【正文】 if the kingpin axis does not pass through the wheel center then side view kingpin offset is present,as in most motorcycle front distance measured offset is present,as in most motorcycle front distance measured on the ground from the steering axis to the center of the tire print is the trail (called caster offset in )Kingpin Front View GeometryAs mentioned in Chapter 17,kingpin inclination,spindle length,and scrub are usually a promise between packaging and performance factors to consider include:1. With a positive spindle length(virtually every car is positive as shown in Figure )the car will be raised up as the wheels are steered away from center.The more the kingpin inclination is tilted from vertical the more the car will be raised when the front wheels are effect always raises the car,regardless of which direction the wheel is steered,unless the kingpin inclination is true effect is symmetric side to side only if there is nocaster the following sectiong on Caster Angle.For a given kingpin inclination,a lenger positive spindle length will increase the amount of lift with steer.2. The effect of kingpin inclination and spindle length in raising the front end ,by itself,is to aid centering of the steering at low high speed any trail will probably swamp out the effect that rise and fall have on centering.3. Kingpin inclination affects the steercamber a wheel is steered,it will lean out at the top,toward positive camber,if the kingpin is inclined in the normal direction(toward the center of the car at the upper end).Positive camber results for both beft and rightband amount of this effect is small, but significant if the track includes tight turns.4. When a wheel in rolling over a bumpy road,the rolling radius is constantly changing,resulting in changes of wheel rotation gives rise to longitudinal forces at the wheel reaction of these forces will introduce kickback into the steering in proportion to the spindle the spindle length is zero then there will be no kick from this changes made in the last model of the GM”p”car(Fiero) shortened the spindle length and this resulted in less wheel kickback on rough roads when pared to early model”p” cars.5. The scrub radius shown in Figure is negative,as used on frontwheeldrive cars (s。感謝車隊的同學們，正是在你們的幫助關心下，讓我順利完成畢業(yè)設計。謹向這些相關文獻資料的作者表示衷心的感謝！由于知識水平有限，本論文可能存在諸多不合理之處，以及隨著新技術的不斷發(fā)展，造成論文有一定的局限性，希望閱者批評指正。在此次設計論文完成之際，我衷心的感謝三位老師在學習上的幫助。下次設計可以在這些方面加以完善改進。 采用傳統(tǒng)的方法進行轉向梯形的設計，采用MATLAB編程的方法對轉向梯形進行優(yōu)化設計 用UG運動仿真進行轉向梯形的設計與優(yōu)化，并用UG建立三維實體裝配模型，進行預裝配，實現轉向系統(tǒng)基本運動關系，并檢查干涉情況與其他配合件的安裝位置 采用UG工程圖模塊繪制轉向機動圖，檢查轉彎半徑以及過彎時與車道邊緣安全樁相撞情況，采用UG高級仿真進行某些零部件強度校核通過以上設計發(fā)現，該設計滿足參賽要求。本次設計主要完成的工作： 參考國內外SAE賽車轉向系統(tǒng)結合各種形式轉向器的優(yōu)缺點，選定齒輪齒條式轉向器，然后通過受力分析綜合轉向性能確定轉向系統(tǒng)的傳動比，初步確定轉向器的傳動比，進行轉向器的設計與計算。第七章 結論本次設計首先采用傳統(tǒng)的設計方法設計賽車轉向系統(tǒng)，然后嘗試以UG軟件為工具，探索出一整套新的較為快捷的轉向系統(tǒng)設計方法。 UG裝配模型檢查干涉問題首先我們將轉向于懸架模型安裝于車架上，總共裝了三種狀態(tài)，一種是原始狀態(tài)，另外兩種狀態(tài)分別是輪胎上跳到最大位置時和輪胎向下跳動到最大位置時，裝配效果如下圖所示。 UG模型以及基于UG高級仿真的零部件校核采用UG參數化建模技術，建立可改性較高的轉向三維模型，如圖666,然后采用UG高級仿真功能，對建立的轉向橫拉桿模型進行畫網格，并添加與實際相符的約束，施以與實際相符的外力，求解后處理后如圖67所示，強度滿足設計要求。 基于UG工程圖模塊的轉向機動圖根據賽車的整體參數以及我們設計轉向系統(tǒng)轉角關系以及阿克曼理論，分別畫出以前外輪、前內輪以及汽車縱向對稱面的轉彎半徑，然后根據給定的賽道畫出前外輪和后內輪轉向圓以及賽道圓，由于此次大賽賽道尚未確定，我們只對初定賽道外徑檢查車尾是否會撞到安全樁，如圖64所示，由圖可知賽車車尾不會撞到安全樁。 試驗驗證效果表61 優(yōu)化前后左右轉向輪轉角關系優(yōu)化前優(yōu)化后Time Stepdrv J001, revoluteJ008_AMAG,Displacement(rel)J007_AMAG,Displacement(rel)J008_AMAG,Displacement(rel)J007_AMAG,Displacement(rel)04812162024283236404448525660646872768084889296100104108112116120124128132136140144148152156160164168172176180184188192196200圖62 優(yōu)化前轉角關系圖63 優(yōu)化后轉角關系通過梯形參數的試湊調整，內外輪轉角度數從優(yōu)化前變化到了優(yōu)化后的效果，并將其數據與曲線直接導入excel表格，并在excel中作出阿克曼理論轉角關系，如圖62和63，紅色為阿克曼理論曲線，藍色為實際轉向關系曲線，從圖中可以明顯看出兩條曲線有原來的重合度較小，變成了優(yōu)化后的重合度較高。我們分析結果的實例見表61。 參數設定及輸出 經過以上步驟,轉向梯形機構及左右車輪就可以按我們設定的空間參數進行運動了。此時,需要驅動內輪旋轉多少度,就定義運動時間(time)為多少數值。在設計過程中,因內輪轉角大于外輪,其轉動空間內與相鄰件的硬干涉和軟干涉檢查都是設計者必須高度關注的工作內容,故通常選定內輪(可任意選擇左右轉向輪為轉向內輪)在主銷軸心線上的固定鉸鏈副為驅動源,并定義該固定鉸鏈副的運動類型(MotionDn39。此驅動方式適合于根據整車最小轉彎半徑要求、由阿克曼公式確定內輪轉角后,全新進入轉向機構的設計。經過上面三個步驟,就可對各設定連桿進行運動模擬分析及編輯修正設計參數。(4)左轉向拉桿(L003)與右轉向拉桿(L004)分別與連桿1(L001)、連桿2(L002)、轉向器齒條(L005)相連接的部位(球銷點)定義為球面副(Spherical)。(2)定義連桿2(L002)繞右主銷軸心線旋轉形成的固定鉸鏈副(Rovolute)。167。(6)定義轉向器齒輪為連桿（L006）整個運動模型共定義五個連桿。(4)定義右轉向拉桿為一個連桿(L004)。 (2)右轉向輪及右轉向輪軸線、右主銷軸心線、右理論轉向節(jié)臂,共同定義為一個連桿(L002)。根據轉向系統(tǒng)運動傳動關系,將各數模建立連桿(Link)特性。用SketchCurve功能建立左右理論轉向節(jié)臂、左右轉向橫拉桿、轉向器齒條數模。因此,建立的數模,應該是參數化的,即用草圖(Sketch)功能建模,使理論轉向節(jié)臂長度、梯形角、轉向器相對輪心的安裝距離、兩斷點長度能夠很方便地調整。 我們設計賽車轉向梯形采用齒輪齒條后置梯型的結構,建立的3D數模見圖61。由圖2，圖3可知：為保證傳動良好，一般希望a，以此作為約束條件，即要滿足聯立不等式：由此可解得： 因此在和的全部取值范圍內，的最大值為1，的最小值為。 轉向器安裝距離h對傳動角的影響較大，h越小，也小，可獲得較大的a。這是由于汽車正常行駛中多用小轉角轉向，約有80%以上的轉角在以內；即使是大轉角轉向，也是從小轉角開始，而且速度較低，所以取時的內輪一側傳動角作為控制參數。傳動角過小會造成有效分力過小，表現為轉向沉重或回正不良。而且對應于同一齒條行程，內輪一側的傳動角αi總是比外輪一側的傳動角αo要小。傳動角α是指轉向梯形臂與橫拉桿所夾得銳角。167。要保證有足夠的齒條行程來實現要求的最大轉角。167。其中底角γ可按經驗公式先選一個初始值，然后再增加或減小，進行優(yōu)化搜索。167。為了綜合評價在全部轉角范圍內兩者接近的精確程度，并考慮到最常使用的中小轉角時希望兩者盡量接近，因此建議用兩函數的加權均方根誤差σ作為評價指標。第五章 轉向梯形的優(yōu)化設計167。 齒輪軸軸承的校核由工作條件決定選用深溝球軸承，軸承間距46mm,軸承轉速n=15r/min,預期壽命L′h=12000h=eX=,暫選一近似中間值Y=。則彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數查得許用安全系數[S]=～，顯然S[S]，故aa剖面安全。查得, ,；。167。(2) 計算支承反力在垂直面上在水平面上(3) 畫彎矩圖在水平面上，aa剖面左側、右側在垂直面上，aa剖面左側aa剖面右側合成彎矩，aa剖面左側aa剖面右側(4) 畫轉矩圖轉矩 =167。 齒輪軸的強度校核167。 齒輪齒條傳動受力分析若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點P的法向力Fn可分解為徑向力Fr和分力F，分力F又可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。=20 ======同理計算轉向輪左轉30176。=40cos30176。當轉向輪右轉30176。 齒輪齒條轉