直徑==(2) 齒頂圓直徑(3) 齒根圓直徑===(4) 齒寬==因?yàn)橄嗷Ш淆X輪的基圓齒距必須相等，即。(1) 選擇齒輪類型根據(jù)齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案(2) 選擇齒輪傳動精度等級選用7級精度(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?，按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。、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級質(zhì)量要求取值； ；；；；故以計(jì)算據(jù)齒數(shù)查表有：；； ；。167。主動小齒輪選用材料40Cr CN制造，而齒條常采用45鋼制造。范圍內(nèi)變化。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在12176。～15176。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個(gè)齒范圍變化，壓力角取20176。 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。為了計(jì)算傳動比，可將鎖點(diǎn)到鎖點(diǎn)過程中轉(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)。在這樣的傳動比下，176。轉(zhuǎn)向角傳動比必須使前輪轉(zhuǎn)動同樣角度時(shí)需要更大的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角。將使前輪從鎖點(diǎn)轉(zhuǎn)向鎖點(diǎn)。前輪將轉(zhuǎn)向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(jì)參數(shù)序號項(xiàng)目符號尺寸參數(shù)(mm)1導(dǎo)向座高度202彈簧總?cè)?shù)3彈簧節(jié)距4彈簧外徑205彈簧工作高度6螺塞螺紋公稱直徑M3627螺塞高度208鎖止螺塞高度59轉(zhuǎn)向器殼體總長/高180/96167。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(gè)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(jì)參數(shù)序號項(xiàng)目符號尺寸參數(shù)()1橫拉桿總長1922橫拉桿直徑153螺紋長度604外接頭總長1205球頭銷總長626球頭銷螺紋公稱直徑M1017外接頭螺紋公稱直徑M128內(nèi)接頭總長9內(nèi)接頭螺紋公稱直徑M16167。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(jìn)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167。相對直齒而言，斜齒的運(yùn)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(jì)參數(shù)序號項(xiàng)目符號尺寸參數(shù)()1總長7302直徑253齒數(shù)314法向模數(shù)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(dāng)?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。 齒條的設(shè)計(jì)齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的，加工有齒形的金屬條。表44 主動齒輪軸的計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算和說明計(jì)算結(jié)果=140MPa取=10mm167。表43 轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算和說明計(jì)算結(jié)果=。因此，可以用此值作為計(jì)算載荷。因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh表42 轉(zhuǎn)向盤手力Fh的計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算和說明計(jì)算結(jié)果 式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長, 單位為mm；——原地轉(zhuǎn)向阻力矩, 單位為N 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)算和說明計(jì)算結(jié)果式中 f——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)；——轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，單位為N；P——輪胎氣壓，單位為。mm)。精確地計(jì)算出這些力是困難的。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷、路面阻力和輪胎氣壓等。 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。故研究轉(zhuǎn)向系的角傳動比時(shí)，為簡化起見往往只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。由此傳動比驗(yàn)算方向盤的力較大，通過與湖大的交涉，我們參考他的設(shè)計(jì)，把方向盤轉(zhuǎn)角改成100度。167。n越大，在同一搖臂軸轉(zhuǎn)角條件下，其傳動間隙也越大。圖33 確定齒扇齒切齒軸線偏移傳動 圖34 偏心距n不同時(shí)傳副徑向間隙△R及傳動間隙△t的示意圖 動間隙△t的變化偏心距n不同，傳動副的傳動間隙特性也不同。用這種方法切齒，可獲得厚度不同的齒扇齒。加工齒扇時(shí)使之繞切齒軸線O1轉(zhuǎn)動。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，其厚度依次遞減。167。為此，傳動副的傳動間隙特性，應(yīng)當(dāng)設(shè)計(jì)成在離開中間位置以后呈圖7—16所示的逐漸加大的形狀。在中間附近位置因磨損造成的間隙大到無法確保直線行駛的穩(wěn)定性時(shí)，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。)要極小，最好無間隙。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時(shí)(一般是10176。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副(如循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒扇和齒條)之間的間隙。圖31 齒條壓力角變化簡圖a）齒條中部齒b）齒條兩端齒167。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。如果齒條中部(相當(dāng)汽車直線行駛位置)齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小(模數(shù)也隨之減小)，則主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動某同一角度時(shí)，齒條行程也隨之減小。其中齒輪基圓齒距Pbl=πmlcosα1，齒條基圓齒距 Pb2=πm2cosα2 。下面介紹齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器變速比工作原理。為解決這對矛盾，可采用變速比轉(zhuǎn)向器?？紤]到 iwo≈iw ，由 iwo 的定義可知：對于一定的轉(zhuǎn)向盤角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與轉(zhuǎn)向器角傳動比成反比。式(3—7)表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。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 iw 及其變化規(guī)律即可。 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比，除用 iw′=dβp／dβk表示以外，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長L2與搖臂臂長Ll之比來表示，即 iw′=dβp／dβki≈L2／Ll 。 如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2Mr／Mh可用下式表示 （3—6）將式(3—6)代人式(3—5)后得到 （3—7）當(dāng) α 和 Dsw 不變時(shí)，力傳動比 ip 越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但 iwo 也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。通常轎車的 a 值在0．4～0．6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的d值在40～60mm范圍內(nèi)選取。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh可用下式表示 （3—4）式中，Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑。167。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)向器。轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度ωK之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比iw′, 即。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角速度 ωw 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 ωk 之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比，即；式中，dφ 為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；dβk 為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；dt為時(shí)間增量。 傳動比的變化特性167。之間。通常螺線導(dǎo)程角選在8176。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于摩擦角時(shí)，逆效率為負(fù)值或者為零，此時(shí)表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。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。在車輪受到?jīng)_擊力作用時(shí)，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。同時(shí)，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺；因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。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，如果長時(shí)間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。它能保證轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正。 轉(zhuǎn)向器的逆效率η根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。(2)轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率 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，對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算 （3—1）式中，αo為蝸桿(或螺桿)的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為摩擦因數(shù)。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％。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結(jié)構(gòu)之一。(1)轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與效率 在前述四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。167。為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。式中，P2為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；P3為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。)圖216 MATLAB繪制的內(nèi)外論轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線第三章 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)167。) ylabel(39。)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。)ylabel(39。 MATLAB內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線部分程序sita20=for i=1:50D2R=pi/180sita21=atan(1/(1/tan(sita20)1200/1650))angles1(i,1)=sita20/D2Rangles1(i,2)=sita21/D2Rsita20=sita20+D2Rendplot(angles1(:,1),angles1(:,2))axis([0 30 0 30])xlabel(39。把公式（2）和（5）結(jié)合起來便可將表示為的函數(shù)，記作： =F() 反之，也可利用公式（4）求出對應(yīng)任一內(nèi)輪轉(zhuǎn)角的齒條行程S，再將S代入公式（3）即可求出相應(yīng)的外輪轉(zhuǎn)角。設(shè)齒條向右移動某一行程S，通過右橫拉桿推動右梯形臂，使之轉(zhuǎn)角。則橫拉桿長度L2殼由下式計(jì)算轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時(shí)，齒條便向左或向右移動，使左右兩邊的桿系產(chǎn)生不同的運(yùn)動，從而使左右車輪分別獲得一個(gè)轉(zhuǎn)角。圖213 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖轉(zhuǎn)向軸 齒輪 齒條 左橫拉桿 左梯形臂 右梯形臂 右橫拉桿我們的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器布置在前軸后方，安裝時(shí)，齒條軸線與汽車縱向?qū)ΨQ軸垂直，而且當(dāng)轉(zhuǎn)向器處于中立位置時(shí)，齒條兩端球鉸中心應(yīng)對稱的處于汽車縱向?qū)ΨQ軸的兩側(cè)。齒條通過兩端的球鉸接頭與兩根分開的橫拉桿7相連，兩橫拉桿又通過球頭銷與左右車輪上的梯形臂6相連。[2]167。如果這種方法所得到的橫拉桿長度在不同轉(zhuǎn)角下都相同或十分接近，則不僅在汽車直線行駛是，而且在轉(zhuǎn)向時(shí)，車輪的跳動都不會對轉(zhuǎn)向產(chǎn)生影響。此外，還要對車輪向左轉(zhuǎn)和向右轉(zhuǎn)的幾種不同工況驚進(jìn)行校核。5）延長PS與QBSKB，相交于D點(diǎn)，此D點(diǎn)便是橫拉桿鉸接點(diǎn)（斷開點(diǎn)）的理想位置。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)延長直線AB與KAKB，交于QAB點(diǎn)，連PQAB直線。S點(diǎn)為轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心在懸架桿件（雙橫臂）所在平面上的投影。采用雙橫臂獨(dú)立懸架時(shí)，常用圖解法（基于三心定理）確定斷開點(diǎn)的位置。167。同時(shí)，為達(dá)到總體布置要求的最小轉(zhuǎn)彎直徑值，轉(zhuǎn)向輪應(yīng)有足夠大的轉(zhuǎn)角。 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的選擇轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉(zhuǎn)向梯形方案與懸架采用何種方案有關(guān)。 圖210考慮主銷后傾角是受力 圖211 考慮主銷內(nèi)傾時(shí)受力167。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，我們通過與湖大交流，在減小方向盤力的同時(shí)，考慮到傳動比太小轉(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。 賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比分析由于賽車比賽比較激烈，方向盤轉(zhuǎn)角與商用車相差較大，一般汽車方向盤轉(zhuǎn)角一般大于三圈，而F1賽車方向盤轉(zhuǎn)角都比較小，考慮到我們賽車的整體參數(shù)與卡丁車比較相似，我們參考卡丁車初選轉(zhuǎn)向系角傳動比為1:1，方向盤轉(zhuǎn)40度，轉(zhuǎn)向內(nèi)輪轉(zhuǎn)40度。 轉(zhuǎn)向器形式的選擇