《FSAE汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計0512》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《FSAE汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計0512（54頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

. 本科畢業(yè)設(shè)計 題 目 FSAE汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)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(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)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(shè)計的題目是FSAE（大學生方程式汽車）汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計。根據(jù)賽事主辦方對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求、結(jié)合所學知識、綜合類似汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特點，設(shè)計出該汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。設(shè)計內(nèi)容主要包括FSAE汽車轉(zhuǎn)向器選型、設(shè)計和計算，轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)設(shè)計，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)和轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計。選擇合適的轉(zhuǎn)向器類型，并設(shè)計出滿足轉(zhuǎn)向系統(tǒng)要求的轉(zhuǎn)向器，保證汽車轉(zhuǎn)向操作的輕便、并提供很好的操控。并對相應(yīng)的操縱機構(gòu)和傳動機構(gòu)進行設(shè)計。并且本設(shè)計在考慮上述要求和因素的基礎(chǔ)上對相應(yīng)機構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計。從而實現(xiàn)轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向器齒輪、齒條、拉桿和節(jié)臂的校核，其結(jié)果滿足FSAE汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)強度要求。本文主要方法和理論采用汽車設(shè)計等相關(guān)資料，并運用CATIA進行設(shè)計與裝配。 關(guān)鍵詞：FSAE；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；齒輪齒條轉(zhuǎn)向器；轉(zhuǎn)向梯形 The Steering System Design of FSAE Car Specialty：Vehicle Engineering Student Number：201010115107 Student：Fan Rui Supervisor： Niu Zhaowen Abstract：This design is entitled FSAE (Formula SAE ) racing steering system design . According to event organizers, the steering system requirements, combined with the knowledge, comprehensive racing steering system similar characteristics , the car steering system design . Design elements include FSAE racing steering selection, design and calculation , steering mechanism design , steering rotation mechanism and steering trapezoid design. Select the appropriate type of steering gear and steering systems designed to meet the requirements of the steering gear to ensure lightweight racing steering operations and provide good control . And to design appropriate controls and rotating mechanism . In consideration of the above , and the design requirements and the factors on the basis of appropriate institutions to optimize the design . In order to achieve steering simple and compact structure , short axial dimension , and the advantages of the small number of parts , thus ensuring the stability of the racing steering , agility and operational portability . In this paper conducted a check of the main steering gear, rack, tie rods and knuckle arm , the result FSAE car steering systems meet the strength requirements . In this paper, the use of car design methods and theories and other related information , and the use of CATIA for design and assembly . Keywords：FSAE; Steering System; Rack and pinion steering; Steering trapezoid 目 錄 緒論 1 1 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總述 2 1.1 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述 2 1.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)類型與發(fā)展趨勢 2 1.3 FSAE汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求 3 2 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 5 2.1 轉(zhuǎn)向系的效率 5 2.1.1 轉(zhuǎn)向器的正效率 5 2.1.2 轉(zhuǎn)向器的逆效率 6 2.2 傳動比變化特性 7 2.2.1 轉(zhuǎn)向系傳動比 7 2.2.2 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 7 2.2.3 轉(zhuǎn)向器角傳動比的選擇 8 2.3 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙 9 2.4 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù) 9 3 FSAE汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總體機構(gòu)設(shè)計 10 3.1 參考數(shù)據(jù)的確定 10 3.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)類型選擇 10 3.2.1 機械轉(zhuǎn)向系 10 3.2.2 動力轉(zhuǎn)向系 11 3.3 轉(zhuǎn)向器類型選擇 13 3.3.1 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器 13 3.3.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 13 3.3.3 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器 14 3.3.4 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器 15 3.4 轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角計算 15 4 轉(zhuǎn)向器設(shè)計 17 4.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu) 17 4.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器形式 17 4.3 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的布置形式 18 4.4 齒輪齒條嚙合傳動的特點 19 4.5 轉(zhuǎn)向器參數(shù)選取 21 4.6 選擇齒輪齒條材料 25 4.7 齒輪的強度計算 25 4.7.1 齒輪齒條傳動的載荷計算 25 4.7.2 齒輪的受力分析 26 4.7.3 齒面接觸強度計算 27 4.7.4 齒根彎曲強度計算 29 4.8 齒條的強度計算 30 4.8.1 齒條的受力分析 30 4.8.2 齒條桿部受拉壓的強度計算 31 4.9 齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 32 4.10 軸承的選擇 32 4.11 轉(zhuǎn)向器的潤滑方式和密封類型的選擇 32 5 轉(zhuǎn)向操縱與傳動機構(gòu)設(shè)計 33 5.1 方向盤設(shè)計 33 5.1.1 FSAE汽車方向盤設(shè)計要求： 33 5.1.2 結(jié)構(gòu)形式 33 5.2 轉(zhuǎn)向軸設(shè)計 34 5.3 轉(zhuǎn)向管柱設(shè)計 36 5.4 轉(zhuǎn)向節(jié)設(shè)計 36 5.5 轉(zhuǎn)向橫拉桿與球頭銷 37 6 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)優(yōu)化 38 6.1 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)概述 38 6.2 整體式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)方案分析 38 6.3 整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)優(yōu)化分析 39 6.4 整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計 42 6.4.1 優(yōu)化方法介紹 42 6.4.2 優(yōu)化設(shè)計計算 43 7 結(jié)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(jié)美、日、德等國家相關(guān)經(jīng)驗的基礎(chǔ)上，結(jié)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(guān)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(shè)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(shè)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(chǎn)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(chǎn)業(yè)強國目標的基礎(chǔ)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(shè)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(yīng)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(shù)競爭氛圍，為院校間提供交流平臺，進而推動學科建設(shè)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(zhì)，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(chǎn)、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(shè)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(shè)計一部分同學的設(shè)計便是與FSAE汽車相關(guān)的各系統(tǒng)的設(shè)計，本文則主要研究設(shè)計FSAE汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計。 1 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總述 1.1 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構(gòu)，在汽車轉(zhuǎn)向行駛時，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。在轉(zhuǎn)向技術(shù)方面汽車和普通汽車一樣，只是由于汽車的速度快，對轉(zhuǎn)向性的靈敏度要求高，要求響應(yīng)要足夠快。但該汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和通常汽車在轉(zhuǎn)向原理，轉(zhuǎn)向要求和轉(zhuǎn)向效果上都是基本相通的。 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車底盤的重要組成部分，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)類型與發(fā)展趨勢 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展經(jīng)歷了3個基本階段，分別為純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，而線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)成為其發(fā)展趨勢。 1、 純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 機械式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)， 由于產(chǎn)生轉(zhuǎn)動所需要的轉(zhuǎn)矩完全由機械力來提供， 所以為施加足夠的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)顯得很 笨拙，而且駕駛?cè)藛T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(jié)構(gòu) 簡單、造價低廉、故障率低，目前在一部分轉(zhuǎn)向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農(nóng)用機械上仍有使用。 2、液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 液壓助力轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系得到進一步優(yōu)化，出現(xiàn)了變流量泵液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(Variable Displace- ment Power Steering Pump) 和電動液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(Electric Hydraulic Power Steering，簡稱 EHPS)。變流量泵助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理是在汽車處于不需要轉(zhuǎn)向或者比較高的行駛速度的情況下，泵的流量將會相應(yīng)地減少，有利于減少不必要的功耗。電動液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向泵由電動機驅(qū)動，與直接由發(fā)動機驅(qū)動轉(zhuǎn)向泵相比，電機的轉(zhuǎn)速可調(diào)，也可以隨時關(guān)閉，所以也能夠起到降低功耗的功效。液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)降低了轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)變得更加靈敏。由于液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)已經(jīng)很成熟、能提供大的轉(zhuǎn)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(yīng)用廣泛。但是，液壓助力轉(zhuǎn)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。 3、 汽車電動助力轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向技術(shù)得到迅速發(fā)展，其應(yīng)用范圍已經(jīng)從微型轎車向大型轎車和客車方向發(fā)展。電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由轉(zhuǎn)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(gòu)等組成，汽車處于起動或者低速行駛狀態(tài)操作轉(zhuǎn)向時， 轉(zhuǎn)矩傳感器通過不斷檢測駕駛者作用于轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向，電動機將轉(zhuǎn)矩傳遞給轉(zhuǎn)向操作機構(gòu)中的橫拉桿。最終，起到為駕駛?cè)藛T提供輔助轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)切換到機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。當然，不轉(zhuǎn)向的情況下，電動機就不工作。 4、 汽車線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由方向盤模塊、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)，由于其取消了方向盤與轉(zhuǎn)向車輪間的機械連接，通過軟件協(xié)調(diào)它們之間的運動關(guān)系，可以實現(xiàn)一系列傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)無法實現(xiàn)的特殊功能。汽車線控轉(zhuǎn)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(yīng)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。 1.3 FSAE汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求 1、汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪都應(yīng)繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)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(zhuǎn)向行駛時，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動； 4、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應(yīng)最??； 5、操縱輕便，保證轎車有較高的機動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力； 6、轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小； 8、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)； 9、在車禍中當轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉(zhuǎn)向系應(yīng)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(zhuǎn)向； 11、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)必須安裝有效的轉(zhuǎn)向限位塊，以防止轉(zhuǎn)向連桿結(jié)構(gòu)反轉(zhuǎn)（四桿機構(gòu)在一個節(jié)點處發(fā)生反轉(zhuǎn)）。限位塊可安裝在轉(zhuǎn)向立柱或齒條上，并且必須防止輪胎在轉(zhuǎn)向行駛時接觸懸架、車身或車架部件； 12、轉(zhuǎn)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(nèi)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(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致； 正確設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)，可以使第1項要求得到保證。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中設(shè)置有轉(zhuǎn)向減振器時，能夠防止轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生自振，同時又能使傳到轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輪有盡可能大的轉(zhuǎn)角，并要達到按前外輪車輪軌跡計算，其最小轉(zhuǎn)彎半徑能達到汽車軸距的2～2.5倍。通常用轉(zhuǎn)向時駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力大小和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向的轎車，在行駛中轉(zhuǎn)向，此力應(yīng)為50～100N；有動力轉(zhuǎn)向時，此力在20～50N。轎車轉(zhuǎn)向盤從中間位置轉(zhuǎn)到每一端的圈數(shù)不得超過2.0圈。 2 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)包括轉(zhuǎn)向系效率、轉(zhuǎn)向系傳動比、傳動副的傳動間隙和轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動圈速。 2.1 轉(zhuǎn)向系的效率 功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸（或橫拉桿）輸出所求得的效率稱為轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸上的功率；為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率；為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。正效率高，轉(zhuǎn)向輕便；轉(zhuǎn)向器應(yīng)具有一定逆效率，以保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 2.1.1 轉(zhuǎn)向器的正效率 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 1、轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與效率 在四種轉(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。 同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。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。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)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(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為70%和75%。 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率 如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算： 　　 　　　　　　　　?。?-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(zhuǎn)向器的逆效率 根據(jù)逆效率不同，轉(zhuǎn)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(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 不可逆式和極限可逆式轉(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。該沖擊力轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)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(zhuǎn)向器。極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于可逆式與不可逆式轉(zhuǎn)向器兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導程角必須大于磨擦角。 2.2 傳動比變化特性 轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比iP，兩者之間的關(guān)系對轉(zhuǎn)向的整體性能有很大影響。 2.2.1 轉(zhuǎn)向系傳動比 傳動系的力傳動比： 　　　　　　　　　　　　?。?-5） 轉(zhuǎn)向系的角傳動比: 　　 　　　　?。?-6） 轉(zhuǎn)向系的角傳動比由轉(zhuǎn)向器角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動組成，即： 　　　　　　　　　　　　　?。?-7） 轉(zhuǎn)向器的角傳動比: 　 　　 　　　?。?-8） 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比: 　　 　　　　?。?-9） 2.2.2 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 轉(zhuǎn)向阻力與轉(zhuǎn)向阻力矩的關(guān)系式： 　　　　　　　　　　　　?。?-10） 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力與作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩的關(guān)系式： 　　　　　　　　　　　　　（2-11） 將式（2-10）、式（2-11）代入 后得到： 　　　　　　　　　　　?。?-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 　　　　　　　　　?。?-13） 將式（2-10）代入式（2-11）后得到： 　　　　　　　　　　　?。?-14） 當a和Dsw不變時，力傳動比越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。 2.2.3 轉(zhuǎn)向器角傳動比的選擇 轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設(shè)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(zhuǎn)向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。 若轉(zhuǎn)向軸負荷小或采用動力轉(zhuǎn)向的汽車，不存在轉(zhuǎn)向沉重問題，應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉(zhuǎn)向軸負荷大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題突出，應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。 汽車以較高車速轉(zhuǎn)向行駛時，要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動比應(yīng)當小些。汽車高速直線行駛時，轉(zhuǎn)向盤在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜過小。否則轉(zhuǎn)向過分敏感，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運動有困難。 轉(zhuǎn)向器角傳動比變化曲線應(yīng)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(zhuǎn)向器角傳動比變化特性曲線 2.3 轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙 傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。 傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器傳動副存在的傳動間隙很大時，當轉(zhuǎn)向輪受到較大的側(cè)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(jīng)調(diào)整消除該處間隙。 圖2-2 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線1表明轉(zhuǎn)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(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。 2.4 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù) 轉(zhuǎn)向盤從一個極端位置轉(zhuǎn)到另一個極端位置時所轉(zhuǎn)過的圈數(shù)稱為轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。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。轎車轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)較少，一般約在3.6圈以內(nèi)。而對于方程式汽車而言，過多的轉(zhuǎn)動圈速不利于提高轉(zhuǎn)向的靈敏度。本文的設(shè)計參考Formula 1汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，轉(zhuǎn)動圈速為2/3圈，及左右各120。 . 3 FSAE汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總體機構(gòu)設(shè)計 FSAE汽車屬于小型賽車，其整備質(zhì)量很輕，整體尺寸也很小，本章將確定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的主要參數(shù)，并根據(jù)確定的參數(shù)進行轉(zhuǎn)向系統(tǒng)類型的選擇。 3.1 參考數(shù)據(jù)的確定 表3-1 FSAE汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)參數(shù) 前輪距B1 1250mm 后輪距B2 1200mm 軸距L 1650mm 滿載軸荷分配：前/后 169.2/190.8(kg) 輪胎 223/533R14 主銷偏移距a 100mm 輪胎壓力p/MPa 0.45 方向盤直徑DSW 300mm 最小轉(zhuǎn)彎半徑R 3.5m 轉(zhuǎn)向節(jié)臂L1 90mm 3.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)類型選擇 汽車轉(zhuǎn)向系可按轉(zhuǎn)向能源的不同分為機械轉(zhuǎn)向系和動力轉(zhuǎn)向系兩大類。 3.2.1 機械轉(zhuǎn)向系 機械轉(zhuǎn)向系中轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系由轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)三大部分組成。 圖3-1所示的機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。當汽車轉(zhuǎn)向時，駕駛員對轉(zhuǎn)向盤施加一個轉(zhuǎn)向力矩。該力矩通過轉(zhuǎn)向軸和柔性聯(lián)軸節(jié)輸入轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向器再將力經(jīng)左，右橫拉桿,將力傳給固定于兩側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)上的左、右轉(zhuǎn)向節(jié)臂，使轉(zhuǎn)向節(jié)和它所支撐的轉(zhuǎn)向輪繞主銷軸線偏移一定角度，實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。 目前，許多國內(nèi)外生產(chǎn)的新車型在轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)中轉(zhuǎn)向軸采用了萬向傳動裝置（轉(zhuǎn)向萬向節(jié)和轉(zhuǎn)向傳動軸）。這有助于轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當改變轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng) 3.2.2 動力轉(zhuǎn)向系 為了減輕轉(zhuǎn)向時駕駛員作用到轉(zhuǎn)向盤上的手力和提高行駛安全，在有些汽車上裝設(shè)了動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)。動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要分為液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。如圖（3-2、3-3）。 圖3-2液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 圖3-3 電動助力轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的逐漸增多。轉(zhuǎn)向軸軸載質(zhì)量超過2.5t的貨車，可以采用動力轉(zhuǎn)向；當超過4t時，應(yīng)該采用動力轉(zhuǎn)向。 動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是一種轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)。在機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上加設(shè)一套轉(zhuǎn)向助力裝置就形成的動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。 在正常情況下，汽車所需轉(zhuǎn)向能量，大部分是由發(fā)動機所驅(qū)動的動力轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向所需的能量。所以在機械轉(zhuǎn)向系的基礎(chǔ)上加設(shè)一套動力轉(zhuǎn)向裝置就形成了動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。 對較輕的汽車人力勉強可以實現(xiàn)轉(zhuǎn)向，但對于最大總質(zhì)量大于等于50噸的重型汽車而言，動力轉(zhuǎn)向裝置一旦失效，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)從而實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。動力轉(zhuǎn)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(zhì)量盡為300kg左右，所以本設(shè)計選用的機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。 3.3 轉(zhuǎn)向器類型選擇 轉(zhuǎn)向器是整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的核心部分，轉(zhuǎn)向器的設(shè)計也就是整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的關(guān)鍵所在。根據(jù)所采用的轉(zhuǎn)向傳動副的不同，常見轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)向器 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器（圖3-4）由與轉(zhuǎn)向軸做成一體的轉(zhuǎn)向齒輪和常與轉(zhuǎn)向橫拉桿做成一體的齒條組成。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器與其他形式的轉(zhuǎn)向器相比，其最主要的優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，殼體壓鑄而成材質(zhì)多選用鋁合金或者鎂合金，其的質(zhì)量相對比較少；轉(zhuǎn)向器占用的體積??；傳動效率也高達90%，沒有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，所以轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角可以增大；制造成本低。 齒輪齒條轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輪與路面之間沖擊力的大部分能轉(zhuǎn)至轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤突然轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器 3.3.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內(nèi)裝鋼球構(gòu)成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動副組成，如圖（3-5）。 圖3-5 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)變成滾動摩擦，其傳動效率高達到75%~85%；另外在結(jié)構(gòu)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(jīng)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(zhuǎn)向器的傳動比也是可以變化。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的缺點是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復雜，制造困難，制造精度要求高,循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要用于商用車上。 3.3.3 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器（如圖3-6）主要由蝸桿和滾輪相互嚙合而構(gòu)成。此類轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點主要是：結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(diào)整比較困難；另外蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的傳動比是不能改變。 曾經(jīng)在汽車上也廣泛使用過這種轉(zhuǎn)向器。 圖3-6 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器 3.3.4 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器（如圖3-7）主要由蝸桿和一端帶有銷子搖臂軸構(gòu)成。按銷子能否轉(zhuǎn)動分成旋轉(zhuǎn)銷式和固定銷式。如果銷子除隨同搖臂軸轉(zhuǎn)動外，還能繞自身軸線轉(zhuǎn)動的，稱子為旋轉(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器；如果銷子不能自轉(zhuǎn)，則稱之為固定銷式蝸桿指銷式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(diào)整工作也比較容易。 固定銷蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)簡單，易加工；但是因銷子本身無法自轉(zhuǎn)，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(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器的效率高，磨損慢，但結(jié)構(gòu)復雜。蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器應(yīng)有較少 圖3-7 蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器 根據(jù)FSAE轉(zhuǎn)向系統(tǒng)要求，結(jié)合上述幾種轉(zhuǎn)向器的特點，本設(shè)計中選用的是齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。 3.4 轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角計算 如上圖3-8所示：左、右轉(zhuǎn)向車輪繞其轉(zhuǎn)向主銷的偏轉(zhuǎn)，并使它們偏轉(zhuǎn)到繞同一瞬時轉(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。為了使左、右轉(zhuǎn)向車輪偏轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系能滿足這一汽車轉(zhuǎn)向運動學的要求，兩車輪見側(cè)片角會有一下關(guān)系，這要由轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)中的轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的精確設(shè)計來保證。 汽車轉(zhuǎn)向時，將圍繞其彎心轉(zhuǎn)動，兩車輪離轉(zhuǎn)彎中心的距離并不相等，其內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角位，外側(cè)為，最大轉(zhuǎn)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(cè)片角如下。 圖3.8 車輪位置簡圖 （3-1） （3-2） 4 轉(zhuǎn)向器設(shè)計 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)以其結(jié)構(gòu)簡單緊湊；質(zhì)量相對比較少；轉(zhuǎn)向器占用的體積??；傳動效率也高達90%；沒有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿；制造成本低等優(yōu)點被普遍應(yīng)用在小型汽車上。其結(jié)構(gòu)簡單和質(zhì)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(shè)計中的轉(zhuǎn)向器的設(shè)計要點。 4.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu) 本設(shè)計中在3.2節(jié)中已經(jīng)確定了FSAE汽車將選用與圖4-1類似的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，本節(jié)主要是設(shè)計符合該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)要求的轉(zhuǎn)向器。 圖4-1 典型齒輪齒條轉(zhuǎn)向器 4.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器有四種形式：中間輸入，兩端輸入（圖4-2a）；側(cè)面輸入，兩端輸出（圖4-2b）；側(cè)面輸入，中間輸出（圖4-2c）；側(cè)面輸入，一端輸出（圖4-2d）。 采用側(cè)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(zhuǎn)向系與懸架系的運動干涉。而采用兩側(cè)輸出方案時，容易與懸架系統(tǒng)導向機構(gòu)產(chǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的四種形式 側(cè)面輸入、一端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器，重合度增加，運轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器形式有利于汽車的整體布局。所以本設(shè)計中的轉(zhuǎn)向器選型中間輸入，兩端輸出的轉(zhuǎn)向器形式。 4.3 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的布置形式 根據(jù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器位于前軸后方，后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，前置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，前置梯形。 本設(shè)計的布置形式受汽車長度和軸距的限制，選擇圖（3-3a）的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(cè)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(gòu)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(cè)。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(chǎn)生的接觸應(yīng)力也比較大，輪齒磨損很快，所以齒輪齒條轉(zhuǎn)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(shè)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(zhuǎn)動圈數(shù)； dt—小齒輪的端面分度圓直徑; L—相應(yīng)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(guān)。在設(shè)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(yīng)力增大，易產(chǎn)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(zhuǎn)向器卡死的現(xiàn)象。 4.5 轉(zhuǎn)向器參數(shù)選取 原地轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸負荷；為輪胎胎壓。 轉(zhuǎn)向橫拉桿上理論推力： （4-12） 方向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)n：方向盤轉(zhuǎn)動圈速參照Formula 1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，左右各轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤直徑 ——轉(zhuǎn)向器角傳動比 ——轉(zhuǎn)向器正效率 作用在轉(zhuǎn)向盤上的操縱載荷:對轎車該力不應(yīng)超過150～200N，對貨車不應(yīng)超過500N。所以符合FSAE設(shè)計要求 方向盤轉(zhuǎn)矩 （4-16） 力傳動比： （4-17） 式中：為注銷偏移距。 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的齒輪多采用斜齒輪，斜齒輪的幾何尺寸計算應(yīng)在端面內(nèi)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： 1 0.25 齒條： 1 0.25 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) 13 9 模數(shù) m 5/5.077 5/5.077 分度圓直徑 66/67.02 — 齒頂高 5/5.077 5/5.077 齒根高 6.25/6.346 6.25/6.346 齒頂圓直徑 76/77.172 — 齒根圓直徑 53.5/54.33 — 螺旋角 — 10 齒寬 30/30.46 20/20.31 齒條齒部結(jié)構(gòu)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(nèi)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(zhuǎn)向器的核心部件，其強度對轉(zhuǎn)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(yīng)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(yīng)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(zhuǎn)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(nèi)，在節(jié)圓柱的切面傾斜一法向嚙合角。可沿齒輪的周向、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(nèi)分解成沿徑向的分力（徑向力）和在面內(nèi)的分力，然后再將在面內(nèi)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(shè)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） （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選=1.6； 2） 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) 3） 查得，，； 4） 齒寬系數(shù)=1； 5） 齒輪轉(zhuǎn)矩 6） 查得彈性系數(shù) 7） 許用接觸應(yīng)力可用下式計算：，查得接觸疲勞極限應(yīng)力為； 8） 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)公式的： （4-37） （4-38） 9） 接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90；=0.95。 10）計算接觸疲勞許用應(yīng)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(yīng)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(lǐng)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(shè)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 1） 計算當量齒數(shù)。 2） 查得齒形系數(shù)=2.592，=2.211 3） 查得應(yīng)力校正系數(shù)=1.596，=1.774 4） 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=380 MPa，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 5） 計算齒輪齒條的并加以比較 對比可知齒輪的數(shù)值較大 6） 設(shè)計計算 mm （4-46） 所以，齒輪所選的參數(shù)滿足齒輪設(shè)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(zhuǎn)向盤上的切力是轉(zhuǎn)向輕便性的另一個評價標準，對微車來說，有動力轉(zhuǎn)向時的轉(zhuǎn)向力約為20—50N；無動力轉(zhuǎn)向時為50—100N。據(jù)此可以確定轉(zhuǎn)向盤尺寸和轉(zhuǎn)向器效率要求及轉(zhuǎn)向節(jié)臂尺寸。根據(jù)車型不同，轉(zhuǎn)向盤的直徑在380—550mm, 對于本設(shè)計來說，選用300mm規(guī)格的轉(zhuǎn)向盤， 在本設(shè)計中，選取轉(zhuǎn)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