方程式賽車的轉向系統(tǒng)

1、1、 概述汽車產(chǎn)品的質量檢測具有重大的社會意義。轉向器作為汽車的一個重要部件，對其綜合性能進行檢測直接關系到人民的生命財產(chǎn)安全。根據(jù)汽車安全性統(tǒng)計,，全世界每年因交通事故死亡的人數(shù)超過20萬，加之幾倍于死者的受傷者以及物質上的損失，其直接或間接的危害是難以估計的。在我國，由于交通管理技術落后、路況差、車輛性能差，加之各類車輛混合行駛，交通事故時有發(fā)生。近年來，我國交通事故死亡人數(shù)居世界前幾位，每萬輛車平均事故居大國中第一位。交通事故己成為一個嚴重的社會問題。概括交通事故的原因，不外乎人、汽車和環(huán)境三個因素。顯而易見，提高汽車的安全性能是減少交通事故的關鍵措施之一，因此，汽車工業(yè)發(fā)達的國家都非常

2、重視汽車安全性的研究。目前汽車工業(yè)己成為我國的支柱產(chǎn)業(yè)之一，所以，為了提高汽車的質量，保證行駛的安全性，在大力發(fā)展我國的汽車工業(yè)的同時，這就要求生產(chǎn)廠家對每一批產(chǎn)品必須進行質量檢測，而其中轉向器是汽車維持駕駛員給定方向穩(wěn)定行駛能力(即操縱穩(wěn)定性)的基本保障，所以汽車轉向器綜合性能試驗成了汽車性能測試中的一個重要項目。由于汽車轉向器屬于汽車系統(tǒng)中的關鍵部件，它在汽車系統(tǒng)中占有重要位置，因而它的發(fā)展同時也反映了汽車工業(yè)的發(fā)展，它的規(guī)模和質量也成為了衡量汽車工業(yè)發(fā)展水平的重要標志之一。近年來隨著我過汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，作為汽車的重要安全部件汽車轉向器的生產(chǎn)水平也有了很大的提高。在汽車轉向器生產(chǎn)行業(yè)里

3、，70年代推廣循環(huán)球轉向器，80年代開發(fā)和推廣了循環(huán)球變傳動比轉向器，到了90年代，駕駛員對汽車轉向器性能的要求有了進一步的提高，要求轉向更輕便，操縱更靈敏。隨著汽車的高速比和超低壓扁輪胎的通用化，過去的采用循環(huán)球轉向器和循環(huán)球變傳比轉向器只能相對的解決轉向輕便性和操縱靈敏性問題，現(xiàn)在雖然轉向器以向動力轉向發(fā)展，但大部分汽車還應用機械型轉向器，如何改進轉向器的設計，使之更加適合駕駛者，是最重要的，因此還需不斷改進。Formula SAE 賽事由美國汽車工程師協(xié)會（the Society of AutomotiveEngineers 簡稱SAE）主辦。SAE 是一個擁有超過60000 名會員的世

4、界性的工程協(xié)會，致力與海、陸、空各類交通工具的發(fā)展進步。Formula SAE 是一項面對美國汽車工程師學會學生會員組隊參與的國際賽事，于1980 年在美國舉辦了第一屆賽事。比賽的目的是設計、制造一輛小型的高性能賽車。目前美國、歐洲和澳大利亞每年都會定期舉辦該項賽事。2、設計初始參數(shù)及基本要求初始參數(shù)：1、轉向盤總圈數(shù) 3.0；2、轉向盤直徑 200mm；3、最大轉向盤操縱力 100N；4、轉向盤在上下方向上的最大調節(jié)量 50mm。賽車的一些具體參數(shù)如下：整車裝備質量：250kg整車重量：310kg（加駕駛員）軸距：1650mm前輪距：1195mm后輪距：1145 mm最小離地間隙：50mm整

5、車重心高度：260mm整車中心縱向位置：160制動力分配系數(shù)：55/45輪胎型號：輪輞6×13，即輪輞名義斷面寬度： 輪輞直徑名義尺寸： 輪胎7×13 即輪胎名義斷面寬度： 輪胎外徑：轉向系的設計要求：(1)保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內，具有迅速和小半徑轉彎的能力，同時操作輕便;(2) 汽車轉向時，全部車輪應繞一個瞬時轉向中心旋轉，不應有側滑;(3)傳給轉向盤的反沖要盡可能的小;(4) 轉向后，轉向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài);(5) 發(fā)生車禍時，當轉向盤和轉向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉向系統(tǒng)最好有保護機構防止傷及乘員3. 3、轉向

6、器結構型式方案的確定齒輪齒條式齒輪齒條式轉向器的主要優(yōu)點是：結構簡單、緊湊、體積小、質量輕；傳動效率高達90%；可自動消除齒間間隙；沒有轉向搖臂和直拉桿，轉向輪轉角可以增大；制造成本低。齒輪齒條式轉向器的主要缺點是：逆效率高（60%70%）。因此，汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間的沖擊力，大部分能傳至轉向盤。齒輪齒條式轉向器廣泛應用于微型、普通級、中級和中高級轎車上。裝載量不大、前輪采用獨立懸架的貨車和客車也有采用齒輪齒條式轉向器。蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式蝸桿滾輪式轉向器由蝸桿和滾輪嚙合而構成。主要優(yōu)點是：結構簡單；制造容易；強度比較高、工作可靠、壽命長；逆效率低。主要缺點是：正效

7、率低；調整嚙合間隙比較困難；傳動比不能變化。蝸桿指銷式轉向器有固定銷式和旋轉銷式兩種形式。根據(jù)銷子數(shù)量不同，又有單銷和雙銷之分。蝸桿指銷式轉向器的優(yōu)點是：傳動比可以做成不變的或者變化的；工作面間隙調整容易。固定銷式轉向器的結構簡單、制造容易。但銷子的工作部位磨損快、工作效率低。旋轉銷式轉向器的效率高、磨損慢，但結構復雜。要求搖臂軸有較大的轉角時，應采用雙銷式結構。雙銷式轉向器的結構復雜、尺寸和質量大，并且對兩主銷間的位置精度、螺紋槽的形狀及尺寸精度等要求高。此外，傳動比的變化特性和傳動間隙特性的變化受限制。蝸桿滾輪式和蝸桿指銷式轉向器應用較少。3.1.3循環(huán)球式轉向器·循環(huán)球式轉向器

8、由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副。循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦變成滾動摩擦，因而傳動效率可以達到75%85%；在結構和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺母、螺桿上的螺旋槽經(jīng)淬火和磨削加工，使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可保證有足夠的使用壽命；轉向系的傳動比可以變化；齒條和齒扇之間的間隙調整工作容易進行；適合用來做整體式動力轉向器。布置方便，特別適合大、中型車輛和動力轉向系統(tǒng)配合使用，目前循環(huán)球式轉向器主要是用于商用車上。由以上分析，及設計初始條件比較可以確定，

9、我所要設計方程式賽車將采用齒輪齒條式轉向器。而由于整個賽車質量比較輕，不需要采用動力轉向裝置，這種轉向器也十分符合方程式賽車的轉向要求。1.圖3-1 兩端式齒輪齒條轉向器齒輪齒條式轉向器： 齒輪齒條式轉向器分兩端輸出式和中間（或單端）輸出式兩種。（一） 兩端輸出的齒輪齒條式轉向器，作為傳動副主動件的轉向齒輪軸通過軸承和安裝在轉向器殼體中，其上端通過花鍵與萬向節(jié)和轉向軸連接。與轉向齒輪嚙合的轉向齒條水平布置，兩端通過球頭座與轉向橫拉桿相連。彈簧通過壓塊將齒條壓在齒輪上，保證無間隙嚙合。彈簧的預緊力可用調整螺塞調整。當轉動轉向盤時，轉向器齒輪轉動，使與之嚙合的齒條沿軸向移動，從而使左右橫拉桿帶動轉

10、向節(jié)左右轉動，使轉向車輪偏轉，從而實現(xiàn)汽車轉向。兩端輸出的齒輪齒條式轉向器如圖3-1所示，作為傳動副主動件的轉向齒輪軸11通過軸承12和13安裝在轉向器殼體5中，其上端通過花鍵與萬向節(jié)*10和轉向軸連接。與轉向齒輪嚙合的轉向齒條4水平布置，兩端通過球頭座3與轉向橫拉桿1相連。彈簧7通過壓塊9將齒條壓在齒輪上，保證無間隙嚙合。彈簧的預緊力可用調整螺塞6調整。當轉動轉向盤時，轉向器齒輪11轉動，使與之嚙合的齒條4沿軸向移動，從而使左右橫拉桿帶動轉向節(jié)左右轉動，使轉向車輪偏轉，從而實現(xiàn)汽車轉向。中間輸出的齒輪齒條式轉向器如圖3-2所示，其結構及工作原理與兩端輸出的齒輪齒條式轉向器基本相同，不同之處在

11、于它在轉向齒條的中部用螺栓6與左右轉向橫拉桿7相連。 （二）中間輸出的齒輪齒條式轉向器，其結構及工作原理與兩端輸出的齒輪齒條式轉向器基本相同，不同之處在于它在轉向齒條的中部用螺栓與左右轉向橫拉桿相連。在單端輸出的齒輪齒條式轉向器上，齒條的一端通過內外托架與轉向橫拉桿相連。循環(huán)球式轉向器 循環(huán)球式轉向器是目前國內外應用最廣泛的結構型式之一， 一般有兩級傳動副，第一級是螺桿螺母傳動副，第二級是齒條齒扇傳動副。 為了減少轉向螺桿轉向螺母之間的摩擦，二者的螺紋并不直接接觸，其間裝有多個鋼球，以實現(xiàn)滾動摩擦。轉向螺桿和螺母上都加工出斷面輪廓為兩段或三段不同心圓弧組成的近似半圓的螺旋槽。二者的螺旋槽能配合

12、形成近似圓形斷面的螺旋管狀通道。螺母側面有兩對通孔，可將鋼球從此孔塞入螺旋形通道內。轉向螺母外有兩根鋼球導管，每根導管的兩端分別插入螺母側面的一對通孔中。導管內也裝滿了鋼球。這樣，兩根導管和螺母內的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球"流道"。轉向螺桿轉動時，通過鋼球將力傳給轉向螺母，螺母即沿軸向移動。同時，在螺桿及螺母與鋼球間的摩擦力偶作用下，所有鋼球便在螺旋管狀通道內滾動，形成"球流"。在轉向器工作時，兩列鋼球只是在各自的封閉流道內循環(huán)，不會脫出。在單端輸出的齒輪齒條式轉向器上，齒條的一端通過內外托架與轉向橫拉桿相連。圖3-2 中間式齒輪齒條轉

13、向器轉向系主要性能參數(shù)轉向器的效率功率P1從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號+表示，+=(P1P2)Pl；反之稱為逆效率，用符號-表示，- =(P3P2)P3。式中，P2為轉向器中的摩擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。為了保證轉向時駕駛員轉動轉向盤輕便，要求正效率高。為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉向盤上要盡可能小，防止打手又要求此逆效率盡可能低1。1轉向器正效率+影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量等。(1)轉向器

14、類型、結構特點與效率在前述四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結構之一。第一種結構除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種轉向器的效率ly+僅有54。另外兩種結構的轉向器效率，根據(jù)試驗結果分別為70和75。轉向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正或逆效率提高約10。(2)轉向器的結構參數(shù)與效率如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考

15、慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉向器，其效率可用下式計算（2.1）式中，o為蝸桿(或螺桿)的螺線導程角；為摩擦角，=arctanf；f為摩擦因數(shù)。此設計中初次選取o=9 =0.03 由公式可知+ 2轉向器逆效率-根據(jù)逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，

16、影響安全駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力由轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺；因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉向器。極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉向器要小。如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計算（2.2）式(2.1)和式(2.2)表明：增加導程角o

17、,正、逆效率均增大。受-增大的影響，o不宜取得過大。當導程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于摩擦角。通常螺線導程角選在8°10°之間。1.轉向系傳動比轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2Fw與作用在轉向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比，即 ip=2FwFh。轉向盤轉動角速度w 與同側轉向節(jié)偏轉角速度k 之比，稱為轉向系角傳動比，即；式中，d為轉向盤轉角增量；dk 為轉向節(jié)轉角增量；dt為時間增量。它又由轉向器角傳動比iw 和轉向傳動機構角傳動比iw所組成

18、，即 iwo=iw iw 。轉向盤角速度w與搖臂軸轉動角速度K之比，稱為轉向器角傳動比iw,即。式中,dp為搖臂軸轉角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉向器。搖臂軸轉動角速度p與同側轉向節(jié)偏轉角速度k之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比iw，即。2力傳動比與轉向系角傳動比的關系輪胎與地面之間的轉向阻力Fw和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩 Mr 之間有如下關系（2.3）式中，為主銷偏移距，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。作用在轉向盤上的手力Fh可用下式表示（2.4）式中，Mh為作用在轉向盤上的力矩；Dsw為轉向盤直徑。將式()、式()代入 ip=2Fw

19、Fh 后得到（2.5）分析式(2.5)可知，當主銷偏移距a小時，力傳動比 ip 應取大些才能保證轉向輕便。通常轎車的 a 值在0406倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內選取，而貨車的d值在4060mm范圍內選取。轉向盤直徑 Dsw 根據(jù)車型不同在JB450586轉向盤尺寸標準中規(guī)定的系列內選取。如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2MrMh可用下式表示（2.6）將式()代人式()后得到（2.7）當 和 Dsw 不變時，力傳動比 ip 越大，雖然轉向越輕，但 iwo 也越大，表明轉向不靈敏。根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即 Pbl=Pb2。其中齒輪基圓齒距Pbl=mlcos1，齒條基圓齒距 Pb2

20、=m2cos2。由上述兩式可知：當齒輪具有標準模數(shù)m1和標準壓力角1與一個具有變模數(shù)m2、變壓力角2的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosol=m2coso2時，它們就可以嚙合運轉。如果齒條中部(相當汽車直線行駛位置)齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小(模數(shù)也隨之減小)，則主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉向盤每轉動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。初步設計其角傳動比為1:54齒輪齒條的設計步驟轉向系計算載荷的確定為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包

21、括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩MR(N·mm)。表4-1 原地轉向阻力矩MR的計算設計計算和說明計算結果式中 f輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)；轉向軸負荷，單位為N；P輪胎氣壓，單位為。=1705N=作用在轉向盤上的手力Fh為：表4-2 轉向盤手力Fh的計算設計計算和說明計算結果式中 轉向搖臂長, 單位為mm；原地轉向阻力矩, 單位為N·mm轉向節(jié)臂長, 單位為mm；為轉向盤直徑,單位為mm；Iw轉向器角傳動比；+轉向器正效率。因

22、齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。=265mmiw=15=%=N齒輪軸和齒條的設計計算根據(jù)汽車設計中機械式轉向器的設計與計算一節(jié)，轉向小齒輪模數(shù)取值范圍多在23mm之間，設計轉向系角傳動比為1：，車輪最大轉角為30°（其后有說明），因此轉向盤最大單側轉角約為150°，由轉向梯形優(yōu)化設計結果可得齒條單向行程約為37mm，也即轉向小齒輪轉過150°齒條單向運動37mm。 有公式： （4.1）式中=150°，L=37mm，m=2mm。計算得： Z= 取整得Z=15壓力角的選取，由機械原理可知，增大壓力角，輪齒的齒厚及節(jié)點處的齒廓曲率半

23、徑亦皆隨之增加，有利于提高齒輪傳動的彎曲強度和接觸強度5。我國對于一般用途的齒輪傳動規(guī)定標準壓力角為=20°。齒寬系數(shù)的選擇，由齒輪的強度計算公式可知，輪齒愈寬，承載能力也愈高，因而輪齒不宜過窄；但增大齒寬又會使齒面上的載荷分布更加不均勻，故齒寬系數(shù)應取適當。對于標準圓柱齒輪減速器，齒寬系數(shù)取，所以對于外嚙合齒輪傳動 。理論齒寬 。取，則理論齒寬b=24mm，綜合考慮設計的各種因素及賽車要求，取實際齒寬為b=20mm。由此確定轉向小齒輪的各設計參數(shù)：齒數(shù)Z=15、螺旋角=10度、模數(shù)m=2mm、齒寬B=20mm、齒頂高系數(shù)、。設計計算和說明計算結果1.選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許

24、用應力(1) 選擇材料及熱處理方式小齒輪16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC大齒輪 45鋼 表面淬火，齒面硬度56-56HRC(2) 確定許用應力a)確定和b)計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。c)計算許用應力取,=應力修正系數(shù)=(1) 選擇齒輪類型根據(jù)齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案(2) 選擇齒輪傳動精度等級選用7級精度(3) 初選參數(shù)初選=8 =20 =0.8 =0.7 按當量齒數(shù)(4) 初步計算齒輪模數(shù)轉矩×0.16=2784閉式硬齒面?zhèn)鲃樱待X根彎曲疲勞強度設計。=(5) 確定載荷系數(shù)=1，由,/100=0.00124,=1；對稱布

25、置，取=1.06；取則(6) 修正法向模數(shù)=×=圓整為標準值，取=3(1) 分度圓直徑=(2) 齒頂圓直徑=+2=+2××(1+0)=(3) 齒根圓直徑=-2=-2××1.25=(4) 齒寬=0.8×=因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即。齒輪法面基圓齒距為齒條法面基圓齒距為取齒條法向模數(shù)為=(5) 齒條齒頂高=×(1+0)=(6) 齒條齒根高=×(1+0.25-0)=(7) 法面齒距=由表7-5，由圖7-15，取=0.8，=所以 ×=詳見零件圖斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動7級精度2784=取=17=

26、3.125=齒面接觸疲勞強度滿足要求 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析5、轉向傳動機構的設計5.1 轉向梯形轉向梯形有整體式和斷開式兩種。轉向梯形方案與懸架形式密切相關。轉向梯形的設計要求：1）正確選擇轉向梯形參數(shù)，保證汽車轉彎時全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛。2）滿足最小轉彎直徑的要求，轉向輪應有足夠大的轉角。、轉向梯形結構方案分析1.整體式轉和梯形整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿1，轉向梯形臂2和汽車前軸3組成，如圖5-1所示。圖5-1整體式轉向梯形1橫拉桿 2梯形臂 3前軸這種方案的優(yōu)點是結構簡單，調整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側轉向輪上、下跳動時，會影響另一側轉向輪。2.斷開式轉

27、向梯形轉向梯形的橫拉桿做成斷開的，稱之為斷開式轉向梯形。斷開式轉向梯形方案之一如圖7-15所示。斷開式轉向梯形的主要特點：1）能夠保證一側車輪上、下跳動時，不會影響另一側車輪；2）由于桿系、球頭增多，所以結構復雜，制造成本高，并且調整前束比較困難。橫拉桿上斷開點的位置與獨立懸架形式有關。采用雙橫臂獨立懸架，常用圖解法（基于三心定理）確定斷開點的位置。圖5-2斷開式轉向梯形基于以上分析，考慮成本及我所設計的賽車要求等因素，所以采用斷開式轉向梯形機構、斷開式式轉向梯形機構設計1理想的左右轉向輪轉角關系為了避免在汽車轉向時產(chǎn)生的路面對汽車行駛的附加阻力和輪胎磨損過快，要求轉向系統(tǒng)盡可能地保證在汽車轉

28、向時，所有的車輪均作純滾動。顯然，這只有在所有車輪的軸線都相交于一點時方能實現(xiàn)，此交點被稱為轉向中心。如圖l所示，汽車左轉彎時，內側轉向輪轉角應大于外側車輪的轉角。當車輪被視為絕對剛體的假設條件下，左右轉向輪轉角和應滿足Ackenmnn轉向幾何學要求，式(1)式中：左側轉向輪轉角；右側轉向輪轉角；B對側主銷軸線與地面相交點之間的距離；L汽車前后軸距；R轉彎半徑。根據(jù)式(1)可得理想的右輪轉角，如式(2)，同理，當汽車右轉向時，Ackenmnn轉角關系如式(3)，根據(jù)式(3)可得理想的右輪轉角，如式(4)所示，2實際的左右轉向輪轉角關系圖2是一種含有驅動滑塊的常用斷開式轉向梯形機構。齒輪齒條轉向機構將方向盤的旋轉運動轉化成齒條(滑塊)的直線運動，繼而驅動轉向梯形機構實現(xiàn)左右前輪轉向。這與本設計的基本原理差不多，只是本設計中采用的是中間輸入兩端輸出的結構。其大概示意圖是圖中：L轉向機齒條左右球鉸中心的距離；L左右橫拉桿的長度；L左右轉向節(jié)臂的長度；L廠車輪中心至轉向主銷的距離；S轉向齒條從中心位置的位移量，向左移動時，取正值,反之取負值；y轉向齒條左右球鉸中心連線與左右轉向