轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設(shè)計報告.doc

《轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設(shè)計報告.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設(shè)計報告.doc（12頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計報告 指導(dǎo)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 二〇一七年二月  一、 賽車轉(zhuǎn)向系概述 賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是關(guān)系到賽車性能的主要系統(tǒng)，它是用來改變或恢復(fù)汽車行駛方向的系統(tǒng)的總稱，通常，車手通過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)一定角度實現(xiàn)行駛方向改變。賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一股由方向盤、快拆、轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向柱、萬向節(jié)、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向拉桿、梯形臂等部分組成。其中，方向盤用于輸入轉(zhuǎn)向角度，快拆用于快速分離方向盤與轉(zhuǎn)向柱，轉(zhuǎn)向柱、轉(zhuǎn)向軸、萬向節(jié)共同將方向盤輸入角度傳遞到轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向器通過內(nèi)部傳動副機構(gòu)將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為轉(zhuǎn)向拉桿的直線運動，轉(zhuǎn)向拉桿與梯形臂作用于轉(zhuǎn)向節(jié)，實現(xiàn)車輪轉(zhuǎn)向。圖1展示了轉(zhuǎn)向系梯形結(jié)構(gòu)，圖2展示了賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)構(gòu)成。 圖1 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu) 圖2 賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)構(gòu)成 二、 賽車轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向，考慮到在賽車轉(zhuǎn)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(shè)計目標，將賽車轉(zhuǎn)向器范圍限定機械式轉(zhuǎn)向器。目前，國內(nèi)外的大多數(shù)方程式賽車采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和斷開式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)。 l 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的傳動副為齒輪齒條，其中，齒輪多與轉(zhuǎn)向柱做成一體，齒條多與轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)簡單，體積小，易于設(shè)計制作；轉(zhuǎn)向器可選材料多樣，殼體可選用招合金，質(zhì)量輕；傳動效率較高；容易實現(xiàn)調(diào)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(diào)的彈簧來消除間隙；轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu) 根據(jù)轉(zhuǎn)向器和梯形的布置位置的不同，斷開式轉(zhuǎn)向梯形又分為四類，分別為：轉(zhuǎn)向器前置梯形前置，轉(zhuǎn)向器后置梯形后置，轉(zhuǎn)向器前置梯形后置，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器和梯形分置于前軸兩側(cè)時，各桿件壓力角較大，不利于提高轉(zhuǎn)向效率，轉(zhuǎn)向費力的同時增加了各桿件的長度；轉(zhuǎn)向梯形前置還是后置主要取決于空間布置關(guān)系，本車隊賽車前輪制動卡鉗布置在卡盤后側(cè)，如果將轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器作為轉(zhuǎn)向器和斷開式轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)，布置形式為轉(zhuǎn)向器前置轉(zhuǎn)向梯形前置對賽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行研究和優(yōu)化。 三、 賽車轉(zhuǎn)向系設(shè)計 3.1 斷開式轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)特點和運動軌跡，找到梯形臂與轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(yīng)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(yīng)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(zhuǎn)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(zhuǎn)和向右轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向時，車輪的跳動都不會對轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系的確定 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系的結(jié)構(gòu)如圖4所示，轉(zhuǎn)向軸1的末端與轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的傳動件又是轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)中三段式橫拉桿的一部分。 圖4 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖 1、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器布置在前軸后方，安裝時，齒條軸線與汽車縱向?qū)ΨQ軸垂直，而且當轉(zhuǎn)向器處于中立位置時，齒條兩端球鉸中心應(yīng)對稱的處于汽車縱向?qū)ΨQ軸的兩側(cè)。 賽車的軸距L、主銷后傾角β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γ，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(zhuǎn)動轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角。以汽車左轉(zhuǎn)彎為例，此時右輪為外輪，外輪一側(cè)的桿系運動如圖5所示。設(shè)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(zhuǎn)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(dǎo)出齒條行程S與外輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系： 圖5 外輪一側(cè)桿系運動情況 圖6 內(nèi)輪一側(cè)桿系運動情況 另外，由圖5可知： 而 而內(nèi)輪一側(cè)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(zhuǎn)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(dǎo)出齒條行程S與內(nèi)輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系，即： 通過以上公式計算得： 3.3 標準阿克曼轉(zhuǎn)向幾何關(guān)系 如圖7所示，在不考慮側(cè)偏角的影響時，根據(jù)阿克曼轉(zhuǎn)向理論，為了使賽車轉(zhuǎn)向時各個輪胎只作純滾動而沒有滑動，轉(zhuǎn)向中心應(yīng)位于賽車后軸線的延長線上，此時內(nèi)外側(cè)車輪轉(zhuǎn)角大小應(yīng)符合： 上式表示標準阿克曼轉(zhuǎn)向關(guān)系，其中：為外輪轉(zhuǎn)角；為內(nèi)輪轉(zhuǎn)角；為主銷后傾角為0時，兩側(cè)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(zhuǎn)角下，內(nèi)輪轉(zhuǎn)角為： 圖7 標準阿克曼轉(zhuǎn)向關(guān)系示意圖 3.4 目標轉(zhuǎn)向關(guān)系 普通乘用車使用的是理論阿克曼轉(zhuǎn)向，而對于方程式賽車而言，賽車在高速行駛中，輪胎存在側(cè)偏角且車身存在側(cè)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(cè)車輪載荷更大，外輪轉(zhuǎn)角逐步增大，這時轉(zhuǎn)向關(guān)系趨向于平行轉(zhuǎn)向。平行轉(zhuǎn)向是一種內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角相同的轉(zhuǎn)向幾何關(guān)系。為了保證輪胎做純滾動，減少輪胎的偏磨，在考慮輪胎側(cè)偏角對轉(zhuǎn)向關(guān)系的影響，同時引入賽車高速過彎垂直載荷重新分配對側(cè)偏剛度的影響時，最佳阿克曼校正系數(shù)為43%，目標轉(zhuǎn)向關(guān)系為： 式中，為實際內(nèi)輪轉(zhuǎn)角，為實際外輪轉(zhuǎn)角。 3.5 轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)優(yōu)化設(shè)計 l 實際轉(zhuǎn)角關(guān)系 根據(jù)賽車內(nèi)部空間設(shè)計前置斷開式轉(zhuǎn)向梯形的結(jié)構(gòu)如圖8所示。其中：M為斷開點，在實際結(jié)構(gòu)中為兩轉(zhuǎn)向橫拉桿內(nèi)端之間距離；N為兩側(cè)車輪主銷延長線在地面上交點之間的距離；h為前置轉(zhuǎn)向器與前軸之間的距離，該距離用于定位轉(zhuǎn)向器位置；L為梯形臂長度；為梯形底角。 圖8 轉(zhuǎn)向梯形整體結(jié)構(gòu)圖 為了更清楚的描述轉(zhuǎn)向時左右輪的轉(zhuǎn)角關(guān)系，繪制當車輪向左轉(zhuǎn)動時，左右車輪運動簡圖，如圖9所示。 圖9 轉(zhuǎn)向輪實際轉(zhuǎn)角關(guān)系示意圖 車輪左轉(zhuǎn)，外輪轉(zhuǎn)向角度為，根據(jù)幾何關(guān)系可知 其中：為計算算子；為拉桿長度，mm；為齒條行程，mm；為內(nèi)輪轉(zhuǎn)角；為符合標準阿克曼關(guān)系的外輪轉(zhuǎn)角；為實際外輪轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向梯形設(shè)計時內(nèi)外輪的實際轉(zhuǎn)角關(guān)系。 l 轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)優(yōu)化目標函數(shù) 轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計參數(shù)優(yōu)化的目的是使左右輪實際轉(zhuǎn)角關(guān)系盡可能的接近目標轉(zhuǎn)向關(guān)系式。前面用阿克曼校正系數(shù)描述賽車轉(zhuǎn)向梯形由標準阿克曼轉(zhuǎn)向關(guān)系向平行轉(zhuǎn)向過渡的程度，并引入側(cè)偏角對轉(zhuǎn)向關(guān)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(dǎo)可知當給定外輪轉(zhuǎn)角時，實際內(nèi)輪轉(zhuǎn)角為 設(shè)計要求與要盡可能接近，同樣引入加權(quán)因子構(gòu)成目標函數(shù)如下 其中加權(quán)因子的取值如下： l 優(yōu)化變量與約束條件 按照上述結(jié)構(gòu)設(shè)計的轉(zhuǎn)向梯形中，設(shè)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(zhuǎn)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(nèi)傾角影響，并不適合在轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計時進行優(yōu)化。所以，在轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計優(yōu)化中，主要優(yōu)化變量為斷開點距離、梯形底角、轉(zhuǎn)向器前置的距離和梯形臂長度。 把轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)裝配時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計時的約束條件復(fù)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)化變量的約束范圍 優(yōu)化變量 初值 約束范圍 梯形底角/? 95 90~120 梯形臂長度/mm 80 60~100 轉(zhuǎn)向器前置距離/mm 75 60~80 斷開點距離/mm 330 300~350 l 轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化結(jié)果 根據(jù)目標函數(shù)以及上述約束條件，利用MATLAB編寫優(yōu)化程序，得到優(yōu)化結(jié)果如表2所示。 表2 轉(zhuǎn)向梯形位置參數(shù)優(yōu)化結(jié)果 參數(shù) 數(shù)值 梯形底角/? 105 梯形臂長度/mm 80 轉(zhuǎn)向器前置距離/mm 80 斷開點距離/mm 336.72