大學(xué)生賽車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

史明月 任峰 李龍海

摘 要：FSEC賽車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)在賽車總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中意義重大，賽車行駛中車手對(duì)賽車的控制主要是通轉(zhuǎn)向盤對(duì)車輪進(jìn)行轉(zhuǎn)向的控制。良好的的賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是賽車轉(zhuǎn)向行駛性能、操縱穩(wěn)定性等性能的前提和保障，針對(duì)賽車結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)一款專用的符合阿克曼轉(zhuǎn)角關(guān)系的轉(zhuǎn)向梯形。

關(guān)鍵詞：FSAE賽車;阿克曼轉(zhuǎn)角;轉(zhuǎn)向梯形

1 研究現(xiàn)狀

截止目前中國(guó)已經(jīng)舉辦了多屆FSAE比賽，大學(xué)方程式賽車各項(xiàng)技術(shù)也在迅猛的發(fā)展，針對(duì)賽車各個(gè)部分都有大量的相關(guān)結(jié)果以供研究。轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)作為整車的一個(gè)重要組成部分，其研究?jī)?nèi)容比較豐富多元，對(duì)其進(jìn)一步研究仍有重要意義。

2 參數(shù)的初始設(shè)定

根據(jù)賽場(chǎng)情況確定車的結(jié)構(gòu)參數(shù)，確定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)功能范圍。比賽中考驗(yàn)轉(zhuǎn)向性能的項(xiàng)目主要是八字繞環(huán)和高速避障[1]。根據(jù)賽道情況和比賽規(guī)則等因素，我們?cè)O(shè)定了最小轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，所以后輪輪距只做了解。根據(jù)以上參數(shù)則可通過公式R=L/sin（β）計(jì)算出賽車外輪理想最大轉(zhuǎn)角約為28.1°，為保證標(biāo)準(zhǔn)阿克曼轉(zhuǎn)向，則通過公式cot（β）-cot（α）=K/L計(jì)算內(nèi)輪理想轉(zhuǎn)角42.44°。我們首先將關(guān)節(jié)臂長(zhǎng)度設(shè)置為110mm。賽車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)先設(shè)定采用齒輪齒條轉(zhuǎn)向器[2]。

在后期設(shè)計(jì)過程中進(jìn)行驗(yàn)證修繕，通過CATIA進(jìn)行三維展示，進(jìn)行干涉分析等發(fā)現(xiàn)問題，并在設(shè)計(jì)過程中對(duì)三維圖進(jìn)行修改，并得到最終的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。

不同類型的轉(zhuǎn)向機(jī)有不同的結(jié)構(gòu)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(jī)械式轉(zhuǎn)向器。我們選擇齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，將其依附于車架底部，受力合理，因此該車轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)可以非常簡(jiǎn)單緊湊。與其他類型的機(jī)械轉(zhuǎn)向器相比，其原理簡(jiǎn)潔方便，易于設(shè)計(jì)和加工。體積可以進(jìn)一步縮小。

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

3 轉(zhuǎn)向梯形和轉(zhuǎn)向器的功能參數(shù)計(jì)算

根據(jù)之前參數(shù)的設(shè)定，賽車外輪最大轉(zhuǎn)角28.1°內(nèi)輪轉(zhuǎn)角42.44°。因?yàn)槭琴愜?，我們首先考慮方向盤的靈敏性，轉(zhuǎn)向盤從中間位置到左止點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)的角度為135°，與外輪轉(zhuǎn)角28.1°相對(duì)應(yīng)，則轉(zhuǎn)向比為4.8：1。

我們將轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)度設(shè)定為110mm，內(nèi)外輪角度分別為28.1°和42.44°。計(jì)算轉(zhuǎn)向節(jié)臂劃過弧長(zhǎng)接近67mm。

轉(zhuǎn)向盤在轉(zhuǎn)角270°范圍使齒條行程在范圍70mm左右。

4 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計(jì)

對(duì)于雙橫臂獨(dú)立懸架，在懸架跳動(dòng)時(shí)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(diǎn)的位置接近于懸架與車身固定點(diǎn)所在的平面上，其準(zhǔn)確位置用求解法（三心定理）確定[5]。

建立數(shù)學(xué)模型，設(shè)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(zhǎng)L1，轉(zhuǎn)向器軸線到前軸的距離h，橫拉桿長(zhǎng)度L2可列式計(jì)算。當(dāng)方向盤轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，齒條向左或向右水平移動(dòng)，導(dǎo)致左右車輪的不同運(yùn)動(dòng)，使得左輪和右輪分別獲得一個(gè)角。將齒條設(shè)置在右側(cè)以移動(dòng)特定行程S，然后將右梯形臂推過右側(cè)橫桿以使車輪轉(zhuǎn)動(dòng)。

可建立坐標(biāo)系，梯形底角頂點(diǎn)O為坐標(biāo)原點(diǎn)，沿車輛橫向和縱向分別為X、Y軸，齒條行程S與外輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系式并可求得內(nèi)輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系式。

通過MATLAB內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線程序，在L1為110mm的基礎(chǔ)上改變底角值，安裝距離h大小等參數(shù)。使實(shí)際角度接近阿克曼轉(zhuǎn)角[6]，過程如圖2所示。

可以直觀的在CATIA草圖中進(jìn)行平面模擬，約束線條關(guān)系并進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，可以改變梯形臂長(zhǎng)度，底角，和拉桿長(zhǎng)度，對(duì)轉(zhuǎn)向中心的變化進(jìn)行觀察，對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行表格記錄，總結(jié)規(guī)律，結(jié)合MATLAB的結(jié)果進(jìn)行各個(gè)參數(shù)的最終確定。如圖3所示。

最后可以通過Ansys進(jìn)行了拉桿總成的應(yīng)力分析，其主要為對(duì)桿端球軸承的分析，分析結(jié)果如圖4所示。

桿的分析結(jié)果為：這個(gè)桿是機(jī)構(gòu)中較為脆弱的部分，其承載的最大應(yīng)力6.672MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于其屈服極限785MPa，所以可以認(rèn)為這根橫拉桿是符合安全強(qiáng)度性能的[7]。

5 結(jié)語(yǔ)

對(duì)于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)非常復(fù)雜，在設(shè)計(jì)時(shí)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(jìn)行驗(yàn)證可行性，求最佳值。本次設(shè)計(jì)主要以CATIA軟件為工具，建立三維實(shí)體裝配模型，進(jìn)行預(yù)裝配，并進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)基本運(yùn)動(dòng)關(guān)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(shí)現(xiàn)完整設(shè)計(jì)。

參考文獻(xiàn)：

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