方程式赛车的转向系统设计

方程式赛车的转向系统设计内容摘要：

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   ）（  （ ） 式 ()和式 ()表明：增加导程角 α o,正、逆效率均增大。 受 η 增大的影响， α 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 8176。 ～ 10176。 之间。 传动比的变化特性 转向系的传动比包括转向系的角传动比 woi 和转向系的力传动比 pi 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 ω w 与同侧转向节偏转角速度 ω k 之比，称为转向系角传动比 woi ，即；kkkwwo dddtd dtdi   式中， dφ 为转向盘转角增量； dβ k 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 ω w与摇臂轴转动角速度 ω K之比，称为转向器角传动比 iw′, 即pppww dddtd dtdi  。 式中 ,dβ 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 ω p与同侧转向节偏转角速度 ω k之比，称为转向传动机构的角传动比 iw′ ， 即kkkpkpw dddtd dtdi  ’。 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 aMF rW  （ ） 式中， α 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 SWhh DMF 2 （ ） 式中， Mh为作用在转向盘 上的力矩； Dsw为转向盘直径。 将式 ()、式 ()代入 ip=2Fw／ Fh 后得到 aMDMi h swrP  （ ） 分析式 ()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 wokhr iddMM  2 （ ） 将式 ()代人式 ()后得到 aDii swwoP 2 （ ） 当 α 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=π mlcosα 1，齿条基圆齿距 Pb2=π m2cosα 2。 由上述 两式可知：当齿轮具有标准模数 m1和标准压力角 α 1与一个具有变模数 m变压力角 α 2的齿条相啮合，并始终保持 m1cosoα l=m2cosoα 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 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(Nmm)。 表 41 原地转向阻力矩 MR 的计算 设计计算和说明 计算结果 331 RM 式中 f—— 轮胎和路面间的滑动摩擦因数； 1G —— 转向轴负荷，单位为 N； P—— 轮胎气压，单位为 MPa。 f= 1G =1705N p= RM =mmN 作用在转向盘上的手力 Fh 为： 表 42 转向盘手力 Fh 的计算 设计计算和说明 计算结果 NF iDL MLWSWRh %9015265 21   式中 1L —— 转向摇臂长 , 单位为 mm； RM —— 原地转向阻力矩 , 单位为 Nmm 2L —— 转向节臂长 , 单位为 mm； SWD —— 为转向盘直径 ,单位为 mm； Iw—— 转向器角传动比； η+—— 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1L 、 2L 不代入数值。 RM =mmN SWD =265mm iw=15  =% hF = 齿轮轴和齿条的设计计算 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： ，车轮最大转角为 30176。 （其后有说明） ，因此转向盘最大 单侧 转角约为 150176。 ，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 150176。 齿条单向运动 37mm。 有公式： Lmz  *3 60 （ ） 式中  =150176。 ， L=37mm， m=2mm。 计算得 ： Z= 取整得 Z=15 压力角  的选取，。