方程式赛车转向系统设计毕业设计论文.doc

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1、河 南 科 技 大 学毕 业 设 计（论 文） 题目 方程式赛车前、后悬架及转向系统设计（转向系统）方程式赛车前、后悬架及转向系统设计（转向系统）摘 要赛车转向系的设计对赛车转向行驶性能、操纵稳定性等性能都有较大影响。在赛车转向系设计过程中首先通过转向系统受力计算和UG草图功能进行运动分析，确定转向系的传动比，确定了方向盘转角输入与轮胎转角输出之间的关系；运用空间机构运动学的原理,采用Matlab软件编制转向梯形断开点的通用优化计算程序,确定汽车转向梯形断开点的最佳位置,从而将悬架导向机构与转向杆系的运动干涉减至最小；然后采用UG运动分析的方法,分析转向系在转向时的运动,求解内外轮转角、拉杆与

2、转向器及转向节臂的传动角、转向器的行程的对应关系,为转向梯形设计及优化提供数据依据。 完成结构设计与优化后我们对转向纵拉杆与横拉杆计算球铰的强度与耐磨性校核以及对一些易断的杆件进行了校核计算，确保赛车有足够的强度与寿命。完成了对转向轻便性的计算，我们计算了转向轮的转向力矩M转，转向盘上作用力p手以及转向盘回转总圈数n，以确认是否达到赛车规则中所规定的要求以及转向的灵活性与轻便性。最后我们建立三维模型数据进行预装配，在软件上检查我们设计的转向系是否存在干涉等现象以及检查我们的转向系是否满足我们的设计要求，对我们的设计进行改进。我们还计划采用adams柔性体单元建立转向系统模型，以提高模型仿真优化

3、的精确度。关键词：赛车，转向，UG，转向梯形，运动分析，齿轮齿条The design of Formula front and rear suspension and steering system (steering system) ABSTRACTSteering System Design of a car has a significant impact of driving performance, steering stability. In the car design process, first through the steering force calculations

4、and the UG kinetic analysis we determine the ratio of steering system, the relationship between the wheel angle input and output; The principles of spatial mechanism kinetics and a related optimization program by using Matlab are applied to the calculation of the spatial motion of the ackerman steer

5、ing linkage. By using the method,the interference between suspension guiding mechanism and steering linkage is minimized; then UG kinetic analysis is used to analysis the motion of steering system when turning and calculating the corresponding relation between the turning angle of inside and outside

6、 wheels, the transmission angle of steering linkage and steering box or steering linkage and track-rod, and steering box stroke. And it provides a theoretical basis for designing and optimizing the steering trapezoidal mechanism. After the work we calculate the ball joints tie rod strength and wear

7、resistance, and some calculations was made on some dangerous bars, to ensure the car has enough strength and life. After carrying out a complete calculation of the portability, we calculate the torque of the wheel, the force of steering wheel on the hands and the total number of turns , to meet the

8、requirements in the car ruls. Finally, we set up pre-assembled three-dimensional model data, checking the steering we designed whether there is interference phenomena and to examine whether our steering meet our design requirements, to improve our design. We also plan to use adams flexible body elem

9、ent to establish steering system model to improve the accuracy of simulation and optimization models. KEY WORD：FSAE，UG, steering trapezoid, motion analysis, rack and pinion 目 录第一章 绪论11.1 Formula SAE 概述11.1.1 背景11.1.2 发展和现状21.2 中国FSAE发展概况21.3 任务和目标3第二章 转向系设计方案分析42.1 赛车转向系概述42.2 转向系的基本构成42.3 转向操纵机构42.

10、4 转向传动机构62.5 机械式转向器方案分析62.5.1 齿轮齿条式转向器62.5.3 转向器形式的选择92.6 赛车转向系统传动比分析92.7 转向梯形机构的分析与选择102.7.1 转向梯形机构的选择102.7.2 断开式转向梯形参数的确定102.7.3 转向系内外轮转角的关系的确定122.7.4 MATLAB内外轮转角关系曲线部分程序14第三章 转向系主要性能参数163.1 转向器的效率163.1.1 转向器的正效率+163.1.2 转向器的逆效率-173.2 传动比的变化特性173.2.1 转向系传动比173.2.2 力传动比与转向系角传动比的关系183.2.3转向系的角传动比iwo

11、193.2.4转向器角传动比及其变化规律193.3 转向器传动副的传动间隙t203.3.1转向器传动间隙特性203.3.2如何获得传动间隙特性213.4 转向系传动比的确定22第四章 齿轮齿条式转向器设计与计算234.1 转向系计算载荷的确定234.1.1 原地转向阻力矩MR的计算234.1.2 作用在转向盘上的手力Fh234.1.3转向横拉杆直径的确定244.1.4初步估算主动齿轮轴的直径244.2 齿轮齿条式转向器的设计244.2.1 齿条的设计254.2.2 齿轮的设计254.2.3 转向横拉杆及其端部的设计264.2.4齿条调整264.2.5转向传动比274.2.6 齿轮齿条式转向器的

12、设计要求284.3齿轮轴和齿条的设计计算284.3.1选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力284.3.2初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸294.3.3确定齿轮传动主要参数和几何尺寸304.4 齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析304.5 齿轮齿条传动受力分析314.6 齿轮轴的强度校核324.6.1轴的受力分析324.6.2判断危险剖面334.6.3轴的弯扭合成强度校核334.6.4轴的疲劳强度安全系数校核334.7 齿轮轴轴承的校核35第五章 转向梯形的优化设计365.1目标函数的建立365.2设计变量与约束条件375.2.1保证梯形臂不与车轮上的零部件发生干涉375.2.2保证有足够的齿

13、条行程来实现要求的最大转角385.2.3保证有足够大的传动角38第六章 基于UG运动仿真的转向梯形设计与优化416.1建立UG三维模型416.2建立连杆特性416.3建立运动副426.4运动驱动426.5 参数设定及输出436.6 试验验证效果436.7 基于UG工程图模块的转向机动图456.8 UG模型以及基于UG高级仿真的零部件校核466.9 UG装配模型检查干涉问题47第七章 结论48参考文献49致谢50第一章 绪论1.1 Formula SAE 概述1.1.1 背景Formula SAE 赛事由美国汽车工程师协会（the Society of AutomotiveEngineers 简

14、称SAE）主办。SAE 是一个拥有超过60000 名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。Formula SAE 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。比赛由三个主要部分组成：工程设计、成本以及静态评比；多项单独的性能试验；高性能耐久性测试。Formula SAE 发展的初衷是想创立一个小型的道路赛车比赛，而现在已经发展成为一个拥有大约20个竞赛因素的大型比赛，参与者包括赛车和车队。Formula SAE 向年轻的工程师

15、们提供了一个参与有意义的综合项目的机会。由参与的学生负责管理整个项目，包括时间节点的安排，做预算以及成本控制、设计、采购设备、材料、部件以及制造和测试。Formula SAE 为在传统教室学习中的学生提供了一个现实的工程经历。Formula SAE 队员在这个过程中将会经受考验，面对挑战，培养创造性思维和实践能力。出于此项比赛的宗旨，参赛学生们是被一个假象的制造公司雇佣，让他们制造一辆原型车，用于量产前的各项评估。目标市场就是那些会在周末去参加高速穿障比赛（Autocross）的非专业车手。因此，这些赛车在加速、制动、和操控性方面要有非常好的表现。它们要造价低廉、便于维修并且足够可靠。另外，这

16、些赛车的市场竞争力会因为一些附加因素，比如美观、舒适性和零件的兼容性而得到提升。制造公司日产能力要达到4 辆，并且原型车的造价要低于25,000 美元。对于设计团队来说，挑战在于要在一定的时间和一定的资金限制下，设计和制造出最能满足这些目的的原型车。每一项设计将会与其他的设计一起参与比较和评估从而决出最佳整车。1.1.2 发展和现状从世界范围来看，当今有三个地区有Formula SAE 的学生竞赛，即美国、欧洲、澳洲。70 年代中期，几个美国大学开始主办当地的学生设计竞赛赛车。SAE MiniBaja 的名称沿袭了著名的墨西哥Baja 1000 汽车比赛。第一届SAE Mini Baja 比赛

17、于1976 年举办，并且迅速成为一个地区性的年度比赛。比赛由三个评判标准组成，即一天的静态比赛设计、成本、陈述接着一天是各自的性能竞赛2项目。Mini Baja 比赛重点强调了地盘的设计，因为每个队伍都使用一个8 匹马力的引擎，这一点无法改变。在过去的20 多年里，SAE Mini Baja 的成功超乎了每个人的预期。在SAE Mini Baja 的成功获得各界认同的同时，SAE 联合美国三大汽车公司开始推广一项技术水平更高的工程类学生竞赛，这就是Formula SAE。FormulaSAE 相比SAE Mini Baja 有着许多进步和发展，引擎的限制也已经大大放宽，允许参赛车队使用610c

18、c 以下的发动机，这极大地提升了赛车的性能表现。在发达国家，很多高校已经从事Formula SAE 超过20 年时间，拥有大量资金和试验基础的情况下，他们的作品已经基本达到了专业水平，最高时速可达到甚至超过200km/h，0 到100km/h 加速时间一般都在4.5s 以内。从原先在SAE Mini Baja 比赛中的8hp 发动机到现今Formula SAE 中已经超过100hp 的大功率发动机，Formula SAE 在多方面都取得了惊人的成绩，并且该项比赛一直保持了发展的态势。1.2 中国FSAE发展概况外国该类项目起步较早，经验较丰富，而国内才刚刚起步，只有同济大学、湖南大学等极少数的

19、知名院校参加过此类赛事，具有参赛经验。其中湖南大学已经两次赴美国参赛，已有两代车型。其中第二代比第一代质量轻了许多，悬架采用了阻尼可调的减震器，增加了前后横向稳定杆，增加了悬架刚度和侧倾刚度；转向梯形转至座舱顶部，改善座舱内部空间，并减小最小转弯半径是赛车更加灵活；制动方面使用双制动总泵和平衡杆结构，是赛车前后轴制动力分配比例可调，以适应不同的路面情况；车身造型方面保证空气动力学要求的同时，使赛车更加美观，添加两侧冷却风气道，改善冷却系统。厦门理工车队的车在北美获得“燃油经济性”和“新秀奖”两个单项亚军。他们的赛车进行过发动机进气系统改进设计及流场特性分析、FSAE赛车进气系统改进设计、FSA

20、E赛车悬架安装座三维定位尺寸算法与CAE分析、FSAE赛车悬架仿真分析及操纵稳定性虚拟试验、基于有限元的FSAE赛车车架的强度及刚度计算与分析等分析设计。仔细分析湖大转向系采用齿轮齿条式转向器横置在赛车上，经齿条两端的球头与左右横拉杆连接，当齿条移动时推动或拉动横拉杆，是转向轮偏转，实现转向。他的转向器上还没有设置齿轮齿条游隙调节机构，齿轮齿条磨损后会严重影响转向性能。并且湖大的转向系设计中只进行了运动学分析，而没有涉及到动力学，转向系刚度对系统优化的影响也没有考虑，在赛车车身侧倾转向时还不满足阿克曼转向理论，与国际赛车还存在较大差距。我们此次设计旨在设计出结构更合理，转向性能更好的赛车转向系

21、统，以缩小与外国车队的差距。1.3 任务和目标任务和目标主要分成两个部分：（1）设计一个达到一定性能并符合FSAE竞赛相关规定的方程式赛车的专项系统。（2）立足国内的采购条件以及目前项目可以达到的加工条件，通过购买可以通用的部件、改装符合条件的通用部件以及制造所有其他部件，完成赛车转向系统的制造、装配和调试。在这个过程中必须兼顾成本、性能和可靠性三个方面。第二章 转向系设计方案分析2.1 赛车转向系概述赛车转向系统是关系到赛车性能的主要系统，它是用来保持或者改变赛车行驶方向的机构，在赛车行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。我们转向系统设计的主要任务是：学习大学生方程式赛车规则，根据相关车

22、型的国内外资料，以及一些相关调查和报告，对设计任务进行分析研究，形成具体的技术方案，完成转向系各主要方面的设想，为进一步具体设计计算提供依据。如所设计的汽车具有什么样的性能，采用何种形式的转向器，何种形式的转向梯形，怎么布置转向系的各部件，采用什么新结构、新技术，以及为满足各方面的要求需要采取什么措施等，从而保证所设计的汽车不仅在预定的使用条件下具有良好的使用性能、重量轻、寿命长、结构简单、使用方便、经济性好等，综合指标方面上要不断缩小与世界先进水平的差距。2.2 转向系的基本构成图2-1 转向系统的组成1、转向器 2、转向摇臂 3、转向直拉杆4、转向节臂 5、转向梯形 6、转向横拉杆2.3

23、转向操纵机构转向操纵机构包括转向盘、转向轴、转向管柱。其总体设计如图2-2所示。 图2-2 转向操纵机构 图2-3 转向万向节有时为了布置方便，减小由于装置位置误差及不见相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装有转向万向节，如上图2-3所示。采用柔性万向节可减少传至传动轴的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验结果的分析表明：汽车正面碰撞时，转向盘、转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。因此，要求汽车在以48km/h的速度、正面同其他物体碰撞的试验中，转向管柱和转向轴在水平方向上的后移量不得大于

24、127mm；在台架试验中，用人体模型的躯干以6.7m/s的速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过1123N，见GB115571998。为此，需在转向系中设计并安装能防止或者减轻驾驶员受伤的机构。 图2-4 防伤机构 图2-5 转向传动机构本文所采用的机构如上左图2-4示，其结构简单，制造容易，因此被采用较为广泛。转向轴分为两段，上转向轴的下端经弯曲成型后，其轴线与主轴轴线之间偏移一段距离，其端面与焊有两个圆头圆柱销的紧固板焊接，两圆柱销的中心线对称于上转向轴的主轴线。下转向轴 呈T字形，其上端与一个压铸件相连，压铸件上铸两空，空内压入橡胶套与塑料衬套后再与上转向轴呈倒钩状连接，构成安

25、全转向轴。该轴在使用过程中除传递转矩外，在受到一定数值的轴向力时，上下转向轴能自动脱开，以确保驾驶员的安全。2.4 转向传动机构转向传动机构包括转向摇臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。由于我们赛车采用齿轮齿条式转向器， 并且转向齿条横向布置，因此该车转向传动机构非常简单紧凑，不需要转向摇臂和转向拉杆。转向传动机构即为横拉杆及相应接头，其结构如上右图2-5所示。2.5 机械式转向器方案分析2.5.1 齿轮齿条式转向器图 2-6 自动消除间隙装置齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮

26、和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。与其他形式的转向器比较，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙以后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，能自动消除齿间间隙（如图2-6所示），这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止冲击和噪声；转向器体积小；1没有转向摇臂和直拉杆，所以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：因逆效率高（60%70%），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精

27、神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会照成打手，同时对驾驶员造成伤害。1根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出（图 a）；侧面输入，两端输出（图 b）；侧面输入，中间输出（图 c）；侧面输入，一端输出（图 d）。2-7 齿轮齿条式转向器的四种形式根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条是转向器在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形，如图2-8所示。图2-8 齿轮齿条式转向器的四种布置形式2.5.2 其他形式的转向器其他

28、形式的转向器主要还有循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器、蜗杆指销式等形式的转向器。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组成，如图2-9所示。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，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到75%85%；在结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的粗糙度和螺杆、螺母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；转向器的传动比可以变化；工作可靠平稳。循环球式转向器的缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造进度要求高。图2

29、-9 循环球式转向器2.5.3 转向器形式的选择由上述分析综合考虑学校的实际情况，比如考虑到我们的加工精度等因素，我们选择了齿轮齿条是转向器。2.6 赛车转向系统传动比分析由于赛车比赛比较激烈，方向盘转角与商用车相差较大，一般汽车方向盘转角一般大于三圈，而F1赛车方向盘转角都比较小，考虑到我们赛车的整体参数与卡丁车比较相似，我们参考卡丁车初选转向系角传动比为1:1，方向盘转40度，转向内轮转40度。赛车静止状态与转向系有关的力如图2-10和2-11所示。图2-10考虑主销后倾角是受力式中：赛道阻尼系数 G：赛车质量图2-11为考虑主销内倾时受力 得Mh=52048考虑到方向盘上的力268.7N

30、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3.7，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2-10考虑主销后倾角是受力 图2-11 考虑主销内倾时受力2.7 转向梯形机构的分析与选择2.7.1 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，

31、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。2.7.2 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，常用图解法（基于三心定理）确定断开点的位置。求法如2-12图2-12 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，

32、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

33、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2-12a、c所示。22.7.3 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2-13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4、7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。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2-13 转向系统结构简图1、转向轴 2、齿轮 3、齿条 4、左横拉杆 5、左梯形臂 6、右梯形臂 7、右横拉杆我们的齿轮齿条式转向器布置在

34、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，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2-12所示。设齿条向右移动某一行程S，通过右横拉杆推动右梯形臂，使之转角。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

35、导出齿条行程S与外轮转角的关系： （2） 图2-15 内轮一侧杆系运动情况 图2-14 外轮一侧杆系运动情另外，由图2-14可知： 而 （3）而内轮一侧的运动则如图2-15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，取梯形左底角顶点为坐标原点，X、Y轴方向如2-15所示，则同样可导出齿条行程S与内轮转角的关系，即： (4) (5) 因此，利用公式（2）便可求出对应于任一外轮转角的齿条行程S，再将S代人公式（5）即可求出相应的内轮转角。把公式（2）和（5）结合起来便可将表示为的函数，记作： =F() 反之，也可利用公式（4）求出对应任一内轮转角的齿条行程S，再将S代入公式（3）即

36、可求出相应的外轮转角。将公式（4）和（3）结合起来可将表示为的函数，记作： =F()通过计算得：2.7.4 MATLAB内外轮转角关系曲线部分程序sita20=0.0001for i=1:50D2R=pi/180sita21=atan(1/(1/tan(sita20)-1200/1650)angles1(i,1)=sita20/D2Rangles1(i,2)=sita21/D2Rsita20=sita20+D2Rendplot(angles1(:,1),angles1(:,2)axis(0 30 0 30)xlabel(input angles(degrees)ylabel(solved an

37、gles(degrees)hold onr=66*pi/180h=50k=1100M=730sita0=0L1=40L2=(k-M)/2-L1*cos(r)2+(L1*sin(r)-h)2)0.5D2R=pi/180for i=1:50sita0=sita0+D2Rendplot(angles(:,1),angles(:,2) axis(0 30 0 30)xlabel(input angles(degrees1) ylabel(solved angles(degrees1)图2-16 MATLAB绘制的内外论转角关系曲线第三章 转向系主要性能参数3.1 转向器的效率功率P1从转向轴输入，经转

38、向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号+表示，+=(P1P2)Pl；反之称为逆效率，用符号-表示，- =(P3P2)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。3.1.1 转向器的正效率+ 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

39、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

40、，其效率可用下式计算 （31）式中，o为蜗杆(或螺杆)的螺线导程角；为摩擦角，=arctanf；f为摩擦因数。3.1.2 转向器的逆效率-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，

41、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 （32）式(31)和式(32)表明：增加导程角o,正、逆效率均增大。受-增大的影响，o不宜取得过大。当导程角小于或等于摩擦角时，逆

42、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810之间。3.2 传动比的变化特性3.2.1 转向系传动比 转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比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=2FwFh 。转向盘转动角速度 w 与同侧转向节偏转角速度 k 之比，称为转向系角传动比，即；式中，d 为转向盘转角增量；dk 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w与摇臂轴转动角速度K

43、之比，称为转向器角传动比iw, 即。式中,dp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。3.2.2 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 （33）式中，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 （34）式中，Mh为作用在转向盘上的力矩；Dsw为转向盘直径。 将式(33)、式(34)代入 ip=2FwFh 后得到 （35）分析式(35

44、)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0406倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的d值在4060mm范围内选取。转向盘直径 Dsw 根据车型不同在JB450586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，2MrMh可用下式表示 （36）将式(36)代人式(35)后得到 （37）当 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。3.2.3转向系的角传动比iwo 转向传动机构角传动比，除用 iw=dpdk表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长L2与摇臂臂长Ll之比来表示

45、，即 iw=dpdkiL2Ll 。现代汽车结构中，L2与L1的比值大约在08511之间，可近似认为其比值为 iwoiw=dd 。由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比 iw 及其变化规律即可。3.2.4转向器角传动比及其变化规律式(37)表明：增大角传动比可以增加力传动比。从 ip=2FwFh式可知，当Fw一定时，增大ip能减小作用在转向盘上的手力Fh，使操纵轻便。考虑到 iwoiw ，由 iwo 的定义可知：对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比。角传动比增加后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度的响应变得迟钝，使转向操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。齿轮齿条式、循环球式、蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。下面介绍齿轮齿条式转向器变速比工作原理。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=mlcos1，齿条基圆齿距