汽车转向系统及前桥设计

目 录摘要IAbstractII0文献综述10.1转向系统概况10.2前桥概况21引言42汽车主要参数的确定42.1轴距L42.2前轮距和后轮距42.3整车整备质量52.4汽车的装载质量52.5质量系数52.6汽车满载总质量62.7轴荷分配62.8轮胎选择62.9最小转弯直径72.10数据的确定73转向系统设计83.1汽车转向基本特性83.2转向系统设计要求和主要性能参数83.2.1转向系统设计要求83.2.2转向系传动比93.2.3 转向器效率113.2.4转向系设计参数的确定123.3循环球式转向器设计123.3.1转向系计算载荷的确定123.3.2主要尺寸参数选择133.3.3螺杆、钢球、螺母传动副133.3.4齿条，齿扇传动副143.3.5循环球式转向器零件强度计算173.4整体式转向梯形机构设计183.4.1整体式转向梯形机构数学模型分析183.4.2 基于Matlab的整体式转向梯形机构优化设计214转向从动桥设计274.1转向从动桥主要零件参数确定274.2转向从动桥主要零件设计计算294.2.1制动工况下的前梁强度计算304.2.2在侧滑情况下的前梁强度计算314.2.3转向节在制动和侧滑工况下的强度计算334.2.4主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的强度计算344.2.5转向节推力轴承的计算365结论36参考文献37致谢38汽车转向系统及前桥设计西南大学工程技术学院，重庆 400716摘要：随着汽车的普及，对于汽车的各项性能指标和操纵感受也更加重视。而转向系统和转向桥工作环境复杂多变，其关系着整车的安全性和操纵性，因此对转向系统和车桥的设计提出了更高的要求。本论文对转向系统与前桥的工作性能方面进行设计。秉着兼顾安全性、舒适性、稳定性、经济性及减轻质量的原则对转向系统和前桥的现状、结构、分类和工作原理进行了深入的对比分析，从而选出最优方案进行设计；对结构进行强度校核以达到可靠性良好的目的；对重要部件的参数进行优化，使之更接近理论期望值。关键词：转向系统；前桥；最优化The Designs of Steering system and Front axleLuo YouCollege of Engineering and Technology, Southwest University, Chongqing 400716, ChinaAbstract：We pay more attention to each performance index and manipulate feelings forcars with the popularity of cars.The complexity of working environment of front axle and steering system is related with the safety and maneuverability.So weshouldmention higher requirements forthe design of steering system and frontaxle.Thethesis is about the design of the performance aspect of the front axle and steering system.Taking consideration of safety, comfort, stability, economy and lightweight,it analyses thoroughlymany aspects of the steering system and front axle,including present situation,structure, classification and working principle.So the best program is gotten.checking the strength of constructureis to get good reliability;For making it more close to the theoretical expectations, it is necessary to Optimize the parameters of the important parts.Key Words：steering system;front axle;optimization0文献综述0.1转向系统概况汽车在道路上行驶时，驾驶员根据路况操纵方向盘来控制汽车行驶方向。使汽车改变或保持汽车行驶方向的机构称为汽车转向系统。就轮式汽车而言，其通过该机构使转向轮相对汽车行驶方向偏转一定角度而实现转向。具有能够按照驾驶员的要求准确地改变方向，直线行驶并且传递路况的作用。其性能直接影响到安全性能、行驶稳定性和操纵轻便性。图0-1 机械转向系统示意图Fig.0-1 Schematic diagram of steering system1 转向盘；2转向轴；3转向万向节；4转向传动轴；5转向器；6转向摇臂；7转向直拉杆；8转向节臂；9左转向节；10，12梯形臂；11转向横拉杆；13右转向节；14花键图0-1示出机械转向系统，其由转向器和转向传动机构组成。其核心部件为机械转向器。机械转向器完全有由人力操纵，通过一定的传动比来减小转向力。机械转向系统由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三部分组成。其完全靠驾驶员手力操纵，当转向车桥负荷较大时则难以顺利转向，驾驶员容易疲劳，但其相对于动力转向系统来说结构简单，制造和维护成本小，油耗相对较低。所有转向系统的核心部件是转向器，常见转向器有两种：(1)齿轮齿条式转向器：该转向器由于与转向轴做成一体的转向小齿轮和常与与转向横拉杆做成一体的齿条组成。其结构简单紧凑，质量轻，传动效率高达90%，体积小，没有转向摇臂和直拉杆，转向轮转角可以增大，成本低。可自动消除齿间间隙。逆效率高。主要用于轿车。(2)循环球式转向器：该转向器由螺杆螺母共同形成的螺旋槽、内装钢球构成的传动副以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。其传动效率高，使用寿命容易保障，转向器传动比可以变化，工作平稳可靠，齿条齿扇间的间隙调整工作容易，适合做整体式动力转向器。但其逆效率高，结构复杂，制造困难，精度要求高。主要用于客货车上。0.2前桥概况汽车前桥（前轴）通过悬架与车架或承载式车身相联，两端安装转向轮。用于承受地面与车架间的铅垂力，纵向力和横向力及其力矩，并保证车轮合适的转向范围和正确的定位角度。它的两端通过主销与转向节连接，通过转向节摆动来实现汽车转向。根据与车桥相匹配的悬架结构的不同，车桥分为断开式和整体式两种。与独立悬架相匹配的是断开式车桥，其为左右两段铰接的结构。当左右两车轮经过各自悬架直接和车架相联时，实际上已经没有了车桥，习惯上称为断开式车桥。与非独立悬架相匹配的非断开式车桥即一根横置于两轮间的轴。根据是否传递驱动力，转向桥又分为转向驱动桥和转向从动桥。如图0-2所示，非断开式转向从动桥主要由前梁、转向节及转向主销组成。转向节利用主销与前梁铰接并经一对轮毂轴承支承着车轮的轮毂，以达到车轮转向的目的。在左转向节的上耳处安装着转向节臂，后者与转向直拉杆相连；而在左、右转向节的下耳处则装有与转向横拉杆连接的转向梯形臂。有的将转向节臂与转向梯形臂连成一体安装在转向节下耳处以简化结构。制动底板紧固在转向节的凸缘面上。转向节销孔内压入带油槽的衬套以减小摩擦。在转向节下耳与前梁拳部间装滚子推力轴承以使转向轻便，在转向节上耳与前梁拳部之间装有调整垫片以调整其间隙。带有螺纹的楔形锁销将主销固定在前梁拳部的孔内。整体式转向桥从动桥的结构形式：前轴：由中碳钢锻造，采用抗弯性较好的工字形断面。为了提高抗扭强度，接近两端略呈方形。前轴中部下凹使发动机的位置得以降低，进而降低汽车质心下凹部分的两端制有带通孔的加宽平面，用以安装钢板弹簧。前轴两端向上翘起，各有一个呈拳形的加粗部分，并制有通孔。图0-2 非断开式转向从动桥Fig.0-2 Schematic diagram of integral front axle1转向节推力轴承；2转向节；3调整垫片；4主销；5转向梯形臂；6转向节臂；7前梁；8转向横拉杆；9球销主销：即插入前轴的主销孔内。为防止主销在孔内转动，用带有螺纹的楔形销将其固定。转向节：转向节上的两耳制有销孔，销孔套装在主销伸出的两端头，使转向节连同前轮可以绕主销偏转，实现汽车转向。转向节的两个销孔，要求有较高的同心度，以保证主销的安装精度和转向灵活。轮毂：轮毂通过内外两个滚锥轴承套装在转向节轴颈上。轴承的松紧度可以由调整螺母调整，调好后的轮毂应能正、反方向自由转动而无明显的摆动。轮毂外端装有冲压的金属端盖，防止泥水或尘土浸入。1引言在目前全国经济快速发展的大环境下，伴随着汽车行业的蓬勃发展，轻型货运汽车扮演着重要的角色。对于它的设计是依据以往理论知识及实践，在满足其功用的前提下进行的。转向系统和前桥工作环境复杂多变，多受交变载荷，零件易受疲劳损伤。其关系着整车的安全性和操纵性，成为了消费者选择汽车的重要的参考因素，因此必须保证其结构轻便可靠，能应对各种复杂路况和驾驶环境的同时提升其舒适性。该设计在解决上诉问题的同时，加深大学所学知识并使之系统化、综合化，以及培养了文献查阅，计算机应用和文字表达等技能，树立正确的设计思想和观点，提高独立处理问题的能力。在该设计中，通过分析转向系统和前桥的目前状况及历史背景，结合本设计研究意义和目的来确定结构方案，利用文献研究、功能分析、定性分析、归纳演绎、经验总结和数学方法进行结构、参数和尺寸设计，利用数学方法进行各种工作情况下的强度和刚度校核。学习并利用优化设计方法对梯形机构进行结构最优化设计。在说明书中，主要讲述了转向系统和前桥的选择设计和方案分析。对转向系统和前桥的分类和工作原理进行了对比分析。并对两者的重要组成部分进行分析设计。2汽车主要参数的确定综合以上对转向系统和前桥的综合分析，结合载货汽车的当前状况。由于转向桥轴荷质量不超过2.5t的商用车可以不用动力转向系统，本设计前桥满载载荷1.82t，故采用循环球式转向器的机械转向系统，配以整体式转向桥的4x2后轮双胎的平头载货汽车的设计方案。2.1轴距L轴距L对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。4x2货车车的轴距可参考表2-1提供的数据选定1 。2.2前轮距和后轮距受汽车总宽不得超过2.55m限制，轮距不宜过大。但在取定的前轮距范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动空间。在确定后轮距时应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及它们之间应必须预留的空间。轮距参照表2-1。表2-1 各类货车的轴距和轮距1Tab.2-1 The axle base and wheel base of some trucks汽车重质量轴距轮距2.3整车整备质量整车整备质量是指车上带有全部装备(包括随车工具、备胎等)，加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常工作中，收集大量同类型汽车各总成、部件和整车的有关质量数据，结合新车设计的结构特点、工艺水平等初步估算出各总成、部件的质量，再累计构成整车整备质量。2.4汽车的装载质量汽车的装载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定装载量。汽车在碎石路面上行驶时，装载质量约为好路面的7585。2.5质量系数质量系数是指汽车装载质量与整车整备质量的比值，即： （2.1）式中，为质量系数；为汽车装载质量；为整车整备质量。 表2-2 载货汽车质量系数1Tab.2-2 Some trucks quality coefficient货车类型质量系数轻型中型重型注：*装柴油机的轻型货车质量系数为0.801.00。2.6汽车满载总质量货车总质量，由整备质量，装载量，驾驶员和乘员三部分组成，即： （2.2）式中，为座位数。2.7轴荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直载荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。轴荷分配对轮胎寿命和汽车的使用性能有影响。从轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的载荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的载荷，而从动轴载荷可以适当减少；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，转向轴的载荷不应过小。各类货车的前后轴的轴荷分配见表2-3。表2-3 各类载货汽车的轴荷分配2Tab.2 -3 The axial load distribution of some kinds of truck车型满载空载前轴后轴前轴后轴4x2，后轮单胎4x2，后轮双胎，长、短头式4x2后轮双胎，平头式2.8轮胎选择轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此，在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮胎负荷系数取为0.91.0，以免超载。双胎并装时，由于两轮胎特性存在的差异性、装载质量分布不均匀等因素轮胎超载的影响，因此负荷能力要比单胎负荷能力加倍后减少10%-15%。为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。采用高强度尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎直径尺寸也大为缩小。例如装载员4t的载货汽车在20世纪50年代多用的9.020轮胎早己被8.2520、7.5020、8.2516等更小尺寸的轮胎所取代。2.9最小转弯直径转向盘转到极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆的直径称为最小转弯直径。用来描述汽车转向机动性，是汽车转向能力和转向安全性能的重要指标。转向轮最大转角，汽车轴距，轮距等对汽车最小转弯直径均有影响。对机动性要求高的汽车，应取小些。各类汽车最小转弯直径见表2-4。表2-4 部分商用车最小转弯直径1Tab.2 -4 The minimum diameter of turning for some truck 级别最大总质量机动车运行安全技术条件（GB7258-2004）规定：机动车辆的最小转弯直径以前轮轨迹中心为基线，测量值不得大于24m。当转弯直径为24m时，前转向轴和后轴的内轮差不得大于3.5m。2.10数据的确定根据以上论述，该设计初选数据如下：表2-5 设计初步数据Tab.2-5 Preliminary design data项目数值整备质量2900满载总质量5530前轴最大载荷18200前轮距1780轴距3800最小转弯直径12前轮胎7.50-R16LT胎压5.63转向系统设计3.1汽车转向基本特性为满足汽车转向基本特性，运用阿克曼原理，转向机构几何关系呈梯形。梯形转向机构由梯形臂和横拉杆组成。梯形转向机构使两侧转向车轮偏转时形成一个转向中心，及汽车的4个车轮均围绕一个点转动。此时内外侧转向偏转角度不相等，内侧车轮偏转角比外侧车轮偏转角大。在车轮为刚体的假设条件下，内、外侧转向轮偏转角的理想关系式为: （3.1）式中，B为两侧主销轴线与地面交点之间的距离，即轮距；L为汽车轴距。由转向中心O到外转向轮中心平面与地面接触的距离R称为汽车的转弯半径。转弯半径越小，则汽车机动性越好。当前外转向轮偏转角达到最大值时，转弯半径R有最小值。在理想情况下，最小转弯半径与的关系为： （3.2） 3.2转向系统设计要求和主要性能参数3.2.1转向系统设计要求11)合理设置传动比，使操纵轻便，转向系传动比包括转向系的角传动比（方向盘转角与转向轮转角之比）和转向系的力传动比。在转向盘尺寸和转向轮阻力一定时，角传动比增加，则转向轻便，转向灵敏度降低；角传动比减小，则转向沉重，转向灵敏度提高。转向角传动比不宜低于15-16；也不宜过大，通常以转向盘转动圈数和转向轻便性来确定。2)转向轮应具有自动回正能力。转向轮的回正力来源于轮胎的侧偏特性和车轮的定位参数。汽车的稳定行使，必须保证有合适的前轮定位参数，并注意控制转向系统的内部摩擦阻力的大小和阻尼值。3)转向杆系和悬架导向机构共同作用时，必须尽量减小其运动干涉。应从设计上保证各杆系的运动干涉足够小。4) 转向器和转向传动机构的球头处，应有消除因磨损而产生的间隙的调整机构以及提高转向系的可靠性。5) 转向轴和转向盘应有使驾驶员在车祸中避免或减轻伤害的防伤机构。6) 汽车在作转向运动时，所以车轮应绕同一瞬心旋转，不得有侧滑；同时，转向盘和转向轮转动方向一致。7) 当转向轮受到地面冲击时，转向系统传递到方向盘上的反冲力要尽可能小。8) 在任何行使状态下，转向轮不应产生摆振。9) 保证轿车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。机动性是通过汽车的最小转弯半径来体现的，而最小转弯半径由内转向车轮的极限转角、汽车的轴距、主销偏移距决定的，一般的极限转角越大，轴距和主销偏移距越小，则最小转弯半径越小。10) 合理设计转向梯形。转向时内外车轮间的转角协调关系是通过合理设计转向梯形来保证的。3.2.2转向系传动比转向系传动比包括转向系角传动比和转向系转矩传动比。1)转向系角传动比转向系角传动比定义为转向盘转角增量与两侧转向节转角的相应增量的平均值之比。 （3.3）式中，为转向系传动比；为转向盘转角增量；、为左右转向节的转角增量。转向器角传动比的定义为转向盘转角增量与摇臂轴转角的相应增量之比，即 (3.4）式中，为转向器角传动比；为转向盘转角增量；为转向摇臂轴的转增量。 （3.5）循环球式转向器的角传动比 （3.6）转向传动机构角传动比的定义为转向摇臂轴转角增量与两侧转向节转角的相应增量的平均值之比，即: （3.7）式中，为转向传动机构之比；为转向摇臂轴转角增量；、为左、右转向节的转角增量。所以，转向器与转向传动机构角传动比的乘积就是转向系的角传动比，即 （3.8）在整体式转向器的转向系中，转向传动机构的角传动比大约在0.85-1.1之间，可以初略认为是1。这样 （3.9） （3.10）即转向系角传动比被近似认为等于转向器角传动比。2)转向系转矩传动比在实用中，转向系统转矩传动比定义为 （3.11）式中，为转向系转矩传动比；为在转向节上克服的转向阻力矩，由作用在左、右转向节上的转向阻力矩和组成；为施加在转向盘上的转矩；为转向系的角传动比；为转向器在实际载荷下的效率；为转向传动机构在施加载荷下的效率。只能用实验的方法确定和。在实用中，转向器的转矩传动比定义为 （3.12）式中，为转向器转矩传动比；为转向摇臂轴上的转向阻力矩；为转向器角传动比；为转向器在实际载荷下的效率。一般近似认为 （3.13）3)循环球齿条齿扇式变速比转向器角传动比的变化规律循环球齿条齿扇式转向器的角传动比由下式计算 （3.14）式中，为螺杆螺距；为齿扇的啮合半径。从上式可以看出，转向器角传动比与齿扇啮合半径成正比，与螺杆螺距成反比。一般把螺距做成固定的，通过改变齿扇啮合半径的方法来实现变速比。当转向摇臂轴离开中间位置以后，随转角的变化使齿扇与齿条啮合的工作半径也发生变化，从而改变角传动比。在以比较高的速度直线行驶时，速比较大，是由汽车的高速操纵性决定的。在低速行驶，大转角转向时，为获得前轮的最大转向角，驾驶员转动转向盘的圈数应比较少，要求速比小。3.2.3 转向器效率转向器效率有正效率和逆效率之分1）转向器正效率转向器正效率表示的是功率从转向盘传到车轮时的传递特性，只能应用实验的方法确定在实际载荷下的转向器正效率。 （3.15） （3.16）式中，为转向摇臂轴上的转向阻力矩；为主动施加在方向盘上的转矩；为转向器角传动比；为转向器在实际载荷下的正效率。2）转向器逆效率转向器逆效率表示的是功率从车轮传到转向盘时的传递特性，只能应用实验的方法确定在实际载荷下的转向器逆效率。 （3.17） （3.18）式中，为转向摇臂轴上主动施加的力矩；为驾驶员被动施加在方向盘转矩；为转向器角传动比；为转向器在实际载荷下的逆效率。循环球式转向器的效率较高，一般在75%85%之间。3.2.4转向系设计参数的确定满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷：18200N 车轮（包括轮毂、制动器等）所受重力：1200N转向盘直径：400mm主销偏移距：92.8mm主销后倾角：主销内倾角：车轮外倾角：前轮距：1780cm轮胎滚动半径：41cm汽车质心高度：800mm轴距：3800cm两主销中心延长线到地面交点间的距离：1580mm转向节臂球销中心至主销中心距离：24cm转向摇臂两球销中心距离：21cm3.3循环球式转向器设计3.3.1转向系计算载荷的确定用验公式来计算汽车在沥青或混泥土路面的原地转向阻力矩 （3.19）式中，为原地转向阻力距，N.mm；为轮胎和路面间的滑动摩擦因素，取0.7；为转向轴负荷，N；为轮胎气压，MPa。正效率为:作用在方向盘上的最大转向力力为： （3.20）3.3.2主要尺寸参数选择参照汽车学表11.1循环球式转向器主要参数，得如下参数齿扇模数：5.0mm；摇臂轴直径：32mm；钢球中心距：D=30mm；螺杆外径： =29mm；钢球直径：d=7.144mm；螺距：10mm；工作圈数：1.5；环流行数：2；螺母长度：59mm；齿扇齿数：5；齿扇整圆齿数：13；齿扇压力角： ；切削角：；齿扇宽度：30mm。图3-1 循环球式转向器Fig.3-1 Ball-nut type steering gear3.3.3螺杆、钢球、螺母传动副1）螺母内径 （3.21）2）每个环路中的钢球数 （3.22）取n=20，式中，为螺线导程角，取；为一个环路的钢球工作圈数；为不包括环流导管中的钢球数。3）螺母螺杆沟槽半径 （3.23）4）接触角；以使轴向力和径向力分配均匀。5）方向盘转动角，对应螺母移动距离为 （3.24）式中，P为螺纹螺距，mm。同时，齿扇节圆转过的弧长等于，相应摇臂轴转过角，即 （3.25）式中，r为齿扇节圆半径，mm。由以上两式可得，将对求导得循环球式转向器角传动比为 （3.26）式中，m为齿扇模数，Z为齿扇整圆齿数。3.3.4齿条，齿扇传动副变厚齿扇的齿顶和齿根的轮廓面是圆锥的一部分，其分度圆上的齿厚是变化的。齿扇在整个齿宽方向上是由无数个原始齿形位移系数逐渐变化的圆柱齿轮组成。对齿轮来说，因为在不同位置的剖面中，其模数不变，所以他的分度圆半径和基圆半径相同。因此变厚齿扇的分度圆和基圆均为一圆柱，在不同剖面位置上的渐开线齿形，都是在同一个基础上所发展出的渐开线，只是其轮齿的渐开线齿形离基圆的位置不同而已，所以应该将其归入圆柱齿轮的范畴14。变厚扇形齿形的计算如图3-2所示。一般将中间剖面规定为基准剖面。由剖面向右时，变位系数为正，向左则由正变为零（剖面），再变为负。若剖面距剖面的距离为，则： （3.27）式中，是切削角，。在切削角一定的条件下，各剖面的变位系数取决于距离基准剖面的距离。模数m=5.0；法向压力角；齿顶高系数=1.0；径向间隙系数=0.2；整圆齿数Z=13；齿扇宽度B=30mm。图3-2 变厚齿扇齿形计算简图Fig.3-2 Thickening door tooth shape diagram在II-II处的变位系数为 （3.28）齿扇最大端直径为： （3.29）齿扇最小端直径为： （3.30）表3-1 剖面的齿形计算Tab.3-1 The profile oftooth profile calculation名称公式结果（mm）分度圆直径65齿顶高=5齿根高=6齿全高=11齿顶圆直径=75分度圆齿厚=7.85顶圆压力角=36.87顶圆齿厚=2.67表3-2 最大变位系数剖面（II-II剖面）齿顶变尖核算Tab.3-2 Biggest addendum modification coefficient profile taper accounting名称公式结果最大变位系数0.34齿顶圆半径39.21齿顶圆压力角40分度圆齿厚9.26齿顶圆齿厚1.78分度圆弧齿厚为： （3.32）齿扇全齿高为： （3.33）3.3.5循环球式转向器零件强度计算钢球接触点至螺杆中心线的距离为： （3.34）式中，D为钢球中心距，d为钢球直径。作用在螺杆上的轴向力为： （3.35）钢球与滚到间的接触应力为： （3.36）式中，根据A/B值从下表查取， （3.37） （3.38） （3.39）为滚道截面半径；为钢球半径；为螺杆外半径；E为材料弹性模量，；为钢球与螺杆之间的正压力。用差值法求得k=1.5128 （3.40） （3.41）式中，为螺杆螺线导程角；为接触角；n为参与工作的钢球数；为作用在螺杆上的轴向力。表3-3 系数k和A/B的关系2Tab.3-3 The relationship between k and A/BA/B1.00.90.80.70.60.50.4k0.3880.4000.4100.4400.4680.4900.536A/B0.20.150.10.050.020.010.007k0.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202当接触表面硬度为5864HRC时，许用接触应力,接触应力在许用范围内，符合要求。3.4整体式转向梯形机构设计整体式转向梯形是由转向横拉杆l，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，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，会影响另一侧转向轮。如图3-3所示。图3-3 整体式转向梯形Fig.3-3 The integral steering trapezoidal1转向横拉杆；转向梯形臂；3前轴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。3.4.1整体式转向梯形机构数学模型分析汽车转向行驶时，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。两转向前轮轴线的延长线应交在后轴延长线上，如图3-3所示。设、分别为内、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 (3.42)若自变角为，则因变角的期望值为 (3.43)现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图3-3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为(3.44)式中，为梯形臂长；为梯形底角。其他物理量意义见图3-4。图3-4 理想的内、外车轮转角关系简图Fig.3-4 Outside wheel Angle within the ideal relationship diagram所设计的转向梯形给出的实际因变角应尽可能接近理论上的期望值。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，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，构成评价设计优劣的目标函数为 (3.45)将式（3.44）、式（3.45）代入式(3.46)得 (3.46)式中，x为设计变量，；为外转向车轮最大转角，（）；其他物理量意义见图3-4。 (3.47)式中，为汽车最小转弯直径；为主销偏移距。考虑到多数使用工况下转角小于20，且10以内的小转角使用得更加频繁，因此取 (3.48)建立约束条件时应考虑到：设计变量及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当过大时，将使梯形布置困难，故对的上、下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形值就越大，而优化过程是求的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为 (3.49)梯形臂长度设计时常取。梯形底角。此外，由机械原理知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取。转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为 (3.50)式中，为最小传动角()。图3-5 转向梯形机构优化设计的可行域Fig.3-5 Optimization design of steering trapezoidal mechanism of the feasible region已知,故由式(3.50)可知为设计变量及的函数。约束条件所形成的可行域，如图3-5所示的几种情况。图3-5b适用于要求较大，而可小些的车型；图3-5c适用于要求较大，而小些的车型；图3-5a适用介于图3-5b、c之间要求的车型2。转向梯形机构的设计问题，可以归结为寻求一个即满足约束条件，又使转角的函数与式（3.42）的误差达到最小的最优设计方案。该设计问题是一个二维4个不等式约束的非线性规则问题，一般用复合法求解。3.4.2 基于Matlab的整体式转向梯形机构优化设计转向梯形机构是汽车转向传动机构中很关键的一部分，在汽车转向系统中为了减少轮胎磨损，减小转向力，保证汽车转向时的内、外转向轮尽可能作纯滚动，这一要求由转向梯形机构的几何性能来实现。汽车的转向梯形对于汽车的工作状况，譬如汽车的安全驾驶等诸多方面具有重要的实际意义，以前技术人员往往通过FORTRAN或VISUALC+等计算语言，利用复合变形法8、惩罚函数法、简约梯度法等现代设计理论的方法来进行最优化设计；但苦于没有标准的子程序可以调用，技术人员往往将自己编好的程序逐条敲入计算机，然后进行调试，最后进行最优化设计，这样的程序当其中任何一条语句有了毛病，甚至调试不当（如数组维数不匹配），那可能导致错误结果的出现。为此。通过以上的数学模型。运用matlab对其作设计，选择优化解16。1）转向梯形机构设计思路（1）设计的目标设计出的梯形符合上述转向机构的要求。令转弯的时候输出角随输入角变化能够尽可能使两前轮围绕一个中心点作圆周运动。避免出现过大的相对滑动，从而磨损轮胎以及给转向系带来负荷。优化设计的目的，是使设计的转向梯形给出的实际因变角尽可能接近理论上的期望值。其偏差在最常用的中间位置附近小转角范围内应尽量小，而在不常用的最大转角时则适当放宽要求。（2）设计的变量本设计中，对转向梯形有影响的因素中，主销间距、轴距、最大外转向角都是已知。那么设计的变量就有转向梯形的初始输入角、转向梯形的臂长。其中臂长的范围也受到转向器初步数据选取的约束。要算出具体范围来配合转向器的设计。（3）设计的方法先查找资料，找出轻型货车的梯形构造。大致了解梯形参数的范围。再在软件上验证。往往偏离最优解适用范围越远，所得到的实际值跟期望值相差就会越大。通过数次粗调，可得到比较合适的范围，再进行细调。找出合适的解。根据上述的数学模型，用Matlab软件编写出相应funtion文件，再调用优化工具箱里面的求标准差的lsqnonlin函数，求得实际结果跟期望值的差异。由此统计，找出比较合适的优化解。期望的函数值取转向梯形机构的梯形臂每转过一个小角度时对应的转向轮转向角度的一个理想值。实际值是由梯形引起的转向轮转过的角度。把从初始角到转向轮最大角度对应的梯形臂转向角度等分成60份，每次都采集一次数据，然后统计出数值跟理想值存在的平均标准差的大小。由此来评估其拟合的质量。2）基于Matlab的转向梯形机构设计（1）了解Matlab功能与操作了解Matlab的基本功能以及如何运用。本次所用的软件是Matlab7.1版本对其进行数据处理和优化设计。首先打开Matlab，界面如图3-6所示。图3-6 Matlab7.1界面Fig.3-6 Matlab7.1 interface（2）建立目标函数根据前一节论述到的等式以及约束条件，用Matlab语句进行编写所并保存为调用的.m文件。其程序语句如下：function f=fun(x)global K L i thetamax alpha for i=1:61 f=0; %函数值初始化 betae=atan(tan(alpha(i)/(1-K/L)*tan(alpha(i); %计算转角期望值 A(i)=2*x(1).2*sin(x(1)+alpha(i); %计算实际转角 B(i)=2*K*x(1)-2*x(1).2*cos(x(2)+alpha(i); C(i)=2*x(1).2-4*x(1).2*cos(x(2).2+4*K*x(1)*cos(x(2)-2*K*x(1)*cos(x(2)+alpha(i); theta(i)=2*acot(A(i)+sqrt(A(i).2+B(i).2-C(i).2)/(B(i)+C(i); beta(i)=x(2)+theta(i)-pi; if alpha(i)=pi/18 %计算目标函数值 f(i)=1.5*abs(beta(k)-betae(k) else if alpha(i)=pi/180; f(i)=abs(beta(k)-betae(k) else f(i)=0.5*abs(beta(k)-betae(k) endendend然后定义约束条件并调用lsqnonlin函数求优化解。程序语句如下：global K L i thetamax alpha K=input(输入两主销中心线的距离单位（mm）K=);%提示输入结构参数L=input(输入轴距单位（mm）L=);thetamax=input(输入外转向轮最大转角（单位为度）);x0(1)=input(输入初始点的第一个分量（臂长、mm）);x0(2)=input(输入初始点的第二个分量（底角、度）);thetamax=thetamax*pi/180; %转换为弧度单位x0(2)=x0(2)*pi/180;lb(1)=0.17*K;lb(2)=acot(K/(1.2*L);ub(1)=0.17*K;ub(2)=pi/2;alpha=linspace(0,thetamax,61); %将转角划分为60等分间隔lb=lb(1),lb(2); %定义上下边界约束条件和允差ub=ub(1),ub(2);x0=x0(1);x0(2);options=optimset(TolFun,1e-10,TolCon,1e-6);x,resnorm=lsqnonlin(fun,x0,lb,ub,options) %调用lsqnonlin函数求解。求的优化解后，用下列程序语句绘制出转角期望值和实际转角在0之间的变化曲线，以便分析比较与选择。global K L thetamax alpha f qK=1580;L=3800;thetamax=32.3;x(1)=input(输入初始点的第一个分量（臂长）);x(2)=input(输入初始点的第二个分量（底角度）);thetamax=thetamax*pi/180; %转换为弧度单位x(2)=x(2)*pi/180;alpha=linspace(0,thetamax,61); %将转角划分为60等分间隔for i=1:61 betae=atan(tan(alpha(i)/(1-K/L)*tan(alpha(i); A(i)=2*x(1).2*sin(x(2)+alpha(i); %计算实际转角 B(i)=2*K*x(1)-2*x(1).2*cos(x(2)+alpha(i); C(i)=2*x(1).2-4*x(1).2*cos(x(2).2+4*K*x(1)*cos(x(2)-2*K*x(1)*cos(x(2)+alpha(i) theta3=2*acot(A(i)+sqrt(A(i).2+B(i).2-C(i).2)/(B(i)+C(i); beta(i)=x(2)+theta3(i)-pi;endplot(alpha(i),beta(i),r);hold on %绘制转角期望值曲线plot(alpha(i),beta(i),b) %在同一张图上画实际转角曲线hold off（3）缩小设计区域根据用Matlab找 出优化适合区域。根据数据显示，初始角的改变引起的变化远比臂长的改变引起的变化大。所以初始角才是设计中的“主要矛盾”。（a） （b） （c）图3-7 不同输出角随输入角变化时的实际值与期望值曲线Fig.3-7 Different output angle with the input angle when the change of actual value and expected value curve例如图3-7(a)为初始角为60，图3-7(b)为初始角70的输出角随输入角变化时的实际值与期望值曲线。图3-7(c)为初始角80的时候这样的结果偏离期望值太大。故80、60的初始角不能成为优化区域。经过多次尝试，确定最适合的初始角区域为68到70。 图3-8 m=200mm 梯形初始角=65 图3-9 m=200mm 梯形初始角=72Fig.3-8 m=200mm initial angle =65 Fig.3-9 m=200mm initial angle =72图3-8是一个拟合程度的直观体现，输入角度在00.25范围内的拟合程度很高，输入角大于0.25之后与期望值有比较大的偏差，说明在转角较小的时候两轮相对滑动程度较小，在输入转角比较大的情况下轮胎滑动程度比较大。图3-9的图像表明，随着输入角的变化，输出角与期望值的标准差发展比较平稳，而且整体来说数值比较小。是设计的较优化解。表3-4 臂长m及初始角度取值不同时对应的标准差平均值Tab.3-4 The standard deviation of the mean value with differentm and臂长m初始角度标准差平均值190680.0035190690.0029190700.0033200680.0032200690.0028200700.0033210680.0032210690.0027210700.0032220680.0032220690.0028220700.0031（4）确定转向梯形梯形臂长梯形臂长度可以参考现有汽车梯形臂长度与主销中心距K的比值的统计数据来进行初选，一般用公式m=0.13K。经计算的初选值，m=203mm，当转向梯形臂长m取200mm附近数值时，较符合初始传动比选择条件。所以用Matlab就初始角为6870的范围内，臂长为190mm220mm范围内作表3-4比较综合考虑，取m=210mm，=69时 平均标准差值为0.0027。其实际曲线与期望曲线拟合如图3-5所示。输入角度在00.45范围内的拟合程度很高，输入角大于0.45之后与期望值有比较大的偏差，说明在转角较小的时候两轮相对滑动程度较小。而小转角是汽车高速行驶时的转向特点，也是汽车使用过程中最常用的。图3-5 臂长m=210mm 梯形初始角=69Fig.3-5 m=210mm initial angle =69该数据设计出的转向梯形给出的实际因变角接近理论上的期望值，符合转向机构的要求。令转弯的时候输出角随输入角变化能够尽可能使两前轮围绕一个中心点作圆周运动。避免了出现过大的相对滑动，从而磨损轮胎以及给转向系带来负荷。4转向从动桥设计4.1转向从动桥主要零件参数确定满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷：18200N车轮所受重力：1200N制动时汽车质量转移系数：1.5路面附着系数：0.8侧滑附着系数：1主销后倾角：主销内倾角：车轮外倾角：轮距B：1780mm主销延长线与地面交点距离K：1580mm前梁上两钢板弹簧座中心距离s：750mm轮胎滚动半径：410mm汽车质心高度：800mm板簧座上表面的离地高度：310mm图4-3中：45mm转向节的轮轴根部轴颈：50mm前梁中间部分下偏移量：100mm转向从动桥才用工字形断面的前梁，可保证其质量最小而在垂向平面内的刚度大，强度高。推荐值如图4-1所示。图中虚线绘出的是其当量断面。图4-1 前梁工字型断面尺寸关系的推荐值Fig.4-1 The recommended value of former Liang Gong type section size relations该断面的垂向弯曲截面系数和水平弯曲截面系数为： （4.1）式中，a为工字型断面的中部尺寸(mm)。前梁在板簧座处的弯曲截面系数采用经验公式 （4.2） （4.3）所以当第一步取时，得到的前梁危险截面处应力为397Mpa，远大于许用应力300Mpa，故取a=20mm以保证强度。式中，m为该前梁上的簧上质量（kg），l为车轮中线至板簧座中线间的距离（cm）；2200为常数。前梁拳部高度为100mm；主销直径为40mm；主销上下滑动轴承长度为60mm。4.2转向从动桥主要零件设计计算图4-2 转向从动桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图Fig.4-2 Force diagram analysis of drive