某乘用车转向小齿轮助力式转向系统设计毕业论文

某乘用车转向小齿轮助力式转向系统设计某乘用车转向小齿轮助力式转向系统设计摘 要电动助力转向系统(EPS)是一种直接依靠电动机提供辅助转矩的动力转向系统，齿轮助力式动力转向系统(P-EPS)的电动机和减速机构与小齿轮相连，直接驱动转向齿轮助力转向，具有重量轻、安装灵活、维修方便、控制容易等优点。本文以丰田卡罗拉车型作为参考对象。第一，在初步了解电动助力转向系统的基础上，按照对电动助力转向系统的性能要求，合理确定小齿轮助力式转向系统的总体结构方案，即机械部分和电子控制伺服系统。对转向系统的机械部分，即齿轮齿条式转向器进行设计计算，合理选择齿轮、齿条的参数，保证其机械部分满足性能要求，并利用CATIA工具软件绘制齿轮齿条转向器的三维模型；第二，利用MATLAB工具软件，对断开式转向梯形进行优化，其目的是在在规定的转角范围内使实际的内轮转角尽量地接近对应的理想的内轮转角；第三，利用有限元分析软件ANSYS对转向节进行强度分析，使转向节在越过不平路面、紧急制动、转向侧滑工况下满足强度要求。关键词：小齿轮助力式转向系统；三维建模；转向梯形；转向节 Design of Pinion Electric Power SteeringSystemAbstractThe Electric Power Steering System, which is short for EPS, is a kind of power steering system which directly depends on the power provided by the motor. P-EPS connected with the motor and the reduction mechanism, directly drive the steering gear, which has the advantages of light weight, flexible installation, easing to repair, easy controlling and so on. This article is based on the reference object model Toyota Corolla, made by the FAW Toyota Automobile Co. Ltd. Firstly, on the basis of preliminary understanding of electric power steering system ,in accordance with the performance requirements for the electric power steering system, reasonably determine the power steering system overall structure of the system.The mechanical part of the steering system, namely the gear rack type steering gear is designed and calculated, the mechanical part can meet the performance requirements, rack and pinion steering and rendering 3D model is to use the CATIA tool. Secondly, using the MATLAB tool software, the splitting Ackerman steering linkage optimization, the purpose is the corner within the prescribed scope of the inner wheel angle to close the corresponding ideal inner round corner; Thirdly, in order to analyze the strength of the steering knuckle using finite element analysis software ANSYS, the steering knuckle over the uneven road, emergency brake, sideslip and composite conditions meet the strength requirements. Key Words：P-EPS, Three Dimensional Modeling, Steering Trapezoid, Steering Knuckle目 录摘 要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 本课题研究的目的和意义11.2 国内外研究现状概述11.3 本课题主要研究内容及技术方案3第 2 章 转向系统总体方案设计52.1 电动助力转向系统概述52.1.1 电动助力转向系统的基本原理和工作特点52.2 电动助力转向系统分类62.2.1 转向轴助力式转向系统62.2.2 小齿轮助力式转向系统62.2.3 齿条助力式转向系统62.3 小齿轮助力式转向系统总体设计方案72.3.1 小齿轮助力式EPS总体结构方案72.4 齿轮齿条转向器的设计计算72.4.1 转向系计算载荷的确定72.4.2 EPS系统齿轮齿条转向器的主要元件92.4.3 EPS系统转向传动比112.4.4 齿轮齿条式转向器的设计要求112.4.5 齿轮轴和齿条的设计计算112.5 本章小结12第 3 章 断开式转向梯形优化设计143.1 转向系统的结构模型143.2 理想的左右轮转角关系153.3 用解析法求实际的内外轮转角关系7153.4 转向传动机构优化设计173.4.1 目标函数的建立173.4.2 设计变量与约束条件193.5 本章小结20第 4 章 转向节有限元分析214.1 转向节概述214.2 有限元法和ANSYS分析软件214.2.1 有限元法概述214.2.2 ANSYS软件介绍224.2.3 ANSYS Workbench 简介234.3 转向节强度分析244.3.1越过不平路面工况264.3.2紧急制动工况284.3.3转向侧滑工况304.4本章小节32结论33致 谢34参考文献35- IV -某乘用车转向小齿轮助力式转向系统设计第 1 章 绪论1.1 本课题研究的目的和意义2013年中国已经成为世界上最大的汽车产销国，市场竞争的日益加剧引导了汽车技术的迅速发展，电动助力系统具有节能环保、高度的控制性、高性能化、组件少，节省装配时间、重量轻、成本低效益高、易与汽车其它电子控制系统集成和不需要特殊保养等优点。电动助力转向系统（EPS）代表未来动力转向技术的发展方向，将作为标准件装备到汽车上，并将在动力转向领域占据重要地位。 电动助力转向系统是在传统机械转向机构基础上，增加信号传感器装置、电子控制装置和转向助力机构等构成的。电动助力转向系统的功能着眼点是使用电力驱动执行机构实现在不同的驾驶条件下为驾驶人员提供适宜的辅助力。系统主要由以下几个部分组成：电子控制单元（ECU）、车速传感器和扭矩传感器、伺服电动机、变速机构和转向柱总成等 1。随着生活水平和消费水平的提高，人们对汽车的操纵稳定性的要求也越来越高，转向系统作为其重要的影响因素已成为现代汽车研究的重要课题。通过对本课题的研究，了解电动助力系统未来发展的主要方向：改进控制系统性能和降低控制系统的制造成本，未来的电动助力转向系统还将向着电子四轮转向的方向发展，并与电子悬架统一、协调控制，从而实现电动助力转向系统与汽车上的其它控制单元的通讯联系，实现控制系统的集约化。电动助力转向系统的发展的总体趋势本质而言并没有大幅度的改变电动助力转向系统的基本框架结构，其机械部分的比重都比较大。放眼将来，电动转向系统将向着更纯粹的电子化和智能化的动力转向系统发展2。 本论文研究目的在于对小齿轮助力式转向系统进行总体方案设计、参数计算、三维建模、有限元分析等，以达到综合应用所学知识，分析解决实际工程问题，锻炼创造能力的目的。1.2 国内外研究现状概述电动助力转向系统是于20世纪80年代中期提出来的。世界各主要汽车生产国对电动助力转向系统均进行了深入的研究与系统开发设计。 EPS 系统最先在日本获得实际应用。日本铃木公司于1988年首次在其生产的 Cervo 车上装备了 EPS系统，随后用在 Alto 车上。此后，电动助力转向技术得到了迅速的发展。日本的大发汽车公司、三菱汽车公司、本田汽车公司、美国的 Delphi 汽车公司、TRW 公司，德国的 ZF 公司，都相继研制出各自的 EPS系统。其中技术发展最快、应用较为成熟的当属 TRW 转向系统和 Delphi Saginaw(萨吉诺)转向系统，而Delphi Saginaw(萨吉诺)转向系统又代表着电动转向系统发展的前沿。TRW 公司从 1998 年开始便投入大量的人力、物力用于 EPS 系统的开发。最初针对客车转向柱助力式 EPS 系统，其后的小齿轮助力式 EPS 系统开发也获得成功。1999 年，TRW 公司的 EPS 系统已经装备在轿车上，如 Ford Fiesta 和 Mazda 323F 等。Delphi 汽车系统公司已经为大众的 Polo、欧宝 318i 以及菲亚特的 Punto 开发出 EPS 系统。最近韩国的一些开发机构也宣布独立开发出自己的电动助力转向系统。应该说现今的 EPS 系统主要应用对象是中小型轿车，但是最新的资料表明，MercedesBenz 和 Siemens Automotive 两大公司共同投资开发新的 EPS 系统，该系统能够使用于汽车前桥负荷超过 1200kg 的车型，因此货车也将可能成为 EPS 系统的装备目标。 经过近 20 年的发展，EPS 技术日趋成熟。其应用范围已经从最初的微型轿车向大型轿车和商用客车方向发展。电动助力转向系统的助力方式也从低速范围助力型向全速范围助力型发展，并且其控制方式和功能也进一步强化。 我国作为潜在的汽车消费大国也同样对电动助力转向系统的研究与开发给予了很大的关注。国内的一些大学、研究机构和一些汽车系统公司也在这方面作了很多工作。吉林大学对电动助力转向系统的前景进行了展望，对电动助力转向系统的控制策略进行了有益的探讨清华大学、华中科技大学和江苏大学等院校纷纷开展了电动助力转向系统的建模、动态分析等工作；合肥工业大学、湖北汽车工业学校等院校也对汽车电动助力转向系统进行了仿真分析。陕西、吉林、安徽等省都将电动助力转向系统作为科技攻关项目进行研究。目前在国内南方动力据称已经研制出电动助力控制系统的样机，并在进行车试，在业界来讲是一件振奋人心的消息。但是就目前而言，国内的很多研究还紧紧是在定性的层次上，真正对系统进行具体的研制工作的机构还很鲜闻。东南大学机械系是较早投入这方面研究的大学之一，目前已经在具体工作的开展过程中获得了关于电动助力转向系统设计开发工作中的比较有价值的经验和部分成果。 EPS 系统的具有广阔的应用前景和巨大的商机。但是应当看到我国的基础工业不是很发达，很多与电动助力转向系统开发相关的技术现况并不是很理想，要想在未来的世界汽车电动助力转向系统中有一席之地不是一件很容易的事情。可喜的是在国家的“十五”规划中将电动助力转向系统的研制工作作为一个重要的研究内容，规划确定了“十五”的目标是解决关键技术，开发成功新产品，主要研究内容是：传感器技术、控制技术、电机技术、离合器技术和减速机构等技术。国家政策的倾斜一定程度上可以解决目前国内的一些研究机构经费不足的问题，也必将提升电动助力转向系统相关零部件性能，从而有助于我国自主的电动助力转向系统产品的成功研制。 1.3 本课题主要研究内容及技术方案 本论文主要包括转向系统的总体设计、转向梯形的优化设计和转向器、转向梯形完整 三维实体模型，并绘制工程图。转向系统的总体设计：所设计的电动助力转向系统总体上包括两大部分。其一是机械部分；其二是控制部分。 机械部分主要是转向系统的数据采集单元、传动单元和执行单元。具体而言主要包括扭矩传感器、车速传感器、离合器、转向柱总成以及伺服电机等。控制部分主要是采集来自传感器感测到的外部信号，进行必要的运算处理发出控制指令，为转向提供辅助力。本论文对机械部分进行总体设计。扭矩传感器：这种传感器的功能是测量作用于转向盘的力矩的大小和方向。扭矩传感器信号是 EPAS最重要的输入控制信号，扭矩传感器要求精确可靠、抗干扰能力强。扭矩传感器选择：电位器式扭矩传感器、电磁式扭矩传感器、光电式扭矩传感器。车速传感器：利用电磁感应的原理设计而成，是一种非接触式的传感器。在电动助力转向控制系统中所起作用是把车轮的运动状态转变为电信号送入电子控制单元。车速传感器选择：电磁车速传感器、光电车速传感器、霍尔车速传感器。电动机：电动机是电动助力转向系统的关键部件之一，担负着系统控制指令执行功能。电动机的选择直接关系到系统的调节品质和控制效果。电动机的选择为直流伺服电动机。电磁离合器：电磁离合器的作用是传递电动机的助力转矩，电磁离合器安装在电动机和减速机构之间。电磁离合器的设置是为了使电动机和减速机构快速的结合和分离。减速机构：减速机构的作用是降低电动机的输出轴的转速，从而将电动机输出轴的输出转矩放大后作用于转向输出轴。减速机构主要有两种形式：双行星齿轮减速机构和蜗轮蜗杆减速机构。基于MATLAB的转向梯形的优化设计 (1)转向梯形机构优化模型的建立 (2)转向梯形数学模型的建立 (3)建立约束条件 (4)利用MATLAB软件编程优化及结果分析。 第 2 章 转向系统总体方案设计2.1 电动助力转向系统概述2.1.1 电动助力转向系统的基本原理和工作特点 电动助力转向系统（简称EPS）一般由机械式转向器(轿车多为齿轮齿条式)和电子控制伺服系统等组成。该系统由传感器(转向扭矩传感器、转向角位移传感器、车速传感器),控制器(控制单元、电机驱动单元)和执行机构(电机及减速器)等构成。电机的能源来自车载蓄电池.控制器根据各传感器的信号,按照一定的控制策略和车辆工作状态,发出控制指令,仅在车辆进行转向和回正时,把电流输送给电机,实施助力和回正等控制。减速器把电机所产生的动力,经过降速增矩后传递给转向器3。原理简图见图2-1。 图2-1 EPS原理图 电动助力转向系统就有一系列的特点：（1） 节约了能源消耗；（2） 对环境无污染；（3） 增强了转向跟随性；（4） 提供可变的转向助力；（5） 采用“绿色能源”，适应现代汽车的要求。2.2 电动助力转向系统分类 根据电动机驱动部位的不同,将电动助力转向系统分为三类:转向轴助力式(C-EPS)、转向器小齿轮助力式(P-EPS)和齿条助力式(R-EPS)。2.2.1 转向轴助力式转向系统转向轴助力式转向系统(C-EPS)由转矩传感器、电动机、离合器和转向助力机构组成一体,安装在转向柱上。其特点是结构紧凑、所测取的转矩信号与控制直流电机助力的响应性较好，这种类型一般在轿车上使用。2.2.2 小齿轮助力式转向系统小齿轮助力式转向系统（P-EPS) 的转矩传感器、电动机、离合器和转向助力机构仍为一体,只是整体安装在转向小齿轮处,直接给小齿轮助力,可获得较大的转向力。该型式可使各部件布置更方便,但当转向盘与转向器之间装有万向传动装置时,转矩信号的取得与助力车轮部分不在同一直线上,其助力控制特性难以保证。本论文研究的内容即为该系统。2.2.3 齿条助力式转向系统齿条助力式转向系统(R-EPS)的转矩传感器单独地安装在小齿轮处,电动机与转向助力机构一起安装在小齿轮另一端的齿条处,用以给齿条助力。该类型又根据减速传动机构的不同可分为两种:一种是电动机做成中空的,齿条从中穿过,电动机动力经一对斜齿轮和螺杆螺母传动副以及与螺母制成一体的铰接块传给齿条.这种结构是第一代电动助力转向系统,由于电动机位于齿条壳体内,结构复杂、价格高、维修也很困难。另一种是电动机与齿条的壳体相互独立,电动机动力经另一小齿轮传给齿条,由于易于制造和维修,成本低,己取代了第一代产品。因为齿条由一个独立的齿轮驱动,可给系统较大的助力,主要用于重型汽车。2.3 小齿轮助力式转向系统总体设计方案2.3.1 小齿轮助力式EPS总体结构方案小齿轮助力式转向系统由驱动电机与离合器、控制器、驱动器、扭矩传感器、减速机构、防碰撞转向柱总成、转向中间轴总成等组成。系统采用蜗轮蜗杆减速机构，离合器与驱动电机一体化制造，装在减速机构一侧，当电动机发生故障时，离合器将自动分离。为了获得良好的动态特性，蜗轮采用尼龙材料制作。小齿轮助力式EPS系统主要由以下部件组成：（1） 机械式齿轮齿条式转向器；（2） 转向管柱总成、转向中间轴总成；（3） 减速机构；（4） 电控单元（控制器、电机驱动器）；（5） 传感器（车速传感器、扭矩传感器、转向角位移传感器等）；（6） 助力电机与离合器。2.4 齿轮齿条转向器的设计计算2.4.1 转向系计算载荷的确定 为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。精确地计算出这些力是困难的。为此用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩MR（Nmm）：Nmm式中 f 轮胎和地面间的滑动摩擦系数，取f=0.7；G1 转向轴负荷(Nmm),取G1=10902Nmm； p轮胎气压（MPa）,取p=0.179MPa。 作用在转向盘上的手力Fh:式中 L1 转向摇臂长（mm）；M R 原地转向阻力矩(Nmm)，MR=627826.3Nmm；L2 转向节臂长（mm）；DS W 转向盘直径（mm），DSW=380mm； w 转向器角传动比，w =15；+ 转向器正效率，+ =90%。 因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂，故L1、L2不带入数值。对给定的汽车，用上式计算出来的作用力是最大值，因此，可以使用此值作为计算载荷。梯形臂长度计算L2：L2=Rlw0.8/2=152.4mm式中 L2 梯形臂长度（mm），取L2=150mm；Rlw 轮毂直径（mm），取Rlw=381mm。轮胎直径计算RT：RT=Rlw+0.55205=381+0.55205=493.75mm式中 RT轮胎直径（mm），取RT=500mm。转向横拉杆直径的确定：式中许用长度（mm），=L2； 许用应力（MPa），=216MPa；d 转向横拉杆直径（mm），d=15mm。初步估算主动齿轮轴的直径：式中 许用应力（MPa），=140MPa； d主动齿轮轴直径（mm），d=11.01mm。2.4.2 EPS系统齿轮齿条转向器的主要元件(1) 齿条 齿条是在金属壳体内来回滑动的，加工有齿形的金属条。转向器壳体是安装在前横梁或前围板的固定位置上的。齿条代替梯形转向杆系的摇杆和转向摇臂，并保证转向横拉杆在适当的高度以使他们与悬架下摆臂平行。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆，使前轮转向。齿条参数见表2-1。表2-1齿条的参数序号项目符号尺寸参数(mm)1总长L4202直径203齿数Z2214法向模数Mn23(2) 齿轮齿轮是一只切有齿形的轴。它安装在转向器壳体上并使其齿与齿条上的齿相啮合。齿轮齿条上的齿可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴上端与转向柱内的转向轴相连。因此，转向盘的旋转使齿条横向移动以操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。斜齿的弯曲增加了一对啮合齿轮参与啮合的齿数。相对直齿而言，斜齿的运转趋于平稳，并能传递更大的动力。齿轮参数见表2-2。表2-2齿轮轴的尺寸设计参数序号项目符号尺寸参数(mm)1总长L1232齿宽B1253齿数Z174法向模数Mn135螺旋角146螺旋方向左旋(3) 转向横拉杆 转向横拉杆的参数如表2-3所示，三维图如图2-2所示。表2-3转向横拉杆设计参数序号项目符号尺寸参数(mm)1横拉杆总长La3002横拉杆直径la14图2-2 转向横拉杆三维图(4) 齿条调整 一个齿条导向座安装在齿条光滑的一面。齿条导向座和与壳体螺纹连接的调节螺塞之间连有一个弹簧。此调节螺塞由锁紧螺母固定。齿条导向座的调节使齿轮、齿条间有一定预紧力，此预紧力会影响转向冲击、噪声及反馈。如图2-3所示。图2-3齿条调整机构2.4.3 EPS系统转向传动比当转向盘从锁点向锁点转动每只前轮大约从其正前方开始转30，因而前轮从左到右总共转动大约60。若传动比1:1，转向盘旋转1 ，前轮将转1，转向盘向任一方向转动30将使前轮从锁点转向锁点。这种传动比过于小，因为转向盘最轻微的运动将会使车辆突然改变方向。转向角传动比必须使前轮转动同样角度时需要更大的转向盘转角。15:1的传动比较为合理。在这样的传动比下，转向盘每转动15，前轮转向1。为了计算传动比，可将锁点到锁点过程中转向盘转角的度数除以此时转向轮转角的度数。2.4.4 齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数取值范围多在23之间。主动小齿轮齿数多数在57个齿范围变化，压力角取20，齿轮螺旋角取值范围多为915。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿条压力角，对现有结构在1235范围内变化。主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。2.4.5 齿轮轴和齿条的设计计算2.4.5.1齿轮传动主要参数和几何尺寸(1)分度圆直径d1 式中 mn齿轮法向模数，mn=3； z1 齿轮齿数，z1=7； 螺旋角（），=14。(2) 齿顶圆直径da1式中 h*an齿顶高系数，h*an=1； Xn 变位系数，Xn=0。(3)齿根圆直径df式中 C*n齿根高系数，C*n=1。(4)齿宽b=0.821.64=17.312mm因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等,即Pb1=Pb2齿轮法面基圆齿距齿条法面基圆齿距齿条法向模数mn2=3（1） 齿条齿顶高ha2式中 mn齿条法向模数，mn=3。（2） 齿条齿根高hf2(3)法面齿距Sn2 2.5 本章小结通过计算得出齿轮齿条转向器的参数，建立齿轮齿条转向器的三维模型，为转向梯形优化、转向节有限元分析做准备，简图如图2-4所示。图2-4 转向器简图第 3 章 断开式转向梯形优化设计转向梯形机构设计的主要目的之一就是保证汽车转弯行驶的内、外转向轮转角之间存在一定的比例关系，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，都作无滑动的纯滚动运动，从而减少轮胎与地面之间的滑动摩擦，延长轮胎使用寿命，提高行车安全性， 转向梯形机构对汽车转向性能、操作舒适性、轮胎寿命等方面都具有影响。为了实现上述作用，车轮的转向运动应该符合阿克曼几何学45。3.1 转向系统的结构模型本课题选用丰田卡罗拉车型作为参考，转向系统采用齿轮齿条式转向器与麦弗逊独立悬挂相匹配的断开式转向梯形结构，其结构原理如图3-1。图3-1转向梯形结构图中 l1 梯形臂长度（mm），AO1=BO； l2 横拉杆长度（mm），AD=BC； M 齿条E的长度（mm），M=420mm；S齿条E的许用行程（mm），S200mm； K 轮距（mm），K=1535mm； L 轴距（mm），L=2600mm；车轮的滚动半径（mm），=250mm；主销后倾角（），根据最小转弯半径的要求，最大外轮转角=29.2 。3.2 理想的左右轮转角关系由转向基本要求可知，在不计轮胎侧偏时，实现转向轮纯滚动、无侧滑转向的条件是内、外轮转角具有如图所示的理想关系6，以左转弯为例，如图3-2所示。将理想的内轮转角表示为外轮转角的函数。图3-2 理想内外轮转角关系3.3 用解析法求实际的内外轮转角关系由转向梯形机构所提供的内、外轮实际转角关系可以根据几何关系来求解。当转动转向盘时，齿条便向左或右移动，使左右两边的杆系产生不同的运动，从而使左右车轮分别获得一个转角7。以汽车左转弯为例，此时右轮为外轮，外轮一侧的杆系运动，如图所示。设齿条向右移过某一行程，通过右横拉杆推动右梯形臂，使之转过。图3-3 左转弯外轮运动简图如图所示，取梯形右底角顶点O为坐标原点，X,Y轴如图3-3所示，可导出齿条行程S和外轮转角的关系。式中 e 齿条轴线到梯形底边的安装距（mm）。另如图3-3所示有：上式中，内轮转向的杆系运动如图3-4所示。齿条右移相同的行程S，通过左横拉杆拉动左梯形臂转过。图3-4 左转弯内轮转向简图取梯形左底角顶点O为坐标原点，X、Y轴如图3-4所示，同样可求出齿条行程S与内轮转角的关系8。3.4 转向传动机构优化设计3.4.1 目标函数的建立转向机构优化设计的目标就是要在规定的转角范围内使实际的内轮转角尽量地接近对应的理想的内轮转角，采用离散化方法9，给出了优化设计目标函数为：当取得最小值时，即车轮转角与理想值最为接近，优化结果最理想。可将l1为优化变量x(1)， 为优化变量x(2)。则上述优化目标的M文件可写成：K=1535;L=2600;thetamax=26.3;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;x(2)=x(2)*pi/180;alpha=linspace(0,thetamax,61);for i=1:61 betae(i)=acot(cot(alpha(i) -(K/L); A(i)=2*x(1).2*sin(x(2)+alpha(i); 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 f(i)=1.5*abs(beta(i)-betae(i) else if alpha(i)=pi/180; f(i)=abs(beta(i)-betae(i) else f(i)=0.5*abs(beta(i)-betae(i) end endendplot(alpha,beta,alpha,betae);q=0;for i=1:61q=q+f(i);endm=q/60;display (m:);m3.4.2 设计变量与约束条件对于给定的丰田卡罗拉汽车，其轴距L、左右两主销轴线延长线与地面交点之间的距离K均为已知定值。对于选定的转向器，其齿条两端球铰中心距M也为已知定值。转向系统中，需要确定的参数是横拉杆长l2、梯形臂长l2以及齿条轴线到梯形底边的安装距e 10。梯形底角可由转向传动机构的上述参数以及已知的汽车参数K和转向器参数M来确定。底角可按经验公司选一个初始值，然后在增加或减小，进行优化搜索。L1及e的选择结合约束条件考虑。第一，要保证梯形臂不与车轮上的零部件发生干涉；第二，要保证有足够的齿条行程来实现要求的最大转角；第三，要保证有足够大的传动角。传动角是指转向梯形臂与横拉杆所夹的锐角，随着车轮转角增大，传动角渐渐变小，而且对应于同一齿条行程，内轮一侧的传动角总比外轮一侧的传动角要小。当达到最大时，为最小值。转向器安装距离e对转动角的影响较大，e越小，可获得较小的。通过使用MATLAB工具软件，可以得到横拉杆断开点的位置，从而确定横拉杆的长度。转向梯形三维简图如图3-5所示。图3-5 转向梯形三维简图3.5 本章小结通过对断开式转向梯形的优化设计，确定梯形臂、梯形底角与横拉杆的断开点，合理确定内外轮转角的关系。第 4 章 转向节有限元分析4.1 转向节概述转向节是汽车上的重要零件,它的主要功能是承载和转向,即支撑车体重量,传递转向力矩和承受前轮刹车制动力矩等。因此,对转向节的外形结构和机械性能有严格的要求。根据车型,转向节可分为重型汽车转向节、中型汽车转向节、轻型汽车转向节、微型汽车转向节、客车转向节和轿车转向节六大类;按所用的材料和制造方法分为锻钢转向节、铸铝转向节和铸铁转向节三种;按其形状特征分为长杆类转向节、中心孔类转向节和套管类转向节三种。长杆类转向节主要由杆部、法兰和枝权构成,一般多用于大中型汽车和大客车中;中心孔类转向节主要由基座、法兰和枝权构成,基座中心带孔,一般多用于前桥驱动的轿车当中;套管类转向节主要由长杆、套管和法兰构成12。本课题研究的转向节为中心孔类转向节,三维简图如图4-1所示。图4-1转向节三维简图4.2 有限元法和ANSYS分析软件4.2.1 有限元法概述 汽车设计技术的发展已从早期的经验设计和科学实验结合的传统设计阶段进入到今天的计算机辅助设计(CAD)阶段,而且已将计算机辅助工程分析(CAE)引入到汽车设计的全过程,从初期的概念设计到中期的测试、新车的开发到车型改进、整车装备设计到零部件设计等,都可采用CAE技术缩短研发的流程、降低发开的费用、提高设计的质量。在汽车CAD/CAE技术中,有限元法被证明是一种最为成功、应用最广泛的近似分析方法。在工程和机械结构分析中,对于复杂结构,很难通过材料力学、弹性力学等经典解析方法求得精确的解析解,其原因是这类方法基于较多的基本假设和简化条件,只限于求解一些简单问题。另一种方法是采用数值计算方法,尽可能保留问题的各种实际情况,寻求能满足工程精度要求的近似数值解。数值方法和数值解不仅能满足工程需求,还方便实现计算机计算,实际上已成为现代工程分析和设计的主要方法。在诸多数值方法中,有限元法就是一种重要的方法10。有限元法诞生于20世纪中叶,它运用离散概念,把弹性连续体划分为一个由若干个有限单元组成的集合体,通过寻找一种与原连续体场问题的等价的泛函变分形式,得到一组代数方程组,最后求解得数值解。随着计算机技术和计算方法的发展,有限元法已成为计算力学和计算工程科学领域里最为有效的计算方法,几乎适用于求解所有连续介质和场的问题。经过近50年的发展,有限元法的理论不仅日趋完善,而且已开发出了一批通用和专用的有限元分析软件,这就使它成为了结构分析中最为成功和最为广泛的分析方法。有限元法是将连续体理想化为有限个单元集合而成,这些单元仅在有限个节点上相连接,即用有限个单元的集合来代替原来具有无限个自由度的连续体。由于有限单元的分割和节点的配置非常灵活,它可适应于任意复杂的几何形状,处理不同的边界条件,使许多复杂的工程分析问题迎刃而解。有限元法中的单元有各种类型,包括线、面和实体(也称为一维、二维和三维)等单元,节点一般都在这些单元边界上,单元之间通过节点连接,并承受一定载荷,这样就组成了有限单元集合体。在此基础上,对于每一单元假设一个简单的位移函数来近似模拟其位移分布规律,通过虚位移原理求得每个单元的平衡方程,即建立单元节点力和节点位移之间的关系。最后把所有单元的这种特性关系集合起来,就可建立整个物体的平衡方程组。考虑边界条件后解此方程组,求得节点位移,并计算出各单元的应力。4.2.2 ANSYS软件介绍作为使用有限元法解决各类工程问题的人员来说,大型集成化通用软件的普及与推广,使他们不必自行编写软件而可以直接选择所需的有限元分析软件。在近三四十年来,有限元软件市场列强争雄,不断分化与兼并,已形成ANSYS、MCS、ABAQUS三大有限元软件公司,他们的产品ANSYS、NASTRAN、ABAQUS已经占有世界有限元软件市场60%一70%的份额,并不断扩大,形成了各有的特点和优势。以ANSYS为代表的工程数值模拟软件,是美国ANSYS公司推出的大型通用有限元分析软件,它集成了力学、热学、电学、声学、流体力学等多个模块,其先进的多物理场祸合分析技术一直保持在业界首屈一指。自七十年代开发推出以来,经历了4.X、5.X、6.X、7.X等版本,直到今天的最新版本14.5的问世,ANSYS公司一直致力于完善和改进该分析软件。ANSYS以其先进性、可靠性、开放性等特点,被全球工业界认可,并拥有全球最大的用户群,于1995年在分析设计类软件中第一个通过1509001国际认证。在ANSYS公司相继收购了ICEM、CFX、CENTLJRYDYNAMICS等世界著名有限元分析程序制造公司并将它们的产品与ANSYS整合后,ANSYS实际上已成为世界上最通用、最有效的商用有限元软件。从总体上讲,ANSYS有限元分析包含前处理、求解和后处理三个基本过程,他们分别对应ANSYS主菜单中的前处理器(Preprocessor)、求解器(Solution)和后处理器(后处理器有两个,稳态分析时使用通用后处理器(General PostProc),瞬态分析时使用时间历程后处理器(TimeHist Prstpro)13。 （1）前处理器:主要进行单元选用、材料定义、创建几何模型和划分网格,ANSYS提供了近200种(指ANSYS14.0版本)单元类型供选择使用,并拥有严谨的实体建模工具和强大的网格划分工具。 （2）求解器:主要用于选择分析类型、设置求解选项、施加载荷约束及设置载荷步选项,最后执行求解,得到求解结果文件。 （3）后处理器:包括通用后处理器(General Postproc)和时间历程后处理器(TimeHist Prstpro),主要用于分析处理求解所得结果文件中的结果数据,其中,通用后处理器用于处理对应时间点的总体模型结果,时间历程后处理器则是用于处理某时间或频率范围内某位置点上结果项的变化过程。4.2.3 ANSYS Workbench 简介随着现代化技术的突飞猛进，工程界对以有限元技术为主的CAE技术的认识不断提高，CAE技术越来越得到重视，各行各业纷纷引进先进的CAE软件，以提升产品的研发水平。ANSYS Workbench 就是在这种背景下诞生的有限元分析软件。目前ANSYS公司的ANSYS Workbench 14.0 所提供的CAD双向参数链接互动，项目数据自动更新机制，全面的参数管理，无缝集成的优化设计工具等新功能，使ANSYS 在“仿真驱动产品设计”（SDPD,Simulation Driven Product Development）方面达到了前所未有的高度。作为业界最领先的工程仿真技术集成平台，ANSYS Workbench 14.0 具有强大的结构、流体、热、电磁及其相互耦合分析的功能，其全新的项目视图（Project Schematic View）功能，可将整个仿真流程更加紧密地组合在一起，通过简单的拖拽操作即可完成复杂的多物理场分析流程14。4.3 转向节强度分析转向节材料为40Cr，材料参数见表4-1。表4-1 40Cr材料属性密度7.80e-9t/mm3弹性模量211GPa泊松比0.3抗拉强度980MPa屈服强度785MPa利用ANSYS工具软件中的Workbench工作平台，对转向节进行有限元分析，转向节网格划分如图4-2所示，网格大小为5mm。图4-2转向节网格划分根据轿车的参数，计算所使用的各参数如表4-2。表4-2 计算使用的基本参数参数符号单位量纲数值整车质量Gkg1280前轴静载（满载）G1kg765轴距Lmm2600前轮轮距Bmm1535重心到后轴距离bmm1450重心高度（满载）hgmm680重心高度（静载）hgkmm758轮胎滚动半径rmm2.65动载系数Kd1地面附着系数0.7侧向滑移附着系数1制动前轴重量转移系数m11.5转向节承受来自转向系传递来的转向力、底盘内部零件间的接触载荷以及地面传递来的支承载荷、冲击载荷、滚动阻力(矩)和制动时施加的制动力(矩)等各种形式的载荷,这些载荷由两部分组成,一部分是由汽车前悬架簧载质量产生的静载,另一部分是汽车行驶过程中产生的动载1516。针对汽车行驶过程和汽车设计手册有关要求,对转向节的载荷情况按照汽车行驶时的三种典型工况(即三种危险工况)进行计算,计算中使用的载荷均为名义计算载荷。汽车行驶的三种典型工况及其载荷为17：(1)汽车越过不平路面工况,此时受到地面的冲击载荷；(2)汽车紧急制动工况,此时受到地面纵向冲击载荷及汽车的惯性力；(3)汽车转向侧滑工况,此时受到横向冲击载荷。根据三种典型工况的计算公式,得到转向节在三种典型工况下的计算载荷和ANSYS计算使用的计算数值，见表4-3。表4-3三种典型工况的计算载荷工况载荷类型载荷符号计算数值单位越过不平路面工况垂直载荷 Fzmax10136.25N紧急制动工况垂直载荷Fz5737.5N纵向载荷Fx4234.13N附加力矩Mz1238342Nmm转向侧滑工况垂直载荷Fz7346.34N侧向载荷Fy7346.34N附加力矩Mx-2012437Nmm4.3.1越过不平路面工况车辆在不平路面行驶时,车辆的振动使转向节承受带冲击性的疲劳载荷,因此,该工况动载系数最大18。此工况下,车轮受到地面的冲击向上跳动,在垂直载荷只作用下, 此时,转向节承受冲击载荷的名义载荷最大值为：式中 Kd动载系数，一般可取Kd=1.752.65； G1前轴静载荷(N)。因此，该工况下转向节的受力示意图见图4-3。图4-3越过不平路面工况转向节受力示意图代入各参数计算，可得表中的计算载荷值。载入ANSYS中，得到越过不平路面工况下转向节的应力云图4-4和应力变形图4-5。图4-4越过不平路面式转向节应力云图 图4-5越过不平路面时转向节应变云图在越过不平路面工况时,转向节下端的下支撑台是主要承受力的部位,这与转向节在此工况仅受垂直载荷的状态吻合。此工况下转向节的高应力区出现下端的转角部位,这个高应力区应力变化梯度较大,应力集中现象比较严重。4.3.2紧急制动工况紧急制动是汽车行驶中经常遇到的危险工况。汽车紧急制动时,轮胎受到垂直静载荷。这些载荷经过轮胎传递给转向节,使转向节中心大孔处受到垂直方向反力和行驶方向的纵向反力,此外,由于垂直载荷与纵向载荷的平移,使转向节承受一个附加力矩M,这个力矩主要由转向节制动底板固定凸耳承受。由此可知,车辆紧急制动时,转向节上同时受到两个方向的作用力和一个方向的力矩,计算的名义载荷分别为:垂直力Fz,其大小为纵向力Fx，其大小为附加转矩My，其大小为式中地面附着系数，=0.8；轮胎滚动半径(mm)，=250mm。图4-6紧急制动工况转向节受力示意图因此,该工况下转向节的受力示意图如图4-6所示。代入各参数计算,可得表中的计算载荷值。载入ANSYS中,得到紧急制动工况下转向节的应力云图4-7和应力变形图4-8。图4-7 紧急制动时转向节应力云图图4-8紧急制动时转向节应力变形图 汽车紧急制动时，载荷主要由制动底板固定凸耳承担。转向节的高应力区是下凸耳与盘面圆筒的下连接处和下凸耳与制动地板连接处的螺栓孔内。4.3.3转向侧滑工况车辆发生转向侧滑时,左、右两个前轮将分别受到一大小不等、方向相同的侧向力。以汽车向左转向侧滑为例, 轮胎的受到垂直静载荷与横向载荷的作用。这些载荷经过轮胎传递给转向节,使转向节中心大孔处受到垂直方向反力和横向反力,此外,由于横向载荷的平移,使转向节承受一个附加力矩,这个力矩主要由转向节上、下端的固定部分承受。左、右前轮受到的侧向力,其大小分别为式中 侧向滑移附着系数；前轮轴距（mm），B=1535mm。若取=1，且在通常情况下，则发生侧向滑移时，汽车左轮承受的侧向力远大于右轮。附加力矩的大小为：此外，在侧滑工况时，左、右两轮的垂直反力也不相等，以左转为例，其值分别为：同理，发生右转侧滑移时，汽车右轮承受的侧向力远大于左轮。因此，计算中以承受较大的一侧力与力矩为计算载荷，以左转侧滑为例，计算的名义载荷分别为图4-9转向侧滑工况转向节受力示意图因此,该工况下转向节的受力示意图如图4-9所示。代入各参数计算,可得表中的计算载荷值。载入ANSYS中,得到转向侧滑工况下转向节的应力云图4-10和应变云图4-11。图4-10转向侧滑时转向节应力云图图4-11转向侧滑时转向节应变云图在转向侧滑工况时,转向节的主要承载部位是上端的减震器固定台和下端的下支撑台1920，此时转向节受到较大的垂直载荷和侧向载荷，力矩的方向也是承载在上、下部。高应力区出现在下端的下支撑台上部和上端的减震器U型夹连接的螺栓连接孔周围，最大应力出现在下端的下支撑台与盘面的过渡区域。4.4本章小节本章按照汽车行驶中三种典型工况(越过不平路面、紧急制动、转向侧滑)的名义载荷计算方法,分析了转向节在各种工况下的受力情况,得到了各种工况条件下的计算载荷;利用ANSYS结构静力学分析模块获得了三种典型工况条件下转向节的应力云图与应力变形图,并分析了各种工况下转向节的受载情况和应力分布。 结论本文以丰田卡罗拉车型作为参考，基于CATIA三维实体设计软件，对小齿轮助力式转向系统进行设计，对断开式转向梯形进行优化，对转向节进行强度分析。在实体设计和优化分析的过程中，得出以下结论：（1）根据课题要求，了解电动助力转向系统的概述，及电动助力转向系统的分类，在保证电动助力转向系统性能的提前下，对小齿轮助力式转向系统进行总体设计，对各组件进行设计与分析，得出其参数。（2）根据所得到各组件的参数，利用机械原理与机械设计的知识，对小齿轮助力式转向系统的机械部分，即齿轮齿条转向器进行设计与计算，证齿，利用CATIA工具软件，对转向器进行三维建模，为接下来的工作做好准备。（3）根据整车条件及课题要求，利用MATLAB工具软件对断开式转向梯形进行优化设计，保证汽车转弯行驶的内、外转向轮转角之间存在一定的比例关系，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，都作无滑动的纯滚动运动,从而减少轮胎与地面之间的滑动摩擦，延长轮胎使用寿命，提高行车安全性。（4）转向节是汽车一个非常重要的部件，为了保证转向节在越过不平路面、紧急制动、转向侧滑工况的条件下，保持其强度，保证行车安全，利用有限元分析软件ANSYS对其进行有限元分析。本课题对小齿轮助力式转向系统进行总体设计及三维建模，对转向梯形进行优化，对转向节进行有限元分析，基本完成了预期目标，但是还存在些许问题。本课题所设计的小齿轮助力式转向系统能够满足基本的使用需求，但是在设计的创新性及其经济性上落后很多。同时，对于工具软件的不完全掌握，使得只对系统进行了满足需求的基本分析，对于部件在新的工况下的影响阐述不甚清楚。由于认识深度和水平有限，还有一些没有考虑到的问题和未知的问题，这有待于进一步的研究才能得出更加完善的结构。本课题研究的主要目的是通过对小齿轮助力式转向系统的设计，进一步加深对汽车构造、汽车理论、机械设计以及三维实体设计等相关知识的学习，整个设计过程经历了三维建模、优化设计及有限元分析的过程，基本达到了课题的设计任务和目的。致 谢在论文即将完成之际，借此机会向曾经关心和帮助过我的老师和同学们表达衷心的感谢。首先，要感谢我的导师刘涛刘老师，他严谨的治学态度、渊博的学识、敏捷的思维能力、平易近人的工作作风使我深受裨益。在论文的研究工作过程中，他给予了我悉心的指导，对我今后的学习以及工作必将产生深刻影响。在此论文即将完成之际，向尊敬的导师致以衷心的感谢。其次，感谢答辩小组各位导师，在各个答辩过程中，他们给予的指导性意见，为论文写作提出了不少建议，使我少走了很多弯路，在此表示真诚的感谢。最后，要感谢各位同学和同宿舍成员。他们不但给了我良好的学习环境与和睦温馨的生活氛围，而且在我遇到困难时，不断的鼓励我支持我，这些都对我论文的完成起到了不可或缺的作用。在此，谨向每一个帮助我的人表达深深的谢意！参考文献1 谢刚. 汽车电动助力系统的设计与控制技术研究D. 四川大学, 200