汽车转向设计与计算

转向系统的计算设计:这次设计的电动车用的是麦弗逊式独立悬架，采用分段式转向梯形机构。对于采用独立悬架的汽车转向车轮，转向梯形中的横拉杆应是分段式的，以避免运动干涉，防止一个车轮的上下跳动影响另一个车轮的跳动。（图一）这种转向系统的结构大多如图1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;齿轮图2与同装于一壳体内的齿条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4相连，两横拉杆又通过球头销与左右车轮上的梯形臂5、6相连。这里齿条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。齿轮一齿条式转向器具有结构简单紧凑，制造工艺简便等优点，不仅适用于整体式前轴也适用于前轮采用独立悬架的断开式前轴，目前广泛地被采用于轿车、轻型客货车、微型汽车等车辆上。但与之相配的转向梯形机构与传统的整体式转向梯形机构相比有其特殊之处。故有必要加以研究和探讨。绝大多数齿轮一齿条式转向器都布置在前轴后方，这样既可避让发动机的下部,又便于与转向轴下端连接。安装时齿条中心线应与汽车纵向对称轴垂直;并且当转向器处于中立位置时，齿条两端球铰中心应对称地处于汽车纵向对称轴的两侧。对于给定的汽车,其轴距L、主销后倾角口以及左右两主销轴线延长线与地

面交点间距离K均为已知定值。对于选定的转向器,其齿条两端中心距M也为己知定值.故在设计中需确定的参数为梯形底角丫、梯形臂长I1以及齿条中心线到梯形底边的安装距离，而横拉杆长度1可由上述参数确定其表达式为。22~~[2= 2 _4cosy)+«siny_/b)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2所示。设齿条向右移过某一行程S,通过右横拉杆推动右梯形臂，使之转过综。(图二)取梯形右底角顶点0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6。的关系：U rK-M/S=一--(cos1+")-另外，有图像可知：而(P=arctg————,叩=arccosli+0Ei~Ll6=arccos

o2,^-s)2+/i26=arccos

o2,^-s)2+/i2卜arctan(——――)-y

\K-M-2S

KK（图三）取梯形左底角顶点为坐标原点,X、Y轴方向如图3所示,则同样可导出齿条行程S与内轮转角斗的关系，即：K-M [ ；S=-—5+（cos（y+综）--I1sin（y+综）-"O.=y—arccos227L库+―-arctanf—O.=y—arccos227L库+―-arctanf———)K-M-2S众所周知,在不计轮胎侧偏时,实现转向轮纯滚动、无侧滑转向的条件是内、外轮转角具有如图4所示的理想的关系，即（图四）ctg6-ctg6=.（6）U LUT式中T一计及主销后倾角夕时的计算轴距T=L+r.tgP主销后倾角3°计算得T=2800+693/2tan3=2818L一汽车轴距2800mmr一车轮滚动半径346.5mm由（6）式可将理想的内轮转角民,表示为斗产arctg（ctg3u-联⑺设计变量：对于给定的汽车和选定的转向器,转向梯形机构尚有梯形臂长1、底角y和安装距离h三个设计变量。其中底角 y可按经验公式先选一个初始值丫=arctg（红），计算得丫=68.71°3K第一,要保证梯形臂不与车轮上的零部件（如轮胎、轮辆或制动底板）发生干涉，故要满足：&y-"…>°式中&y一梯形臂球头销中心的Y坐标值（见图3）,4°y=11cosy4小齿一车轮上可能与梯形臂干涉部位的Y坐标值因为&y-11C0SY<0,所以可知当(选定时的可取值上限为：AyminY<arccos—= , 11第二，要保证有足够的齿条行程来实现要求的最大转角。即有工”WS式中S^^一最大转角所对应的齿条行程，S—转向器的许用齿条行程为120mm，S=120mm。K-M [ 77-2—=4cos(y)-M-11sin(y)-h所以有公式(1)或(3)可知：Sm「/os0)-cos(Y+80mQ+，"-I1sin(y)-h2-Jq-Z1sin。+00)-K2或Sw%=4cos。一限aO-cos(Y)+Jl2-l1sin°+综)-K2--Jl2-11sin(Y)-h2一般来说｛｝内的数值很小，故在估算齿条行程时可略去不计，即可粗略的二地认为：S^=4cos(Y)-cos。+综^)，S3=4cos。—4w)-cos(Y)所以当Y选定时，4的可取值范围为”-<4< ^ (12)根据转向器的选型M取600mm,[S]cos(y) cos(y)-cos(y+00max)取120mm,4y加九=100mmo计算得208<Z1<250mm，取=220mmo第三，要保证有足够大的传动角a。传动角a是指转向梯形臂与横拉杆所夹的锐角。随着车轮转角增大，传动角渐渐变小。而且对应于同一齿条行程，内轮一侧的传动角ai是比外轮一侧的传动角a。要小。由图2可知：%=180°—60a.=180°—4最小传动角a加九发生在内轮一侧，当斗到最大值时，巴也达到最大值,故此a,为最小值。传动角过小会造成有效分力过小表现为转向沉重或回正不良。对于一般平面连杆机构，为了保证机构传动良好，设计时通常应使a加九之40°，但一般后置式转向梯形机构的a加九都偏小。这是由于汽车正常行驶中多用小转角转向，约有80%以上的转角在20°以内；即使是大转角转向,也是从小转角开始,而且速度较低，所以取综=23°时的轮一侧传动角%23作为控制参数。以423之30°作为约束条件，这样一般均能保证在时练工20°时％之40°。转向器安装距离h对传动角的影响较大,h越小,6也小,可获得较大的a。在选择h时应充分注意到这一点,但h过小会造成横拉杆与齿条间夹角T过大。由图2、图3可知.Rsin（y+6）一川T0=a3n――L-.Rsin。一。）一川t.=arcsin^ ^ 2为保证传动良好一般希望％<10°,以此作为约束条件即要满足联立不等式：|Z1sin（y+6。）一川一Z2s讥10<0|Zisin（y一斗）一川一Z2s讥10<0由此可解得：(sin(y+综)-Z2s讥10<儿<(sin(y+60)+Z2s山10°（sin（y—综）一Z2s讥10<儿<（sin（y—60）+Z2s山10°因为在练和斗的全部取值范围内，sin（y+60）的最大值为1,$由。一斗）的最小值为$m。一4m”）。所以h的可取值范围为4一，2s讥10<儿<（sin。一8tmet）+Z2s山10°L~Z^cosr=^一^一Icosy2 2 1Z2=390Mmp由于转向器处于中立状态时（综=4=0°），%值较小，于是可得h的取值范围：4一J用一4cos。））s讥10°<九乙"M<4sin（y—9.）+（—5——l1cos（y））s6101 i/me人 / 1h的