轉向梯形機構設計報告.doc

采用齒輪齒條式轉向器的轉向梯形機構優(yōu)化設計報告指導老師：羅虹學 生：黃志宇學 號：20156260專業(yè)班級：車輛工程04班 重慶大學方程式賽車創(chuàng)新實踐班 二一七年二月一、 賽車轉向系概述賽車轉向系統(tǒng)是關系到賽車性能的主要系統(tǒng)，它是用來改變或恢復汽車行駛方向的系統(tǒng)的總稱，通常，車手通過轉向系統(tǒng)使轉向輪偏轉一定角度實現(xiàn)行駛方向改變。賽車轉向系統(tǒng)一股由方向盤、快拆、轉向軸、轉向柱、萬向節(jié)、轉向器、轉向拉桿、梯形臂等部分組成。其中，方向盤用于輸入轉向角度，快拆用于快速分離方向盤與轉向柱，轉向柱、轉向軸、萬向節(jié)共同將方向盤輸入角度傳遞到轉向器，轉向器通過內部傳動副機構將旋轉運動轉化為轉向拉桿的直線運動，轉向拉桿與梯形臂作用于轉向節(jié)，實現(xiàn)車輪轉向。圖1展示了轉向系梯形結構，圖2展示了賽車轉向系統(tǒng)構成。圖1 轉向梯形機構圖2 賽車轉向系統(tǒng)構成二、 賽車轉向系選型由于大賽組委會規(guī)則里面明確規(guī)定不允許使用線控或者電動轉向，考慮到在賽車轉向系統(tǒng)布置空間有限，且有嚴格的成本限制，以及輕量化的賽車設計目標，將賽車轉向器范圍限定機械式轉向器。目前，國內外的大多數(shù)方程式賽車采用齒輪齒條式轉向器和斷開式轉向梯形結構。 l 齒輪齒條式轉向器齒輪齒條式轉向器的傳動副為齒輪齒條，其中，齒輪多與轉向柱做成一體，齒條多與轉向橫拉桿直接連接，連接點即為斷開點位置。根據(jù)輸出位置不同，分為兩端輸出式和中間輸出式。其主要優(yōu)點是：結構簡單，體積小，易于設計制作；轉向器可選材料多樣，殼體可選用招合金，質量輕；傳動效率較高；容易實現(xiàn)調隙，當齒輪齒條或者齒條與殼體之間產(chǎn)生間隙時，可以通過安裝在齒條背部的擠壓力可調的彈簧來消除間隙；轉向角度大，制造成本低。其主要缺點是：傳動副釆用齒輪齒條，正效率非常髙的同時，逆效率非常高，可以到達當汽車在顛簸路面上行駛時，路感反饋強烈，來自路面的反沖力很容易傳遞到方向盤；轉向力矩大，駕駛員操縱費力，對方向盤的反沖容易造成駕駛員精神緊張，過度疲勞。l 斷開式轉向梯形結構根據(jù)轉向器和梯形的布置位置的不同，斷開式轉向梯形又分為四類，分別為：轉向器前置梯形前置，轉向器后置梯形后置，轉向器前置梯形后置，轉向節(jié)后置梯形前置。區(qū)分前后的分界線是賽車前軸。當轉向器和梯形分置于前軸兩側時，各桿件壓力角較大，不利于提高轉向效率，轉向費力的同時增加了各桿件的長度；轉向梯形前置還是后置主要取決于空間布置關系，本車隊賽車前輪制動卡鉗布置在卡盤后側，如果將轉向梯形布置在后面，會與卡鉗、輪輞等部件干涉。綜上所述，本文以齒輪齒條式轉向器作為轉向器和斷開式轉向梯形結構，布置形式為轉向器前置轉向梯形前置對賽車的轉向系統(tǒng)進行研究和優(yōu)化。三、 賽車轉向系設計3.1 斷開式轉向梯形參數(shù)的確定確定斷開點的基本理念是：根據(jù)前懸架的結構特點和運動軌跡，找到梯形臂與轉向拉桿連接處的運動軌跡的瞬時運動中心，斷開點的位置與之重合。圖3 利用三心定理確定斷開點位置本文根據(jù)三心定理，確定斷開點。如圖3所示，、分別是上下控制臂與轉向節(jié)的鉸點；和分別是等效上下控制臂的擺動鉸點；點是梯形臂與橫拉桿的鉸點。1）延長KBB與KAA，交于立柱AB的瞬心P點，由P點作直線PS。S點為轉向節(jié)臂球銷中心在懸架桿件（雙橫臂）所在平面上的投影。當懸架搖臂的軸線斜置時，應以垂直于搖臂軸的平面作為當量平面進行投影和運動分析。2) 延長直線AB與KAKB，交于QAB點，連PQAB直線。3）連接S和B點，延長直線SB。4）作直線PQBS，使直線PQAB與PQBS間夾角等于直線PKA與PS間的夾角。當S點低于A點時，PQBS線應低于PQAB線。5）延長PS與QBSKB，相交于D點，此D點便是橫拉桿鉸接點（斷開點）的理想位置。以上是在前輪沒有轉向的情況下，確定斷開點D的位置的方法。此外，還要對車輪向左轉和向右轉的幾種不同工況進行校核。圖解方法同上，但S點的位置變了；當車輪轉向時，可以認為S點沿垂直于主銷中心線AB的平面上畫?。ú挥嬛麂N后傾角）。如果這種方法所得到的橫拉桿長度在不同轉角下都相同或十分接近，則不僅在汽車直線行駛是，而且在轉向時，車輪的跳動都不會對轉向產(chǎn)生影響。雙橫臂互相平行的懸架能滿足此要求。3.2 轉向系內外輪轉角的關系的確定齒輪齒條式轉向系的結構如圖4所示，轉向軸1的末端與轉向器的齒輪軸2直接相連或通過萬向節(jié)軸相連，齒輪2與裝于同一殼體的齒條3嚙合，外殼則固定于車身或車架上。齒條通過兩端的球鉸接頭與兩根分開的橫拉桿4、7相連，兩橫拉桿又通過球頭銷與左右車輪上的梯形臂5、6相連。因此，齒條3既是轉向器的傳動件又是轉向梯形機構中三段式橫拉桿的一部分。圖4 轉向系統(tǒng)結構簡圖1、轉向軸 2、齒輪 3、齒條 4、左橫拉桿 5、左梯形臂 6、右梯形臂 7、右橫拉桿齒輪齒條式轉向器布置在前軸后方，安裝時，齒條軸線與汽車縱向對稱軸垂直，而且當轉向器處于中立位置時，齒條兩端球鉸中心應對稱的處于汽車縱向對稱軸的兩側。賽車的軸距L、主銷后傾角以及左右兩主銷軸線延長線與地面交點之間的距離K，齒條兩端球鉸中心距M，梯形底角，梯形臂長L1以及齒條軸線到梯形底邊的安裝距離h。則橫拉桿長度L2由下式計算：轉動轉向盤時，齒條便向左或向右移動，使左右兩邊的桿系產(chǎn)生不同的運動，從而使左右車輪分別獲得一個轉角。以汽車左轉彎為例，此時右輪為外輪，外輪一側的桿系運動如圖5所示。設齒條向右移動某一行程S，通過右橫拉桿推動右梯形臂，使之轉角為。取梯形右底角頂點O為坐標原點，X、Y軸方向如圖5所示，則可導出齒條行程S與外輪轉角的關系：圖5 外輪一側桿系運動情況 圖6 內輪一側桿系運動情況另外，由圖5可知： 而 而內輪一側的運動則如圖6所示，齒條右移了相同的行程S，通過左橫拉桿拉動右梯形臂轉過，取梯形左底角頂點為坐標原點，X、Y軸方向如圖5所示，則同樣可導出齒條行程S與內輪轉角的關系，即： 通過以上公式計算得：3.3 標準阿克曼轉向幾何關系如圖7所示，在不考慮側偏角的影響時，根據(jù)阿克曼轉向理論，為了使賽車轉向時各個輪胎只作純滾動而沒有滑動，轉向中心應位于賽車后軸線的延長線上，此時內外側車輪轉角大小應符合：上式表示標準阿克曼轉向關系，其中：為外輪轉角；為內輪轉角；為主銷后傾角為0時，兩側車輪主銷與地面交點之間的距離，mm；L為軸距，mm。由上式得，在給定的外輪轉角下，內輪轉角為：圖7 標準阿克曼轉向關系示意圖3.4 目標轉向關系普通乘用車使用的是理論阿克曼轉向，而對于方程式賽車而言，賽車在高速行駛中，輪胎存在側偏角且車身存在側傾，四輪載荷重新分配對輪胎剛度存在影響且高速過彎時外側車輪載荷更大，外輪轉角逐步增大，這時轉向關系趨向于平行轉向。平行轉向是一種內外輪轉角相同的轉向幾何關系。為了保證輪胎做純滾動，減少輪胎的偏磨，在考慮輪胎側偏角對轉向關系的影響，同時引入賽車高速過彎垂直載荷重新分配對側偏剛度的影響時，最佳阿克曼校正系數(shù)為43%，目標轉向關系為：式中，為實際內輪轉角，為實際外輪轉角。3.5 轉向梯形參數(shù)優(yōu)化設計l 實際轉角關系根據(jù)賽車內部空間設計前置斷開式轉向梯形的結構如圖8所示。其中：M為斷開點，在實際結構中為兩轉向橫拉桿內端之間距離；N為兩側車輪主銷延長線在地面上交點之間的距離；h為前置轉向器與前軸之間的距離，該距離用于定位轉向器位置；L為梯形臂長度；為梯形底角。圖8 轉向梯形整體結構圖為了更清楚的描述轉向時左右輪的轉角關系，繪制當車輪向左轉動時，左右車輪運動簡圖，如圖9所示。圖9 轉向輪實際轉角關系示意圖車輪左轉，外輪轉向角度為，根據(jù)幾何關系可知 其中：為計算算子；為拉桿長度，mm；為齒條行程，mm；為內輪轉角；為符合標準阿克曼關系的外輪轉角；為實際外輪轉角。通過以上式子進行數(shù)學運算，即可得到按照圖8所示轉向梯形設計時內外輪的實際轉角關系。l 轉向梯形參數(shù)優(yōu)化目標函數(shù)轉向梯形設計參數(shù)優(yōu)化的目的是使左右輪實際轉角關系盡可能的接近目標轉向關系式。前面用阿克曼校正系數(shù)描述賽車轉向梯形由標準阿克曼轉向關系向平行轉向過渡的程度，并引入側偏角對轉向關系的影響，計算得到阿克曼校正系數(shù)為43%。由上一節(jié)的推導可知當給定外輪轉角時，實際內輪轉角為設計要求與要盡可能接近，同樣引入加權因子構成目標函數(shù)如下 其中加權因子的取值如下： l 優(yōu)化變量與約束條件按照上述結構設計的轉向梯形中，設計要素有兩主銷延長線與地面間距離，斷開點距離，梯形底角，轉向器前置的距離，梯形臂長度。其中，兩主銷間距離主要受主銷內傾角影響，并不適合在轉向梯形設計時進行優(yōu)化。所以，在轉向梯形設計優(yōu)化中，主要優(yōu)化變量為斷開點距離、梯形底角、轉向器前置的距離和梯形臂長度。把轉向系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)裝配時，轉向系統(tǒng)設計時的約束條件復雜，如在與懸架零件的干涉問題，各桿件壓力角不能太大等。確定各變量約束范圍如表1所示。表1 優(yōu)化變量的