转向梯形分析.docx

第六节 转向梯形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联系无论采用哪一种 方案，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，转向轮应有足够大的转角一、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2和汽车前轴 3 组成，如图 7-30 所示其中梯形臂呈收缩状向后延伸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) U 二s 一图 7 —30 整体式转向梯形1—转向横拉杆 2—转向梯形臂 3—前轴 另一侧转向轮当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向 梯形整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前 （称 为前置梯形）对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用 前置梯形前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而 会与车轮或制动底板发生干涉，所以在布置上有困难为了 保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能 布置得高些，至少不低于前轴高度。

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 7-31 所示断开式转向 梯形的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；与整体式转 向梯形比较，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图 7 — 31 断开式转向梯形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 置其求法如下（图 7-32b）：1） 延长kb与K A，交于立柱AB的瞬心P点，由P点作BA直线PSS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K K，交于Q点，连PQ直线A B AB AB3） 连接S和B点，延长直线SB4） 作直线pq，使直线pq与pq间夹角等于直线pk与BS AB BS APS间的夹角当S点低于A点时，PQ线应低于PQ线BS AB5）延长PS与q k，相交于D点，此D点便是横拉杆铰BS B接点（断开点）的理想的位置。

以上是在前轮没有转向的情况下，确定断开点 D 位置的 方法此外，还要对车轮向左转和向右转的几种不同的工况 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）如果用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时，而且 在转向时，车轮的跳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，见图7-32a和c二、整体式转向梯形机构优化设计 汽车转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴沿长线上的点滚动，而是绕位于 前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动此点位置与前轮和 后轮的侧偏角大小有关因影响轮胎侧偏角的因素很多，且 难以精确确定，故下面是在忽略侧偏角影响的条件下，分析 有关两轴汽车的转向问题此时，两转向前轮轴线的延长线 应交在后轴延长线上，如图7-33所示分别为内、 io 外转向车轮转角， L 为汽车轴距， K 为两主销中心线延长线 到地面交点之间的距离若要保证全部车轮绕一个瞬时转向 中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下 关系cot q - cot q 二—（7-23）o i L若自变角为 q ，则因变角 q 的期望值为oi现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。

以图 7-33所示的后置梯形机构为例，在图上作辅助用虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角0'为i0' = y- arcsini+1 - 2—coc(y + 0 ) m °sin(y + 0 )°——bcos y - cos(y + 0 )- cos 2』 m°-arccos+1 - 2—c°c(y + 0 ) m °(7-25)式中，m为梯形臂长；Y为梯形底角 所设计的转向梯形给出的实际因变角 0' ，应尽可能接近i理论上的期望值0 其偏差在最常使用的中间位置附近小角i范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求因此，再引入加权因子巴(0 )，构成评价设计优劣的目标函数f (x)为f (x)= e£nax«(0 :°i0 = 0°i「0'(0 )-0(0 )「—i °i_f 片—0 (0 7i °ix 100%(7-26)sin (y + 0 )y - arcsin将式(7-24)、式(7-25)代入式(7-26)得i'f — 丫+1 -2 — cos(y + 0 )m oiarc cot cot 0f (x )=気"(0 )0 =0°iKoi L—bcos y - cos(y + 0 )]- cos 2yarccos —x 1 00% (7-27)『Q2 +1 - 2 — cos(y + 0 )m oiarc cot cot 0Koi L式中，X为设计变量，x二x1二y； 0 为外转向车轮最x2mo max大转角，由图7-33 得6o maxL=arcsmD min — a2式中，d为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。

min0°<0 < 10o10° < 0 < 20°o20° < 0 < 0o o max(7-28)考虑到多数使用工况下转角0小于20°,且10°以内的小 o 转角使用得更加频繁，因此取卩.5 ®(0 )= < 1.0 o0.5建立约束条件时应考虑到：设计变量m及丫过小时,使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难,故对m的上、下限及对Y的下限应设置约束条件因Y越大, 梯形越接近矩形，f(x)值就越大，而优化过程是求fQ的极小 值，故可不必对Y的上限加以限制综上所述，各设计变量 的取值范围构成的约束条件为m 一 m > 0min(7—29)m —m> 0 max(7—30)(7—31)y — y > 0minmmax梯形臂长度m设计时常取在m =0・11K, m =O・15K梯min形底角Y =70°min此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角&不宜过小，通常取5>s =40°如图7-33所示，转向梯形机构在汽min车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时5>5即可利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推min出最小传动角约束条件为(7-32)cos 8 - 2 cos y + cos(y + e ) 2mmin o max — > 0Vcos 8 - cos y丿cos y Kmin式中， 8 为最小传动角。

min已知6二arcsin —，故由式(7-32)可知，5为设计o max D minmin — a2变量m及y的函数由式(7-29)、式(7-30)、式(7-3 1)和 式(7-32) 四项约束条件所形成的可行域，如图7-34所示的几种情况图7-34b适用于要求§较大，而ymin min可小些的车型；图7-34C适用于要求y较大，而8小些的 min min车型；图 7-34a 适用介于图 7-34b、 c 之间要求的车型图 7—34 转向梯形机构优化设计的可行域由上述数学模型可知，转向梯形机构的优化设计问题， 是一个小型的约束非线性规划问题，可用复合形法来求解三、转向传动机构强度计算1 、球头销球头销常由于球面部分磨损而损坏，为此用下式验算接触应力ojFo 二一 j A式中，F为作用在球头上的力；A为在通过球心垂直于F力方向的平面内，球面承载部分的投影面积许用接触应力为[o ]W25〜30 N / mm 2j设计初期，球头直径d可根据表7-4中推荐的数据进行选择表 7-4 球头直径球头直径/ mm转向轮负荷/N球头直径/ mm转向轮负荷/N3 2 2 2 20 7 5 2 0到 60006000—9000 9000—12500 12500--16000 16000--24000LO O L0 OCO 寸 寸 L024000—3400034000--4900049000--7000070000〜100000球头销用合金结构钢 12CrNiB、15CrMo、20CrNi 或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi制造。

2、转向拉杆拉杆应有较小的质量和足够的刚度拉杆的形状应符合 布置要求，有时不得不做成弯的，这就减小了纵向刚度拉 杆应用《材料力学》中有关压杆稳定性计算公式进行验算 稳定性安全系数不小于1・5~2.5拉杆用20、30或40钢无 缝钢管制成3、转向摇臂在球头销上作用的力F,对转向摇臂构成弯曲和扭转力 矩的联合作用危险断面在摇臂根部，应按第三强度理论验 算其强度■F2d2 ” F2e2Q = + 4 —W 2 W 21 w n式中， W 、 W 为危险断面的抗弯截面系数和抗扭转截面 Wn系数；尺寸 d、 e 见图 7-35要求 心*n式中，o为材料的屈服点；n为安全系数，取n=l.7〜T2.4转向摇臂与转向摇臂轴经花键连接，因此要求验算花键 的挤压应力和切应力图 7 — 35 转向摇臂受力图。