FSAE汽车转向系统设计0512

【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流精品文档FSAE汽车转向系统设计0512本科毕业设计题目FSAE汽车转向系统设计学院工业制造学院专业车辆工程学生姓名樊睿学号201010115107年级2010级指导教师牛钊文职称讲师2014年4月29日FSAE汽车转向系统设计专业：车辆工程学号：201010115107学生：樊睿指导教师：牛钊文摘要：本设计的题目是FSAE（大学生方程式汽车）汽车转向系统设计。根据赛事主办方对转向系统的要求、结合所学知识、综合类似汽车转向系统的特点，设计出该汽车转向系统。设计内容主要包括FSAE汽车转向器选型、设计和计算，转向操纵机构设计，转向传动机构和转向梯形的设计。选择合适的转向器类型，并设计出满足转向系统要求的转向器，保证汽车转向操作的轻便、并提供很好的操控。并对相应的操纵机构和传动机构进行设计。并且本设计在考虑上述要求和因素的基础上对相应机构进行优化设计。从而实现转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点，从而保证了汽车转向的稳定性、灵敏性和操作的轻便性。在本文中主要进行了转向器齿轮、齿条、拉杆和节臂的校核，其结果满足FSAE汽车转向系统强度要求。本文主要方法和理论采用汽车设计等相关资料，并运用CATIA进行设计与装配。关键词：FSAE；转向系统；齿轮齿条转向器；转向梯形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目录绪论 11汽车转向系统总述 21.1汽车转向系统概述 21.2转向系统类型与发展趋势 21.3FSAE汽车转向系统的要求 32转向系主要性能参数 52.1转向系的效率 52.1.1转向器的正效率 52.1.2转向器的逆效率 62.2传动比变化特性 72.2.1转向系传动比 72.2.2力传动比与转向系角传动比的关系 72.2.3转向器角传动比的选择 82.3转向器传动副的传动间隙 92.4转向盘的总转动圈数 93FSAE汽车转向系统总体机构设计 103.1参考数据的确定 103.2转向系统类型选择 103.2.1机械转向系 103.2.2动力转向系 113.3转向器类型选择 133.3.1齿轮齿条转向器 133.3.2循环球式转向器 133.3.3蜗杆滚轮式转向器 143.3.4蜗杆指销式转向器 153.4转向轮侧偏角计算 154转向器设计 174.1齿轮齿条式转向器的结构 174.2齿轮齿条式转向器形式 174.3齿轮齿条式转向器的布置形式 184.4齿轮齿条啮合传动的特点 194.5转向器参数选取 214.6选择齿轮齿条材料 254.7齿轮的强度计算 254.7.1齿轮齿条传动的载荷计算 254.7.2齿轮的受力分析 264.7.3齿面接触强度计算 274.7.4齿根弯曲强度计算 294.8齿条的强度计算 304.8.1齿条的受力分析 304.8.2齿条杆部受拉压的强度计算 314.9齿轮轴的结构设计 324.10轴承的选择 324.11转向器的润滑方式和密封类型的选择 325转向操纵与传动机构设计 335.1方向盘设计 335.1.1FSAE汽车方向盘设计要求： 335.1.2结构形式 335.2转向轴设计 345.3转向管柱设计 365.4转向节设计 365.5转向横拉杆与球头销 376转向梯形机构优化 386.1转向梯形机构概述 386.2整体式转向梯形结构方案分析 386.3整体式转向梯形机构优化分析 396.4整体式转向梯形机构优化设计 426.4.1优化方法介绍 426.4.2优化设计计算 437结论 45参考文献 47致谢 48绪论中国大学生方程式汽车大赛（以下简称"FSAE"）是中国汽车工程学会及其合作会员单位，在学习和总结美、日、德等国家相关经验的基础上，结合中国国情，精心打造的一项全新赛事。FSAE活动由各高等院校汽车工程或与汽车相关专业的在校学生组队参加。FSAE要求各参赛队按照赛事规则和汽车制造标准，自行设计和制造方程式类型的小型单人座休闲汽车，并携该车参加全部或部分赛事环节。比赛过程中，参赛队不仅要阐述设计理念，还要由评审裁判对该车进行若干项性能测试项目。在比赛过程中，参赛队员能充分将所学的理论知识运用于实践中。同时，还学习到组织管理、市场营销、物流运输、汽车运动等多方面知识，培养了良好的人际沟通能力和团队合作精神，成为符合社会需求的全面人才。目前，中国汽车工业已处于大国地位，但还不是强国。从制造业大国迈向产业强国已成为中国汽车人的首要目标，而人才的培养是实现产业强国目标的基础保障之一。大学生方程式汽车活动将以院校为单位组织学生参与，赛事组织的目的主要有：一是重点培养学生的设计、制造能力、成本控制能力和团队沟通协作能力，使学生能够尽快适应企业需求，为企业挑选优秀适用人才提供平台；二是通过活动创造学术竞争氛围，为院校间提供交流平台，进而推动学科建设的提升；大赛在提高和检验汽车行业院校学生的综合素质，为汽车工业健康、快速和可持续发展积蓄人才,增进产、学、研三方的交流与互动合作等方面具有十分广泛的意义。毫无疑问，对于对汽车的了解仅限于书本和个人驾乘体验的大学生而言，组成一个团队设计一辆纯粹而高性能的汽车并将它制造出来，是一段极具挑战，同时也受益颇丰的过程。本次10级车辆工程的毕业设计一部分同学的设计便是与FSAE汽车相关的各系统的设计，本文则主要研究设计FSAE汽车转向系统的设计。1汽车转向系统总述1.1汽车转向系统概述转向系统是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。在转向技术方面汽车和普通汽车一样，只是由于汽车的速度快，对转向性的灵敏度要求高，要求响应要足够快。但该汽车的转向系统和通常汽车在转向原理，转向要求和转向效果上都是基本相通的。转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。1.2转向系统类型与发展趋势汽车转向系统的发展经历了3个基本阶段，分别为纯机械式转向系统、液压助力转向系统和电动助力转向系统，而线控转向系统成为其发展趋势。纯机械式转向系统机械式的转向系统，由于产生转动所需要的转矩完全由机械力来提供，所以为施加足够的转矩而不得不适用大直径的方向盘，因此占用了很大的驾驶空间而使转向系统显得很笨拙，而且驾驶人员操作起来也比较吃力，故适用范围有很大局限性。但是由于其结构简单、造价低廉、故障率低，目前在一部分转向操纵力不大、对操控性能要求不高的微型轿车、农用机械上仍有使用。2、液压助力转向系统液压助力转向系统首次使用于1953年通用汽车公司。上世纪80年代后期，液压助力转向系得到进一步优化，出现了变流量泵液压动力转向系统(VariableDisplace-mentPowerSteeringPump)和电动液压助力转向系统(ElectricHydraulicPowerSteering，简称EHPS)。变流量泵助力转向系统的工作原理是在汽车处于不需要转向或者比较高的行驶速度的情况下，泵的流量将会相应地减少，有利于减少不必要的功耗。电动液压转向系统的转向泵由电动机驱动，与直接由发动机驱动转向泵相比，电机的转速可调，也可以随时关闭，所以也能够起到降低功耗的功效。液压助力转向系统降低了转向盘操纵力，方向盘的直径可以做的较小，大大减少了方向盘所占用的驾驶室空间，同时也使转向系统变得更加灵敏。由于液压助力转向系统技术已经很成熟、能提供大的转向操纵助力，目前在大部分商用车、部分乘用车，特别是重型车辆上应用广泛。但是，液压助力转向系统在系统安装、密封性、布置、操纵灵敏度、磨损能量、噪声与消耗等方面存在一定不足。汽车电动助力转向系统(EPS)EPS由日本铃木公司在1988年首次开发出来，此后，电动助力转向技术得到迅速发展，其应用范围已经从微型轿车向大型轿车和客车方向发展。电动助力转向系统由转矩传感器、车速传感器、电子控制器、电动机、电磁离合器和减速机构等组成，汽车处于起动或者低速行驶状态操作转向时，转矩传感器通过不断检测驾驶者作用于转向柱上的扭矩，并将车速信号与此信号同时输入ECU，ECU对输入的信号进行处理运算，确定助力扭矩输出的大小与方向，从而控制电动机的电流与转向，电动机将转矩传递给转向操作机构中的横拉杆。最终，起到为驾驶人员提供辅助转向力的功效，当车速达到一定的临界车速时或出现故障时，为保证汽车高速时具有良好操控稳定性，EPS系统将退出助力工作模式，电动机将停止工作，转向系统切换到机械转向系统。当然，不转向的情况下，电动机就不工作。汽车线控转向系统线控转向系统由方向盘模块、转向执行模块和主控制器3个主要部分以及自动防故障系统、电源等辅助模块组成。它是一种全新概念的转向系统，由于其取消了方向盘与转向车轮间的机械连接，通过软件协调它们之间的运动关系，可以实现一系列传统转向系统无法实现的特殊功能。汽车线控转向系统能够减轻驾驶员的负担、提高整车主动安全性，使汽车性能适应更多非职业驾驶员的需求，对广大消费者有着巨大的吸引力。但是由于可靠性要求及制造成本较高，该系统距离普及仍有一段距离。1.3FSAE汽车转向系统的要求1、汽车转弯行驶时，全部车轮都应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性；2、汽车转向行驶时，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶；3、汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，转向盘没有摆动；4、转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小；5、操纵轻便，保证轿车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力；6、转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小；8、转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构；9、在车祸中当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置；10、方向盘必须与前轮机械连接，禁止使用线控转向；11、转向系统必须安装有效的转向限位块，以防止转向连杆结构反转（四杆机构在一个节点处发生反转）。限位块可安装在转向立柱或齿条上，并且必须防止轮胎在转向行驶时接触悬架、车身或车架部件；12、转向系统的自由行程不得超过7°（在方向盘上测量）；13、方向盘必须安装在快拆器上，必须保证车手在正常驾驶坐姿并配戴手套时可以操作快拆器；14、方向盘轮廓必须为连续闭合的近圆形或近椭圆形，例如：外轮廓可以有一些部分趋向直线，不能有内凹的部分。禁止使用H形、8型或分开式方向盘；15、在任何角度，方向盘上端必须低于前环的上端；16、进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致；正确设计转向梯形机构，可以使第1项要求得到保证。转向系统中设置有转向减振器时，能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。为了使汽车具有良好的机动性，必须使转向轮有尽可能大的转角，并要达到按前外轮车轮轨迹计算，其最小转弯半径能达到汽车轴距的2～2.5倍。通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小和转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。没有装置动力转向的轿车，在行驶中转向，此力应为50～100N；有动力转向时，此力在20～50N。轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过2.0圈。

2转向系主要性能参数转向系统主要参数包括转向系效率、转向系传动比、传动副的传动间隙和转向盘的转动圈速。2.1转向系的效率功率从转向轴输入，经转向摇臂轴（或横拉杆）输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号表示，；反之称为逆效率，用符号表示。正效率计算公式：（2-1）逆效率计算公式：（2-2）式中，为作用在转向轴上的功率；为转向器中的磨擦功率；为作用在转向摇臂轴上的功率。正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，又要求此逆效率尽可能低。影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。2.1.1转向器的正效率影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。1、转向器类型、结构特点与效率在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。选用滚针轴承时，除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种轴向器的效率η+仅有54%。另外两种结构的转向器效率分别为70%和75%。转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。2、转向器的结构参数与效率如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算：（2-3）式中，a0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f为磨擦因数。2.1.2转向器的逆效率根据逆效率不同，转向器有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。不可逆式和极限可逆式转向器。不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于可逆式与不可逆式转向器两者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算（2-4）式（2-3）和式（2-4）表明：增加导程角，正、逆效率均增大。受增大的影响，不宜取得过大。当导程角小于或等于磨擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角。2.2传动比变化特性转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比iP，两者之间的关系对转向的整体性能有很大影响。2.2.1转向系传动比传动系的力传动比：（2-5）转向系的角传动比:（2-6）转向系的角传动比由转向器角传动比和转向传动机构角传动组成，即：（2-7）转向器的角传动比: （2-8）转向传动机构的角传动比:（2-9）2.2.2力传动比与转向系角传动比的关系转向阻力与转向阻力矩的关系式：（2-10）作用在转向盘上的手力与作用在转向盘上的力矩的关系式：（2-11）将式（2-10）、式（2-11）代入后得到：（2-12）如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示（2-13）将式（2-10）代入式（2-11）后得到：（2-14）当a和Dsw不变时，力传动比越大，虽然转向越轻，但也越大，表明转向不灵敏。2.2.3转向器角传动比的选择转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图2-1所示。图2-1转向器角传动比变化特性曲线2.3转向器传动副的传动间隙传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性（图2-2）。研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。传动副的传动间隙在转向盘处于中间位置及其附近位置时要很小，最好无间隙。若转向器传动副存在的传动间隙很大时，当转向轮受到较大的侧向力作用，车轮将很有可能偏离原行驶路线，使车辆失去稳定。传动副在中间位置及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间位置及附近位置因磨损造成的间隙过大时，必须经调整消除该处间隙。图2-2转向器传动副传动间隙特性转向器传动副传动间隙特性图中曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙；曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。2.4转向盘的总转动圈数转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。轿车转向盘的总转动圈数较少，一般约在3.6圈以内。而对于方程式汽车而言，过多的转动圈速不利于提高转向的灵敏度。本文的设计参考Formula1汽车转向系统，转动圈速为2/3圈，及左右各120°。3FSAE汽车转向系统总体机构设计FSAE汽车属于小型赛车，其整备质量很轻，整体尺寸也很小，本章将确定转向系统的主要参数，并根据确定的参数进行转向系统类型的选择。3.1参考数据的确定表3-1FSAE汽车转向系统参数前轮距B11250mm后轮距B21200mm轴距L1650mm满载轴荷分配：前/后169.2/190.8(kg)轮胎223/533R14主销偏移距a100mm轮胎压力p/MPa0.45方向盘直径DSW300mm最小转弯半径R3.5m转向节臂L190mm3.2转向系统类型选择汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。3.2.1机械转向系机械转向系中转向能源是来自驾驶员的体力，其中所有传力件都是机械的。机械转向系由转向器、转向操纵机构和转向传动机构三大部分组成。

图3-1所示的机械转向系统。当汽车转向时，驾驶员对转向盘施加一个转向力矩。该力矩通过转向轴和柔性联轴节输入转向器，转向器再将力经左，右横拉杆,将力传给固定于两侧转向节上的左、右转向节臂，使转向节和它所支撑的转向轮绕主销轴线偏移一定角度，实现转向。

目前，许多国内外生产的新车型在转向操纵机构中转向轴采用了万向传动装置（转向万向节和转向传动轴）。这有助于转向盘和转向器等部件和组件的通用化和系列化。只要适当改变转向万向传动装置的几何参数，便可以满足各种变型车的总布置要求。即使在转向器与转向盘同轴线的情况下，其间也可以采用万向传动装置，以补偿由于部件在车上的安装基体和安装误差（驾驶室、车架）的变形所造成的二者轴线实际上的不重合。图3-1机械转向系统3.2.2动力转向系为了减轻转向时驾驶员作用到转向盘上的手力和提高行驶安全，在有些汽车上装设了动力转向机构。动力转向系统主要分为液压助力转向系统、电动助力转向系统。如图（3-2、3-3）。图3-2液压助力转向系统图3-3电动助力转向系统示意图发动机排量在2.5L以上的乘用车，由与对其操纵轻便性的要求越来越高，采用或者可供选装动力转向器的逐渐增多。转向轴轴载质量超过2.5t的货车，可以采用动力转向；当超过4t时，应该采用动力转向。动力转向系统是一种转向能源是来自于发动机（或电动机）的动力和驾驶员体力的转向系统。在机械转向系统的基础上加设一套转向助力装置就形成的动力转向系统。

在正常情况下，汽车所需转向能量，大部分是由发动机所驱动的动力转向装置提供的其中只有一小部分由驾驶员来提供，如果动力转向装置出现故障无法提供助力时，此时驾驶员能独立承担汽车转向所需的能量。所以在机械转向系的基础上加设一套动力转向装置就形成了动力转向系统。对较轻的汽车人力勉强可以实现转向，但对于最大总质量大于等于50吨的重型汽车而言，动力转向装置一旦失效，转向轮在驾驶员通过机械传动系加于万向节的力的作用下远不足发生偏转从而实现转向。动力转向装置稳定可靠程度对这种汽车尤为重要。FSAE汽车属于小型车辆，整备质量尽为300kg左右，所以本设计选用的机械转向系统。3.3转向器类型选择转向器是整个转向系统的核心部分，转向器的设计也就是整个转向系统的关键所在。根据所采用的转向传动副的不同，常见转向器的结构型式有四种。分别有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式和蜗杆指销式等。3.3.1齿轮齿条转向器齿轮齿条式转向器（图3-4）由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。齿轮齿条式转向器与其他形式的转向器相比，其最主要的优点是：结构简单，紧凑，壳体压铸而成材质多选用铝合金或者镁合金，其的质量相对比较少；转向器占用的体积小；传动效率也高达90%，没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低。

齿轮齿条转向器最主要的缺点是：因逆效率高（60%~70%），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能转至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。图3-4齿轮齿条式转向器3.3.2循环球式转向器循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图（3-5）。图3-5循环球式转向器循环球式转向器的优点是：因为可以循环流动的钢球在螺杆和螺母之间滚动，上滑动摩擦转变成滚动摩擦，其传动效率高达到75%~85%；另外在结构与工艺方面进行改良，例如降低工作表面的粗糙度和提高螺杆螺母制造精度。螺杆螺母上的螺纹经磨削加工和淬火，硬度和耐磨损性能都等到很大提升，保证螺杆螺母的使用寿命得意提升；工作平稳可靠；并且转向器的传动比也是可以变化。循环球式转向器的缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高,循环球式转向器主要用于商用车上。3.3.3蜗杆滚轮式转向器

蜗杆滚轮式转向器（如图3-6）主要由蜗杆和滚轮相互啮合而构成。此类转向器的优点主要是：结构较简单；易加工；由于蜗杆上的螺纹和滚轮的齿面属于面接触，所以强度较高，工作稳定可靠，使用寿命长，不易磨损；其逆效率较低。

蜗杆滚轮式转向器缺点主要是：正效率较低；当工作齿面发生磨损之后，啮合间隙的调整比较困难；另外蜗杆滚轮式转向器的传动比是不能改变。

曾经在汽车上也广泛使用过这种转向器。图3-6蜗杆滚轮式转向器3.3.4蜗杆指销式转向器

蜗杆指销式转向器（如图3-7）主要由蜗杆和一端带有销子摇臂轴构成。按销子能否转动分成旋转销式和固定销式。如果销子除随同摇臂轴转动外，还能绕自身轴线转动的，称子为旋转销式转向器；如果销子不能自转，则称之为固定销式蜗杆指销式转向器。根据销子数量的不同又可以分为单销和双销。

蜗杆指销式转向器的优点是:当蜗杆的导程不变时，其传动比也是不变的。如果要的到可以变传动比的转向器，将螺杆的导程做成变化的即可。当蜗杆和指销之间的工作面磨损之后，间隙的调整工作也比较容易。固定销蜗杆指销式转向器的结构简单，易加工；但是因销子本身无法自转，销子的工作部位基本保持不变，所以磨损快，工作效率低。旋转销式转向器的效率高，磨损慢，但结构复杂。

蜗杆指销式转向器应有较少图3-7蜗杆指销式转向器根据FSAE转向系统要求，结合上述几种转向器的特点，本设计中选用的是齿轮齿条式转向器

。3.4转向轮侧偏角计算如上图3-8所示：左、右转向车轮绕其转向主销的偏转，并使它们偏转到绕同一瞬时转向中心的不同轨迹圆上，实现车轮无滑动地滚动转向。为了使左、右转向车轮偏转角之间的关系能满足这一汽车转向运动学的要求，两车轮见侧片角会有一下关系，这要由转向传动机构中的转向梯形机构的精确设计来保证。汽车转向时，将围绕其弯心转动，两车轮离转弯中心的距离并不相等，其内侧车轮转角位，外侧为，最大转弯半径R，轴距L，为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离，则左右车轮侧片角如下。图3.8车轮位置简图（3-1）（3-2）4转向器设计齿轮齿条式转向器结构以其结构简单紧凑；质量相对比较少；转向器占用的体积小；传动效率也高达90%；没有转向摇臂和直拉杆；制造成本低等优点被普遍应用在小型汽车上。其结构简单和质量少等特点也非常适合在FSAE汽车上使用。本章将详细的阐述本设计中的转向器的设计要点。4.1齿轮齿条式转向器的结构本设计中在3.2节中已经确定了FSAE汽车将选用与图4-1类似的齿轮齿条式转向器，本节主要是设计符合该转向系统要求的转向器。图4-1典型齿轮齿条转向器4.2齿轮齿条式转向器形式根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输入（图4-2a）；侧面输入，两端输出（图4-2b）；侧面输入，中间输出（图4-2c）；侧面输入，一端输出（图4-2d）。采用侧面输入、中间输出方案时，其横拉杆长度增长，车轮上、下跳动时位杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。而采用两侧输出方案时，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此两拉杆与齿条同时向左或者向右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低它的强度。图4-2齿轮齿条式转向器的四种形式侧面输入、一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头微型货车上。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降。而对于方程式汽车而言，由于其布局较民用车而言差别很大，其座舱中置，方向盘也就在中部，选择中间输入，两端输出的转向器形式有利于汽车的整体布局。所以本设计中的转向器选型中间输入，两端输出的转向器形式。4.3齿轮齿条式转向器的布置形式根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，在汽车上有四种布置形式（如图4-3）：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形。本设计的布置形式受汽车长度和轴距的限制，选择图（3-3a）的转向器位于前轴后方，后置梯形的布置形式。图4-3齿轮齿条式转向器的四种布置形式4.4齿轮齿条啮合传动的特点齿条实际上是齿数为无穷的齿轮的一部分。当齿数为无穷时，齿轮的基圆直径也为无穷大，根据渐开线的形成过程可知，此时渐开线就变成了直线。所以齿条的齿廓为直齿廓（如图4-4所示），齿廓上各点的法线是平行的，而且在传动时齿条是平动的，齿廓上各点速度的大小和方向也相同，所以齿条齿廓上个点的压力角相同，大小等于齿廓的倾斜角。齿条上各齿同侧的齿廓是平行的，所以在任何与分度线平行的直线上，周节都相等。图4-4齿条齿轮齿条啮合传动时，根据小齿轮螺旋角与齿条齿倾角的大小和方向不同，可以构成不同的传动方案。当左旋小齿轮与右倾齿条相啮合而且齿轮螺旋角β1与齿条倾斜角β2角相等时，则轴交角θ=0°；若β1＞β2，则θ=β1－β2；若β1＜β2，则θ=β1－β2为负值，表示在齿条轴线的另一侧。当右旋小齿轮与右倾齿条或左旋小齿轮与左倾齿条相啮合时，其轴交角均为θ=β1+β2。齿轮为普通的渐开线斜齿轮。通常小齿轮与齿条齿廓都采用相同的模数与压力角，渐开线齿轮啮合传动的条件为啮合部位两齿廓基节相等，即(4-1)(4-2)(4-3)式中，Pb1—小齿轮的基节；Pb2—齿条的基节；m1—小齿轮模数；m2—齿条模数；α10—小齿轮节圆压力角；α20—齿条节线压力角可以知道，齿轮与齿条啮合传动时，齿轮的节圆始终与其分度圆重合。当小齿轮轴线与齿条轴线不垂直时，小齿轮齿廓与齿条齿廓间的接触为点接触，轮齿所受的压强较大，产生的接触应力也比较大，轮齿磨损很快，所以齿轮齿条转向器的传动比不能太大。如图4-5所示，两齿廓相切于P点,tt为两齿廓在P处的切线。根据啮合传动的要求，两齿廓上与点P重合的点的速度在tt方向的分量相等。图4-5齿廓假设小齿轮的螺旋角为β1，齿条的齿倾角为β2，在啮合处齿轮上的点的切向速度为V1，齿条上的点的速度为V2，则有（4-4）将上式两边对时间进行积分（4-5）得（4-6）上式中：n—小齿轮的转动圈数；dt—小齿轮的端面分度圆直径;L—相应的齿条行程。根据斜齿轮特性，又有（4-7）（4-8）mn为小齿轮的法面模数，z为小轮的齿数。于是就有（4-9）从而可以得到齿轮齿条传动的线角传动比为（mm/rev）（4-10）可见齿轮齿条传动的传动比只与齿条的齿倾角、小齿轮的法向模数和小齿轮的齿数有关。在设计时，只要合理的选取这几个参数就可以获得需要的传动比。但是小齿轮的模数不能太小，否则会使齿条齿廓在啮合时啮合点离齿顶太近，齿根的弯曲应力增大，易产生崩齿。同时小齿轮的变位系数不能太大，否则会造成齿条齿顶平面与小齿轮齿根圆柱面的间隙过小，对润滑不利，而且容易造成转向器卡死的现象。4.5转向器参数选取原地转向阻力矩：（4-11）式中：为轮胎与路面的滑动摩擦因数，取0.7；为转向轴负荷；为轮胎胎压。转向横拉杆上理论推力：（4-12）方向盘转动圈数n：方向盘转动圈速参照

Formula1转向系统，左右各转动120度，即：n=2/3圈（4-13）角传动比：（4-14）方向盘上的手力：（4-15）式中

——转向盘直径

——转向器角传动比

——转向器正效率作用在转向盘上的操纵载荷:对轿车该力不应超过150～200N，对货车不应超过500N。所以符合FSAE设计要求方向盘转矩

（4-16）力传动比：（4-17）式中：为注销偏移距。齿轮齿条转向器的齿轮多采用斜齿轮，斜齿轮的几何尺寸计算应在端面内进行。以下参数除特殊注明外均为端面参数。齿轮端面模数选择，齿数选择13，压力角取，螺旋角在之间。故取齿轮：右旋，压力角，及,,。齿条齿数由（4-12）可知：（4-18）取整可得压力角,,。旋向与齿轮相反为左旋。取齿宽系数（4-19）齿条宽度取整，则取齿轮齿宽初步选定齿轮：10.25齿条：10.25其余参数计算如下齿顶高齿轮：=5mm（4-20）齿条：=5mm（4-21）齿根高齿轮：=6.25mm（4-22）齿条：=6.25mm（4-23）全齿高齿轮：11.25mm（4-24）齿条：11.25mm（4-25）齿顶圆 齿轮：=76mm（4-26）齿根圆齿轮：=53.5mm（4-27）基圆直径齿轮：=61.08mm（4-28）名称符号公式（端面/法面）齿轮（端面/法面）齿条（端面/法面）齿数139模数m5/5.0775/5.077分度圆直径66/67.02—齿顶高5/5.0775/5.077齿根高6.25/6.3466.25/6.346齿顶圆直径76/77.172—齿根圆直径53.5/54.33—螺旋角—10°齿宽30/30.4620/20.31齿条齿部结构尺寸见下表：表4.1齿轮齿条基本参数4.6选择齿轮齿条材料小齿轮：齿轮通常选用国内常用、性能优良的20CrMnTi合金钢，热处理采用表面渗碳淬火工艺，齿面硬度为HRc58～63。而齿条选用与20CrMnTi具有较好匹配性的40Cr作为啮合副，齿条热处理采用高频淬火工艺，表面硬度HRc50～56，精度等级为7级。4.7齿轮的强度计算齿轮齿条是转向器的核心部件，其强度对转向系统的整体强度影响很大，所多齿轮齿条的强度要求是很高的。4.7.1齿轮齿条传动的载荷计算计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力时，推导计算公式的出发点和直齿圆柱齿轮相似，但要考虑其以下特点：啮合的接触线是倾斜的，有利于提高接触强度；重合度大，传动平稳。齿轮的计算载荷为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷P（单位为N/mm）为（4-29）Fn——作用在齿面接触线上的法向载荷L——沿齿面的接触线长，单位mm法向载荷Fn为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算（单位N/mmm）进行计算。即（4-30）K——载荷系数载荷系数K包括：使用系数，动载系数，齿间载荷分配系数及齿向载荷分配数，即（4-31）4.7.2齿轮的受力分析在斜齿轮转动中，作用于齿面上的法向载荷任垂直于齿面。如图4-6所示，作用于主动轮上的位于法面内，在节圆柱的切面倾斜一法向啮合角。可沿齿轮的周向、径向及轴向分解成三个相互垂直的分力。首先，将力在法面内分解成沿径向的分力（径向力）和在面内的分力，然后再将在面内分解成沿周向的分力（圆周力）及沿轴向的分力（轴向力）。各力方向如图4-6所示。图4-6斜齿轮受力分析各力的大小为：（4-32）（4-33）（4-34）（4-35）式中：——节圆螺旋角，对标准齿轮即分度圆螺旋角；——啮合平面的螺旋角，即基圆螺旋角；——法向压力角，本设计中的标准齿轮；——端面压力角。4.7.3齿面接触强度计算按齿面接触疲劳强度进行计算校核，其校核公式为：（4-36）确定公式内的各计算数值试选=1.6；由图（4-7）选取区域系数=2.433；图4-7节点区域系数查得，，；齿宽系数=1；齿轮转矩查得弹性系数许用接触应力可用下式计算：，查得接触疲劳极限应力为；由应力循环次数公式的：（4-37）（4-38）接触疲劳寿命系数=0.90；=0.95。10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数=1，则可得:（4-39）（4-40）许用接触应力（4-41）(2)计算1）试算齿轮分度圆直径，由计算公式得（4-42）2）计算载荷系数。是考虑齿轮啮合时外部领接装置引起的附加动载荷影响的系数。使用系数=1.0。齿轮传动制造和装配误差是不可避免的，齿轮受载后还要发生弹性变形，因此引入了动载系数，动载系数=1.0。齿轮的制造精度7级精度，齿间载荷分配系数=1.2。齿向载荷分配系数=1.5。故载荷系数（4-43）安实际载荷系数校核分度圆直径（4-44）所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。4.7.4齿根弯曲强度计算（4-45）（1）确定计算参数纵向重合度=1.903，查表的螺旋角系数=0.88计算当量齿数。查得齿形系数=2.592，=2.211查得应力校正系数=1.596，=1.774查的齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa,齿条的弯曲疲劳强度极限=380MPa，取弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有计算齿轮齿条的并加以比较对比可知齿轮的数值较大设计计算mm（4-46）所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。4.8齿条的强度计算齿条齿形与齿轮的参数是一致的，受力情况也基本相同，所就不在对齿条的齿面接触强度和齿根弯曲强度进行计算。本节将主要对齿条杆部受拉压的强度进行计算。4.8.1齿条的受力分析驾驶员作用在转向盘上的切力是转向轻便性的另一个评价标准，对微车来说，有动力转向时的转向力约为20—50N；无动力转向时为50—100N。据此可以确定转向盘尺寸和转向器效率要求及转向节臂尺寸。根据车型不同，转向盘的直径在380—550mm,对于本设计来说，选用300mm规格的转向盘，在本设计中，选取转向器输入端施加的扭矩T=7617Nmm，齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小，计算轮齿受力时，可不予考虑。齿条的受力状况类似于齿轮，齿条的受力分析如图图4-8齿条的受力分析如图，作用于齿条齿面上的法向力，垂直于齿面，将分解成沿齿条径向的分力（径向力），沿齿轮周向的分力（切向力），沿齿轮轴向的分力（轴向力）。各力的大小为：（4-47）（4-48）（4-49）（4-50）1）齿条受到的切向力：230.82N（4-51）T——作用在输入轴上的扭矩。d——齿轮轴分度圆的直径，2）齿条齿面的法向力：=85.31N（4-52）3）齿条牙齿受到的轴向力：=40.70N（4-53）4）齿条杆部受到的力：=249.42N（4-54）4.8.2齿条杆部受拉压的强度计算计算出齿条杆部的拉应力：=0.127N/mm（4-55）F——齿条受到的轴向力A——齿条根部截面积，A=314.16mm由于强度的需要，齿条长采用45钢制造，其抗拉强度极限是=690N/mm,(没有考虑热处理对强度的影响)。因此所以，齿条设计满足抗拉强度设计要求。4.9齿轮轴的结构设计图4.9齿轮轴的结构设计4.10轴承的选择齿轮轴的两端各需要一个轴承，由于背面的空间受限只能选取滚针轴承；轴承也不会受很大的轴向力，所以正面选用深沟球轴承。具体型号如下。轴承1：深沟球轴承6004(GB/T276-1994) 轴承2：滚针轴承NA4901(GB/T5801-1994)4.11转向器的润滑方式和密封类型的选择由于转向器的工作环境并不恶劣，其转速也不高，所以转向器的润滑剂为脂润滑，润滑方式为人工定期润滑。润滑剂类型和密封件的选择如下润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S润滑脂。密封件：旋转轴唇形密封圈FB1630GB13871—19925转向操纵与传动机构设计5.1方向盘设计方向盘是驾驶员直接接触到的机构，其结构与材质对驾驶的安全性和操控性都有很大影响。5.1.1FSAE汽车方向盘设计要求：1.事故发生时，对驾驶员造成的伤害最小。（出于安全性的考虑）不妨碍驾驶员对以表的观察。2.良好的耐磨性，不易磨损，有良好的寿命。（出于可靠性的考虑）3.不易燃烧。（出于安全性的考虑）4.不易反光。（出于生理考虑）5.具有快拆装置。5.1.2结构形式1.方案分析方向盘主要有两种，一种是圆盘形式（如图5-1a），民用车上常用，另一中非圆盘形式，如手柄、方形式等（如图5-1b），主要在F1赛车、专用汽车等车辆上使用。图5-1方向盘结构形式2.方案选择通过查阅相关资料并通过分析的知，圆形方向盘结构简单，工艺性能好，成本少，操控方便，适宜于需要用大幅度转向角的转向系，有很好的控制感和路感，符合人们的使用习惯；而非圆盘式，例如F1汽车方向盘，虽然能实时反映车轮与车身的位置，但灵敏度大，但生产制造需要专用设备和工艺，且成本也较高。3.方案确定通过比较我们发现，对于汽车，使用圆非圆盘，有力与提高汽车的操控性。方程式汽车的坐姿很低，非圆盘可以为车手提供更好的视野。4.快拆机构设计由于方程式汽车特殊的结构，其驾驶舱十分狭小，但突发情况来临时，快拆方向盘保证了车手有较大的逃生空间。快拆机构结构与快拆接头相似5.仪表与功能按键的安装对于方程式汽车而言，速度很快，操控的难度也很大，因此将车手的驾驶常使用的功能按键设置在方向盘上。本设计将会在方向盘上预留仪表与按键安装孔。方向盘设计图如图5-1所示。图5-2方向盘三维图5.2转向轴设计转向轴防伤安全机构方案分析研究表明：汽车正面碰撞时，转向盘、转向轴是使驾驶员受伤的主要元件转向盘、转向轴等有关零件在撞击时产生塑性变形、弹性变形或是利用摩擦等来吸收冲击能量，能防止或者减轻驾驶员受伤。其中防伤机构基本上都设计在转向轴上主要形式有一下三种。1.如图5-3a，转向柱采用万向节连接，运用合理的布置，使其能沿节点位置发生弯折在汽车发生正面碰撞时，便可防止转向盘向驾驶室内移动，危及驾驶员安全。图5-3转向柱溃缩方式示意图2.另一种如图5-3b在轿车上应用的防伤安全机构。转向柱分为两段，上转向柱的下端与下转向柱上端通过两个圆头圆柱销相连。在受到一定数值的轴向力时，上、下转向轴能自动脱开，以保证驾驶员的安全。3.联轴套管冲击能量吸收机构如图5-4，位于两万向节之间的转向传动轴，由套管1和轴3组成。汽车发生正面冲撞时，轴向力达到一定值后，塑料销钉2被剪断，套管与轴产生相对移动，存在其间的塑料能增大摩擦阻力吸收冲击能量。此外，转向传动轴长度缩短，减小了转向盘向驾驶员方向的移动量。这种防伤机构结构简单，制造容易，只要合理选取销钉数量与直径，便能保证它可靠地工作和吸收冲击能量。1—套管2—塑料销钉3—轴图5-4转向柱防伤溃缩装置结构示意图对比上面三种结构，三种都能很好的达到防伤的目的，但前两种的转向轴都会发生偏离转向轴轴线方向的弯曲变形。对于FSAE汽车，其转向轴所在平面与人体中心面重合，且离车手距离很近，若转向轴发生偏离其轴向的弯曲变形，对车手同样容易照成巨大得到伤害，而第三种则很好的避免了这一问题，所以本设计中选用第三种方案。转向轴结构图如5-5所示。图5-5转向轴结构5.3转向管柱设计转向管柱在的主要作用是为转向轴提供支持，事转向轴能绕器轴向平稳转动。在民用车上转向管柱总成还包括如钥匙、方向灯、远近光灯、雨刮等功能在内，对于民用车而言，其转向管柱的集成度是很高的。对于本设计的装箱系统而言，则只需要其为转向轴提供支撑，结构（如图5-6）相对简单。图5-6转向管柱5.4转向节设计转向传动机构的任务是将转向器输出端的摆动转变为左、右转向车轮绕其转向主销的偏转，并使它们偏转到绕同一瞬时转向中心的不同轨迹圆上，实现车轮无滑动地滚动转向。为了使左、右转向车轮偏转角之间的关系能满足这一汽车转向运动学的要求，则要由转向传动机构中的转向梯形机构的精确设计来保证。由于一般齿轮齿条式转向器与左右横拉杆连接，而左右横拉杆一般直接与转向节臂通过球头链接接。转向节是汽车上的关键零件，它既支撑车体重量，又传递转向力矩和承受前轮刹车制动力矩。转向节包括转向节轴和转向节臂。转向节一般采用锻造毛坯件，经机械加工成为一个复杂的空间受力件。转向节圆锥轴上装有一对单列圆锥滚子轴承，使转向节与前轮毂、前轮制动器相连。其圆锥轴端采用螺母紧固轴承与轮毂，这样就能使转向节承受来自地面的支承力、滚动阻力和制动力。转向节的转向节臂上有球头销与横拉杆相连以保证左右两轮同步转向。由此可见，转向节承受着车辆转向系统较大的负荷，其结构也比较特殊强度要求也比较高，本设计中转向节臂和转向节（图5-5）是一体的，有助于提高其强度，简化其结构。图5-5转向节5.5转向横拉杆与球头销转向传动机构的拉杆件应选用刚性好、质量小的20、30或35号钢的无缝钢管制造，其沿长度方向的外形可根据总布置的需要确定。转向传动机构的各元件间采用球形铰接，球形铰接的主要特点是能够消除由于铰接处的表而磨损而产生的间隙，也能满足两铰接件间复杂的相对运动。在现代球形铰接的结构中均是用弹簧将球头与衬垫压紧。而且应采用有效结构措施保持住润滑材料及防止灰尘污物进入。球销与衬垫均采用低碳合金钢如12CrNi3A，18MnTi，或20CrN制造，工作表面经渗碳淬火处理，渗碳层深1.5～3.0mm，表面硬度HRC56～63。允许采用中碳钢40或45制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处则用滚压工艺增强。球形铰接的壳体则用钢35或40制造。转向横拉杆内段球头与齿条连接。当这些球头销依制造厂的规范拧紧时，在球头销上就作用了一个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上，这些防尘套阻止杂物进入球销及齿条中。转向横拉杆端部与外端用螺纹联接（图5-6）。图5-6转向横拉杆外接头

6转向梯形机构优化6.1转向梯形机构概述转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中心，在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。设计转向梯形的主要任务之一是确定转向梯型的最佳参数和进行强度计算。一般转向梯形机构布置在前轴之后，但当发动机位置很低或前轴驱动时，也有位于前轴之前的。转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。无论采用哪一种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。6.2整体式转向梯形结构方案分析1—转向横拉杆2—转向梯形臂3—前轴图6-1整体式转向梯形整体式转向梯形是由转向横拉杆1，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图6.1所示。其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干涉，所以在布置上有困难。为了保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度。6.3整体式转向梯形机构优化分析汽车转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴沿长线上的点滚动，而是绕位于前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。此点位置与前轮和后轮的侧偏角大小有关。因影响轮胎侧偏角的因素很多，且难以精确确定，故下面是在忽略侧偏角影响的条件下，分析有关两轴汽车的转向问题。此时，两转向前轮轴线的延长线应交在后轴延长线上，如图6-2所示。设θi、θo分别为内、外转向车轮转角，L为汽车轴距，K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系：（6-1）图6-2理想的内、外车轮转角关系简图若自变角为，则因变角的期望值为:（6-2）现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图所示的后置梯形机构为例，在图上作辅助用虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角为（6-3）式中：m为梯形臂长；γ为梯形底角。所设计的转向梯形给出的实际因变角，应尽可能接近理论上的期望值。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子，构成评价设计优劣的目标函数为（6-4）由以上可得：（6-5）式中：x为设计变量，；为外转向车轮最大转角，由图6-2得（6-6）式中，为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。考虑到多数使用工况下转角小于20°，且10°以内的小转角使用得更加频繁，因此取：（6-7）建立约束条件时应考虑到：设计变量m及γ过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对γ的下限应设置约束条件。因γ越大，梯形越接近矩形，值就越大，而优化过程是求的极小值，故可不必对γ的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为：（6-8）梯形臂长度m设计时常取在=0.11K，=0.15K。梯形底角=70°此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角δ不宜过小，通常取＝40°。如图6-2所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为：（6-9）式中：为最小传动角。=40°，故由式可知，为设计变量m及γ的函数。由式（6-6）、式（6-7）、式（6-8）和式（6-9）四项约束条件所形成的可行域，如图6-3所示的几种情况。图6-3b适用于要求较大，而可小些的车型；图6-3c适用于要求γmin较大，而γmin小些的车型；图6-3a适用介于图6-3b、c之间要求的车型。图6-3