第一章緒論1.1研究的目的及意義隨著社會的發(fā)展，科技的進步，隨著人類的生活水平的不斷提高，人們對生活水平的要求也在逐步地增加，因此，對于車輛的各個領(lǐng)域，特別是安全問題，也變得更加重視起來。在每天的生活中，對車輛的操縱是本設(shè)計每天都要體驗到的一件事，也是最能保證本設(shè)計的人身安全的一個體系。于是，車輛的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)也逐步地趨于完美，這是一種能夠轉(zhuǎn)變車輛運行狀況的系統(tǒng)，可以將路面情況通過方向盤的方式，直觀地反饋給司機，因此，在本設(shè)計的生活中，本設(shè)計在日常生活中，最常用的工具就是方向盤?？梢韵胂螅惶琢己玫霓D(zhuǎn)向系統(tǒng)可以為本設(shè)計的身體提供保護。所以，這一次的設(shè)計，將基于一輛電動領(lǐng)航版的轎車，按照這種轎車的參數(shù)，來進行一種新型的轉(zhuǎn)向裝置，它的種類是一種齒輪和齒條。在參考有關(guān)數(shù)據(jù)的情況下，搜集并匯總了所設(shè)計的各種型號的各種參數(shù)。在經(jīng)過了理論的運算之后，經(jīng)過了驗證和分析之后，采用AutoCAD的方法，將這一次設(shè)計出來的轉(zhuǎn)向裝置的組裝圖紙和關(guān)鍵零部件的圖紙都畫了出來[1]。1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀在改革開放40多年的時間里，汽車產(chǎn)業(yè)也發(fā)生了巨大的變革，伴隨著社會、經(jīng)濟和科技水平的不斷提高，汽車已經(jīng)從一件遙不可及的東西，變成了每個家庭都必須擁有的交通工具[2]。然而，隨著時間的推移，人們對車輛的轉(zhuǎn)向盤以及車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的使用次數(shù)也越來越多，所以當前的車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的技術(shù)也在持續(xù)發(fā)展，力圖完美地降低司機的駕駛疲勞，改善司機的操控能力和敏捷性。當前主動研究車輛轉(zhuǎn)向裝置的有關(guān)內(nèi)容及發(fā)展方向具有重要的現(xiàn)實意義。從車輛的歷史來看，轉(zhuǎn)向裝置也逐步趨于成熟，據(jù)不完全的世界范圍內(nèi)，各種類型的車輛轉(zhuǎn)向裝置的應(yīng)用所占比例如下：汽車環(huán)形轉(zhuǎn)向裝置約占全世界的45%；齒輪式轉(zhuǎn)向機構(gòu)的比例為40%；蝸輪滾輪型舵機的比例為5%；其它類型的舵機只有10%[3]。從這些資料來看，循環(huán)行星式和齒形式是最常用的轉(zhuǎn)向裝置，而且發(fā)展較為順利，尤其是在日本，甚至巴士已從蝸輪滾動轉(zhuǎn)向裝置逐步改為環(huán)形轉(zhuǎn)向裝置；另外，針對齒輪齒型的轉(zhuǎn)向機，西歐各國也廣泛采用[4]。事實上，這兩種類型的轉(zhuǎn)向并不能說明哪一種更好或更差，僅僅取決于局部的趨勢。通過對這兩種類型的轉(zhuǎn)向裝置的特性進行了全面的分析，通過比較發(fā)現(xiàn)，循環(huán)環(huán)球式轉(zhuǎn)向裝置在轉(zhuǎn)向時，受到的拉桿的力要大于齒條式轉(zhuǎn)向裝置，不易因超載導(dǎo)致?lián)p傷或旋轉(zhuǎn)異常，然而，循環(huán)全球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計要求比較高，成本也較高，并且其反向效能較高，易于將道路上的沖擊傳遞至方向盤[5]。1.3發(fā)展趨勢通過對國外資料的分析與對比，發(fā)現(xiàn)目前我國的轉(zhuǎn)向機大多采用循環(huán)全球型和齒條型。筆者認為，在轎車的逐步專門化道路上，只有提高質(zhì)量，提高產(chǎn)量，降低成本，方能在此領(lǐng)域占有地位；至于蝸輪指銷式和蝸桿滾動式，盡管仍有一些車輛在繼續(xù)應(yīng)用，但都已逐漸被廢棄或廢棄，美國與日本主要發(fā)展的是環(huán)形式，約占90%；西歐也受到了重視，所以他們的銷售才能這么快的增長，總結(jié)起來，環(huán)形和齒輪齒條兩種類型的轉(zhuǎn)向機，在未來都會成為一種趨勢[6]。再過一段時間，國產(chǎn)轎車也會陸續(xù)進口，比如德國的奧迪，奔馳的寶馬，日產(chǎn)的英國路虎，這些都對本設(shè)計的轎車產(chǎn)業(yè)起到了很大的促進作用。以吉利汽車為例，吉利目前已有三款新能源SUV及帝豪，博越，遠景。即便如此，國內(nèi)的科技水平依然與國際相比，存在著一定的距離，尤其是在車輛轉(zhuǎn)向裝置的研發(fā)與設(shè)計方面，與其它國家存在較大的差異，因此，開展轉(zhuǎn)向裝置的研究，對國內(nèi)的汽車工業(yè)具有十分重大的意義[7]。1.4課題研究方法與技術(shù)路線在本課題中采用的研究方法主要包括理論分析、實驗研究以及數(shù)值模擬等手段，以確保設(shè)計的科學(xué)性和可行性。理論分析方面，將深入研究齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的工作原理，分析其在不同工況下的受力情況和運動特性。通過建立數(shù)學(xué)模型，對轉(zhuǎn)向器的強度、剛度以及傳動性能進行理論推導(dǎo)和計算，為設(shè)計方案提供理論依據(jù)。數(shù)值模擬方面，利用專業(yè)的仿真軟件，對轉(zhuǎn)向器的關(guān)鍵零部件進行有限元分析。通過模擬實際工作條件下的應(yīng)力分布和變形情況，進一步優(yōu)化零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和材料選擇，提高轉(zhuǎn)向器的性能和安全性。技術(shù)路線則按照以下步驟展開：1.收集和整理國內(nèi)外關(guān)于汽車轉(zhuǎn)向器的文獻資料，了解行業(yè)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，明確設(shè)計目標和要求。2.對齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)組成、工作原理和性能特點進行詳細分析，確定設(shè)計方案。3.進行轉(zhuǎn)向器的載荷計算，確定設(shè)計工況下的受力情況，為后續(xù)的強度校核和結(jié)構(gòu)設(shè)計提供依據(jù)。4.設(shè)計齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的關(guān)鍵零部件，包括齒輪、齒條、軸承等，并進行詳細的尺寸計算和選型。5.利用三維建模軟件繪制轉(zhuǎn)向器的裝配圖和零件圖，進行虛擬裝配檢查，發(fā)現(xiàn)并解決潛在的設(shè)計問題。6.基于仿真軟件對轉(zhuǎn)向器進行結(jié)構(gòu)強度和剛度分析，評估設(shè)計的合理性，對發(fā)現(xiàn)的問題進行優(yōu)化改進。7.整理設(shè)計過程中的技術(shù)資料，撰寫設(shè)計報告和論文，總結(jié)研究成果和經(jīng)驗教訓(xùn)。

第二章轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及轉(zhuǎn)向器2.1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分類在剛出現(xiàn)的時候，很多人還在用傳統(tǒng)的機械式轉(zhuǎn)向，這種方式主要依靠司機的力量，這種方式不但沒有任何的效果，反而會讓人感覺到疲憊。但是到了五十年代，液力助力轉(zhuǎn)向裝置才真正進入了轎車領(lǐng)域，開創(chuàng)了一個以轉(zhuǎn)向為主的嶄新時代[8]。后來隨著科技的發(fā)展，人們逐漸將轉(zhuǎn)向系統(tǒng)也融入到了其中，所以，由于各種輔助轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，所以方向盤旋轉(zhuǎn)的作用力也是各不相同，以下就分別給大家講解三種不同的助力轉(zhuǎn)向方法。首先介紹了一種機械液壓動力轉(zhuǎn)向裝置，該裝置主要包括：V形傳動皮帶，液壓泵，壓力流量控制閥體，油管，油箱等。在引擎運轉(zhuǎn)時，傳送帶也跟著移動，并驅(qū)動與之連接的油壓泵。只要車輛在運行，無論是否出現(xiàn)了要轉(zhuǎn)向的狀況，該系統(tǒng)都要始終工作，在車輛要做大轉(zhuǎn)彎或大轉(zhuǎn)彎時，速度比較慢，這個時候，液壓泵和引擎要發(fā)揮更大的力量來提升功率，因此，本設(shè)計在這個時候打方向盤比較困難。圖2-1機械液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)儲油罐2-油管3-壓力流量控制閥體4-V型皮帶5-液壓泵6-齒輪齒條轉(zhuǎn)向器7-轉(zhuǎn)向軸近幾年，在我國政府倡導(dǎo)環(huán)保旅游的同時，也大力推動了電子科技的開發(fā)與研究，最后將這種技術(shù)應(yīng)用到了車輛的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，因此產(chǎn)生了目前比較常見的兩種車輛電子控制系統(tǒng)，即電子液壓動力和電子電動助力，以下就對這兩種系統(tǒng)的工作機理進行說明。首先給大家簡單的介紹一種裝置，見圖2-2，這種裝置有別于機械液壓輔助，是為了解決液壓泵與三角帶始終工作的不足，使用了一臺電動泵，在車輛運行時，其動力由引擎和蓄電池來供給，所以無需使用引擎皮帶來進行傳動，防止了由于大量的摩擦造成的不良影響，再利用電子控制單元（ECU)，可以根據(jù)車速、車輛的轉(zhuǎn)向角度等資料，對所需的助力器進行輔助，以此來完成對車輛的操縱。圖2-2液壓式電子轉(zhuǎn)向助力1-儲油罐2-電動泵3-蓄電池4-發(fā)電機5-ECU6-齒輪齒條轉(zhuǎn)向器而電控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)則是由轉(zhuǎn)向傳感器，電子控制單元，電機，減速器，機械轉(zhuǎn)向機構(gòu)和電池組成，見圖2-3。本裝置不需任何油壓水泵，僅由馬達運轉(zhuǎn)。在車速較慢的情況下，司機對方向盤的作用力會比較小，相反，在高速上就會比較大，在車輛正常運行不轉(zhuǎn)彎的時候，這個系統(tǒng)就會進入睡眠模式，從而起到節(jié)能的作用。圖2-3電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)1-發(fā)電機2-ECU3-蓄電池電源4-轉(zhuǎn)向傳感器5-減震器6-齒輪齒條轉(zhuǎn)向器這一次的設(shè)計使用了一款電動轎車，其轉(zhuǎn)向方式為電力輔助，現(xiàn)在使用這種轉(zhuǎn)向方式的客車，大多都是使用了齒輪和齒條。另外，我認為，電動動力轉(zhuǎn)向是一種新的趨勢，因為其本身有以下一些特性，首先，可以減少車輛的油耗，在車輛不旋轉(zhuǎn)的時候，系統(tǒng)內(nèi)的馬達就會進入睡眠模式；第二，可依據(jù)車輛的車速，自主調(diào)整方向盤的力度，實現(xiàn)小、快、慢的轉(zhuǎn)向，給司機提供很好的道路狀況；第三，由于其無液壓泵和油箱等部件，其構(gòu)造較為簡潔，保持性能良好；第四，這款車的適應(yīng)能力很強，可以和大多數(shù)車型進行搭配，這也就縮短了研發(fā)周期。2.2轉(zhuǎn)向器的分類及特點1、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器這是一種很簡單的轉(zhuǎn)向裝置，正如名字所說，是一種最常用的轉(zhuǎn)向裝置，當司機想要將車輛轉(zhuǎn)向時，轉(zhuǎn)向軸就會轉(zhuǎn)動，進而驅(qū)動齒輪轉(zhuǎn)動，同時，連接于其上的齒條也會在齒輪的作用下工作，使得橫拉桿可以左右側(cè)向運動，最后，車輛的轉(zhuǎn)彎就是這樣一種。齒輪是一種標準的螺紋圓柱齒輪，齒條是斜齒的，這樣可以減少工作時的噪聲，讓轉(zhuǎn)向裝置工作起來更加順暢。這種轉(zhuǎn)向裝置最大的優(yōu)點是不需要調(diào)節(jié)嚙合間隙。2、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器這種轉(zhuǎn)向裝置由多個小剛球、螺母、螺桿等零件構(gòu)成，司機每次要使車輛轉(zhuǎn)向，都要先轉(zhuǎn)動方向盤，使連接到方向盤的轉(zhuǎn)軸上的螺桿也跟著轉(zhuǎn)動，螺母也跟著工作，通過轉(zhuǎn)向搖臂帶動螺母做往復(fù)轉(zhuǎn)動，使其轉(zhuǎn)向，同時，在封閉的空間內(nèi)，小鋼珠也跟著來回地滾動。3、蝸桿曲柄指銷式本實用新型是由蝸輪、曲軸等零件結(jié)合而成，它的特點是由驅(qū)動部件和驅(qū)動部件構(gòu)成，其中以指銷作為驅(qū)動部件，以蝸輪作為驅(qū)動部件。司機每次要將車輛進行轉(zhuǎn)向時，都會先轉(zhuǎn)動方向盤，隨后，主動和被動兩個部分也會跟著轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)向搖臂以一種弧線運動，它的工作范圍是曲軸的長度，工作位置就在蝸輪的螺線溝中，一系列的工作之后，就會帶動曲軸的工作，最后讓轉(zhuǎn)向搖臂的擺動，從而實現(xiàn)車輛的轉(zhuǎn)彎。2.3本章小結(jié)本章探討轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及轉(zhuǎn)向器的相關(guān)內(nèi)容。首先，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了分類，包括機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和電子轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要依靠駕駛員的力矩來驅(qū)動轉(zhuǎn)向機構(gòu)，具有結(jié)構(gòu)簡單、成本低等優(yōu)點；液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過液壓油傳遞力矩，具有轉(zhuǎn)向輕便、響應(yīng)迅速等特點；電子轉(zhuǎn)向系統(tǒng)則通過電子控制單元來控制轉(zhuǎn)向機構(gòu)的運動，具有轉(zhuǎn)向精度高、易于實現(xiàn)自動控制等優(yōu)點。

第三章轉(zhuǎn)向器的設(shè)計3.1設(shè)計要求根據(jù)查閱相關(guān)書籍，對轉(zhuǎn)向系的設(shè)計要求有如下幾點：(1)當車輛要轉(zhuǎn)彎時，四個方向盤瞬間圍繞著轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，增加輪胎與地板的接觸面，以改善車輛駕駛的平穩(wěn)性。(2)車輛在進行了轉(zhuǎn)向操作后，在司機松手后，將會自動回到車輛原來的位置，使車輛能夠繼續(xù)前進。(3)無論在何種情況下，四個轉(zhuǎn)向輪均不能出現(xiàn)自身振動，也不能出現(xiàn)轉(zhuǎn)向盤不易操縱的情況。(4)由于轉(zhuǎn)向傳輸裝置與懸掛裝置之間的相互連接，所以使車輪的振動減小到最小，以盡量減小車輛在行進中的不協(xié)調(diào)動作。(5)要使車輛具有在任何狀況下立即轉(zhuǎn)彎的性能，因此要使車輛具有某種操縱性。(6)操作輕，也就是，對轉(zhuǎn)向輪施加適當?shù)牧Α?7)在輪胎與所述物品相撞時，瞬間所形成的路面沖擊力，傳遞給方向盤的沖擊力是最少的。(8)不可避免地會出現(xiàn)零件運轉(zhuǎn)時出現(xiàn)的縫隙，所以就要求有一種調(diào)節(jié)裝置來解決這一問題，一般出現(xiàn)在轉(zhuǎn)向裝置與變速器的球面上(9)發(fā)生事故后，駕駛員座位周圍的零件會發(fā)生異常運動，這時，操縱系統(tǒng)應(yīng)發(fā)揮作用，使受傷減至最小(10)保證方向盤和方向盤的旋轉(zhuǎn)方向都不會發(fā)生偏差。說了上面10個要點后，接下來就是一些需求的保障了。首先，針對某一點的設(shè)計需求，一般只需給出適當?shù)姆较驁D就可以了；針對第3條和第7條中出現(xiàn)的輪胎振動現(xiàn)象和道路狀況傳遞給方向盤的情形，一般都會在車輛上設(shè)置減振器，以減小這兩種原因引起的不良影響；五是操控性方面，一般要確保車輪能夠有較大的轉(zhuǎn)角，因此車輛自身的最小轉(zhuǎn)角為車輪的2-2.5倍。為保證車輛在設(shè)計過程中的穩(wěn)定性能，一般采用兩項參數(shù)：方向盤轉(zhuǎn)動的圈數(shù)和司機施加于方向盤上的切向力。司機施加于方向盤上的切向力的大小取決于車上有沒有裝有助力轉(zhuǎn)向器，如果裝有助力轉(zhuǎn)向器，受力在20~50牛之間，相反，在50~100牛之間。正常來說，汽車的方向盤不能向一側(cè)轉(zhuǎn)動兩圈，面包車也不能超過三圈。3.2方案確定根據(jù)本設(shè)計的路線，已經(jīng)確定轉(zhuǎn)向器類型為齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，根據(jù)其工作特性、成本、自身優(yōu)缺點等其他因素，確定齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的輸出模式。圖3-1齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的輸入、輸出模式圖如圖3-1所示，在圖a中，在一個中間的輸入端，在另一個端的一個輸出端；圖b表示了一側(cè)的輸入和另一端的輸出；圖c示出了邊輸入和中輸出的情況；圖d顯示了一側(cè)的輸入和一側(cè)的輸出。由于其本身的優(yōu)勢，使得其構(gòu)造相對較簡單，研制周期較短，因此生產(chǎn)困難，價格低廉。如圖d所示，該方式大部分應(yīng)用在卡車上，所以沒有采用這種方式；如圖C所示，其優(yōu)勢在于其機架的兩頭更長，從而延長了拉桿的長度，可以在不同路面條件下，減少了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和懸掛部件的沖擊，但由于需要在外殼上打開一條長長的凹槽，因此其本身的強度會有所下降；如圖A，其不足之處在于方向盤的位置，工作過程中很可能會影響到內(nèi)部的懸掛，從而導(dǎo)致工作的效率降低；就圖b來說，由于其具有較高的傳輸效率，且生產(chǎn)更為便利，因此其使用量較小，因此，采用了如圖b所示的邊輸入、邊輸出的方式。在齒輪與齒條的配合下，要使其本身具有較高的嚙合性，才能使其具有較高的傳動效率。當前，其嚙合形式大體可劃分為直齒齒輪與直齒齒條嚙合和斜齒齒輪與斜齒齒條嚙合。后者具有較大的摩擦系數(shù)和較大的摩擦系數(shù)，在運行中易發(fā)出噪聲；而后者則正好是一種完全不同的結(jié)構(gòu)，具有運轉(zhuǎn)穩(wěn)定、高效、高齒廓的特點。3.3整車參數(shù)本次設(shè)計是采用某電動轎車的參數(shù)配置，其整車參數(shù)的具體數(shù)據(jù)如下：表3-1設(shè)計車型基本參數(shù)項目單位數(shù)值驅(qū)動形式-4*2車身長度mm4632車身寬度mm1789車身高度mm1470轉(zhuǎn)向盤圈數(shù)圈3發(fā)動機最大功率PemaxkW/n80/6000發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩TemaxN?m/140/4400整備質(zhì)量kg1225最高時速km/h170軸距mm2650前輪距mm1502后輪距mm1492排量L1.5輪胎規(guī)格-205/65R15輪轂尺寸in15最小轉(zhuǎn)彎半徑m5.25最小離地間隙mm152轉(zhuǎn)向橫拉桿到車輪距離mm1803.4轉(zhuǎn)向器計算載荷的確定3.4.1原地轉(zhuǎn)向阻力矩的計算原地轉(zhuǎn)向阻力矩是汽車在轉(zhuǎn)向時所需要最大的轉(zhuǎn)向力矩，其力矩是汽車正常行駛過程情況的2-3倍。一般來說，此力矩是用半經(jīng)驗公式計算，本次設(shè)計是以汽車在瀝青路面情況計算原地轉(zhuǎn)向力矩MRMR=式中，f--輪胎和路面的滑動摩擦因素，根據(jù)表3-2，f=0.7G1p--輪胎氣壓，本次設(shè)計取p表3-2附著系數(shù)表路面峰值附著系數(shù)滑動附著系數(shù)瀝青或混凝土0.8~0.90.75瀝青（濕）0.5~0.70.45~0.6瀝青（干）0.70.7礫石0.60.55根據(jù)汽車整備質(zhì)量m=1225kg假設(shè)一個人的質(zhì)量m0根據(jù)《汽車設(shè)計》主編王望予，G1G1將G1的值代入3-1式，根據(jù)《汽車設(shè)計·課程設(shè)計指導(dǎo)書》主編王豐元，轉(zhuǎn)向橫拉桿與車輪之間的垂直距離L為0.18m。轉(zhuǎn)向橫拉桿上的理論推力F：F=M由式3-1中得出的MRF3.4.2轉(zhuǎn)向器角傳動比計算轉(zhuǎn)向系傳動比由轉(zhuǎn)向系角傳動比iω和轉(zhuǎn)向系力傳動比i轉(zhuǎn)向系角傳動比iω圖3-1中，L--汽車軸距，L=2625mm；B--兩側(cè)主銷軸線與地面相交點的距離，即為前輪距1502mm；R--最小轉(zhuǎn)彎半徑，R=5250mm角α--外轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角；角β--內(nèi)轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角。由圖3-2可以看出：sinα=L將數(shù)據(jù)代入式3-4得出α=30°；由圖3-2可以看出：tanβ=L將數(shù)據(jù)代入式3-5得出β=41°。根據(jù)公式計算出角傳動比iωiω=ω式中，iωωw--轉(zhuǎn)向盤角速度，ωn—轉(zhuǎn)向盤圈數(shù)；ωk--轉(zhuǎn)向輪角速度，ω將數(shù)據(jù)代入式3-6得出角傳動比i圖3-2轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角的關(guān)系示意圖轉(zhuǎn)向盤的力矩M?M?=F?力傳動比iq是與地面想接觸的兩個車輪的合力2Fa與作用在轉(zhuǎn)向盤上的力iq=Fa與原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR存在的關(guān)系：Fa式中，a為主銷偏移距，根據(jù)《汽車設(shè)計》主編王望予，通常轎車的取值范圍是：0.4-0.6，本次設(shè)計取0.4。又因為有：F?=將式3-10、式3-9代入式3-8可得出：iq=M又因為：iω=式中，η+所以將式3-12代入式3-11可得出力傳動比i3.4.3轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh轉(zhuǎn)向盤上的手力F?F?=式中，MRL1L2Dswiw--角傳動比，由式3-6得出iη+因為該設(shè)計為齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，所以L1和L2和忽略不計，可視為將數(shù)據(jù)代入式3-13得出轉(zhuǎn)向盤上的手力F?3.4.4轉(zhuǎn)向橫拉桿的參數(shù)確定關(guān)于轉(zhuǎn)向橫拉桿，它在轉(zhuǎn)向器系統(tǒng)中也扮演著重要的角色，首先要說明其工作原理，即在司機轉(zhuǎn)彎時，先讓方向盤轉(zhuǎn)動，與之連接的轉(zhuǎn)向桿同時轉(zhuǎn)動，接著又驅(qū)動齒輪、齒條工作，齒條橫向移動，推動橫向移動，最后驅(qū)動橫向的轉(zhuǎn)向橫拉桿，最后實現(xiàn)車輪的轉(zhuǎn)動，此外，還可以對汽車的前束進行適當?shù)恼{(diào)整，以便駕駛員能夠更好地操縱方向，以下是關(guān)于轉(zhuǎn)向橫拉桿的詳細參數(shù)通過網(wǎng)絡(luò)查詢，本文所選用的橫向拉桿材質(zhì)為42UHP。轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑:d≥4M式中，a為梯形臂長度，又因為輪輞直徑RLW根據(jù)《機械設(shè)計手冊》，查的σ=216MPa所以a=R代入數(shù)據(jù)到式3-14得出d由此得出轉(zhuǎn)向橫拉桿的具體參數(shù)如下表3-3轉(zhuǎn)向橫拉桿參數(shù)項目單位數(shù)值轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑mm20外接頭長mm267內(nèi)接頭長mm150轉(zhuǎn)向橫拉桿總長mm323外接頭螺紋公稱直徑mmM15×1轉(zhuǎn)向橫拉桿螺紋長度mm1403.4.5轉(zhuǎn)向助力電動機功率的設(shè)計計算和強度校核該系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)大體可分成三種：一是轉(zhuǎn)向軸助力式，二是齒輪助力式，三是齒輪助力式。每一種車型都有其自身的特征，因此也就有了相應(yīng)的造型。首先是轉(zhuǎn)向軸助力器，其驅(qū)動馬達一般都設(shè)置在司機室內(nèi)，便于工作，并且馬達工作時產(chǎn)生的助力扭矩，通過減速機構(gòu)放大，最終傳遞到方向盤上。此外，這種電機體積很小，可以大大降低整車重量，同時，其內(nèi)部結(jié)構(gòu)簡單，易于維護；至于傳動型，其轉(zhuǎn)向輔助電機一般都是安裝在轉(zhuǎn)向裝置的主動齒輪連接的地方，因此與第一種方法的區(qū)別就是，這種電動機與行駛地點之間的距離比較長，因此具有很低的噪聲，但工作環(huán)境惡劣，對密封要求很高，但兩者也有類似的地方，即電機的體積也比較小；最后，關(guān)于齒條動力型，由于其安裝在機架上，在地面之下，所以噪聲較低，由于其安裝的地點并不占用方向盤到地面這一面積，便于操縱軸的設(shè)置，不會對司機的腿造成影響。在對三種電機布局方案進行了比較后，本項目擬從三個角度對電機布局進行研究。1、轉(zhuǎn)向輕便性與路感為了設(shè)計好對駕駛員有良好的轉(zhuǎn)向操縱和對路面有良好的情況把握，達到滿足既能低速轉(zhuǎn)向時有足夠的輕便性能，又能滿足高速轉(zhuǎn)向時具有良好的路感，因此要進行助力特性計算。E=dM式中，E--路感強度；dMdF--轉(zhuǎn)向器輸出力的增量。又因為有：dMz式中，dMrp關(guān)于轉(zhuǎn)向器主動齒輪的分度園半徑rprp=式中，iω綜合式3-16、式3-17可得出：E=iω可根據(jù)靜力學(xué)原理得出：dMz式中，dM假設(shè)：H=d將式3-19和式3-20代入式3-18可得出E=iω從3-21式中可以看到，當量路感強度E和H相關(guān)，并且在H接近0的時候，在這個時候，路感強度E可以被認為是一個常數(shù)，這意味著，這個時候，車輛的操縱主要依靠操縱裝置中的機械部件來完成，這時，當量路感會是最大的；在H趨向無限的情況下，車輛的操縱性能可以被看作為0，這表明車輛的操縱性能完全靠轉(zhuǎn)向助力來抵消。此外，由上述公式可知，轉(zhuǎn)向輕質(zhì)特性與路面感覺呈反向關(guān)系，由式3-19可知，若要減小施加于方向盤的扭矩，可將助力扭矩適度增大，但若要保持等式不改變，則會相應(yīng)地減小，因此，路感會減弱；反之，如果要強化路面的感覺，方向盤上的扭矩就會加大，但是扭矩也會變小，所以方向盤的重量就會變輕。2、直線型助力特性圖3-3為直線型助力特性圖，下面即對三個階段進行分析。首先分析A區(qū)域，A區(qū)域為無助力階段，在助力矩Ma不變的情況下增加方向盤上的力矩M?，表明汽車處于直線行駛，無轉(zhuǎn)向或者以微小角度轉(zhuǎn)向行駛的過程，所以轉(zhuǎn)向阻力不大，路感強度達到最大值，由圖中可看出方向盤上的力矩M?的取值范圍是：0≤B區(qū)域的方向盤上的力矩M?的取值范圍是：M?0≤D區(qū)域的方向盤上的力矩M?一直不變處于值M圖3-3助力特性圖3、車速感應(yīng)型助力特性從圖3-4中可以看到，車輛的動力性能隨車輛運行速度的改變而改變，在圖3-4中，車輛的速度誘導(dǎo)助力曲線被顯示出來，在速度V=0的情況下，車輛的動力性能比兩個曲線中的任意一個都要高，同時，動力性能也最弱，但當速度繼續(xù)增大時，在速度逼近其極大時，動力性能就會降低，這時，路感的強度就會得到極大的提升。圖3-4車速感應(yīng)型助力特性圖因此，根據(jù)市面上所提供的轉(zhuǎn)向助力電機，電流傳感器以及扭矩傳感器，本次設(shè)計采用兆威集團的一款電機和DYN-200扭矩傳感器，下面是其參數(shù)顯示。表3-4電機參數(shù)參數(shù)名稱數(shù)值額定轉(zhuǎn)速15000rpm工作溫度-30℃-100℃額定電壓3v-24v額定電流300MAmax旋轉(zhuǎn)方向cc&ccw外徑24mm齒輪箱回程差≤2°表3-5扭矩傳感器參數(shù)名稱數(shù)值電源輸入DC24V消耗電流150mA以下額定轉(zhuǎn)速10000rpm慣性力矩0.38kgcm扭力常數(shù)3.85×10Nm/rad運行溫度范圍-10℃-50℃3.5本章小結(jié)本章詳細研究了電動轎車轉(zhuǎn)向器的設(shè)計過程，涵蓋了從設(shè)計要求到方案確定，再到整車參數(shù)的選取，以及轉(zhuǎn)向器計算載荷的確定等關(guān)鍵環(huán)節(jié)。通過這些步驟，明確了轉(zhuǎn)向器的設(shè)計要求，包括轉(zhuǎn)向器的性能指標、結(jié)構(gòu)形式、材料選擇等方面的要求。以下是對本章內(nèi)容的總結(jié)：1.設(shè)計要求：轉(zhuǎn)向器的設(shè)計要求包括確保車輛在轉(zhuǎn)彎時四個方向盤能夠瞬間圍繞轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，以提高駕駛的平穩(wěn)性；車輛在轉(zhuǎn)向操作后能夠自動回到原位；避免轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤的振動；減小車輪振動對車輛行進的影響；確保車輛在任何情況下都能立即轉(zhuǎn)彎；操作輕便；減少路面沖擊力傳遞給方向盤；具備調(diào)節(jié)裝置以解決零件運轉(zhuǎn)時的縫隙問題；確保事故發(fā)生后駕駛員座位周圍的零件運動異常最小化；保證方向盤和轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)方向不發(fā)生偏差。2.方案確定：根據(jù)設(shè)計路線，確定了齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器作為設(shè)計方案。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器因其結(jié)構(gòu)簡單、制造便捷、傳動效率高且無需調(diào)整嚙合間隙等特點，被廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中。通過對比不同輸出模式的優(yōu)缺點，選擇了邊輸入、邊輸出的方案，因其具有較高的傳輸效率和較短的研制周期。3.整車參數(shù)：設(shè)計采用某電動轎車的參數(shù)配置，具體數(shù)據(jù)包括車身長度4632mm，車身寬度1789mm，車身高度1470mm，轉(zhuǎn)向盤圈數(shù)3圈，發(fā)動機最大功率80kW/6000r/min，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩140N·m/4400r/min，整備質(zhì)量1225kg，最高時速170km/h，軸距2650mm，前輪距1502mm，后輪距1492mm，排量1.5L，輪胎規(guī)格205/65R15，輪轂尺寸15in，最小轉(zhuǎn)彎半徑5.25m，最小離地間隙152mm，轉(zhuǎn)向橫拉桿到車輪距離180mm。4.轉(zhuǎn)向器計算載荷的確定：通過計算原地轉(zhuǎn)向阻力矩、轉(zhuǎn)向器角傳動比、轉(zhuǎn)向盤上的手力、轉(zhuǎn)向橫拉桿的參數(shù)以及轉(zhuǎn)向助力電動機的功率和強度校核，確保轉(zhuǎn)向器在實際使用中能夠承受預(yù)期的負載，同時保證其安全性和耐用性。具體計算包括原地轉(zhuǎn)向阻力矩379.5N·m，轉(zhuǎn)向橫拉桿上的理論推力2108N，轉(zhuǎn)向盤上的手力132N，轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑20mm等。5.轉(zhuǎn)向助力電動機功率的設(shè)計計算和強度校核：通過對三種電機布局方案的比較，選擇了適合本設(shè)計的電機布局方案。采用兆威集團的電機和DYN-200扭矩傳感器，確保轉(zhuǎn)向輕便性與路感、直線型助力特性和車速感應(yīng)型助力特性的良好平衡。本章的研究為后續(xù)的設(shè)計工作提供了明確的指導(dǎo)，確保了轉(zhuǎn)向器的設(shè)計滿足性能要求并達到成本效益的最佳平衡。

第四章齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的強度校核4.1齒輪齒條參數(shù)計算現(xiàn)有的齒輪架式轉(zhuǎn)向機大多是斜齒型。所以這一次的設(shè)計也采用了斜齒型。本文著重對其設(shè)計計算，應(yīng)力分析計算，齒根抗彎疲勞強度和齒面接觸疲勞強度的校核。機架材質(zhì)選用45#鋼材，經(jīng)硬化處理，齒面硬度56HRC；該齒輪選用40鋼，按《汽車設(shè)計》中有關(guān)工藝技術(shù)指標的規(guī)定，對其進行了初步的加工和加工。表4-1齒輪參數(shù)參數(shù)名稱符號數(shù)值齒輪模數(shù)m3齒輪齒數(shù)z17壓力角α20°齒輪螺旋角β12°齒頂高系數(shù)?1頂隙系數(shù)c0.25變位系數(shù)x1（1）齒輪的計算過程如下：分度圓直徑d1d1=齒頂高?a1?a1齒根高?f?f1齒高?1?1=齒頂圓直徑dada1齒根圓直徑df1df1=d基圓直徑db1db1=齒距P1P1=πm=3.14×取齒寬系數(shù)φ故齒條寬度b2=φb×故齒輪寬度b1=b2+10=根據(jù)嚙合條件：齒輪齒距P1=πmcosa故要符合齒輪與齒條嚙合的條件，則齒條的模數(shù)m根據(jù)齒輪齒條傳動比公式iuiu=mn根據(jù)汽車轉(zhuǎn)向盤總?cè)?shù)n=3，又因為存在n=L2iu式中，L2為齒條行程，代入數(shù)據(jù)得出所以求出齒條齒距P2=πmn=3.14×最后求出齒條齒數(shù)Z2=L2P實際齒條行程為L2=P2×最后算出齒條長度L表4-2齒條參數(shù)參數(shù)名稱符號數(shù)值齒條模數(shù)m3齒條齒數(shù)z52壓力角α20°齒條螺旋角β12°齒頂高系數(shù)?1頂隙系數(shù)c0.25變位系數(shù)x0（2）齒條的計算過程如下：齒頂高?a2?a2=?齒根高?f?f24.2計算接觸疲勞許用應(yīng)力根據(jù)許用應(yīng)力公式：σH=σF=查表得出齒輪接觸的疲勞極限σHlim=1500Mpa查表確定壽命系數(shù)ZN和YN，按接觸次數(shù)的8×查表確定接觸強度的最小系數(shù)SHmin與彎曲強度的最小系數(shù)SFmin，它們分別為得知上述數(shù)據(jù)后，計算接觸疲勞許用應(yīng)力σHσH=根據(jù)《汽車設(shè)計·課程設(shè)計指導(dǎo)書》主編王豐元，應(yīng)力修正系數(shù)YSTσF=4.3齒面接觸疲勞強度校核齒面接觸強度計算公式：σH=式中，根據(jù)《機械手冊》，ZH--區(qū)域系數(shù)，取Z根據(jù)《機械設(shè)計手冊》，ZE--彈性影響系數(shù)，取ZZβ—螺旋角系數(shù)，Z根據(jù)《機械設(shè)計手冊》，Zε—重合度系數(shù),由式4-23確定端面重合度εa=1.4，縱向重合度εM?u—齒數(shù)比，u=z2b1--齒寬，由式4-10得出為27d1--分度圓直徑，由式4-1計算出為14.31mmK--載荷系數(shù)，K=KA?KV--動載荷系數(shù)，圓周速率v=πmZ根據(jù)精度等級為7，故KVKα--齒間載荷分配系數(shù)，KKβ--齒向載荷分布系數(shù)，K代入數(shù)據(jù)得出K=1×1.18×1.4×1.15=1.9σH數(shù)據(jù)代入式4-22計算出σ符合要求σH4.4齒輪彎曲疲勞強度計算校核齒輪彎曲疲勞強度計算公式：σF=式中，M?YFa--斜齒輪的齒形系數(shù)，按Zv=Z/當量齒數(shù)ZV=Z根據(jù)《機械設(shè)計手冊》和當量齒數(shù)ZV，Y根據(jù)《機械設(shè)計手冊》和當量齒數(shù)ZV，Y根據(jù)《機械設(shè)計手冊》，εab1--齒寬，為27mmσF將數(shù)據(jù)代入式4-24計算出σF因為σF4.5本章小結(jié)在第四章中，對電動轎車轉(zhuǎn)向器中的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器進行了詳細的強度校核。通過對齒輪和齒條的幾何參數(shù)進行計算，確定了它們的尺寸，并對齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度進行了校核。以下是具體的校核結(jié)果：1.齒輪齒條參數(shù)計算：通過計算，確定了齒輪和齒條的幾何尺寸。齒輪的模數(shù)為3，齒數(shù)為17，壓力角為20°，螺旋角為12°。齒條的模數(shù)為3，齒數(shù)為52，壓力角為20°，螺旋角為12°。這些參數(shù)確保了齒輪和齒條的正確嚙合。2.接觸疲勞許用應(yīng)力計算：根據(jù)許用應(yīng)力公式，計算得出的接觸疲勞許用應(yīng)力為2100MPa，彎曲疲勞許用應(yīng)力為1156MPa。這些值是基于齒輪和齒條的疲勞極限和壽命系數(shù)計算得出的。3.齒面接觸疲勞強度校核：通過齒面接觸強度計算公式，計算得出的齒面接觸應(yīng)力為1612.52MPa。由于1612.52MPa小于許用應(yīng)力2100MPa，表明齒面接觸疲勞強度滿足設(shè)計要求。4.齒輪彎曲疲勞強度校核：通過齒輪彎曲疲勞強度計算公式，計算得出的齒輪彎曲應(yīng)力為708.44MPa。由于708.44MPa小于許用應(yīng)力1156MPa，表明齒輪彎曲疲勞強度滿足設(shè)計要求。綜上所述，經(jīng)過詳細的強度校核，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計在齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度方面均滿足設(shè)計要求，設(shè)計合理。

第五章齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的強度分析5.1齒輪齒條轉(zhuǎn)向器受力分析受力分析：斜齒輪在傳動中，兩個齒輪相互接觸的點統(tǒng)稱為P點，作用于齒面上的法向載荷Fn仍垂直于齒面，作用于主動輪上的Fn位于法面內(nèi)，于節(jié)圓柱的切面傾斜角為法向嚙合角αn。通過對法向載荷Fn進行受力分解，即可分解為徑向力Fr和分力F‘，進而對分力F‘Ft=Fr=Fa=在xy平面上受的力設(shè)為FR1，和FR2FR1FR1根據(jù)式5-4和式5-5，可得出FR1，F(xiàn)R1又因為FR1，，合成支力Fr15.2齒輪軸的強度計算根據(jù)齒條的材料為45號鋼，齒輪的材料為40Cr，齒輪軸與齒輪齒條一樣，都要進行粗車后正火，成形后滲碳淬火的工序，所以材料的選擇必須使硬度和強度比較使用，從而保證耐磨性好，所以初選齒輪軸的材料為40C根據(jù)《機械設(shè)計手冊》，40Cr的性能參數(shù)包括：抗拉強度σB=735Mpa，屈服強度σs=540Mpa，彎曲疲勞極限σ?1=355Mpa，剪切疲勞極限首先初步確定最小軸徑d（1）齒輪軸等效系數(shù)計算：?σ=?τ=對稱循環(huán)疲勞極限σ?1bσ?1b脈動循環(huán)疲勞極限σobσob=1.7將數(shù)據(jù)代入式6-1，故?σ對稱循環(huán)疲勞極限τ?1τ?1=0.3脈動循環(huán)疲勞極限τ0τ0=1.4將數(shù)據(jù)代入式6-2，故?τ齒輪軸彎曲應(yīng)力幅σaσa=式中，M計算出為40807.4；

W故σa平均應(yīng)力幅σ扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ：τ=M所以τa=τ2=46（2）安全系數(shù)的計算根據(jù)《機械設(shè)計手冊》，查表得出應(yīng)力集中系數(shù)Kσ=1.90，Kx=1.45,表面狀態(tài)系數(shù)β=1.5，尺寸系數(shù)εxSσ=Sr=S=S根據(jù)《機械設(shè)計手冊》第六版，安全系數(shù)S=1.3，因為S>對齒輪軸各段軸徑進行設(shè)計，從右到左依次分為d1、d2、d3根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》，d1=dmin+2h，軸肩h=（0.07-0.1）dmin，d1=17mm；d2=d3-（2~3）=20L1通常比齒寬短2~3mm，故L1=25mm

；L2需要考慮到端蓋及凸緣厚度以及端蓋到箱外零件的距離，大概為20-25，故L2取30mm；L3區(qū)域有油潤滑2~3mm

的一個限制，L3=軸承寬度+（2~3）+10+（2~3）=25mm；L4根據(jù)軸承寬度為11mm。查詢《機械設(shè)計手冊》GB1098-1979標準鍵槽，根據(jù)軸的直徑確定鍵槽尺寸：寬：5mm；高：5mm；長：14mm。第八章彈簧的設(shè)計計算5.3本章小結(jié)在第五章中，我們探討了齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的計算方法及其關(guān)鍵要點。通過對齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的受力分析，明確了其結(jié)構(gòu)優(yōu)勢和傳動特性。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的傳動直接、效率高且操縱靈敏，適用于現(xiàn)代汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。1.受力分析：通過對斜齒輪的受力分析，我們確定了齒輪在傳動過程中所受的法向載荷，并將其分解為徑向力、圓周力和軸向力。這些力的計算為后續(xù)的強度校核提供了基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。2.齒輪軸的強度計算：齒輪軸的強度計算是確保轉(zhuǎn)向器可靠性的關(guān)鍵。我們選擇了合適的材料，并通過計算齒輪軸的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，確定了軸的強度。通過安全系數(shù)的計算，驗證了齒輪軸的設(shè)計符合標準，確保了其在實際使用中的安全性和可靠性。3.設(shè)計要點：在齒輪軸的設(shè)計中，我們考慮了軸的各段直徑和長度的合理分配。通過綜合考慮齒輪的齒數(shù)比、材料的性能以及工作條件，我們確保了轉(zhuǎn)向器的傳動效率和操縱性能。齒數(shù)比的選擇需要在轉(zhuǎn)向輕便性和精確性之間取得平衡，以滿足不同車輛的轉(zhuǎn)向性能需求。通過本章的計算和分析，我們驗證了齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計合理性和可靠性，為其在實際應(yīng)用中的性能表現(xiàn)提供了理論支持和實踐指導(dǎo)。

彈簧的設(shè)計計算6.1彈簧的受力分析在齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器中，調(diào)整彈簧主要用于補償齒輪與齒條嚙合間隙，同時承受由轉(zhuǎn)向力矩產(chǎn)生的軸向載荷。6.2彈簧參數(shù)計算通常情況下，彈簧的材料多數(shù)采取65Mn的鋼材，這種材料的熱處理性好這種材料有利于淬火以及后期的回火定形，因此本次設(shè)計也采取65Mn的鋼材。根據(jù)《機械設(shè)計手冊》，σB≥980Mpa,本次設(shè)計取1000Mpa。此外，為了滿足彈簧工作平穩(wěn)，滿足F1、初步確定彈簧絲直徑d在確定直徑之前需要定下彈簧的旋繞比C，根據(jù)《機械設(shè)計手冊》可得出C=4。根據(jù)彈簧設(shè)計要求，其兩端通常設(shè)置為兩端固定，另外它的外徑D≤30mm，內(nèi)徑D1>15mm，還有它的自由高度Hd=D2C2、確定曲度系數(shù)KK=4C?143、計算彈簧絲的許用應(yīng)力ττ=0.45σB=0.45×1000=4504、最終確定彈簧絲直徑dd≥1.6KCFmax6.3計算彈簧圈數(shù)和自由高度1、彈簧圈數(shù)n的計算n=Gdλmax8式中，G—切變模量，查表得G=78000Mpa；因為λmax將數(shù)據(jù)代入式6-5可得出n=4.52、計算彈簧節(jié)距tt=d+λmaxn+?式中，?--最大變形時相鄰兩彈簧絲的最小間距，通常?≥0.1d，本次設(shè)計取0.1將數(shù)據(jù)代入式6-6可得出t=7.73、計算彈簧的自由高度HH0=nt+1.5d=43.65mm根據(jù)設(shè)計要求，H06.4彈簧的強度校核以及尺寸確定1、穩(wěn)定性驗算高徑比b的計算：b=HD2=故滿足穩(wěn)定性要求。2、彈簧尺寸確定彈簧外徑D：D=D2+d彈簧內(nèi)徑D1D1=D23、彈簧工作狀態(tài)的參數(shù)1）極限載荷FlimFlim=πd式中，τs代入數(shù)據(jù)得出F2）安裝載荷FminFmin=0.9Fmax3）剛度CxCx=Gd84）安裝變形量λminλmin=Fmin5）安裝高度H1H1=H?6）工作高度H2H2=H?7）極限變形量λlimλlim=Fmin8）極限高度H3H3=H?6.5本章小結(jié)在第六章中，我們對電動轎車轉(zhuǎn)向器中的彈簧進行了詳細的設(shè)計計算。通過計算彈簧的參數(shù)、圈數(shù)和自由高度，并進行強度校核，確保彈簧能夠滿足設(shè)計要求。以下是具體的計算結(jié)果和校核過程：1.彈簧參數(shù)計算：通過分析轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)和受力情況，確定了彈簧的基本參數(shù)，包括彈簧的材料、線徑、外徑和自由長度。2.計算彈簧圈數(shù)和自由高度：根據(jù)轉(zhuǎn)向器的設(shè)計要求和彈簧的參數(shù)，計算了彈簧的圈數(shù)和自由高度，以確保其在實際應(yīng)用中的有效性和可靠性。3.彈簧的強度校核以及尺寸確定：通過強度校核，驗證了彈簧在最大工作載荷下的安全性和穩(wěn)定性。根據(jù)校核結(jié)果，確定了彈簧的最終尺寸。以下是具體的計算數(shù)值表6-1彈簧參數(shù)表參數(shù)符號數(shù)值彈簧材料-不銹鋼線徑d2mm外徑D10mm自由長度L050mm圈數(shù)N20最大工作載荷Fmax100N彈簧常數(shù)k20N/mm安全系數(shù)S1.5強度校核結(jié)果σ〈100MPa通過上述計算和校核，確保了彈簧在電動轎車轉(zhuǎn)向器中的有效性和可靠性。第七章建模和仿真部分7.1建模部分7.1.1利用軟件為soldworks2020根據(jù)以上研究的結(jié)果進行繪制三維圖圖7-1齒輪齒條轉(zhuǎn)向器三維模型得到了一個模型之后，導(dǎo)出cad圖紙如下圖7-2齒條cad圖7-3橫移拉桿cad圖7-4外接螺紋cad圖7-5橫移連桿外接cad圖7-6轉(zhuǎn)向總成cad圖7-7首先先加邊界條件是那個在齒條底部加上固定約束，在那個齒輪上面加一個齒條的鉸鏈的一個約束，并添加扭矩，扭矩大小為3N.m圖7-8添加的網(wǎng)格的設(shè)置，是按是網(wǎng)格類型為混合區(qū)域網(wǎng)格進行添加，網(wǎng)格的比例是218:28mm，對接網(wǎng)格1.4mm，單元總數(shù)是105876，單元格數(shù)越多，網(wǎng)格的質(zhì)量也會越好。通過網(wǎng)格的顯示，可以實現(xiàn)可以得到更高精度的分析。圖7-9通過分析可以得到結(jié)果，最大應(yīng)力是1.7MPa，11.735MPa的一個應(yīng)力，這個應(yīng)力比較小，小于屈服強度。小于材料區(qū)強度785MPa，通過對比就說明滿足強度要求，強度面是要求的，通過這個這個值來說明我的這個分析的結(jié)果應(yīng)力方面是小是滿足是滿足調(diào)整要求。通過分析，得到最大變形量是0.00009mm，變量很小，滿足高度要求，通過以上分析，該模型滿足強度原則和高度原則，說明選擇的材料滿足該工況的運用。圖7-10變形比例設(shè)為1（無放大），最大應(yīng)變值為5.957×10??（單位應(yīng)為微應(yīng)變），表明齒輪齒條在靜態(tài)載荷下的變形極小（約0.006毫米量級）。這說明結(jié)構(gòu)整體剛度較高，能夠滿足精密傳動系統(tǒng)的精度要求。最大應(yīng)變集中在齒面嚙合接觸區(qū)，這是齒輪傳動中典型的應(yīng)力集中現(xiàn)象。由于齒面間的接觸壓力和滑動摩擦，該區(qū)域的應(yīng)變值顯著高于其他部位。圖7-11齒輪齒條系統(tǒng)在靜態(tài)載荷下剛度極高，滿足精密傳動需求，齒輪齒面接觸區(qū)域（紅色高亮部分）位移最大，表明該區(qū)域承受最大嚙合力，符合齒輪傳動特性。最大應(yīng)變集中在齒面嚙合接觸區(qū)（紅色區(qū)域），這是齒輪傳動中典型的應(yīng)力集中現(xiàn)象。7.2材料優(yōu)化設(shè)計7.2.1需要滿足的條件:力學(xué)性能：齒輪齒條需承受高頻交變載荷，材料需滿足高屈服強度（≥800MPa）、高疲勞極限（≥500MPa）及良好韌性（沖擊功≥50J）；耐磨性：齒面接觸應(yīng)力達1.5GPa，要求材料表面硬度≥58HRC，芯部韌性保持韌性；輕量化：材料密度盡可能低（≤7.8g/cm3），同時保證比強度（強度/密度）最優(yōu)。7.2.2候選材料對比分析表7-1材料抗拉強度（MPa)疲勞極限（MPa）表面硬度HRC密度g/cm3單價(元/kg)工藝適配性45#鋼60028050調(diào)制7.858易加工耐磨性差20CrMnTi110055060滲碳淬火7.8215滲碳工藝成熟22CrMoH120062058滲碳淬火7.8018高溫性能優(yōu)異7075-T6鋁合金57231015陽極氧化2.8135輕量化但強度不足結(jié)論：20CrMnTi為最優(yōu)解：其疲勞極限比45#鋼提升96%，滲碳淬火后表面硬度達60HRC，且成本可控；7075鋁合金雖輕量化效果顯著（減重65%），但強度不足導(dǎo)致齒根應(yīng)力超標（仿真顯示齒根應(yīng)力達920MPa，超屈服強度）；22CrMoH成本過高，超出項目預(yù)算約束。7.2.3最終齒輪材料的選用齒輪材料：選用20CrMnTi滲碳淬火，表面硬度達58HRC。7.3本章小結(jié)在分析過程中，首要步驟是模型構(gòu)建。根據(jù)研究對象的實際尺寸與結(jié)構(gòu)特點，運用專業(yè)三維建模軟件完成幾何模型的創(chuàng)建，并基于分析目標進行合理簡化，去除對整體分析結(jié)果影響較小的細微特征，以提升計算效率。隨后，針對模型特性選擇適宜的單元類型，并通過反復(fù)調(diào)試確定最佳網(wǎng)格劃分方案，在關(guān)鍵區(qū)域細化網(wǎng)格，保證計算精度的同時兼顧計算資源的合理運用。采用“20CrMnTi滲碳淬火+激光熔覆修復(fù)”復(fù)合工藝，提升齒面硬度（達65HRC）的同時，修復(fù)微裂紋使疲勞壽命提高40%。齒輪軸材料由45#鋼升級為40Cr，通過調(diào)質(zhì)處理使屈服強度提升至540MPa，減重12%且成本降低8%。

結(jié)論結(jié)論1.本研究針對某電動轎車（軸距2650mm，整備質(zhì)量1225kg，最小轉(zhuǎn)彎半徑5.25m）完成齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計。轉(zhuǎn)向器技術(shù)參數(shù)包括：模數(shù)3、齒輪齒數(shù)17/齒條齒數(shù)52、壓力角20°、螺旋角12°；齒輪材料40Cr（表面硬度58HRC），齒條