方程式赛车的转向系统(s)

大学生方程式赛车转向系统设计大学生方程式赛车转向系统设计 1 概述 汽车产品的质量检测具有重大的社会意义 转向器作为汽车的一个重要部 件 对其综合性能进行检测直接关系到人民的生命财产安全 根据汽车安全性 统计 全世界每年因交通事故死亡的人数超过20万 加之几倍于死者的受伤者 以及物质上的损失 其直接或间接的危害是难以估计的 在我国 由于交通管 理技术落后 路况差 车辆性能差 加之各类车辆混合行驶 交通事故时有发 生 近年来 我国交通事故死亡人数居世界前几位 每万辆车平均事故居大国 中第一位 交通事故己成为一个严重的社会问题 概括交通事故的原因 不外 乎人 汽车和环境三个因素 显而易见 提高汽车的安全性能是减少交通事故 的关键措施之一 因此 汽车工业发达的国家都非常重视汽车安全性的研究 目前汽车工业己成为我国的支柱产业之一 所以 为了提高汽车的质量 保证 行驶的安全性 在大力发展我国的汽车工业的同时 这就要求生产厂家对每一 批产品必须进行质量检测 而其中转向器是汽车维持驾驶员给定方向稳定行驶 能力 即操纵稳定性 的基本保障 所以汽车转向器综合性能试验成了汽车性能 测试中的一个重要项目 由于汽车转向器属于汽车系统中的关键部件 它在汽车系统中占有重要位 置 因而它的发展同时也反映了汽车工业的发展 它的规模和质量也成为了衡 量汽车工业发展水平的重要标志之一 近年来随着我过汽车工业的迅猛发展 作为汽车的重要安全部件 汽车转向 器的生产水平也有了很大的提高 在汽车转向器生产行业里 70 年代推广循环 球转向器 80 年代开发和推广了循环球变传动比转向器 到了 90 年代 驾驶 员对汽车转向器性能的要求有了进一步的提高 要求转向更轻便 操纵更灵敏 随着汽车的高速比和超低压扁轮胎的通用化 过去的采用循环球转向器和循环 球变传比转向器只能相对的解决转向轻便性和操纵灵敏性问题 现在虽然转向 器以向动力转向发展 但大部分汽车还应用机械型转向器 如何改进转向器的 设计 使之更加适合驾驶者 是最重要的 因此还需不断改进 Formula SAE 赛事由美国汽车工程师协会 the Society of Automotive Engineers 简称SAE 主办 SAE 是一个拥有超过60000 名会员的世界性的工程 协会 致力与海 陆 空各类交通工具的发展进步 Formula SAE 是一项面对 美国汽车工程师学会学生会员组队参与的国际赛事 于1980 年在美国举办了第 一届赛事 比赛的目的是设计 制造一辆小型的高性能赛车 目前美国 欧洲 和澳大利亚每年都会定期举办该项赛事 2 设计初始参数及基本要求 初始参数 初始参数 1 转向盘总圈数 3 0 2 转向盘直径 200mm 3 最大转向盘操纵力 100N 4 转向盘在上下方向上的最大调节量 50mm 赛车的一些具体参数如下 赛车的一些具体参数如下 整车装备质量 250kg 整车重量 310kg 加驾驶员 轴距 1650mm 前轮距 1195mm 后轮距 1145 mm 最小离地间隙 50mm 整车重心高度 260mm 整车中心纵向位置 160 制动力分配系数 55 45 轮胎型号 轮辋 6 13 即轮辋名义断面宽度 152 4mm 轮辋直径名义尺寸 330 2mm 轮胎 7 13 即轮胎名义断面宽度 165 1mm 轮胎外径 533 4mm 转向系的设计要求 1 保证汽车有较高的机动性 在有限的场地面积内 具有迅速和小半径转弯 的能力 同时操作轻便 2 汽车转向时 全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转 不应有侧滑 3 传给转向盘的反冲要尽可能的小 4 转向后 转向盘应自动回正 并应使汽车保持在稳定的直线行驶状态 5 发生车祸时 当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时 转向系 统最好有保护机构防止伤及乘员 3 3 转向器结构型式方案的确定 3 1 机械转向机构的方案分析 3 1 1 齿轮齿条式 齿轮齿条式转向器的主要优点是 结构简单 紧凑 体积小 质量轻 传 动效率高达 90 可自动消除齿间间隙 没有转向摇臂和直拉杆 转向轮转角 可以增大 制造成本低 齿轮齿条式转向器的主要缺点是 逆效率高 60 70 因此 汽车在 不平路面上行驶时 发生在转向轮与路面之间的冲击力 大部分能传至转向盘 齿轮齿条式转向器广泛应用于微型 普通级 中级和中高级轿车上 装载量不 大 前轮采用独立悬架的货车和客车也有采用齿轮齿条式转向器 3 1 2 蜗杆滚轮式 蜗杆指销式 蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成 主要优点是 结构简单 制 造容易 强度比较高 工作可靠 寿命长 逆效率低 主要缺点是 正效率低 调整啮合间隙比较困难 传动比不能变化 蜗杆指销式转向器有固定销式和旋转销式两种形式 根据销子数量不同 又有单销和双销之分 蜗杆指销式转向器的优点是 传动比可以做成不变的或 者变化的 工作面间隙调整容易 固定销式转向器的结构简单 制造容易 但 销子的工作部位磨损快 工作效率低 旋转销式转向器的效率高 磨损慢 但 结构复杂 要求摇臂轴有较大的转角时 应采用双销式结构 双销式转向器的 结构复杂 尺寸和质量大 并且对两主销间的位置精度 螺纹槽的形状及尺寸 精度等要求高 此外 传动比的变化特性和传动间隙特性的变化受限制 蜗杆滚轮式和蜗杆指销式转向器应用较少 3 1 3 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 循环球式转向器的优点是 在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球 将滑动摩擦变成滚动摩擦 因而传动效率可以达到 75 85 在结构和工艺 上采取措施后 包括提高制造精度 改善工作表面的表面粗糙度和螺母 螺杆 上的螺旋槽经淬火和磨削加工 使之有足够的硬度和耐磨损性能 可保证有足 够的使用寿命 转向系的传动比可以变化 齿条和齿扇之间的间隙调整工作容 易进行 适合用来做整体式动力转向器 布置方便 特别适合大 中型车辆和 动力转向系统配合使用 目前循环球式转向器主要是用于商用车上 由以上分析 及设计初始条件比较可以确定 我所要设计方程式赛车将采 用齿轮齿条式转向器 而由于整个赛车质量比较轻 不需要采用动力转向装置 这种转向器也十分符合方程式赛车的转向要求 3 2 机械型转向器原理 3 2 1 齿轮齿条式转向器的分类 1 转向横拉杆 2 防尘套 3 球头座 4 转向齿条 5 转向器壳体 6 调整螺塞 7 压紧弹簧 8 锁紧螺母 9 压块 10 万向节 11 转向齿轮轴 12 向心球轴承 13 滚针轴承 图图 3 13 1 两端式齿轮齿条转向器两端式齿轮齿条转向器 齿轮齿条式转向器 齿轮齿条式转向器分两端输出式和中间 或单端 输 出式两种 一 两端输出的齿轮齿条式转向器 作为传动副主动件的转向齿轮轴通 过轴承和安装在转向器壳体中 其上端通过花键与万向节和转向轴连接 与转 向齿轮啮合的转向齿条水平布置 两端通过球头座与转向横拉杆相连 弹簧通 过压块将齿条压在齿轮上 保证无间隙啮合 弹簧的预紧力可用调整螺塞调整 当转动转向盘时 转向器齿轮转动 使与之啮合的齿条沿轴向移动 从而使左 右横拉杆带动转向节左右转动 使转向车轮偏转 从而实现汽车转向 两端输出的齿轮齿条式转向器如图 3 1 所示 作为传动副主动件的转向齿 轮轴 11 通过轴承 12 和 13 安装在转向器壳体 5 中 其上端通过花键与万向节 10 和转向轴连接 与转向齿轮啮合的转向齿条 4 水平布置 两端通过球头座 3 与转向横拉杆 1 相连 弹簧 7 通过压块 9 将齿条压在齿轮上 保证无间隙啮 合 弹簧的预紧力可用调整螺塞 6 调整 当转动转向盘时 转向器齿轮 11 转动 使与之啮合的齿条 4 沿轴向移动 从而使左右横拉杆带动转向节左右转动 使 转向车轮偏转 从而实现汽车转向 中间输出的齿轮齿条式转向器如图 3 2 所 示 其结构及工作原理与两端输出的齿轮齿条式转向器基本相同 不同之处在 于它在转向齿条的中部用螺栓 6 与左右转向横拉杆 7 相连 二 中间输出的齿轮齿条式转向器 其结构及工作原理与两端输出的齿 轮齿条式转向器基本相同 不同之处在于它在转向齿条的中部用螺栓与左右转 向横拉杆相连 在单端输出的齿轮齿条式转向器上 齿条的一端通过内外托架 与转向横拉杆相连 循环球式转向器 循环球式转向器是目前国内外应用最广泛 的结构型式之一 一般有两级传动副 第一级是螺杆螺母传动副 第二级是齿 条齿扇传动副 为了减少转向螺杆转向螺母之间的摩擦 二者的螺纹并不直接接触 其间 装有多个钢球 以实现滚动摩擦 转向螺杆和螺母上都加工出断面轮廓为两段 或三段不同心圆弧组成的近似半圆的螺旋槽 二者的螺旋槽能配合形成近似圆 形断面的螺旋管状通道 螺母侧面有两对通孔 可将钢球从此孔塞入螺旋形通 道内 转向螺母外有两根钢球导管 每根导管的两端分别插入螺母侧面的一对 通孔中 导管内也装满了钢球 这样 两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合 成两条各自独立的封闭的钢球 流道 转向螺杆转动时 通过钢球将力传给转 向螺母 螺母即沿轴向移动 同时 在螺杆及螺母与钢球间的摩擦力偶作用下 所有钢球便在螺旋管状通道内滚动 形成 球流 在转向器工作时 两列钢球 只是在各自的封闭流道内循环 不会脱出 在单端输出的齿轮齿条式转向器上 齿条的一端通过内外托架与转向横拉杆相连 1 万向节 2 转向齿轮轴 3 调整螺母 4 向心球轴承 5 滚针轴承 6 固定螺栓 7 转向横拉杆 8 转向器壳体 9 防尘套 10 转向齿条 11 调整螺塞 12 锁紧螺 母 13 压紧弹簧 14 压块 图图 3 23 2 中间式齿轮齿条转向器中间式齿轮齿条转向器 3 3 转向系主要性能参数转向系主要性能参数 3 3 1 转向器的效率转向器的效率 功率P1从转向轴输入 经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率 用符 号 表示 P1 P2 Pl 反之称为逆效率 用符号 表示 P3 P2 P3 式中 P2为转向器中的摩擦功率 P3为作用在转向摇臂轴上的功率 为了 保证转向时驾驶员转动转向盘轻便 要求正效率高 为了保证汽车转向后转向 轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置 又需要有一定的逆效率 为了减轻在 不平路面上行驶时驾驶员的疲劳 车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽 可能小 防止打手又要求此逆效率尽可能低 1 1 转向器正效率 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 在前述四种转向器中 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等三种结构之 一 第一种结构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 故这种转向器的效率ly 仅有54 另外两种结构的转向器效率 根据试验结果分别为70 和75 转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响 用滚针轴承比用滑动轴承可使正 或逆效率提高约10 2 转向器的结构参数与效率 如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失 只考 虑啮合副的摩擦损失 对于蜗杆和螺杆类转向器 其效率可用下式计算 2 1 tan tan 0 0 式中 o为蜗杆 或螺杆 的螺线导程角 为摩擦角 arctanf f为 摩擦因数 此设计中初次选取 o 9 0 03 由公式可知 83 7 2 转向器逆效率 根据逆效率大小不同 转向器又有可逆式 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 它能保证转向后 转向轮和转向盘自动回正 这既 减轻了驾驶员的疲劳 又提高了行驶安全性 但是 在不平路面上行驶时 车 轮受到的冲击力 能大部分传至转向盘 造成驾驶员 打手 使之精神状态 紧张 如果长时间在不平路面上行驶 易使驾驶员疲劳 影响安全驾驶 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 击力由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上述两者之间 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 它的逆效率较低 在不平路面上行驶时 驾驶员并 不十分紧张 同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要 小 如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失 只考虑啮合副的摩擦损失 则逆效率 可用下式计算 2 2 0 0 tan tan 式 2 1 和式 2 2 表明 增加导程角 o 正 逆效率均增大 受 增大的 影响 o不宜取得过大 当导程角小于或等于摩擦角时 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 导程角必须大于摩擦角 通 常螺线导程角选在8 10 之间 3 3 2 传动比的变化特性 1 转向系传动比 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 wo i p i 从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力 Fh之比 称为力传动比 即 ip 2Fw Fh 转向盘转动角速度 w 与同侧转向节偏转角速度 k 之比 称为转向系角 传动比 即 式中 d 为转向盘转角增量 d k wo i kkk w wo d d dtd dtd i 为转向节转角增量 dt为时间增量 它又由转向器角传动比iw 和转向传动机构 角传动比iw 所组成 即 iwo iw iw 转向盘角速度 w与摇臂轴转动角速度 K之比 称为转向器角传动比iw 即 ppp w w d d dtd dtd i 式中 d p为摇臂轴转角增量 此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器 摇臂轴转动角速度 p与同侧转向节偏转角速度 k之比 称为转向传动机 构的角传动比iw 即 k k k p k p w d d dtd dtd i 2 力传动比与转向系角传动比的关系 轮胎与地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力矩 Mr 之间有 如下关系 2 3 a M F r W 式中 为主销偏移距 指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点 至车轮中心平面与支承平面交线间的距离 作用在转向盘上的手力Fh可用下式表示 2 4 SW h h D M F 2 式中 Mh为作用在转向盘上的力矩 Dsw为转向盘直径 将式 1 3 式 1 4 代入 ip 2Fw Fh 后得到 2 5 aM DM i h swr P 分析式 2 5 可知 当主销偏移距a小时 力传动比 ip 应取大些才能保证 转向轻便 通常轿车的 a 值在0 4 0 6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取 而货车的d值在40 60mm范围内选取 转向盘直径 Dsw 根据车型不同在 JB4505 86转向盘尺寸标准中规定的系列内选取 如果忽略摩擦损失 根据能量守恒原理 2Mr Mh可用下式表示 2 6 wo kh r i d d M M 2 将式 1 6 代人式 1 5 后得到 2 7 a Di i swwo P 2 当 和 Dsw 不变时 力传动比 ip 越大 虽然转向越轻 但 iwo 也越 大 表明转向不灵敏 根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等 即 Pbl Pb2 其中齿轮基圆齿距 Pbl mlcos 1 齿条基圆齿距 Pb2 m2cos 2 由上述两式可知 当齿轮具 有标准模数m1和标准压力角 1与一个具有变模数m2 变压力角 2的齿条相啮合 并始终保持 m1coso l m2coso 2时 它们就可以啮合运转 如果齿条中部 相 当汽车直线行驶位置 齿的压力角最大 向两端逐渐减小 模数也随之减小 则 主动齿轮啮合半径也减小 致使转向盘每转动某同一角度时 齿条行程也随之 减小 初步设计其角传动比为1 5 4 齿轮齿条的设计步骤 4 1 转向系计算载荷的确定转向系计算载荷的确定 为了保证行驶安全 组成转向系的各零件应有足够的强度 欲验算转向系 零件的强度 需首先确定作用在各零件上的力 影响这些力的主要因素有转向 轴的负荷 路面阻力和轮胎气压等 为转动转向轮要克服的阻力 包括转向轮 绕主销转动的阻力 车轮稳定阻力 轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等 精确地计算出这些力是困难的 为此用足够精确的半经验公式来计算汽车 在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩 MR N mm 表表 4 1 原地转向阻力矩原地转向阻力矩 MR的计算的计算 设计计算和说明计算结果 mmN26 38827 0 179 1705 3 0 7 p G 3 f 33 1 R M 式中 f 轮胎和路面间的滑动摩擦因数 转向轴负荷 单位为 N 1 G P 轮胎气压 单位为 MPa f 0 7 1705N 1 G p 0 179MPa 38827 3 R M mmN 作用在转向盘上的手力 Fh为 表表 4 2 转向盘手力转向盘手力 Fh的计算的计算 设计计算和说明计算结果 NF iDL ML WSW R h 4 17 9015265 6 288892 2 2 1 式中 转向摇臂长 单位为 mm 1 L 原地转向阻力矩 单位为 N mm R M 转向节臂长 单位为 mm 2 L 为转向盘直径 单位为 mm SW D Iw 转向器角传动比 转向器正效率 因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂 故 不代入数值 1 L 2 L 28889 6 R M mmN 265mm SW D iw 15 83 7 17 4N h F 4 2 齿轮轴和齿条的设计计算齿轮轴和齿条的设计计算 4 2 1转向齿轮设计转向齿轮设计 根据 汽车设计 中机械式转向器的设计与计算一节 转向小齿轮模数取 值范围多在 2 3mm 之间 设计转向系角传动比为 1 4 5 车轮最大转角为 30 其后有说明 因此转向盘最大单侧转角约为 150 由转向梯形优化 设计结果可得齿条单向行程约为 37mm 也即转向小齿轮转过 150 齿条单向运 动 37mm 有公式 Lmz 360 4 1 式中 150 L 37mm m 2mm 计算得 Z 14 14 取整得 Z 15 压力角的选取 由 机械原理 可知 增大压力角 轮齿的齿厚及节 点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加 有利于提高齿轮传动的弯曲强度和接触强 度 5 我国对于一般用途的齿轮传动规定标准压力角为 20 齿宽系数的选择 由齿轮的强度计算公式可知 轮齿愈宽 承载能力也 d 愈高 因而轮齿不宜过窄 但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布更加不均匀 故齿宽系数应取适当 对于标准圆柱齿轮减速器 齿宽系数取 所以对于外啮合齿轮传动 1 5 0 1 ud b a b a ab u d b 1 5 0 1 理论齿宽 1 db d 取 则理论齿宽 b 24mm 综合考虑设计的各种因素及赛车要求 取实8 0 d 际齿宽为 b 20mm 由此确定转向小齿轮的各设计参数 齿数 Z 15 螺旋角 10 度 模数 m 2mm 齿宽 B 20mm 齿顶高系数 1 a h25 0 c 设计计算和说明计算结果 1 选择齿轮材料 热处理方式及计算许用应力 1 选择材料及热处理方式 小齿轮 16MnCr5 渗碳淬火 齿面硬度 56 62HRC 大齿轮 45 钢 表面淬火 齿面硬度 56 56HRC 2 确定许用应力 Hmin Nlim S Z H H Fmin NSTlim S YY F F a 确定和 limH limF MPa H 1500 1lim MPa H 1300 2lim MPa F 425 1lim MPa F 375 2lim b 计算应力循环次数 N 确定寿命系数 N Z N Y 2 7 11 1016 2 3008101516060NtanN 32 1 1 N Z 21 1 NN YY c 计算许用应力 取 1 min H S4 1 min F S Hmin N11lim 1 S Z H H MPa1980 1 32 1 1500 Hmin N22lim 2 S Z H H MPa1716 1 32 1 1300 应力修正系数2 ST Y Fmin N1ST1lim 1 S YY F F MPa14 607 4 1 12425 Fmin N2ST2lim 2 S YY F F MPa 7 535 4 1 12375 2 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 1 选择齿轮类型 根据齿轮传动的工作条件 选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条 啮合传动方案 2 选择齿轮传动精度等级 选用 7 级精度 3 初选参数 初选 8 20 0 8 4 1 t K 14 1 Z 2 Z d MPa H 1500 1lim MPa H 1300 2lim MPa F 425 1lim MPa F 375 2lim 7 21 1016 2 NN 32 1 1 N Z 21 1 NN YY MPa H 1980 1 MPa H 1716 2 MPa F 14 607 1 MPa F 7 535 2 斜齿圆柱齿轮与斜 齿齿条啮合传动 7 级精度 0 7 0 89 Y Y 按当量齿数76 8 14cos 8cos 33 ZZV 6 5 1 FS Y 4 初步计算齿轮模数 n m 转矩17 4 0 16 2 784 2784 1 TmN mmN 闭式硬齿面传动 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F FS d t nt Y Z YYTK m 3 2 2 14 607 6 5 88 0 89 0 7 014cos27844 12 1 037mm 5 确定载荷系数K 1 由 A Ksm nzmnt t 0155 0 cos100060 11 100 0 00124 1 对称布置 取 1 06 1 vZ V K K 取 1 3 K 则 1 1 1 06 1 3 1 378 KKKKK VA 6 修正法向模数 1 037 1 0313 t ntn K K mm 3 4 1 378 1 圆整为标准值 取 3 n mmm 3 确定齿轮传动主要参数和几何尺寸 1 分度圆直径d 20 61 cos 1 1 zm d n 14cos 85 2 mm 2 齿顶圆直径 1a d 20 61 2hadda2 1 Xnhm ann 20 61 2 2 5 1 0 25 61mm 3 齿根圆直径 f d 20 61 2 ff hdd2 1 XnChm nann 20 61 2 2 5 1 25 14 36mm 4 齿宽b 2784 1 TmmN 1 378K 2 5 n mmm 20 61 1 dmm 25 61 1a dmm 0 8 20 61 16 488 1 db d mm 因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等 即 21bb PP 齿轮法面基圆齿距为 111 cos nb mP 齿条法面基圆齿距为 222 cos nb mP 取齿条法向模数为 2 5 2n m 5 齿条齿顶高 2 ha 2 5 1 0 2 5 Xnhmha ann 2 mm 6 齿条齿根高 2f h 2 5 1 0 25 0 3 125 XnChmh nannf 2 mm 7 法面齿距 2n S 3 925 nnn mXnS tan22 2 mm 4 校核齿面接触疲劳强度 12 2 1 1 HEHH u u bd KT ZZZZ 由表 7 5 189 8 E ZMPa 由图 7 15 2 45 H Z 取 0 8 0 985 Z Z cos 所以 189 8 2 45 0 8 0 985 H 1 2 24 7320 78421 3782 2 MPa 410 4 2H MPa 5 结构设计和绘制零件图 详见零件图 14 36 1f dmm 取 17 2 bmm 2 5 2 hamm 3 125 2f hmm 3 925 2n Smm MPa H 4 410 齿面接触疲劳强度 满足要求 4 3 齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析 5 转向传动机构的设计 转向传动机构的设计 5 1 转向梯形转向梯形 转向梯形有整体式和断开式两种 转向梯形方案与悬架形式密切相关 转向梯形的设计要求 1 正确选择转向梯形参数 保证汽车转弯时全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶 2 满足最小转弯直径的要求 转向轮应有足够大的转角 5 1 1 转向梯形结构方案分析 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 5 1 所示 图 5 1 整体式转向梯形 1 横拉杆 2 梯形臂 3 前轴 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 2 断开式转向梯形 转向梯形的横拉杆做成断开的 称之为断开式转向梯形 断开式转向梯形方案 之一如图 7 15 所示 断开式转向梯形的主要特点 1 能够保证一侧车轮上 下跳动时 不会影响另一侧车轮 2 由于杆系 球头增多 所以结构复杂 制造成本高 并且调整前束比较困难 横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关 采用双横臂独立悬架 常用图解 法 基于三心定理 确定断开点的位置 图 5 2 断开式转向梯形 基于以上分析 考虑成本及我所设计的赛车要求等因素 所以采用断开式转向 梯形机构 5 1 2 断开式式转向梯形机构设计 1 理想的左右转向轮转角关系 为了避免在汽车转向时产生的路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎磨 损过快 要求转向系统尽可能地保证在汽车转向时 所有的车轮均 作纯滚动 显然 这只有在所有车轮的轴线都相交于一点时方能实 现 此交点被称为转向中心 如图l所示 汽车左转弯时 内侧转向 轮转角应大于外侧车轮的转角 当车轮被视为绝对刚体的假设 条件下 左右转向轮转角和应满足Ackenmnn转向几何学要求 式 1 式中 左侧转向轮转角 右侧转向轮转角 B 对侧主销轴线与地面相交点之间的距离 L 汽车前后轴距 R 转弯半径 根据式 1 可得理想的右轮转角 如式 2 L 同理 当汽车右转向时 Ackenmnn 转角关系如式 3 根据式 3 可得理想的右轮转角 如式 4 所示 2 实际的左右转向轮转角关系 图2是一种含有驱动滑块的常用断开式转向梯形机构 齿轮齿条转向 机构将方向盘的旋转运动转化成