FSAE汽車轉向系統(tǒng)設計0512

【精品文檔】如有侵權，請聯(lián)系網(wǎng)站刪除，僅供學習與交流精品文檔FSAE汽車轉向系統(tǒng)設計0512本科畢業(yè)設計題目FSAE汽車轉向系統(tǒng)設計學院工業(yè)制造學院專業(yè)車輛工程學生姓名樊睿學號201010115107年級2010級指導教師牛釗文職稱講師2014年4月29日FSAE汽車轉向系統(tǒng)設計專業(yè)：車輛工程學號：201010115107學生：樊睿指導教師：牛釗文摘要：本設計的題目是FSAE（大學生方程式汽車）汽車轉向系統(tǒng)設計。根據(jù)賽事主辦方對轉向系統(tǒng)的要求、結合所學知識、綜合類似汽車轉向系統(tǒng)的特點，設計出該汽車轉向系統(tǒng)。設計內容主要包括FSAE汽車轉向器選型、設計和計算，轉向操縱機構設計，轉向傳動機構和轉向梯形的設計。選擇合適的轉向器類型，并設計出滿足轉向系統(tǒng)要求的轉向器，保證汽車轉向操作的輕便、并提供很好的操控。并對相應的操縱機構和傳動機構進行設計。并且本設計在考慮上述要求和因素的基礎上對相應機構進行優(yōu)化設計。從而實現(xiàn)轉向器結構簡單緊湊，軸向尺寸短，且零件數(shù)目少的優(yōu)點，從而保證了汽車轉向的穩(wěn)定性、靈敏性和操作的輕便性。在本文中主要進行了轉向器齒輪、齒條、拉桿和節(jié)臂的校核，其結果滿足FSAE汽車轉向系統(tǒng)強度要求。本文主要方法和理論采用汽車設計等相關資料，并運用CATIA進行設計與裝配。關鍵詞：FSAE；轉向系統(tǒng)；齒輪齒條轉向器；轉向梯形TheSteeringSystemDesignofFSAECarSpecialty：VehicleEngineeringStudentNumber：201010115107Student：FanRuiSupervisor：NiuZhaowenAbstract：ThisdesignisentitledFSAE(FormulaSAE)racingsteeringsystemdesign.Accordingtoeventorganizers,thesteeringsystemrequirements,combinedwiththeknowledge,comprehensiveracingsteeringsystemsimilarcharacteristics,thecarsteeringsystemdesign.DesignelementsincludeFSAEracingsteeringselection,designandcalculation,steeringmechanismdesign,steeringrotationmechanismandsteeringtrapezoiddesign.Selecttheappropriatetypeofsteeringgearandsteeringsystemsdesignedtomeettherequirementsofthesteeringgeartoensurelightweightracingsteeringoperationsandprovidegoodcontrol.Andtodesignappropriatecontrolsandrotatingmechanism.Inconsiderationoftheabove,andthedesignrequirementsandthefactorsonthebasisofappropriateinstitutionstooptimizethedesign.Inordertoachievesteeringsimpleandcompactstructure,shortaxialdimension,andtheadvantagesofthesmallnumberofparts,thusensuringthestabilityoftheracingsteering,agilityandoperationalportability.Inthispaperconductedacheckofthemainsteeringgear,rack,tierodsandknucklearm,theresultFSAEcarsteeringsystemsmeetthestrengthrequirements.Inthispaper,theuseofcardesignmethodsandtheoriesandotherrelatedinformation,andtheuseofCATIAfordesignandassembly.Keywords：FSAE;SteeringSystem;Rackandpinionsteering;Steeringtrapezoid目錄緒論 11汽車轉向系統(tǒng)總述 21.1汽車轉向系統(tǒng)概述 21.2轉向系統(tǒng)類型與發(fā)展趨勢 21.3FSAE汽車轉向系統(tǒng)的要求 32轉向系主要性能參數(shù) 52.1轉向系的效率 52.1.1轉向器的正效率 52.1.2轉向器的逆效率 62.2傳動比變化特性 72.2.1轉向系傳動比 72.2.2力傳動比與轉向系角傳動比的關系 72.2.3轉向器角傳動比的選擇 82.3轉向器傳動副的傳動間隙 92.4轉向盤的總轉動圈數(shù) 93FSAE汽車轉向系統(tǒng)總體機構設計 103.1參考數(shù)據(jù)的確定 103.2轉向系統(tǒng)類型選擇 103.2.1機械轉向系 103.2.2動力轉向系 113.3轉向器類型選擇 133.3.1齒輪齒條轉向器 133.3.2循環(huán)球式轉向器 133.3.3蝸桿滾輪式轉向器 143.3.4蝸桿指銷式轉向器 153.4轉向輪側偏角計算 154轉向器設計 174.1齒輪齒條式轉向器的結構 174.2齒輪齒條式轉向器形式 174.3齒輪齒條式轉向器的布置形式 184.4齒輪齒條嚙合傳動的特點 194.5轉向器參數(shù)選取 214.6選擇齒輪齒條材料 254.7齒輪的強度計算 254.7.1齒輪齒條傳動的載荷計算 254.7.2齒輪的受力分析 264.7.3齒面接觸強度計算 274.7.4齒根彎曲強度計算 294.8齒條的強度計算 304.8.1齒條的受力分析 304.8.2齒條桿部受拉壓的強度計算 314.9齒輪軸的結構設計 324.10軸承的選擇 324.11轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇 325轉向操縱與傳動機構設計 335.1方向盤設計 335.1.1FSAE汽車方向盤設計要求： 335.1.2結構形式 335.2轉向軸設計 345.3轉向管柱設計 365.4轉向節(jié)設計 365.5轉向橫拉桿與球頭銷 376轉向梯形機構優(yōu)化 386.1轉向梯形機構概述 386.2整體式轉向梯形結構方案分析 386.3整體式轉向梯形機構優(yōu)化分析 396.4整體式轉向梯形機構優(yōu)化設計 426.4.1優(yōu)化方法介紹 426.4.2優(yōu)化設計計算 437結論 45參考文獻 47致謝 48緒論中國大學生方程式汽車大賽（以下簡稱"FSAE"）是中國汽車工程學會及其合作會員單位，在學習和總結美、日、德等國家相關經驗的基礎上，結合中國國情，精心打造的一項全新賽事。FSAE活動由各高等院校汽車工程或與汽車相關專業(yè)的在校學生組隊參加。FSAE要求各參賽隊按照賽事規(guī)則和汽車制造標準，自行設計和制造方程式類型的小型單人座休閑汽車，并攜該車參加全部或部分賽事環(huán)節(jié)。比賽過程中，參賽隊不僅要闡述設計理念，還要由評審裁判對該車進行若干項性能測試項目。在比賽過程中，參賽隊員能充分將所學的理論知識運用于實踐中。同時，還學習到組織管理、市場營銷、物流運輸、汽車運動等多方面知識，培養(yǎng)了良好的人際溝通能力和團隊合作精神，成為符合社會需求的全面人才。目前，中國汽車工業(yè)已處于大國地位，但還不是強國。從制造業(yè)大國邁向產業(yè)強國已成為中國汽車人的首要目標，而人才的培養(yǎng)是實現(xiàn)產業(yè)強國目標的基礎保障之一。大學生方程式汽車活動將以院校為單位組織學生參與，賽事組織的目的主要有：一是重點培養(yǎng)學生的設計、制造能力、成本控制能力和團隊溝通協(xié)作能力，使學生能夠盡快適應企業(yè)需求，為企業(yè)挑選優(yōu)秀適用人才提供平臺；二是通過活動創(chuàng)造學術競爭氛圍，為院校間提供交流平臺，進而推動學科建設的提升；大賽在提高和檢驗汽車行業(yè)院校學生的綜合素質，為汽車工業(yè)健康、快速和可持續(xù)發(fā)展積蓄人才,增進產、學、研三方的交流與互動合作等方面具有十分廣泛的意義。毫無疑問，對于對汽車的了解僅限于書本和個人駕乘體驗的大學生而言，組成一個團隊設計一輛純粹而高性能的汽車并將它制造出來，是一段極具挑戰(zhàn)，同時也受益頗豐的過程。本次10級車輛工程的畢業(yè)設計一部分同學的設計便是與FSAE汽車相關的各系統(tǒng)的設計，本文則主要研究設計FSAE汽車轉向系統(tǒng)的設計。1汽車轉向系統(tǒng)總述1.1汽車轉向系統(tǒng)概述轉向系統(tǒng)是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。在轉向技術方面汽車和普通汽車一樣，只是由于汽車的速度快，對轉向性的靈敏度要求高，要求響應要足夠快。但該汽車的轉向系統(tǒng)和通常汽車在轉向原理，轉向要求和轉向效果上都是基本相通的。轉向系統(tǒng)是汽車底盤的重要組成部分，轉向系統(tǒng)性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩(wěn)定性和駕駛舒適性，它對于確保車輛的行駛安全、減少交通事故以及保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要作用。1.2轉向系統(tǒng)類型與發(fā)展趨勢汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展經歷了3個基本階段，分別為純機械式轉向系統(tǒng)、液壓助力轉向系統(tǒng)和電動助力轉向系統(tǒng)，而線控轉向系統(tǒng)成為其發(fā)展趨勢。純機械式轉向系統(tǒng)機械式的轉向系統(tǒng)，由于產生轉動所需要的轉矩完全由機械力來提供，所以為施加足夠的轉矩而不得不適用大直徑的方向盤，因此占用了很大的駕駛空間而使轉向系統(tǒng)顯得很笨拙，而且駕駛人員操作起來也比較吃力，故適用范圍有很大局限性。但是由于其結構簡單、造價低廉、故障率低，目前在一部分轉向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農用機械上仍有使用。2、液壓助力轉向系統(tǒng)液壓助力轉向系統(tǒng)首次使用于1953年通用汽車公司。上世紀80年代后期，液壓助力轉向系得到進一步優(yōu)化，出現(xiàn)了變流量泵液壓動力轉向系統(tǒng)(VariableDisplace-mentPowerSteeringPump)和電動液壓助力轉向系統(tǒng)(ElectricHydraulicPowerSteering，簡稱EHPS)。變流量泵助力轉向系統(tǒng)的工作原理是在汽車處于不需要轉向或者比較高的行駛速度的情況下，泵的流量將會相應地減少，有利于減少不必要的功耗。電動液壓轉向系統(tǒng)的轉向泵由電動機驅動，與直接由發(fā)動機驅動轉向泵相比，電機的轉速可調，也可以隨時關閉，所以也能夠起到降低功耗的功效。液壓助力轉向系統(tǒng)降低了轉向盤操縱力，方向盤的直徑可以做的較小，大大減少了方向盤所占用的駕駛室空間，同時也使轉向系統(tǒng)變得更加靈敏。由于液壓助力轉向系統(tǒng)技術已經很成熟、能提供大的轉向操縱助力，目前在大部分商用車、部分乘用車，特別是重型車輛上應用廣泛。但是，液壓助力轉向系統(tǒng)在系統(tǒng)安裝、密封性、布置、操縱靈敏度、磨損能量、噪聲與消耗等方面存在一定不足。汽車電動助力轉向系統(tǒng)(EPS)EPS由日本鈴木公司在1988年首次開發(fā)出來，此后，電動助力轉向技術得到迅速發(fā)展，其應用范圍已經從微型轎車向大型轎車和客車方向發(fā)展。電動助力轉向系統(tǒng)由轉矩傳感器、車速傳感器、電子控制器、電動機、電磁離合器和減速機構等組成，汽車處于起動或者低速行駛狀態(tài)操作轉向時，轉矩傳感器通過不斷檢測駕駛者作用于轉向柱上的扭矩，并將車速信號與此信號同時輸入ECU，ECU對輸入的信號進行處理運算，確定助力扭矩輸出的大小與方向，從而控制電動機的電流與轉向，電動機將轉矩傳遞給轉向操作機構中的橫拉桿。最終，起到為駕駛人員提供輔助轉向力的功效，當車速達到一定的臨界車速時或出現(xiàn)故障時，為保證汽車高速時具有良好操控穩(wěn)定性，EPS系統(tǒng)將退出助力工作模式，電動機將停止工作，轉向系統(tǒng)切換到機械轉向系統(tǒng)。當然，不轉向的情況下，電動機就不工作。汽車線控轉向系統(tǒng)線控轉向系統(tǒng)由方向盤模塊、轉向執(zhí)行模塊和主控制器3個主要部分以及自動防故障系統(tǒng)、電源等輔助模塊組成。它是一種全新概念的轉向系統(tǒng)，由于其取消了方向盤與轉向車輪間的機械連接，通過軟件協(xié)調它們之間的運動關系，可以實現(xiàn)一系列傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)無法實現(xiàn)的特殊功能。汽車線控轉向系統(tǒng)能夠減輕駕駛員的負擔、提高整車主動安全性，使汽車性能適應更多非職業(yè)駕駛員的需求，對廣大消費者有著巨大的吸引力。但是由于可靠性要求及制造成本較高，該系統(tǒng)距離普及仍有一段距離。1.3FSAE汽車轉向系統(tǒng)的要求1、汽車轉彎行駛時，全部車輪都應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性；2、汽車轉向行駛時，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛；3、汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產生自振，轉向盤沒有擺動；4、轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產生的擺動應最小；5、操縱輕便，保證轎車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力；6、轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小；8、轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構；9、在車禍中當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置；10、方向盤必須與前輪機械連接，禁止使用線控轉向；11、轉向系統(tǒng)必須安裝有效的轉向限位塊，以防止轉向連桿結構反轉（四桿機構在一個節(jié)點處發(fā)生反轉）。限位塊可安裝在轉向立柱或齒條上，并且必須防止輪胎在轉向行駛時接觸懸架、車身或車架部件；12、轉向系統(tǒng)的自由行程不得超過7°（在方向盤上測量）；13、方向盤必須安裝在快拆器上，必須保證車手在正常駕駛坐姿并配戴手套時可以操作快拆器；14、方向盤輪廓必須為連續(xù)閉合的近圓形或近橢圓形，例如：外輪廓可以有一些部分趨向直線，不能有內凹的部分。禁止使用H形、8型或分開式方向盤；15、在任何角度，方向盤上端必須低于前環(huán)的上端；16、進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致；正確設計轉向梯形機構，可以使第1項要求得到保證。轉向系統(tǒng)中設置有轉向減振器時，能夠防止轉向輪產生自振，同時又能使傳到轉向盤上的反沖力明顯降低。為了使汽車具有良好的機動性，必須使轉向輪有盡可能大的轉角，并要達到按前外輪車輪軌跡計算，其最小轉彎半徑能達到汽車軸距的2～2.5倍。通常用轉向時駕駛員作用在轉向盤上的切向力大小和轉動圈數(shù)多少兩項指標來評價操縱輕便性。沒有裝置動力轉向的轎車，在行駛中轉向，此力應為50～100N；有動力轉向時，此力在20～50N。轎車轉向盤從中間位置轉到每一端的圈數(shù)不得超過2.0圈。

2轉向系主要性能參數(shù)轉向系統(tǒng)主要參數(shù)包括轉向系效率、轉向系傳動比、傳動副的傳動間隙和轉向盤的轉動圈速。2.1轉向系的效率功率從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸（或橫拉桿）輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。正效率計算公式：（2-1）逆效率計算公式：（2-2）式中，為作用在轉向軸上的功率；為轉向器中的磨擦功率；為作用在轉向搖臂軸上的功率。正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量等。2.1.1轉向器的正效率影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量等。1、轉向器類型、結構特點與效率在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉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向器的正效率要明顯的低些。同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉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。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結構的轉向器效率分別為70%和75%。轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。2、轉向器的結構參數(shù)與效率如果忽略軸承和其經地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算：（2-3）式中，a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為磨擦因數(shù)。2.1.2轉向器的逆效率根據(jù)逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。不可逆式和極限可逆式轉向器。不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，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向器。極限可逆式轉向器介于可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算（2-4）式（2-3）和式（2-4）表明：增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角。2.2傳動比變化特性轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比iP，兩者之間的關系對轉向的整體性能有很大影響。2.2.1轉向系傳動比傳動系的力傳動比：（2-5）轉向系的角傳動比:（2-6）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組成，即：（2-7）轉向器的角傳動比: （2-8）轉向傳動機構的角傳動比:（2-9）2.2.2力傳動比與轉向系角傳動比的關系轉向阻力與轉向阻力矩的關系式：（2-10）作用在轉向盤上的手力與作用在轉向盤上的力矩的關系式：（2-11）將式（2-10）、式（2-11）代入后得到：（2-12）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（2-13）將式（2-10）代入式（2-11）后得到：（2-14）當a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。2.2.3轉向器角傳動比的選擇轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車，不存在轉向沉重問題，應取較小的轉向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉向軸負荷大，汽車低速急轉彎時的操縱輕便性問題突出，應選用大些的轉向器角傳動比。汽車以較高車速轉向行駛時，要求轉向輪反應靈敏，轉向器角傳動比應當小些。汽車高速直線行駛時，轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。否則轉向過分敏感，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖2-1所示。圖2-1轉向器角傳動比變化特性曲線2.3轉向器傳動副的傳動間隙傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性（圖2-2）。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間位置及其附近位置時要很小，最好無間隙。若轉向器傳動副存在的傳動間隙很大時，當轉向輪受到較大的側向力作用，車輪將很有可能偏離原行駛路線，使車輛失去穩(wěn)定。傳動副在中間位置及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間位置及附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經調整消除該處間隙。圖2-2轉向器傳動副傳動間隙特性轉向器傳動副傳動間隙特性圖中曲線1表明轉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表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。2.4轉向盤的總轉動圈數(shù)轉向盤從一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數(shù)稱為轉向盤的總轉動圈數(shù)。它與轉向輪的最大轉角及轉向系的角傳動比有關，并影響轉向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉向盤的總轉動圈數(shù)較少，一般約在3.6圈以內。而對于方程式汽車而言，過多的轉動圈速不利于提高轉向的靈敏度。本文的設計參考Formula1汽車轉向系統(tǒng)，轉動圈速為2/3圈，及左右各120°。3FSAE汽車轉向系統(tǒng)總體機構設計FSAE汽車屬于小型賽車，其整備質量很輕，整體尺寸也很小，本章將確定轉向系統(tǒng)的主要參數(shù)，并根據(jù)確定的參數(shù)進行轉向系統(tǒng)類型的選擇。3.1參考數(shù)據(jù)的確定表3-1FSAE汽車轉向系統(tǒng)參數(shù)前輪距B11250mm后輪距B21200mm軸距L1650mm滿載軸荷分配：前/后169.2/190.8(kg)輪胎223/533R14主銷偏移距a100mm輪胎壓力p/MPa0.45方向盤直徑DSW300mm最小轉彎半徑R3.5m轉向節(jié)臂L190mm3.2轉向系統(tǒng)類型選擇汽車轉向系可按轉向能源的不同分為機械轉向系和動力轉向系兩大類。3.2.1機械轉向系機械轉向系中轉向能源是來自駕駛員的體力，其中所有傳力件都是機械的。機械轉向系由轉向器、轉向操縱機構和轉向傳動機構三大部分組成。

圖3-1所示的機械轉向系統(tǒng)。當汽車轉向時，駕駛員對轉向盤施加一個轉向力矩。該力矩通過轉向軸和柔性聯(lián)軸節(jié)輸入轉向器，轉向器再將力經左，右橫拉桿,將力傳給固定于兩側轉向節(jié)上的左、右轉向節(jié)臂，使轉向節(jié)和它所支撐的轉向輪繞主銷軸線偏移一定角度，實現(xiàn)轉向。

目前，許多國內外生產的新車型在轉向操縱機構中轉向軸采用了萬向傳動裝置（轉向萬向節(jié)和轉向傳動軸）。這有助于轉向盤和轉向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當改變轉向萬向傳動裝置的幾何參數(shù)，便可以滿足各種變型車的總布置要求。即使在轉向器與轉向盤同軸線的情況下，其間也可以采用萬向傳動裝置，以補償由于部件在車上的安裝基體和安裝誤差（駕駛室、車架）的變形所造成的二者軸線實際上的不重合。圖3-1機械轉向系統(tǒng)3.2.2動力轉向系為了減輕轉向時駕駛員作用到轉向盤上的手力和提高行駛安全，在有些汽車上裝設了動力轉向機構。動力轉向系統(tǒng)主要分為液壓助力轉向系統(tǒng)、電動助力轉向系統(tǒng)。如圖（3-2、3-3）。圖3-2液壓助力轉向系統(tǒng)圖3-3電動助力轉向系統(tǒng)示意圖發(fā)動機排量在2.5L以上的乘用車，由與對其操縱輕便性的要求越來越高，采用或者可供選裝動力轉向器的逐漸增多。轉向軸軸載質量超過2.5t的貨車，可以采用動力轉向；當超過4t時，應該采用動力轉向。動力轉向系統(tǒng)是一種轉向能源是來自于發(fā)動機（或電動機）的動力和駕駛員體力的轉向系統(tǒng)。在機械轉向系統(tǒng)的基礎上加設一套轉向助力裝置就形成的動力轉向系統(tǒng)。

在正常情況下，汽車所需轉向能量，大部分是由發(fā)動機所驅動的動力轉向裝置提供的其中只有一小部分由駕駛員來提供，如果動力轉向裝置出現(xiàn)故障無法提供助力時，此時駕駛員能獨立承擔汽車轉向所需的能量。所以在機械轉向系的基礎上加設一套動力轉向裝置就形成了動力轉向系統(tǒng)。對較輕的汽車人力勉強可以實現(xiàn)轉向，但對于最大總質量大于等于50噸的重型汽車而言，動力轉向裝置一旦失效，轉向輪在駕駛員通過機械傳動系加于萬向節(jié)的力的作用下遠不足發(fā)生偏轉從而實現(xiàn)轉向。動力轉向裝置穩(wěn)定可靠程度對這種汽車尤為重要。FSAE汽車屬于小型車輛，整備質量盡為300kg左右，所以本設計選用的機械轉向系統(tǒng)。3.3轉向器類型選擇轉向器是整個轉向系統(tǒng)的核心部分，轉向器的設計也就是整個轉向系統(tǒng)的關鍵所在。根據(jù)所采用的轉向傳動副的不同，常見轉向器的結構型式有四種。分別有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式和蝸桿指銷式等。3.3.1齒輪齒條轉向器齒輪齒條式轉向器（圖3-4）由與轉向軸做成一體的轉向齒輪和常與轉向橫拉桿做成一體的齒條組成。齒輪齒條式轉向器與其他形式的轉向器相比，其最主要的優(yōu)點是：結構簡單，緊湊，殼體壓鑄而成材質多選用鋁合金或者鎂合金，其的質量相對比較少；轉向器占用的體積??；傳動效率也高達90%，沒有轉向搖臂和直拉桿，所以轉向輪轉角可以增大；制造成本低。

齒輪齒條轉向器最主要的缺點是：因逆效率高（60%~70%），汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間沖擊力的大部分能轉至轉向盤，稱之為反沖。反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，轉向盤突然轉動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。圖3-4齒輪齒條式轉向器3.3.2循環(huán)球式轉向器循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成，如圖（3-5）。圖3-5循環(huán)球式轉向器循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：因為可以循環(huán)流動的鋼球在螺桿和螺母之間滾動，上滑動摩擦轉變成滾動摩擦，其傳動效率高達到75%~85%；另外在結構與工藝方面進行改良，例如降低工作表面的粗糙度和提高螺桿螺母制造精度。螺桿螺母上的螺紋經磨削加工和淬火，硬度和耐磨損性能都等到很大提升，保證螺桿螺母的使用壽命得意提升；工作平穩(wěn)可靠；并且轉向器的傳動比也是可以變化。循環(huán)球式轉向器的缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高,循環(huán)球式轉向器主要用于商用車上。3.3.3蝸桿滾輪式轉向器

蝸桿滾輪式轉向器（如圖3-6）主要由蝸桿和滾輪相互嚙合而構成。此類轉向器的優(yōu)點主要是：結構較簡單；易加工；由于蝸桿上的螺紋和滾輪的齒面屬于面接觸，所以強度較高，工作穩(wěn)定可靠，使用壽命長，不易磨損；其逆效率較低。

蝸桿滾輪式轉向器缺點主要是：正效率較低；當工作齒面發(fā)生磨損之后，嚙合間隙的調整比較困難；另外蝸桿滾輪式轉向器的傳動比是不能改變。

曾經在汽車上也廣泛使用過這種轉向器。圖3-6蝸桿滾輪式轉向器3.3.4蝸桿指銷式轉向器

蝸桿指銷式轉向器（如圖3-7）主要由蝸桿和一端帶有銷子搖臂軸構成。按銷子能否轉動分成旋轉銷式和固定銷式。如果銷子除隨同搖臂軸轉動外，還能繞自身軸線轉動的，稱子為旋轉銷式轉向器；如果銷子不能自轉，則稱之為固定銷式蝸桿指銷式轉向器。根據(jù)銷子數(shù)量的不同又可以分為單銷和雙銷。

蝸桿指銷式轉向器的優(yōu)點是:當蝸桿的導程不變時，其傳動比也是不變的。如果要的到可以變傳動比的轉向器，將螺桿的導程做成變化的即可。當蝸桿和指銷之間的工作面磨損之后，間隙的調整工作也比較容易。固定銷蝸桿指銷式轉向器的結構簡單，易加工；但是因銷子本身無法自轉，銷子的工作部位基本保持不變，所以磨損快，工作效率低。旋轉銷式轉向器的效率高，磨損慢，但結構復雜。

蝸桿指銷式轉向器應有較少圖3-7蝸桿指銷式轉向器根據(jù)FSAE轉向系統(tǒng)要求，結合上述幾種轉向器的特點，本設計中選用的是齒輪齒條式轉向器

。3.4轉向輪側偏角計算如上圖3-8所示：左、右轉向車輪繞其轉向主銷的偏轉，并使它們偏轉到繞同一瞬時轉向中心的不同軌跡圓上，實現(xiàn)車輪無滑動地滾動轉向。為了使左、右轉向車輪偏轉角之間的關系能滿足這一汽車轉向運動學的要求，兩車輪見側片角會有一下關系，這要由轉向傳動機構中的轉向梯形機構的精確設計來保證。汽車轉向時，將圍繞其彎心轉動，兩車輪離轉彎中心的距離并不相等，其內側車輪轉角位，外側為，最大轉彎半徑R，軸距L，為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離，則左右車輪側片角如下。圖3.8車輪位置簡圖（3-1）（3-2）4轉向器設計齒輪齒條式轉向器結構以其結構簡單緊湊；質量相對比較少；轉向器占用的體積小；傳動效率也高達90%；沒有轉向搖臂和直拉桿；制造成本低等優(yōu)點被普遍應用在小型汽車上。其結構簡單和質量少等特點也非常適合在FSAE汽車上使用。本章將詳細的闡述本設計中的轉向器的設計要點。4.1齒輪齒條式轉向器的結構本設計中在3.2節(jié)中已經確定了FSAE汽車將選用與圖4-1類似的齒輪齒條式轉向器，本節(jié)主要是設計符合該轉向系統(tǒng)要求的轉向器。圖4-1典型齒輪齒條轉向器4.2齒輪齒條式轉向器形式根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向器有四種形式：中間輸入，兩端輸入（圖4-2a）；側面輸入，兩端輸出（圖4-2b）；側面輸入，中間輸出（圖4-2c）；側面輸入，一端輸出（圖4-2d）。采用側面輸入、中間輸出方案時，其橫拉桿長度增長，車輪上、下跳動時位桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。而采用兩側輸出方案時，容易與懸架系統(tǒng)導向機構產生運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此兩拉桿與齒條同時向左或者向右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低它的強度。圖4-2齒輪齒條式轉向器的四種形式側面輸入、一端輸出的齒輪齒條式轉向器，常用在平頭微型貨車上。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運轉平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降。而對于方程式汽車而言，由于其布局較民用車而言差別很大，其座艙中置，方向盤也就在中部，選擇中間輸入，兩端輸出的轉向器形式有利于汽車的整體布局。所以本設計中的轉向器選型中間輸入，兩端輸出的轉向器形式。4.3齒輪齒條式轉向器的布置形式根據(jù)齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，在汽車上有四種布置形式（如圖4-3）：轉向器位于前軸后方，后置梯形；轉向器位于前軸后方，前置梯形；轉向器位于前軸前方，后置梯形；轉向器位于前軸前方，前置梯形。本設計的布置形式受汽車長度和軸距的限制，選擇圖（3-3a）的轉向器位于前軸后方，后置梯形的布置形式。圖4-3齒輪齒條式轉向器的四種布置形式4.4齒輪齒條嚙合傳動的特點齒條實際上是齒數(shù)為無窮的齒輪的一部分。當齒數(shù)為無窮時，齒輪的基圓直徑也為無窮大，根據(jù)漸開線的形成過程可知，此時漸開線就變成了直線。所以齒條的齒廓為直齒廓（如圖4-4所示），齒廓上各點的法線是平行的，而且在傳動時齒條是平動的，齒廓上各點速度的大小和方向也相同，所以齒條齒廓上個點的壓力角相同，大小等于齒廓的傾斜角。齒條上各齒同側的齒廓是平行的，所以在任何與分度線平行的直線上，周節(jié)都相等。圖4-4齒條齒輪齒條嚙合傳動時，根據(jù)小齒輪螺旋角與齒條齒傾角的大小和方向不同，可以構成不同的傳動方案。當左旋小齒輪與右傾齒條相嚙合而且齒輪螺旋角β1與齒條傾斜角β2角相等時，則軸交角θ=0°；若β1＞β2，則θ=β1－β2；若β1＜β2，則θ=β1－β2為負值，表示在齒條軸線的另一側。當右旋小齒輪與右傾齒條或左旋小齒輪與左傾齒條相嚙合時，其軸交角均為θ=β1+β2。齒輪為普通的漸開線斜齒輪。通常小齒輪與齒條齒廓都采用相同的模數(shù)與壓力角，漸開線齒輪嚙合傳動的條件為嚙合部位兩齒廓基節(jié)相等，即(4-1)(4-2)(4-3)式中，Pb1—小齒輪的基節(jié)；Pb2—齒條的基節(jié)；m1—小齒輪模數(shù)；m2—齒條模數(shù)；α10—小齒輪節(jié)圓壓力角；α20—齒條節(jié)線壓力角可以知道，齒輪與齒條嚙合傳動時，齒輪的節(jié)圓始終與其分度圓重合。當小齒輪軸線與齒條軸線不垂直時，小齒輪齒廓與齒條齒廓間的接觸為點接觸，輪齒所受的壓強較大，產生的接觸應力也比較大，輪齒磨損很快，所以齒輪齒條轉向器的傳動比不能太大。如圖4-5所示，兩齒廓相切于P點,tt為兩齒廓在P處的切線。根據(jù)嚙合傳動的要求，兩齒廓上與點P重合的點的速度在tt方向的分量相等。圖4-5齒廓假設小齒輪的螺旋角為β1，齒條的齒傾角為β2，在嚙合處齒輪上的點的切向速度為V1，齒條上的點的速度為V2，則有（4-4）將上式兩邊對時間進行積分（4-5）得（4-6）上式中：n—小齒輪的轉動圈數(shù)；dt—小齒輪的端面分度圓直徑;L—相應的齒條行程。根據(jù)斜齒輪特性，又有（4-7）（4-8）mn為小齒輪的法面模數(shù)，z為小輪的齒數(shù)。于是就有（4-9）從而可以得到齒輪齒條傳動的線角傳動比為（mm/rev）（4-10）可見齒輪齒條傳動的傳動比只與齒條的齒傾角、小齒輪的法向模數(shù)和小齒輪的齒數(shù)有關。在設計時，只要合理的選取這幾個參數(shù)就可以獲得需要的傳動比。但是小齒輪的模數(shù)不能太小，否則會使齒條齒廓在嚙合時嚙合點離齒頂太近，齒根的彎曲應力增大，易產生崩齒。同時小齒輪的變位系數(shù)不能太大，否則會造成齒條齒頂平面與小齒輪齒根圓柱面的間隙過小，對潤滑不利，而且容易造成轉向器卡死的現(xiàn)象。4.5轉向器參數(shù)選取原地轉向阻力矩：（4-11）式中：為輪胎與路面的滑動摩擦因數(shù)，取0.7；為轉向軸負荷；為輪胎胎壓。轉向橫拉桿上理論推力：（4-12）方向盤轉動圈數(shù)n：方向盤轉動圈速參照

Formula1轉向系統(tǒng)，左右各轉動120度，即：n=2/3圈（4-13）角傳動比：（4-14）方向盤上的手力：（4-15）式中

——轉向盤直徑

——轉向器角傳動比

——轉向器正效率作用在轉向盤上的操縱載荷:對轎車該力不應超過150～200N，對貨車不應超過500N。所以符合FSAE設計要求方向盤轉矩

（4-16）力傳動比：（4-17）式中：為注銷偏移距。齒輪齒條轉向器的齒輪多采用斜齒輪，斜齒輪的幾何尺寸計算應在端面內進行。以下參數(shù)除特殊注明外均為端面參數(shù)。齒輪端面模數(shù)選擇，齒數(shù)選擇13，壓力角取，螺旋角在之間。故取齒輪：右旋，壓力角，及,,。齒條齒數(shù)由（4-12）可知：（4-18）取整可得壓力角,,。旋向與齒輪相反為左旋。取齒寬系數(shù)（4-19）齒條寬度取整，則取齒輪齒寬初步選定齒輪：10.25齒條：10.25其余參數(shù)計算如下齒頂高齒輪：=5mm（4-20）齒條：=5mm（4-21）齒根高齒輪：=6.25mm（4-22）齒條：=6.25mm（4-23）全齒高齒輪：11.25mm（4-24）齒條：11.25mm（4-25）齒頂圓 齒輪：=76mm（4-26）齒根圓齒輪：=53.5mm（4-27）基圓直徑齒輪：=61.08mm（4-28）名稱符號公式（端面/法面）齒輪（端面/法面）齒條（端面/法面）齒數(shù)139模數(shù)m5/5.0775/5.077分度圓直徑66/67.02—齒頂高5/5.0775/5.077齒根高6.25/6.3466.25/6.346齒頂圓直徑76/77.172—齒根圓直徑53.5/54.33—螺旋角—10°齒寬30/30.4620/20.31齒條齒部結構尺寸見下表：表4.1齒輪齒條基本參數(shù)4.6選擇齒輪齒條材料小齒輪：齒輪通常選用國內常用、性能優(yōu)良的20CrMnTi合金鋼，熱處理采用表面滲碳淬火工藝，齒面硬度為HRc58～63。而齒條選用與20CrMnTi具有較好匹配性的40Cr作為嚙合副，齒條熱處理采用高頻淬火工藝，表面硬度HRc50～56，精度等級為7級。4.7齒輪的強度計算齒輪齒條是轉向器的核心部件，其強度對轉向系統(tǒng)的整體強度影響很大，所多齒輪齒條的強度要求是很高的。4.7.1齒輪齒條傳動的載荷計算計算斜齒圓柱齒輪傳動的接觸應力時，推導計算公式的出發(fā)點和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于提高接觸強度；重合度大，傳動平穩(wěn)。齒輪的計算載荷為了便于分析計算，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進行計算。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷P（單位為N/mm）為（4-29）Fn——作用在齒面接觸線上的法向載荷L——沿齒面的接觸線長，單位mm法向載荷Fn為公稱載荷，在實際傳動中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節(jié)誤差和齒形誤差的影響，會使法面載荷增大。此外，在同時嚙合的齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上，載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計算載荷的強度時，應按接觸線單位長度上的最大載荷，即計算（單位N/mmm）進行計算。即（4-30）K——載荷系數(shù)載荷系數(shù)K包括：使用系數(shù)，動載系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分配數(shù)，即（4-31）4.7.2齒輪的受力分析在斜齒輪轉動中，作用于齒面上的法向載荷任垂直于齒面。如圖4-6所示，作用于主動輪上的位于法面內，在節(jié)圓柱的切面傾斜一法向嚙合角?？裳佚X輪的周向、徑向及軸向分解成三個相互垂直的分力。首先，將力在法面內分解成沿徑向的分力（徑向力）和在面內的分力，然后再將在面內分解成沿周向的分力（圓周力）及沿軸向的分力（軸向力）。各力方向如圖4-6所示。圖4-6斜齒輪受力分析各力的大小為：（4-32）（4-33）（4-34）（4-35）式中：——節(jié)圓螺旋角，對標準齒輪即分度圓螺旋角；——嚙合平面的螺旋角，即基圓螺旋角；——法向壓力角，本設計中的標準齒輪；——端面壓力角。4.7.3齒面接觸強度計算按齒面接觸疲勞強度進行計算校核，其校核公式為：（4-36）確定公式內的各計算數(shù)值試選=1.6；由圖（4-7）選取區(qū)域系數(shù)=2.433；圖4-7節(jié)點區(qū)域系數(shù)查得，，；齒寬系數(shù)=1；齒輪轉矩查得彈性系數(shù)許用接觸應力可用下式計算：，查得接觸疲勞極限應力為；由應力循環(huán)次數(shù)公式的：（4-37）（4-38）接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90；=0.95。10）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)=1，則可得:（4-39）（4-40）許用接觸應力（4-41）(2)計算1）試算齒輪分度圓直徑，由計算公式得（4-42）2）計算載荷系數(shù)。是考慮齒輪嚙合時外部領接裝置引起的附加動載荷影響的系數(shù)。使用系數(shù)=1.0。齒輪傳動制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動載系數(shù)，動載系數(shù)=1.0。齒輪的制造精度7級精度，齒間載荷分配系數(shù)=1.2。齒向載荷分配系數(shù)=1.5。故載荷系數(shù)（4-43）安實際載荷系數(shù)校核分度圓直徑（4-44）所以，齒輪所選的參數(shù)滿足齒輪設計的齒面接觸疲勞強度要求。4.7.4齒根彎曲強度計算（4-45）（1）確定計算參數(shù)縱向重合度=1.903，查表的螺旋角系數(shù)=0.88計算當量齒數(shù)。查得齒形系數(shù)=2.592，=2.211查得應力校正系數(shù)=1.596，=1.774查的齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa,齒條的彎曲疲勞強度極限=380MPa，取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有計算齒輪齒條的并加以比較對比可知齒輪的數(shù)值較大設計計算mm（4-46）所以，齒輪所選的參數(shù)滿足齒輪設計的齒面接觸疲勞強度要求。4.8齒條的強度計算齒條齒形與齒輪的參數(shù)是一致的，受力情況也基本相同，所就不在對齒條的齒面接觸強度和齒根彎曲強度進行計算。本節(jié)將主要對齒條桿部受拉壓的強度進行計算。4.8.1齒條的受力分析駕駛員作用在轉向盤上的切力是轉向輕便性的另一個評價標準，對微車來說，有動力轉向時的轉向力約為20—50N；無動力轉向時為50—100N。據(jù)此可以確定轉向盤尺寸和轉向器效率要求及轉向節(jié)臂尺寸。根據(jù)車型不同，轉向盤的直徑在380—550mm,對于本設計來說，選用300mm規(guī)格的轉向盤，在本設計中，選取轉向器輸入端施加的扭矩T=7617Nmm，齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計算輪齒受力時，可不予考慮。齒條的受力狀況類似于齒輪，齒條的受力分析如圖圖4-8齒條的受力分析如圖，作用于齒條齒面上的法向力，垂直于齒面，將分解成沿齒條徑向的分力（徑向力），沿齒輪周向的分力（切向力），沿齒輪軸向的分力（軸向力）。各力的大小為：（4-47）（4-48）（4-49）（4-50）1）齒條受到的切向力：230.82N（4-51）T——作用在輸入軸上的扭矩。d——齒輪軸分度圓的直徑，2）齒條齒面的法向力：=85.31N（4-52）3）齒條牙齒受到的軸向力：=40.70N（4-53）4）齒條桿部受到的力：=249.42N（4-54）4.8.2齒條桿部受拉壓的強度計算計算出齒條桿部的拉應力：=0.127N/mm（4-55）F——齒條受到的軸向力A——齒條根部截面積，A=314.16mm由于強度的需要，齒條長采用45鋼制造，其抗拉強度極限是=690N/mm,(沒有考慮熱處理對強度的影響)。因此所以，齒條設計滿足抗拉強度設計要求。4.9齒輪軸的結構設計圖4.9齒輪軸的結構設計4.10軸承的選擇齒輪軸的兩端各需要一個軸承，由于背面的空間受限只能選取滾針軸承；軸承也不會受很大的軸向力，所以正面選用深溝球軸承。具體型號如下。軸承1：深溝球軸承6004(GB/T276-1994) 軸承2：滾針軸承NA4901(GB/T5801-1994)4.11轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇由于轉向器的工作環(huán)境并不惡劣，其轉速也不高，所以轉向器的潤滑劑為脂潤滑，潤滑方式為人工定期潤滑。潤滑劑類型和密封件的選擇如下潤滑脂：石墨鈣基潤滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S潤滑脂。密封件：旋轉軸唇形密封圈FB1630GB13871—19925轉向操縱與傳動機構設計5.1方向盤設計方向盤是駕駛員直接接觸到的機構，其結構與材質對駕駛的安全性和操控性都有很大影響。5.1.1FSAE汽車方向盤設計要求：1.事故發(fā)生時，對駕駛員造成的傷害最小。（出于安全性的考慮）不妨礙駕駛員對以表的觀察。2.良好的耐磨性，不易磨損，有良好的壽命。（出于可靠性的考慮）3.不易燃燒。（出于安全性的考慮）4.不易反光。（出于生理考慮）5.具有快拆裝置。5.1.2結構形式1.方案分析方向盤主要有兩種，一種是圓盤形式（如圖5-1a），民用車上常用，另一中非圓盤形式，如手柄、方形式等（如圖5-1b），主要在F1賽車、專用汽車等車輛上使用。圖5-1方向盤結構形式2.方案選擇通過查閱相關資料并通過分析的知，圓形方向盤結構簡單，工藝性能好，成本少，操控方便，適宜于需要用大幅度轉向角的轉向系，有很好的控制感和路感，符合人們的使用習慣；而非圓盤式，例如F1汽車方向盤，雖然能實時反映車輪與車身的位置，但靈敏度大，但生產制造需要專用設備和工藝，且成本也較高。3.方案確定通過比較我們發(fā)現(xiàn)，對于汽車，使用圓非圓盤，有力與提高汽車的操控性。方程式汽車的坐姿很低，非圓盤可以為車手提供更好的視野。4.快拆機構設計由于方程式汽車特殊的結構，其駕駛艙十分狹小，但突發(fā)情況來臨時，快拆方向盤保證了車手有較大的逃生空間?？觳饳C構結構與快拆接頭相似5.儀表與功能按鍵的安裝對于方程式汽車而言，速度很快，操控的難度也很大，因此將車手的駕駛常使用的功能按鍵設置在方向盤上。本設計將會在方向盤上預留儀表與按鍵安裝孔。方向盤設計圖如圖5-1所示。圖5-2方向盤三維圖5.2轉向軸設計轉向軸防傷安全機構方案分析研究表明：汽車正面碰撞時，轉向盤、轉向軸是使駕駛員受傷的主要元件轉向盤、轉向軸等有關零件在撞擊時產生塑性變形、彈性變形或是利用摩擦等來吸收沖擊能量，能防止或者減輕駕駛員受傷。其中防傷機構基本上都設計在轉向軸上主要形式有一下三種。1.如圖5-3a，轉向柱采用萬向節(jié)連接，運用合理的布置，使其能沿節(jié)點位置發(fā)生彎折在汽車發(fā)生正面碰撞時，便可防止轉向盤向駕駛室內移動，危及駕駛員安全。圖5-3轉向柱潰縮方式示意圖2.另一種如圖5-3b在轎車上應用的防傷安全機構。轉向柱分為兩段，上轉向柱的下端與下轉向柱上端通過兩個圓頭圓柱銷相連。在受到一定數(shù)值的軸向力時，上、下轉向軸能自動脫開，以保證駕駛員的安全。3.聯(lián)軸套管沖擊能量吸收機構如圖5-4，位于兩萬向節(jié)之間的轉向傳動軸，由套管1和軸3組成。汽車發(fā)生正面沖撞時，軸向力達到一定值后，塑料銷釘2被剪斷，套管與軸產生相對移動，存在其間的塑料能增大摩擦阻力吸收沖擊能量。此外，轉向傳動軸長度縮短，減小了轉向盤向駕駛員方向的移動量。這種防傷機構結構簡單，制造容易，只要合理選取銷釘數(shù)量與直徑，便能保證它可靠地工作和吸收沖擊能量。1—套管2—塑料銷釘3—軸圖5-4轉向柱防傷潰縮裝置結構示意圖對比上面三種結構，三種都能很好的達到防傷的目的，但前兩種的轉向軸都會發(fā)生偏離轉向軸軸線方向的彎曲變形。對于FSAE汽車，其轉向軸所在平面與人體中心面重合，且離車手距離很近，若轉向軸發(fā)生偏離其軸向的彎曲變形，對車手同樣容易照成巨大得到傷害，而第三種則很好的避免了這一問題，所以本設計中選用第三種方案。轉向軸結構圖如5-5所示。圖5-5轉向軸結構5.3轉向管柱設計轉向管柱在的主要作用是為轉向軸提供支持，事轉向軸能繞器軸向平穩(wěn)轉動。在民用車上轉向管柱總成還包括如鑰匙、方向燈、遠近光燈、雨刮等功能在內，對于民用車而言，其轉向管柱的集成度是很高的。對于本設計的裝箱系統(tǒng)而言，則只需要其為轉向軸提供支撐，結構（如圖5-6）相對簡單。圖5-6轉向管柱5.4轉向節(jié)設計轉向傳動機構的任務是將轉向器輸出端的擺動轉變?yōu)樽?、右轉向車輪繞其轉向主銷的偏轉，并使它們偏轉到繞同一瞬時轉向中心的不同軌跡圓上，實現(xiàn)車輪無滑動地滾動轉向。為了使左、右轉向車輪偏轉角之間的關系能滿足這一汽車轉向運動學的要求，則要由轉向傳動機構中的轉向梯形機構的精確設計來保證。由于一般齒輪齒條式轉向器與左右橫拉桿連接，而左右橫拉桿一般直接與轉向節(jié)臂通過球頭鏈接接。轉向節(jié)是汽車上的關鍵零件，它既支撐車體重量，又傳遞轉向力矩和承受前輪剎車制動力矩。轉向節(jié)包括轉向節(jié)軸和轉向節(jié)臂。轉向節(jié)一般采用鍛造毛坯件，經機械加工成為一個復雜的空間受力件。轉向節(jié)圓錐軸上裝有一對單列圓錐滾子軸承，使轉向節(jié)與前輪轂、前輪制動器相連。其圓錐軸端采用螺母緊固軸承與輪轂，這樣就能使轉向節(jié)承受來自地面的支承力、滾動阻力和制動力。轉向節(jié)的轉向節(jié)臂上有球頭銷與橫拉桿相連以保證左右兩輪同步轉向。由此可見，轉向節(jié)承受著車輛轉向系統(tǒng)較大的負荷，其結構也比較特殊強度要求也比較高，本設計中轉向節(jié)臂和轉向節(jié)（圖5-5）是一體的，有助于提高其強度，簡化其結構。圖5-5轉向節(jié)5.5轉向橫拉桿與球頭銷轉向傳動機構的拉桿件應選用剛性好、質量小的20、30或35號鋼的無縫鋼管制造，其沿長度方向的外形可根據(jù)總布置的需要確定。轉向傳動機構的各元件間采用球形鉸接，球形鉸接的主要特點是能夠消除由于鉸接處的表而磨損而產生的間隙，也能滿足兩鉸接件間復雜的相對運動。在現(xiàn)代球形鉸接的結構中均是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。而且應采用有效結構措施保持住潤滑材料及防止灰塵污物進入。球銷與襯墊均采用低碳合金鋼如12CrNi3A，18MnTi，或20CrN制造，工作表面經滲碳淬火處理，滲碳層深1.5～3.0mm，表面硬度HRC56～63。允許采用中碳鋼40或45制造并經高頻淬火處理，球銷的過渡圓角處則用滾壓工藝增強。球形鉸接的殼體則用鋼35或40制造。轉向橫拉桿內段球頭與齒條連接。當這些球頭銷依制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套夾在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。轉向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接（圖5-6）。圖5-6轉向橫拉桿外接頭

6轉向梯形機構優(yōu)化6.1轉向梯形機構概述轉向梯形機構用來保證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設計轉向梯形的主要任務之一是確定轉向梯型的最佳參數(shù)和進行強度計算。一般轉向梯形機構布置在前軸之后，但當發(fā)動機位置很低或前軸驅動時，也有位于前軸之前的。轉向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉向梯形方案與懸架采用何種方案有聯(lián)系。無論采用哪一種方案，必須正確選擇轉向梯形參數(shù)，做到汽車轉彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動運動。同時，為達到總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉向輪應有足夠大的轉角。6.2整體式轉向梯形結構方案分析1—轉向橫拉桿2—轉向梯形臂3—前軸圖6-1整體式轉向梯形整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿1，轉向梯形臂2和汽車前軸3組成，如圖6.1所示。其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點是結構簡單，調整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側轉向輪上、下跳動時，會影響另一側轉向輪。當汽車前懸架采用非獨立懸架時，應當采用整體式轉向梯形。整體式轉向梯形的橫拉桿可位于前軸后或前軸前(稱為前置梯形)。對于發(fā)動機位置低或前輪驅動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側方向延伸，因而會與車輪或制動底板發(fā)生干涉，所以在布置上有困難。為了保護橫拉桿免遭路面不平物的損傷，橫拉桿的位置應盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。6.3整體式轉向梯形機構優(yōu)化分析汽車轉向行駛時，受彈性輪胎側偏角的影響，所有車輪不是繞位于后軸沿長線上的點滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內側某一點滾動。此點位置與前輪和后輪的側偏角大小有關。因影響輪胎側偏角的因素很多，且難以精確確定，故下面是在忽略側偏角影響的條件下，分析有關兩軸汽車的轉向問題。此時，兩轉向前輪軸線的延長線應交在后軸延長線上，如圖6-2所示。設θi、θo分別為內、外轉向車輪轉角，L為汽車軸距，K為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。若要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，則梯形機構應保證內、外轉向車輪的轉角有如下關系：（6-1）圖6-2理想的內、外車輪轉角關系簡圖若自變角為，則因變角的期望值為:（6-2）現(xiàn)有轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。以圖所示的后置梯形機構為例，在圖上作輔助用虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所給出的實際因變角為（6-3）式中：m為梯形臂長；γ為梯形底角。所設計的轉向梯形給出的實際因變角，應盡可能接近理論上的期望值。其偏差在最常使用的中間位置附近小角范圍內應盡量小，以減少高速行駛時輪胎的磨損；而在不經常使用且車速較低的最大轉角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權因子，構成評價設計優(yōu)劣的目標函數(shù)為（6-4）由以上可得：（6-5）式中：x為設計變量，；為外轉向車輪最大轉角，由圖6-2得（6-6）式中，為汽車最小轉彎直徑；a為主銷偏移距?？紤]到多數(shù)使用工況下轉角小于20°，且10°以內的小轉角使用得更加頻繁，因此取：（6-7）建立約束條件時應考慮到：設計變量m及γ過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當m過大時，將使梯形布置困難，故對m的上、下限及對γ的下限應設置約束條件。因γ越大，梯形越接近矩形，值就越大，而優(yōu)化過程是求的極小值，故可不必對γ的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為：（6-8）梯形臂長度m設計時常取在=0.11K，=0.15K。梯形底角=70°此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳動角δ不宜過小，通常取＝40°。如圖6-2所示，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉彎時即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為：（6-9）式中：為最小傳動角。=40°，故由式可知，為設計變量m及γ的函數(shù)。由式（6-6）、式（6-7）、式（6-8）和式（6-9）四項約束條件所形成的可行域，如圖6-3所示的幾種情況。圖6-3b適用于要求較大，而可小些的車型；圖6-3c適用于要求γmin較大，而γmin小些的車型；圖6-3a適用介于圖6-3b、c之間要求的車型。圖6-3