大学生方程式赛车转向梯形设计与优化

大学生方程式赛车转向梯形设计与优化邵非;李传昌;徐华源【摘要】转向系统是汽车的一个重要组成部分,转向系统的性能会直接影响到方程式赛车的动态特性.基于断开式转向梯形机构的分析研究,以转向梯形底角和梯形臂长为设计变量,对转向梯形机构进行优化设计,使其趋于平行阿克曼几何,实现车辆转向系统性能和效率的提升.优化设计的结果能为方程式赛车转向系统的设计和改进提供参考.【期刊名称】《上海工程技术大学学报》【年(卷),期】2018(032)001【总页数】6页(P58-63)【关键词】转向系统;断开式转向梯形;阿克曼几何【作者】邵非;李传昌;徐华源【作者单位】上海工程技术大学汽车工程学院,上海 201620;上海工程技术大学汽车工程学院,上海 201620;上海工程技术大学汽车工程学院,上海 201620【正文语种】中文【中图分类】U463.4与普通车道相比,赛车车道具有许多大直径弯道,方程式赛车需要在行驶过程中快速、稳定地通过各种弯道,与普通车辆相比方程式赛车对于转向系统设计要求有着明显的差别.合理的转向梯形能够提升整车的性能,在一定程度上提升车辆的行驶表现.因而方程式赛车转向梯形设计在整个转向系统的设计中显得尤为重要[1].1 方程式赛车转向梯形布置方案方程式赛车转向系统主要包括:方向盘、方向盘快拆器、转向柱总成、双万向节、转向传动柱、转向器和转向横拉杆等,如图1所示.方程式赛车转向机构采用齿轮齿条式转向形式,其布置按照以下原则:转向器布置在前轴之后,后置梯形设计;要保证汽车具有较好的灵敏性,转弯时减少车轮的侧滑,减轻转向盘上的反冲力;转向传动装置及拉杆系统要有足够的刚度、强度要求;同时在整个转向过程中不能出现摩擦现象,拉杆之间不能出现死角,在转向过程中传动比的变化应尽量小[1-2].1—方向盘;2—转向柱总成;3—花键连接部件;4—双万向节;5—转向传动柱;6—转向器;7—转向横拉杆;8—鱼眼球头销;9—方向盘快拆器.图1 转向系统结构图Fig.1 Steering system structure diagram转向梯形的布置形式在一定程度上由转向器的布置形式所决定.一般齿轮齿条式转向器布置形式大体可以分为4种:中间输入,两端输出;侧面输入,两端输出;侧面输入,中间输出;侧面输入,一端输出.考虑到方程式赛车车身结构的特点,驾驶舱空间普遍狭小,方向盘被布置在汽车转向盘中间轴斜向上的位置.此外，整个转向系统不能与驾驶员的腿部空间产生干涉.因此,选择中间输入,两端输出的齿轮齿条式转向器结构布置作为本次设计最终所采用的布置方案,具体情况如图2所示，这与传统的民用车辆的转向器形式有所不同.图2 中间输入,两端输出式转向器Fig.2 Intermediate input and two output steering gear转向梯形机构由横拉杆、梯形臂等组成,分为整体式转向梯形和断开式转向梯形.整体式转向梯形的横拉杆为一体式,适用于非独立悬架;断开式转向梯形的横拉杆是断开的,适用于独立悬架[1-2].大多数方程式赛车选择使用独立悬架,当转向轮独立悬接时,相对于车架每个转向轮分别独立运动,因此本设计采用与独立悬架配用的断开式转向梯形设计方程式赛车转向传动机构,如图3所示.图3 断开式转向梯形结构Fig.3 Disconnected steering trapezoidal structure 2 断开式转向梯形的理论分析汽车转向时,由转向传动机构决定车轮是保持平行还是一个轮比另一轮转过更多的角度.根据车轮转向角关系不同可以分为3类:阿克曼几何转向、平行式转向和反阿克曼几何转向，如图4所示.图4 转向角关系类型Fig.4 Steering angle relationship types由图可见,阿克曼几何关系一般适用于横向加速度较小的车辆,可保证所有车轮都能在没有滑动的情况下自由滚动,因为所有车轮都围绕一个滚动中心滚动.而在横向加速度较大的情况下模型会有所不同.由于实际轮胎都会有一个侧偏角,内侧轮的载荷也要比外侧轮小.从轮胎性能可知负载较轻的时候获得最大侧向力所需的侧偏角较小.使用低速几何结构(阿克曼关系),前内侧轮会被迫超过对应最大侧向力时的侧偏角,导致内轮被拖动,使轮胎升温并降低车速,进而影响赛道车辆行驶的动态表现,因而对于方程式赛车而言,通常平行式转向甚至反阿克曼结构可以作为理想的解决方案.在已知轮胎参数的情况下可以计算出正确的反阿克曼量,但大部分情况下计算得到的几何关系是在汽车高速状态下，而忽略了低速状态下轮胎变小的工况，考虑以上两种行驶状态，得到一个合理的近似几何关系如图5所示.图5 齿条位于前轴之后的阿克曼几何Fig.5 Ackerman geometry of rack behind front axle后置转向能产生阿克曼几何关系,齿条以及转向器系统内的横拉杆连接是被布置在前轴之后的,从主销中心开始画线,延伸到横拉杆外端,并交于后轴中心.转向节的这个角度使内轮转向角度大于外轮(转向时外张),可以获得一个较好的近似100%的阿克曼关系.平行式阿克曼获得内外轮转角差的方法是通过改变位置的方法,通过前移或后移齿条或拉杆的位置,这时两个拉杆外端球头间的连接不再是直线连接，如图6所示.图中,后置梯形将齿条前移时倾向于平行转向,最后至反阿克曼,齿条后移将增加转向时的前轮外张量,导致内外轮转角差更大.在此次转向梯形的设计中,选择平行式.图6 齿条移动对转向几何关系的影响Fig.6 Influence of rack travel on steering geometry2.1 断开式转向梯形机构数学模型分析阿克曼理论转向几何特性是指各个车轮只滚动不滑动且各车轮必须围绕一个中心点O转动,这个中心点O要落在后轴中心线的延长线上,左、右前轮也必须以O为圆心而转动,称为转向中心，如图7所示.由于车辆在行驶过程中受到轮胎侧偏角的影响,所有车轮不能实现理论中那样绕后轴的延长线上一点运动,而是绕处于前后轴之间的某一点运动.该点主要与前后轮胎的侧偏角有关,由于存在很多不确定的因素影响前后轮侧偏角大小,不能精确地测算.一般在分析中忽略轮胎侧偏角的影响,在此前提下满足理论分析情况,即前后轮绕处在后轴延长线上的瞬时转向中心运动[2].图7 理想状态下的内、外车轮转角关系Fig.7 Inner and outer wheel angles relationshipin ideal condition设θo为外侧转向轮转角;θi为内侧转向轮转角;L为汽车轴距;K为两主销中心延长线与地面的交点之间的距离.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侧转向轮的转角关系为(1)若自变角为θo，则因变角θi的期望值为(2)现有的转向梯形仅能够近似满足以上关系式,利用余弦定理可以得到转向梯形实际的因变角为(3)式中：m为转向梯形臂长;γ为转向梯形底角.设计出的转向梯形的实际因变角应尽可能地接近理论上的期望值θi,二者之间的偏差在转向盘的中间位置转角较小的范围内应尽量变小,这样可以改善汽车在高速行驶时轮胎的磨损状况;而在汽车速度小一级、转弯角度大并且较低使用频率的情况下,可以适当地放宽设计的要求.因此,引入加权因子ω(θi),构成评价转向梯形机构设计优劣的目标函数为f(x)，表示为(4)将式(2)和式(3)代入式(4)得(5)式中:x为设计变量,为外侧转向轮最大转角.根据图7理想状态下的内外侧车轮转角关系,可以得到以下计算公式(6)式中:Dmin为汽车最小转弯直径;a为主销偏移距离.选用加权因子时,重点考虑在常用工况下,转角θo需要小于20°,并且使用最频繁的是10°以内的小转角,因此取(7)在设置相关约束条件时,要重点考虑到:当选用m和γ参量太小时,从而会使得作用在横拉杆的转向力过大;当m过大,而梯形底角没有发生变化时,会使得转向梯形机构整体的布置偏难.因此,有必要对m的上、下限和γ的下限进行相关的条件约束.所以,无须限制γ的上限.通过考虑以上的所有因素,最后得到转向梯形相关参数的约束条件为(8)在设计过程中,m一般取mmin=0.11K,mmax=0.15K,其中K=900,梯形底角γmin=65°,即99≤m≤135,γ≥65°,δ≥δmin=40°.同时,考虑到四连杆机构的传动角δ不可以太小,因此通常取40°.汽车在进行右转弯至极限位置的时候,转向梯形机构相关参数达到最小值,因此,只需要考虑右转弯时δ≥δmin即可.通过运用此图所做的辅助线及和弦定理,可以得出最小传动角的相对约束条件为(9)式中,δmin为最小传动角,由分析可知δmin=40°,由可知,设计变量m及γ的相关函数为δmin.2.2 建立转向梯形机构模型根据赛道规则和方程式赛车的设计经验,制定转向技术参数[2-3]，见表1.表1 转向系统技术参数表Table 1 Technical parameters table of steering system项目参数项目参数横拉杆长度/mm203梯形臂长度/mm54～110转向角传动比4.5∶1梯形底角/(°)60～100转向器长度/mm388齿条行程/mm17.8最小转弯半径/m5对于样车而言,其中两主销中心的延长线与地面交点间距K=1 168.4 mm,汽车轴距L=1 684 mm,左右梯形臂长度分别为AO=BO1=54.9 mm,整个转向器左右两断开点间距(即连接转向横拉杆两球头销间距)为387.858 mm;前轴主销内倾角为0,齿条最大伸长量为S=17.79 mm,前轴主销后倾角4°,根据最小转弯半径为5 000 mm,可以得到其最大内轮转角为26°;转向器到前轴距离H=88.9 mm.通过上述已知条件,将整个转向系统的立体机构投影并利用SolidWorks软件建立平面梯形机构,如图8所示.AO、BO1为梯形臂;AC、BD为转向横拉杆;CD为转向器.图8 转向梯形平面图Fig.8 Steering trapezium plan3 基于Matlab的转向梯形机构仿真3.1 建立目标函数根据式(1)至式(9)以及约束条件,运用Matlab语句并在Editor窗口中进行编写,保存为可调用的 .m文件,然后使用建立的目标函数进行分析[4-6].3.2 确定转向梯形臂长及底角设计参数范围通过Matlab软件建模分析得到了相关的数据曲线,可以得出在转向梯形机构中,梯形底角的改变所引起的对应的相关角度变化情况比梯形臂长度的变化影响更大.所以,梯形臂长度先采用理论的梯形臂长度,即初始梯形臂长度为110 mm,初始梯形底角是本次Matlab设计中主要的影响因素.当梯形臂长度为110 mm和初始梯形底角为62°时,输出角随着输入角的变化得到相应的实际值与期望值曲线,如图9(a)所示.当梯形臂长度为110 mm和初始梯形底角为80°时,输出角随着输入角的变化得到相应的实际值与期望值曲线,如图9(b)所示.通过曲线的显示可以得到,输出角实际情况和理论情况相差很大,所以,两组梯形底角不能成为最优的设计参数.3.3 转向梯形机构优化方案确定通过不断地改变自变量及仿真计算,最后确定合适的初始梯形底角范围为67°～70°.通过软件分析计算各个初始底角所模拟的实际曲线与理想曲线的偏差和重合度,对比实际值和理论值,最后确定转向最佳梯形底角为γ=68°,软件计算模拟曲线如图10所示.两曲线图的重合度也反映实际值和理论值的符合程度.经过上述计算及分析,最终转向梯形最佳的梯形臂长度确定为m=110 mm,梯形底角确定为γ= 68°.当内轮转角为7.65°时,外轮实际转角大概确定为4.68°,而此时的阿克曼转向几何的理论外轮转角为5.32°,因而相较于理论阿克曼,多出0.64°可以用以弥补内外轮的侧偏角之差,同时该转向梯形的设计较好满足设计要求,达到了转向梯形正常的功用以及方程式赛车对于转向系统的规则和性能要求.(a) γ=62°(b) γ=80°图9 不同梯形初始底角时赛车输出转角图 Fig.9 Racing output corner diagram with differentinitial trapezoidal angles图10 改进后输出角随输入角变化实际值与期望值曲线Fig.10 Actual value and expected value curves of improvedoutput angle with change of input angle4 结语本文主要针对大学生方程式赛车转向系统关键参数即转向梯形参数进行分析,使用仿真软件建立转向梯形函数模型并优化相关参数.用最小二乘法得到最接近理论阿克曼的梯形底角,通过逐渐改变梯形底角使其趋于平行阿克曼几何,确定了理想的梯形臂长度及梯形底角,满足了赛车转向系统的设计要求.此设计在一定程度上提升了转向系统的整体性能,起到了降低内外侧车轮侧偏角之差的作用,减少转向不足趋势并避免内侧的轮胎磨损,提升了方程式赛车在过弯时的动态表现.研究的结果可为方程式汽车及其他车辆转向系统的设计提供参考价值.参考文献:[1] 吉林大学，王望予.汽车设计[M].4版.北京:机械工业出版社,2016.[2] 蔡武.汽车转向梯形机构设计中的参数定义[J].专用汽车,2007(1):40-41.[3] 刘偲.某微型客车的电动助力转向系统匹配设计研究[D].长沙:湖南大学,2012.[4] 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