方程式赛车转向系统设计毕业设计论文(编辑修改稿)

方程式赛车转向系统设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

0 度，转向内轮转 40 度。 赛车静止状态与转向系有关的力如图 210和 211 所示。 图 210 考虑主销后倾角是受力 1* * 4 7 % * 2LF F a G 式中ψ：赛道阻尼系数 G：赛车质量 * * * s i n 0 . 5 = 1 . 8 N mrM F a F R 轮 图 211 为考虑主销内倾时受力 1 * 40 * 40 = 31 24 0N m mrM F F 车辆与动力工程学院毕业论文 10 1r swphMDi Ma 得 Mh=52048 2* 2 6 8 .7hhswMFND 考虑到方向盘上的力 太大，我们通过与湖大交流，在减小方向盘力的同时，考虑到传动 比太小转向灵敏度太高，不适于赛车手操作，故将传动比改为 ，方向盘转 110 度，内轮转 30度。 按选定传动比再次计算方向盘力为 60N，满足要求。 图 210 考虑主销后倾角是受力 图 211 考虑主销内倾时受力 167。 转向梯形机构的分析与选择 167。 转向梯形机构的选择 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关。 无论采用那一种方案，都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。 由于我们赛车采用的是独立悬架，所以转向梯形需采用与此对应的断开式转向梯形，其主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合，能够保证一侧车轮上、下跳动时，不会影响另一侧车轮。 167。 断开式转向梯形参数的确定 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时，车辆与动力工程学院毕业论文 11 常用图解法（基于三心定理）确定断开点的位置。 求法如 212 图 212 断开点的确定 1）延长 KBB 与 KAA，交于立柱 AB的瞬心 P 点，由 P 点作直线 PS。 S 点为转向节臂球销中心在悬架杆件（双横臂）所在平面上的投影。 当悬架摇臂的轴线斜置时，应以垂直于摇臂轴的平面作为当量平面进行投影和运动分析。 2)延长直线 AB 与 KAKB，交于 QAB 点，连 PQAB 直线。 3）连接 S 和 B 点，延长直线 SB。 4）作直线 PQBS，使直线 PQAB 与 PQBS 间夹角等于直线 PKA 与 PS 间的夹角。 当 S 点低于 A 点时， PQBS 线应低于 PQAB 线。 5）延长 PS 与 QBSKB，相交于 D 点，此 D 点便是横拉杆铰接点（断开点）的理想位置。 以上是在前轮没有转向的情况下，确定断开点 D 的位置的方法。 此外，还 要对车轮向左转和向右转的几种不同工况惊进行校核。 图解方法同上，但S 点的位置变了；当车轮转向时，可以认为 S 点沿垂直于主销中心线 AB 的平面上画弧（不计主销后倾角）。 如果这种方法所得到的横拉杆长度在不同转角下都相同或十分接近，则不仅在汽车直线行驶是，而且在转向时，车轮的跳动都不会对转向产生影响。 双横臂互相平行的悬架能满足此要求，如图212a、 c 所示。 [2] 车辆与动力工程学院毕业论文 12 167。 转向系内外轮转角的关系的确定 齿轮齿条式转向系的结构如图 213 所示，转向轴 1 的末端与转向器的齿轮轴 2 直接相连或通过万向节轴相连，齿轮 2 与装于 同一壳体的齿条 3 啮合，外壳则固定于车身或车架上。 齿条通过两端的球铰接头与两根分开的横拉杆 7 相连，两横拉杆又通过球头销与左右车轮上的梯形臂 6 相连。 因此，齿条 3 既是转向器的传动件又是转向梯形机构中三段式横拉杆的一部分。 图 213 转向系统结构简图 转向轴 齿轮 齿条 左横拉杆 左梯形臂 右梯形臂 右横拉杆 我们的齿轮齿条式转向器布置在前轴后方，安装时，齿条轴线与汽车纵向对称轴垂直，而且当转向器处于中立位置时，齿条两端球铰中心应对称的处于汽车纵向对称轴的两侧。 我们赛车 ，轴距 L、主销后倾角β以及左右两主销轴线延长线与地面交点之间的距离 K，齿条两端球铰中心距 M，梯形底角γ，梯形臂长 L1 以及齿条轴线到梯形底边的安装距离 h。 则横拉杆长度 L2 壳由下式计算 转动转向盘时，齿条便向左或向右移动，使左右两边的杆系产生不同的运动，从而使左右车轮分别获得一个转角。 以汽车左转弯为例，此时右轮为外轮，外轮一侧的杆系运动如图 212 所示。 设齿条向右移动某一行程 S， 2 22 1 1c os si n2KML L L h   车辆与动力工程学院毕业论文 13 通过右横拉杆推动右梯形臂，使之转角 0。 取梯形右底角顶点 O 为坐标原点， X、 Y 轴方向 如图 2 所示，则可导出齿条行程 S 与外轮转角 0 的关系：      221 2 1 KMco s L L s i n 2iis L h          （ 2） 图 215 内轮一侧杆系运动情况 图 214 外轮一侧杆系运动情 另外，由图 214 可知： 0    而 2 2ha r ctg K M S   2221 1 2211a r c c o s 2*L O E LL O E 2 21 2KMOE S h   ∴22 2 2120 2212 2ar csi n22 2KML S h Lha r ctgK M S KML S h       （ 3） 而内轮一侧的运动则如图 215 所示，齿条右移了相同的行程 S，通过左横拉杆拉动右梯形臂转过 i ，取梯形左底角顶点 1O 为坐标原点， X、 Y 轴方向如 215 所示，则同样可导出齿条行程 S 与内轮转角 i 的关系，即： 车辆与动力工程学院毕业论文 14      221 2 1 KMco s L L s i n 2iis L h          (4) 22 2 2122212 2a r c s i n22 2iKML S h Lha r c t gK M S KML S h        (5) 因此，利用公式（ 2）便可求出对应于任一外轮转角 0 的齿条行程 S，再将 S 代人公式（ 5）即可求出相应的内轮转角 i。 把公式（ 2）和（ 5）结合起来便可将 i 表示为 0 的函数，记作： i =F( 0 ) 反之，也可利用公式（ 4）求出对应任一内轮转角 i 的齿条行程 S，再将S 代入公式（ 3）即可求出相应的外轮转角 0。 将公式（ 4）和（ 3）结合起来可将 0 表示为 i 的函数，记作： 0 =F(i ) 通过计算得： 167。 MATLAB 内外轮转角关系曲线部分程序 sita20= for i=1:50 D2R=pi/180 sita21=atan(1/(1/tan(sita20)1200/1650)) angles1(i,1)=sita20/D2R angles1(i,2)=sita21/D2R sita20=sita20+D2R end plot(angles1(:,1),angles1(:,2))          221 0 2 1 0222 2 21 1 2 1 22221 1 2 122 c o s s in2c o s s ina r c c o s2 c o s s iniooooha r c tgKMK M Kl l l hl K M l l l h h ll K M l l l h h                                    车辆与动力工程学院毕业论文 15 axis([0 30 0 30]) xlabel(39。 input angles(degrees)39。 ) ylabel(39。 solved angles(degrees)39。 ) hold on r=66*pi/180 h=50 k=1100 M=730 sita0=0 L1=40 L2=(((kM)/2L1*cos(r))^2+(L1*sin(r)h)^2)^ D2R=pi/180 for i=1:50 „„ sita0=sita0+D2R end plot(angles(:,1),angles(:,2)) axis([0 30 0 30]) xlabel(39。 input angles(degrees1)39。 ) ylabel(39。 solved angles(degrees1)39。 ) 图 216 MATLAB 绘制的内外论转角关系曲线 车辆与动力工程学院毕业论文 16 第三章 转向系主要性能参数 167。 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 η+ 表示， η+=(P1 — P2)／ Pl；反之称为逆效率，用符号 η 表示，η =(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。 167。 转向器的正效率 η+ 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 )tan(tan00    （ 3— 1） 式中， α o 为蜗杆 (或螺杆 )的螺线导程角； ρ 为摩擦角， ρ=arctanf ； f 为车辆与动力工程学院毕业论文 17 摩擦因数。 167。 转向器的逆效率 η 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 00tantan   ）（  （ 3— 2） 式 (3— 1)和式 (3— 2)表明：增加导程角 αo, 正、逆效率均增大。 受 η 增大的影响， αo 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。