大學生賽車轉向機構設計

史明月 任峰 李龍海

長春師范大學工程學院 吉林省長春市 130032

1 研究現狀

截止目前中國已經舉辦了多屆FSAE比賽，大學方程式賽車各項技術也在迅猛的發展，針對賽車各個部分都有大量的相關結果以供研究。轉向機構作為整車的一個重要組成部分，其研究內容比較豐富多元，對其進一步研究仍有重要意義。

2 參數的初始設定

根據賽場情況確定車的結構參數，確定轉向系統功能范圍。比賽中考驗轉向性能的項目主要是八字繞環和高速避障[1]。根據賽道情況和比賽規則等因素，我們設定了最小轉彎半徑R為3500mm，軸距L為1650mm，主銷距K為1190mm由懸架確定，前輪距為1220mm左右，后輪距1180mm。本次設計前輪轉向系統，所以后輪輪距只做了解。根據以上參數則可通過公式R=L/sin（β）計算出賽車外輪理想最大轉角約為28.1°，為保證標準阿克曼轉向，則通過公式cot（β）-cot（α）=K/L計算內輪理想轉角42.44°。我們首先將關節臂長度設置為110mm。賽車轉向機構先設定采用齒輪齒條轉向器[2]。

在后期設計過程中進行驗證修繕，通過CATIA進行三維展示，進行干涉分析等發現問題，并在設計過程中對三維圖進行修改，并得到最終的轉向系統。

不同類型的轉向機有不同的結構組成，但其主要功能是相同的，考慮到我們的賽車體積有限，重量較小所以采用無助力的機械式轉向器。我們選擇齒輪齒條式轉向器，將其依附于車架底部，受力合理，因此該車轉向傳動機構可以非常簡單緊湊。與其他類型的機械轉向器相比，其原理簡潔方便，易于設計和加工。體積可以進一步縮小。

轉向梯形是由前軸，左右轉向節臂和轉向拉桿組成的梯形。其作用是確保左右車輪在轉彎時以一定比例轉動一定角度[3]。根據轉向器位于前軸后方、前方，梯形臂前置、后置，轉向器有四種安裝形式；如圖1所示。我們選擇了轉向器位于前軸后方，梯形臂前置的形式[4]。

圖1

3 轉向梯形和轉向器的功能參數計算

根據之前參數的設定，賽車外輪最大轉角28.1°內輪轉角42.44°。因為是賽車，我們首先考慮方向盤的靈敏性，轉向盤從中間位置到左止點轉動的角度為135°，與外輪轉角28.1°相對應，則轉向比為4.8：1。

我們將轉向節臂長度設定為110mm，內外輪角度分別為28.1°和42.44°。計算轉向節臂劃過弧長接近67mm。

轉向盤在轉角270°范圍使齒條行程在范圍70mm左右。

圖2

圖3

4 轉向梯形的優化設計

對于雙橫臂獨立懸架，在懸架跳動時有桿系干涉，直觀的我們使橫拉桿與懸架擺臂之間各桿系都互相趨向于平行四邊形布置，我們使斷開點的位置接近于懸架與車身固定點所在的平面上，其準確位置用求解法（三心定理）確定[5]。

建立數學模型，設賽車的軸距L、左右兩主銷軸間距離K，齒條兩端球鉸中心距M，梯形臂長L1，轉向器軸線到前軸的距離h，橫拉桿長度L2可列式計算。當方向盤轉動時，齒條向左或向右水平移動，導致左右車輪的不同運動，使得左輪和右輪分別獲得一個角。將齒條設置在右側以移動特定行程S，然后將右梯形臂推過右側橫桿以使車輪轉動。

可建立坐標系，梯形底角頂點O為坐標原點，沿車輛橫向和縱向分別為X、Y軸，齒條行程S與外輪轉角的關系式并可求得內輪轉角的關系式。

通過MATLAB內外輪轉角關系曲線程序，在L1為110mm的基礎上改變底角值，安裝距離h大小等參數。使實際角度接近阿克曼轉角[6]，過程如圖2所示。

可以直觀的在CATIA草圖中進行平面模擬，約束線條關系并進行運動學分析，可以改變梯形臂長度，底角，和拉桿長度，對轉向中心的變化進行觀察，對數據進行表格記錄，總結規律，結合MATLAB的結果進行各個參數的最終確定。如圖3所示。

最后可以通過Ansys進行了拉桿總成的應力分析，其主要為對桿端球軸承的分析，分析結果如圖4所示。

桿的分析結果為：這個桿是機構中較為脆弱的部分，其承載的最大應力6.672MPa，遠遠小于其屈服極限785MPa，所以可以認為這根橫拉桿是符合安全強度性能的[7]。

圖4

5 結語

對于轉向系統的設計非常復雜，在設計時需要將部分因素忽略，建立理想化模型，主要借助軟件的仿真進行驗證可行性，求最佳值。本次設計主要以CATIA軟件為工具，建立三維實體裝配模型，進行預裝配，并進行運動分析，實現轉向系統基本運動關系，并檢查干涉情況與其他配合件的安裝位置，與干涉量，最終實現完整設計。