方程式赛车的转向系统s

1、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，

2、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一汽车转向器的生产水平也有了很大的提

3、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。FormulaSAE赛事由美国汽车工程师协会（theSocietyofAutomotiveEngineers简称SAE主办。SAE是一个拥有超过60000名

4、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。FormulaSAE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:<3.0;200mm<100N>50mm1、转向盘总圈数2、转向盘直径3、最大转向盘操纵力4、转向盘在上下方向上的最大调节量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：1145mm最小离地间隙：

5、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：轮辆一一6X13,即轮辆名义断面宽度：152.4mm轮辆直径名义尺寸:330.2mm轮胎一一7X13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

6、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%;可自动消除齿问间隙；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

7、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

8、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

9、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3-1两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

10、轴通过轴承和安装在转向器壳体中，具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，具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

11、，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

12、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

13、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3-2中间式齿轮齿条转向器3.3转向系主要性能参数3.3.1 转向器的效率功率R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，用符号刀+表小,刀+=(P

14、1P2)/Pl；反之称为逆效率，用符号刀-表小，刀-=(P3F2)/P3。式中，R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4+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

15、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tan00(2.1)tan(0)式中，a

16、o为蜗杆(或螺杆)的螺线导程角；p为摩擦角，p二arctanf；f为摩擦因数。此设计中初次选取ao=9p=0.03由公式可知”+=83.7%2 .转向器逆效率4-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

17、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tan(n)/cc、(2.2)tan0式(2.1)和式(2.2)表明：增加导程角ao,正、逆效率均增大。受q-

18、增大的影响，ao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iwo和转向系的力传动比ip从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fwf作用在转向盘上的手力Fh之比，称为力传动比，即ip=2F-Fho转向盘转动角速度CDw与同侧转向节偏转角速度CDk之比，称为转向系角传动比iwo，即；iwodtdkdkdtdk式中，d(|)为转向盘转角增量;转向节转角增量；dt为时间增量。它又由转

19、向器角传动比iw和转向传动机构角传动比iw'所组成，即iwo=iwiw'。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iw-ddtd：。dpdtdp式中,dBp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iw'乜口d工。kdkdtdk2 .力传动比与转向系角传动比的关系M.a轮胎与地面之间的转向阻力FwF口作用在转向节上的转向阻力矩Mr之间有如下关系(2.3)式中，a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

20、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)(2.(5)匚也FhDSW式中，Mh作用在转向盘上的力矩；DsWj转向盘直径将式(1.3)、式(1.4)代入ip=2Fw/Fh后得到MdiPMha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0.40.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的d值在4060m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/M问用下式表示2Mrd.、Iwo(2.6)Mhdk将式(1.6)代人式(1.5)

21、后得到(2.7)iwoDsw1 P-2a当a和Dsw不变时，力传动比Ip越大，虽然转向越轻，但Iwo也越大,即Pbi=P。其中齿轮基圆齿距由上述两式可知：当齿轮具有标变压力角a2的齿条相啮合，并始表明转向不灵敏。根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，Rl二兀mcosa1,齿条基圆齿距Pb2=兀mcosa2。准模数m和标准压力角a1与一个具有变模数m、终保持mcosoa尸mcosoa2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1:54齿

22、轮齿条的设计步骤1.1 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4-1原地转向阻力矩Mr的计算设计计算和说明计算结果-一33fG10.717053Mrv138827.26Nmm3Vp3V0.179f=0.7式中f轮胎和路面间的滑动

23、摩擦因数；G1转向轴负荷，单位为N;P轮胎气压，单位为MPa。Gi=1705Np=0.179MPaMr=38827.3Nmm作用在转向盘上的手力Fh为:表4-2转向盘手力Fh的计算设计计算和说明计算结果Fh2LiMr_228889.617.4NL2DSWiW2651590%式中Li转向摇臂长，单位为mm；Mr原地转向阻力矩，单位为NmmL2转向节臂长,单位'为mm；Dsw为转向盘直径，单位为mm；Iw转向徐角传动比，什一一转向器正效率。因齿轮齿条式转1可传动机构无转1可摇臂和转向节臂，故Li、L2不代入数值。Mr=28889.6NmmDsw=265mmiw=15=83.7%Fh=17.

24、4N1.2 齿轮轴和齿条的设计计算1.2.1 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23m过间，设计转向系角传动比为1:4.5,车轮最大转角为300（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1500齿条单向运动37mm有公式：360*mzL(4.1)式中=150°,L=37mmm=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

25、途的齿轮传动规定标准压力角为=20°。齿宽系数的d选择，由齿轮的强度计算公式可知，轮齿愈宽，承载能力也愈高，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ab-，a0.5d1(1u)所以对于外啮合齿轮传动b0.5(1U)a。d1理论齿宽bdd1。取d0.8,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ha1、c0.25。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

26、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rHlimZNHSHminrFlimYsTYnFSSFmina烦j定Hlim和FlimHlim11500MPaHiim21300MPaF1ml425MPaFlim2375MPab)计算应力循环次数N,确定有命系数Zn、Yn。N160an1t601151083002.16107N2Zni1.32Yni1Yn2c)计算许用应力取SHmin1,SFmin1.4H1H1mlzN1=15001.321980MPaSHmin1riHlim2ZN213001.32

27、d-7doi/inH2=1716MPaSHmin1应力修正系数Yst2f1miYstYni=42521607.14MPaSFmin1.4F2F1m2YstYn2=37521535.7MPaSFmin1.42.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力杀(2)选择齿轮传动精度等级选用7级精度(3)初选参数初选Kt1.414乙=8Z2=20d=0.8Y=0.7Y=0.89按当量齿数ZVZ/cos38/cos3148.76Yfsi5.6(4)初步计算齿轮模数mn转矩T117.40.16=2.784Nm=2784Nmm闭式硬齿面传动，

28、按齿根弯曲疲劳强度设计。Hlim11500MPaHlim21300MPaFlim1425MPaFlim2375MPaN1N22.16107Zni1.32YN11Yn2H11980MPah21716MPaF1607.14MPaF2535.7MPa斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动7级精度T12784Nmmmnt2KtT1cos2YY3dZ2Yfsf=321.42784cos2140.70.895.60.882607.14=1.037mm(5)确定载荷系数KKa=1,由tmntZiQ601000cos0.0155m/s,mnZ1_2.58coscos14=20.61mmK=1.378mn=2.5mmd

29、1=20.61mmda1=25.61mmdf1=14.36mm取b2=17mmvZi/100=0.00124,Kv=1；对称布置，取K=1.06;MK=1.3WJKKAKVKK=1X1M.061.3=1.378(6)修正法向模数mnmm、；%,=1.037丁1.37%/=1.031圆整为标准值，取mn=3mm3 .确定齿轮传动主要参数和几何尺寸(1)分度圆直径d齿顶圆直径da1da1d2ha=20.61+2mnhanXn=20.61+22.5(1+0)=25.61mm齿根圆直径dfdf1d2hf=20.61-2mnhanCnXn=20.61-22<51.25=14.36mm齿宽bbdd1

30、=0.8)20.61=16.488mm因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即Pg%齿轮法面基圆齿距为Pb1mn1cos1齿条法面基圆齿距为Pb2mn2cos2取齿条法向模数为mn2=2.5齿条齿顶高ha2ha2=2.5mmhf2=3.125mmSn2=3.925mmH410.4MPa齿面接触疲劳强度满足要求ha2mnhanXn=2.5*1+0)=2.5mm(6)齿条齿根高hf2hf2mnhanCnXn=2.5(1+0.25-0)=3.125mm法面齿距Sn2Sn2/22Xntannmn=3.925mm4 .校核齿面接触疲劳强度2KT1u1HZhZeZZhbdfu由表7-5,Ze=189.8.M

31、Pa由图7-15,Zh=2.45取Z=0.8,Z=cos=0.985所以h=189.82.450.80.985x2378-2784-2MPa，2024.7321=410.4MPah25 .结构设计和绘制零件图详见零件图6 .3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5.1 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

32、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2一梯形臂3一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。基于以上分析，考虑成本及我所设计的赛车要求等

33、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专向几何学要求，Dcota=co"-式式中: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，Ackenmn谁专角关系如式，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齿条（滑块）的直线运动，继而驱动转向梯形机构实现左右前轮转向。这与本设计的基本原理差不多，只是本设计中采用的是中间输入两端输出的结构。其大概示意图是图中：Li一转