【正文】 系中最重要的部件。 轉(zhuǎn)向器類型的選擇轉(zhuǎn)向器按結(jié)構(gòu)形式可分為多種類型。其中第二、第四種分別是第一、第三種的變形形式，而蝸桿滾輪式則更少見。1． 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 它是一種最常見的轉(zhuǎn)向器。轉(zhuǎn)向軸帶動(dòng)小齒輪旋轉(zhuǎn)時(shí)，齒條便做直線運(yùn)動(dòng)。所以，這是一種最簡單的轉(zhuǎn)向器。在汽車上得到廣泛應(yīng)用。蝸桿具有梯形螺紋，手指狀的錐形指銷用軸承支承在曲柄上，曲柄與轉(zhuǎn)向搖臂軸制成一體。這種轉(zhuǎn)向器通常用于轉(zhuǎn)向力較大的載貨汽車上。 這是一種古典的機(jī)構(gòu)，現(xiàn)代轎車已大多不再使用，但又被最新方式的助力轉(zhuǎn)向裝置所應(yīng)用。4． 齒輪齒條液壓助力轉(zhuǎn)向器 齒輪齒條液壓助力轉(zhuǎn)向器，是相對(duì)于齒輪齒條機(jī)械轉(zhuǎn)向器而言的，主要是增加了轉(zhuǎn)向油泵、轉(zhuǎn)向油壺、轉(zhuǎn)向油管、轉(zhuǎn)向閥、轉(zhuǎn)向油缸等部件，以期達(dá)到改善駕駛員手感，增加轉(zhuǎn)向助力的目的的轉(zhuǎn)向裝置。由于本次賽事的賽車賽道選址在上海F1賽車場(chǎng)，賽道情況很好。考慮到整車成本的問題，也要求賽車轉(zhuǎn)向器盡量簡單，易制造。還有賽事中有彎道項(xiàng)目檢測(cè)，這又要求了轉(zhuǎn)向器要有足夠的轉(zhuǎn)向靈敏度。因此方向盤切向力會(huì)很小，所以本次設(shè)計(jì)部準(zhǔn)備采用任何助力轉(zhuǎn)向裝置。齒輪齒條型轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)簡單，成本低廉，轉(zhuǎn)向靈敏，體積小最符合本次設(shè)計(jì)的要求。 傳動(dòng)方案的選定根據(jù)齒輪的位置和輸出特點(diǎn)，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種形式，即中間輸入、兩端輸出；側(cè)面輸入、兩端輸出；側(cè)面輸入、中間輸出；側(cè)面輸入、一端輸出(見圖21)。采用側(cè)面輸入，中間輸出方案時(shí)（見圖22），與齒條固連的左，右拉桿延伸到接近汽車縱向?qū)ΨQ平面附近。拉桿與齒條用螺栓固定連接（見圖22），因此，兩拉桿與齒條同時(shí)向左或向右移動(dòng)，為此在轉(zhuǎn)向器課題上開有軸向的長槽，從而降低了他的強(qiáng)度。側(cè)面輸入，一段輸出的的齒輪齒條的轉(zhuǎn)向器常用在平頭貨車上。不會(huì)使車輪車輪產(chǎn)生很大的上下跳動(dòng)。再者，中間輸出的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)相對(duì)來說較其他類型轉(zhuǎn)向器要復(fù)雜很多，不是很符合設(shè)計(jì)要求。 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算根據(jù)上一小節(jié)，已經(jīng)確定了使用中間輸入、兩端輸出的齒輪齒條轉(zhuǎn)向器做為本次賽車所使用的轉(zhuǎn)向器。 最小轉(zhuǎn)彎半徑及傳動(dòng)比的確定。賽道彎道情況如下：兩個(gè)同心圓成八字形排列。從起止點(diǎn)出發(fā)繞其中一個(gè)圓一周再回到起止點(diǎn)，定義為一圈（見圖23）。為了最求更好的轉(zhuǎn)向性能，本次設(shè)計(jì)暫定最小轉(zhuǎn)彎半徑為4m。由此，便可根據(jù)ackmann轉(zhuǎn)向幾何（見圖24）計(jì)算出轉(zhuǎn)向內(nèi)外輪的最大轉(zhuǎn)角。則?f=176。賽車駕駛艙的空間很小，駕駛員并不能很方便的是方向盤轉(zhuǎn)過很大的角度。 當(dāng)初選傳動(dòng)比i=4時(shí)，方向盤轉(zhuǎn)角 (25)符合要求。它安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支承。根據(jù)三心定理找出齒條與轉(zhuǎn)向節(jié)臂的等速點(diǎn)，及瞬心。圖 25 轉(zhuǎn)向器與傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)見圖如上圖所示，P12即為齒條與轉(zhuǎn)向節(jié)臂的等速點(diǎn)。 (26)式（26）的傳動(dòng)比是每個(gè)瞬時(shí)的傳動(dòng)比，其實(shí)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)比在每個(gè)瞬時(shí)都是變化的。從轉(zhuǎn)向輪的中間位置到轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角，傳動(dòng)比是逐步變小的。圖26 傳動(dòng)比變化曲線為了使總傳動(dòng)比趨近于i=4，則取在轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)到中間位置（?f=176。在CATIA軟件中可測(cè)量到此時(shí)的L=㎜。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應(yīng)而淘汰。所以本次設(shè)計(jì)采用斜齒嚙合取。~15176。~35176。 m=2㎜ α=20176。接下來檢驗(yàn)設(shè)計(jì)的主動(dòng)小齒輪是否能滿足總傳動(dòng)比趨近于四的要求。由CATIA軟件測(cè)量可得=（見圖27）圖 27 齒條最大行程的測(cè)量帶入式（28）得：與預(yù)定的i=4非常接近，符合設(shè)計(jì)要求 齒條的設(shè)計(jì)計(jì)算齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動(dòng)的，加工有齒形的金屬條。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。導(dǎo)向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。圖28 齒條示意簡圖由于軸承選擇對(duì)稱布置的角接觸軸承，則齒寬系數(shù)： ㎜ （29）圓整取 ㎜取 ㎜b1——主動(dòng)小齒輪的齒寬，單位為㎜；b2——齒條的齒寬，單位為㎜。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。在齒條與托座間通常裝有減磨材料做的墊片，以減少摩擦。結(jié)合賽車的具體情況，齒條本身就很短，重量本身就很輕。且方向盤施加給的力矩不大，不需要增大齒寬來提高齒的強(qiáng)度。根據(jù)三心定理及于懸架的配合求斷開點(diǎn)的位置，求出齒條的長度L=410㎜齒條兩端用螺紋與轉(zhuǎn)向橫拉桿連接。同時(shí)與前橫梁或或者發(fā)動(dòng)機(jī)后部的前圍板相固連。由于殼體的內(nèi)部結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，所以將殼體分為中間殼體和旁邊殼體可鑄造，以保證加工的成功率和質(zhì)量。球頭銷通過螺紋與齒條連接。防塵套夾在轉(zhuǎn)向器兩側(cè)的殼體和轉(zhuǎn)向器橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進(jìn)入球銷及齒條中。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系相似。（見圖29）注：轉(zhuǎn)向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉(zhuǎn)向盤的運(yùn)動(dòng)。轉(zhuǎn)向橫拉桿與接頭的設(shè)計(jì)參數(shù)如表22所示表22 轉(zhuǎn)向橫拉桿及接頭的尺寸設(shè)計(jì)參數(shù)序號(hào)項(xiàng)目符號(hào)尺寸參數(shù)()1橫拉桿總長2602橫拉桿直徑203螺紋長度204外接頭總長605球頭銷總長316球頭銷螺紋公稱直徑M817外接頭螺紋公稱直徑M108內(nèi)接頭總長329內(nèi)接頭螺紋公稱直徑M123．齒條的調(diào)整 在一般的轉(zhuǎn)向其中，由于齒條具有一定的長度及自重。因此，轉(zhuǎn)向器殼體中一般都安有壓緊裝置。齒條導(dǎo)向座1和與殼體螺紋連接的調(diào)節(jié)螺塞3之間連有一個(gè)彈簧2。齒條導(dǎo)向座的調(diào)節(jié)使齒輪，齒條之間有一定的預(yù)緊力，此預(yù)緊力會(huì)影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋（見圖210）圖210齒條間隙調(diào)整裝置由于所設(shè)計(jì)的齒條尺寸很小，不會(huì)產(chǎn)生很大的饒動(dòng)。而且為了制造簡單，本次設(shè)計(jì)不準(zhǔn)備采用壓緊裝置。末端通過鍵連接與傳動(dòng)軸相連。之前已經(jīng)算出主動(dòng)小齒輪的分度圓直徑為d=㎜ 則齒根圓直徑為 ㎜ （210）式中 ha*——齒頂高系數(shù)，為標(biāo)準(zhǔn)值，取1； c*——齒根高系數(shù)，為標(biāo)準(zhǔn)值。其直徑變化量可取1~3㎜。則軸肩直徑選為:d1=25㎜與軸承配合的軸頸直徑為:d2=20㎜為了結(jié)構(gòu)的簡單，易于加工。 轉(zhuǎn)向器的輪滑方式及密封類型的選擇。密封圈一般使用具有較大彈性的非金屬材料制成，主要作用是防止雜物進(jìn)如殼體。所以選用滾珠脂潤滑（人工定期潤滑）。選用氈封油圈進(jìn)行密封（JB/ZQ46061986)。首先根據(jù)賽道確定最小轉(zhuǎn)彎半徑，然后根據(jù)駕駛艙空間和最小轉(zhuǎn)彎半徑初定傳動(dòng)比。最后進(jìn)行齒輪軸，殼體，潤滑方式的設(shè)計(jì)計(jì)算。欲驗(yàn)算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，需首先確定作用在各零件上的力。為轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)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。為此用足夠精確的半經(jīng)驗(yàn)公式來計(jì)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 （31）式中 f——輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù),根據(jù)賽道情況，； G1——轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，整車質(zhì)量為300kg。作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh為（式32）： (32)式中 L1——轉(zhuǎn)向搖臂長, 單位為mm； MR——原地轉(zhuǎn)向阻力矩, 單位為N因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。因此，可以用此值作為計(jì)算載荷。a)確定σHlim和σFlim根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表可得σHlim1=1500MPaσHlim2=1300MPaσFlim1=425MPaσFlim2=375MPab)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)ZN、YN。㎜ Ψd——齒寬系數(shù)； U——齒數(shù)比； ZE——彈性系數(shù) ZH——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zε——重合度系數(shù)式中“＋”用于外嚙合，“”號(hào)用于內(nèi)嚙合。按表查得KA=1動(dòng)載系數(shù)Kv用以考慮齒輪副在嚙合過程中因嚙合誤差（基節(jié)誤差，齒形誤差，輪齒變形等）而引起的內(nèi)部附加動(dòng)載荷的系數(shù)。工作時(shí)，單齒對(duì)嚙合和雙齒對(duì)嚙合交替進(jìn)行，前者作用力由一對(duì)齒承擔(dān)，后者作用力由兩對(duì)齒分擔(dān)。根據(jù)εr查表得Kα=傳動(dòng)工作時(shí)，由于軸的彎曲變形和扭轉(zhuǎn)變形、軸承的彈性位移以及傳動(dòng)裝置的制造和安裝誤差等原因，將導(dǎo)致齒輪副相互傾斜及輪齒扭曲，使齒輪延接觸線產(chǎn)生載荷分布不均勻現(xiàn)象，其影響用系數(shù)Kβ修正。彈性系數(shù)ZE：材料彈性模量E和泊松比u對(duì)接觸應(yīng)力的影響用彈性系數(shù)ZE修正。齒面接觸強(qiáng)度復(fù)合要求。齒根彎曲應(yīng)力關(guān)系比較復(fù)雜，很難精確計(jì)算，通常安斜齒輪的當(dāng)量法面當(dāng)量直齒輪進(jìn)行，分析的剖面應(yīng)為法向剖面，模數(shù)應(yīng)為法向模數(shù)mn，寬度的最小接觸線長度Lmin。㎜。查圖得：YFa=應(yīng)力修正系數(shù)YSa：應(yīng)力修正系數(shù)用于綜合考慮齒根過度曲線處的應(yīng)力集中和處彎曲應(yīng)力外其余應(yīng)力對(duì)齒根應(yīng)力的影響系數(shù)。 齒輪軸強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度計(jì)算主要有三種方式：許用切應(yīng)力計(jì)算；許用彎曲應(yīng)力計(jì)算；安全系數(shù)校核計(jì)算。他主要用于下列情況；1 傳遞以轉(zhuǎn)矩為主的傳動(dòng)軸；2 初步估算軸頸以便進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；3 不重要的軸。許用彎曲應(yīng)力計(jì)算必須已知作用力的大小和作用點(diǎn)的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數(shù)。它主要用于計(jì)算一般重要的、扭彎復(fù)合的軸，計(jì)算精度中等。它主要用于重要的傳動(dòng)軸或工作軸，計(jì)算精度較高，但計(jì)算較復(fù)雜，且常要有足夠的資料才能進(jìn)行。從而改變各薄弱環(huán)節(jié)，有利于提高軸的疲勞強(qiáng)度。一般轉(zhuǎn)軸安許用彎曲應(yīng)力計(jì)算機(jī)足夠可靠，不一定在用安全系數(shù)法校核。強(qiáng)度計(jì)算不能滿足要求是，應(yīng)修改結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，兩者唱想和配合，交叉運(yùn)行。本次設(shè)計(jì)采用按許用彎曲應(yīng)力計(jì)算法與許用安全系數(shù)相結(jié)合的方法校核。Ft= (327) (228) 齒輪軸的強(qiáng)度校核選用安全系數(shù)校核中的疲勞安全強(qiáng)度校核。繪出軸的彎矩M圖和轉(zhuǎn)矩T圖以后選擇軸上的危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核。然后分別求出彎矩作用下的安全系數(shù)Sσ和轉(zhuǎn)矩作用下的安全系數(shù)Sг。材料不同，No值夜不同。指數(shù)m對(duì)于鋼：拉應(yīng)力、彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力是，m=9；接觸應(yīng)力，m=6。最后可求出綜合安全系數(shù)并應(yīng)滿足下列條件：當(dāng)材料質(zhì)地均勻、載荷與應(yīng)力計(jì)算較精確，可取[S]≧；材料不夠均勻、計(jì)算不夠精確是，可取[S]≧；材料均勻性和計(jì)算精確度都很低，或尺寸很大轉(zhuǎn)軸（d≧200㎜），則取[S]≧。1. 軸的受力分析(1) 畫軸的結(jié)構(gòu)簡圖(2) 畫軸的受力簡圖在垂直面上 (332) (333)在水平面上 (334)(3) 畫彎矩圖在水平面上，aa剖面左側(cè)、右側(cè) (335)在垂直面上，aa剖面左側(cè) (336)aa剖面右側(cè) (337)合成彎矩，aa剖面左側(cè) (338) (4) 畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩 (340)2. 判斷危險(xiǎn)截面顯然，aa剖面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T,該截面左側(cè)可能是危險(xiǎn)截面。圖 31 彎矩、扭矩圖 滾動(dòng)軸承的失效形式及計(jì)算準(zhǔn)則滾動(dòng)軸承的失效形式主要分為疲勞剝落，過量永久變形和磨損。如果安裝不當(dāng)，軸承局部受載較大，會(huì)促使剝落早期發(fā)生。3. 磨損 由于密封盒輪滑不良，使維護(hù)不當(dāng)?shù)?，滾動(dòng)體育套圈可能產(chǎn)生磨損，磨損使軸承游隙、噪聲及震動(dòng)增大，降低運(yùn)動(dòng)精度。在正常使用情況下，這些失效是應(yīng)該避免的，因此稱為非正常失效。 軸承校核計(jì)算校核7024C角接觸軸承，軸承間距54mm,軸承轉(zhuǎn)速n=15r/min,預(yù)期壽命L′h=12000h初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷：X=,暫選一近似中間值Y=。2) 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 （345）3) 驗(yàn)算6204軸承的壽命選用的軸承即高于預(yù)定壽命，能滿足設(shè)計(jì)要求。包括主動(dòng)小齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度校核、齒輪軸的強(qiáng)度校核及軸承的校核。以上的校核是非常必要的，必須非常認(rèn)真的進(jìn)行。是世界上一種主流的CAD/CAE/CAM 一體化軟件。從1982年到1988年，CATIA 相繼發(fā)布了1版本、2版本、3版本，并于1993年發(fā)布了功能強(qiáng)大的4版本，現(xiàn)在的CATIA 軟件分為V4版本和 V5版本兩個(gè)系列。V5版本的開發(fā)開始于1994年。法國 Dassault Aviation 是世界著名的航空航天企業(yè)。CATIA的產(chǎn)品開發(fā)商Dassault System 成立于1981年。其銷售利潤從最開始的一百萬美圓增長到現(xiàn)在的近二十億美圓。CATIA是法國Dassault System公司的CAD/CAE/CAM一體化軟件，居世界CAD/CAE/CAM領(lǐng)域的領(lǐng)導(dǎo)地位，廣泛應(yīng)用于航空航天、汽車制造、造船、機(jī)械制造、電子\電器、消費(fèi)品行業(yè)，它的集成解決方