机械与汽车工程学院节能车转向系设计说明书.doc

节能车转向系设计说明书 学校：福建工程学院 学院：机械与汽车工程学院 班级： 姓名： 指导老师： 二零一五年六月三十日目录摘要.3Abstract.31 绪论.31.1 前言.31.2 设计思路.32 汽车转向系统概述.42.1 转向系的主要要求.42.2 转向系统分类.42.3 转向系布置设计.43 转向器的结构型式.43.1 循环球式转向器.53.2齿轮齿条式转向器.63.2.1 材料的选择.63.2.2 齿轮齿条式转向器优缺点.83.2.5 齿条断面形状.83.2.6 齿轮齿条式转向器和转向梯形相对位置.84 转向操纵机构.95 转向传动机构.96 节能车转向系基本结构的选取.10 7 节能车主要性能参数的计算及选定.13 7.1转向系的效率.14 7.2转向系的传动比.14 8 转向梯形机构的优化.15 8.1转向梯形机构概述.15 8.2整体式转向梯形的结构方案分析.15 8.3整体式转向梯形的优化分析.16 8.4编写MATLAB程序.19 8.5程序介绍.20 9 转向传动机构的强度校核.22 9.1转向横拉杆.22 9.1.1抗拉校核.22 9.1.2稳定性校核.22 9.1.3结论.23 9.2横拉杆球头直径的选取.23 9.3转向摇臂危险断面的校核.24 9.4转向摇臂与摇臂轴连接花键的校核计算.24结论.26致谢.26参考文献.27 学生节能车转向系设计摘要：转向系统在赛车中占有重要的地位，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性。 本课题首先通过分析转向系的功能要求，结合转向系统的布置设计，比较各类型 的转向器的优缺点，适应节能车轻质量的要求，决定采用杆系结构的转向系统。编写MATLAB程序，建立适当的约束对转向梯形进行优化设计。并对转向系传动机构进行必要的力学分析和校核。使用catia软件画出三维图，完成节能车转向系的设计。关键词：节能车，转向系，转向传动机构，杆系结构1 绪论1.1 前言转向系统在赛车中占有重要的地位，通过对转向系的优化设计，来为赛车其他零部件分析优化提供思路，以达到对节能车车的结构整体优化。转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。1.2 设计思路 本课题在综合考虑众多因素的基础上先从转向系最基本的原理入手，经过对汽车的转向系原理的认真学习，来摸索着设计赛车的转向系。设计过程中，先是比较各个类型转向系的优缺点，并结合赛车对转向系的一些特殊要求，最后决定采用质量最轻形化杆系结构的转向系。因为目前梯形结构的转向系的转角关系较接近理想的转角关系，又鉴于赛车采用非悬架结构，因此采用整体式梯形结构。轴距由车架来确定，主销偏移距由总设计决定。这样一来，转向系的优化过程中只需优化梯形臂长m，梯形底角和主销连线到横拉杆的水平距离h。h 值越大转向越省力，但又考虑到安装的空间问题，h值不能过大。对梯形臂长m 和梯形底角的优化时，采用求最小h值的方法，并将实际内、外转角的关系曲线和理想的内、外转角的关系曲线画在同一张图上，依据最小h值得出理想的转向梯形的尺寸。各个杆件的参数变量确定以后，根据最小半径的要求计算出车轮的最大转角，然后综合各种因素确定转向系统的力传动比，角传动比。2 汽车转向系统概述转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。转向系由转向器、转向操纵机构和转向传动机构组成。转向操纵机构又包括方向盘、转向轴、转向管柱。转向传动机构包括转向摇臂、转向横拉杆、转向节臂。2.1 转向系的主要要求1 1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。 2）汽车转向行驶时，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。 3）汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，转向盘没有摆动。 4）转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。 5）保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。 6）操纵轻便。 7) 转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。 8) 转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。 9) 在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 10) 进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。2.2 转向系统分类随着现代汽车技术的迅速发展，汽车转向系统已从纯机械式转向系统、液压助力转向系（HPS）、电控液压助力转向系统（EHPS），发展到利用现代电子和控制技术的电动助力转向系统（EPS）及线控转向系统（SBW）。 按转向力能源的不同，可将转向系分为机械转向系和动力转向系。机械转向系的能量来源是人力，所有传力件都是机械的，机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构一系列的杆件传递到转向轮来使转向偏转。机械式转向系统工作过程为：驾驶员对转向盘施加的转向力矩通过转向轴输入转向器，减速传动装置的转向器中有1、2 级减速传动副，经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向横拉杆，再传给固定于转向节上的转向节臂，使转向节和它所支承的转向轮偏转，从而实现汽车的转向。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动(严格讲是近似直线运动)的机构，是转向系的核心部件。 机械转向器是将驾驶员对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构。 机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。高级轿车和重型载货汽车为了使转向轻便，多采用这种动力转向系统。采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。 2.3 转向系布置设计转向系统的布置先从转向器的布置开始的。转向器的布置首先要考虑对中性，要将转向器布置在车架的正中间位置，才能保证左右转向的对称和灵活。其次，转向器要保证不和车架干涉，且车手的腿能够伸缩自如，能够方便灵活地踩踏刹车盘和油门。横拉杆的位置也随着转向器位置的确定而确定了，同时梯形臂的位置也根据轮辋的位置、设计长度和角度以及加工需要，确定了位置。因此转向系统和车架的连接等也都确定了。接着就要考虑转向器和方向盘之间的连接。转向器轴是竖直放置的，而方向盘的放置需要和竖直方向有一定得夹角，因此，两者的连接就需要采用三节式万向节。同时方向盘还要固定在车架上，以防止方向盘晃动。3 转向器的结构型式根据所采用的转向传动副的不同转向器的结构型式有多种。常见的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。下面分别介绍几种常见的转向器。23.1 循环球式转向器循环球式转向器又有两种结构型式，即常见的循环球-齿条齿扇式和另一种即循环球-曲柄销式。它们各有两个传动副，前者为：螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的齿条和摇臂轴上的齿扇传动副；后者为螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的销座与摇臂轴的锥销或球销传动副。两种结构的调整间隙方法均是利用调整螺栓移动摇臂轴来进行调整。循环球式转向器的传动效率高、工作平稳、可靠，螺杆及螺母上的螺旋槽经渗碳、淬火及磨削加工，耐磨性好、寿命长。齿扇与齿条啮合间隙的调整方便易行，这种结构与液力式动力转向液压装置的匹配布置也极为方便。3.2齿轮齿条式转向器齿轮齿条式转向器的传动副为齿轮与齿条，其结构简单、布置方便，制造容易，但转向传动比较小，(一般不大于15)，且齿条沿其长度方向磨损不均匀，故仅广泛用于微型汽车和轿车上。转向传动副的主动件是一斜齿圆柱小齿轮，它和装在外壳中的从动件齿条相啮合，外壳固定在车身或车架上。齿条利用两个球接头直接和两根分开的左、右横拉杆相联。横拉杆再经球接头与梯形臂相接。为了转向轻便，主动小齿轮的直径应尽量小。通常，这类转向器的齿轮模数多在23mm范围内，压力角为20，主动小齿轮有58个齿，螺旋角为915。根据小齿轮螺旋角和齿条倾斜角的大小和方向的不同，可以构成不同的传动方案。应根据整车布置的需要并考虑转向系的传动比及效率等来选择这些角度的大小和方向。3.2.1 材料齿轮齿条式转向器的主动小齿轮可采用低碳合金钢如20MnCr5、20MnCr4或15CrNi6(德国标准DIN 17210)制造并经渗碳淬火；齿条可采用中碳钢或中碳合金钢如45号钢或41Cr4钢(德国标准DIN 17200)制造并经高频淬火，表面硬度均应在HRC 56以上。壳体常用铝合金压铸。3.2.2 齿轮齿条式转向器优缺点 齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。与其它形式转向器比较，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达90；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，可自动消除齿间间隙，这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用的体积小；没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低；转向机构总成完全封闭,可免于维护；因齿轮和齿条直接啮合,操纵灵敏性非常高。特别适于与烛式和麦弗逊式悬架配用，便于布置等优点。因此，目前它在轿车、微型、轻型货车上得到广泛的应用。例如,一汽的红旗CA7220型轿车、奥迪100型轿车、捷达轿车、上海桑塔纳轿车、天津夏利轿车以及天津TJ1010型微型货车和南京依维柯轻型货车等，都采用了这种齿轮齿条式转向器。齿轮齿条式转向器的主要缺点是：因逆效率高（60%-70%），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，方向盘突然转动会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。3.2.3 输入输出形式的选择根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出（图3.2a）、侧面输入，两端输出（图3.2b）、侧面输入，中间输出(图3.2c)、侧面输入，一端输出(图3.2d)。图3.2 输入输出形式两端输出的齿轮齿条式转向器如图3.3所示，作为传动副主动件的转向齿轮轴11通过轴承12和13安装在转向器壳体5中，其上端通过花键与万向节叉10和转向轴连接。与转向齿轮啮合的转向齿条4水平布置，两端通过球头座3与转向横拉杆1相连。弹簧7通过压块9将齿条压靠在齿轮上，保证无间隙啮合。弹簧的预紧力可用调整螺塞6调整。当转动转向盘时，转向器齿轮11转动，使与之啮合的齿条4沿轴向移动，从而使左右横拉杆带动转向节左右转动，使转向车轮偏转，从而实现汽车转向。采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。但其结构简单，制造方便，且成本低等特点，常用于小型车辆上。图3.3 两端输出式 1.转向横拉杆 2.防尘套 3.球头座 4.转向齿条 5.转向器壳体 6.调整螺塞 7.压紧弹簧 8.锁紧螺母 9.压块 10.万向节 11.转向齿轮轴 12.向心球轴承 13.滚针轴承中间输出的齿轮齿条式转向器如图3.4所示，其结构及工作原理与两端输出的齿轮齿条式转向器基本相同，不同之处在于它在转向齿条的中部用螺栓6与左右转向横拉杆7相连。在单端输出的齿轮齿条式转向器上，齿条的一端通过内外托架与转向横拉杆相连。与齿条固连的左、右拉杆延伸到接近汽车总想对称平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆与齿条同时向左或向右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了它的强度。图3.4 中间输出 1.万向节叉 2.转向齿轮轴 3.调整螺母 4.向心球轴承 5.滚针轴承 6.固定螺栓 7.转向横拉杆 8.转向器壳体 9.防尘套 10.转向齿条 11.调整螺塞 12.锁紧螺母 13.压紧弹簧 14.压块 3.2.4 齿轮啮合方式齿轮齿条式转向器若采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳性降低，冲击力大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与噪声均降低，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用推力轴承，是轴承寿命降低，还有斜齿轮的滑磨比较大事它的缺点。图3.5 齿条断面形状3.2.5 齿条断面形状齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单。V形和Y形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节约20%，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动；Y形的断面齿条的齿宽可以做的宽一些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有碱性材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，应选用V形和Y形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿条、齿轮的齿不能正确啮合的情况出现。图3.6 转向梯形的相对位置3.2.6 齿轮齿条式转向器和转向梯形相对位置根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形。如图3.2.6。对转向器结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。中、小型轿车以及前轴负荷小于1.2t的客车、货车，多采用齿轮齿条式转向器。球面蜗杆滚轮式转向器曾广泛用在轻型和中型汽车上，例如：当前轴轴荷不大于2.5t且无动力转向和不大于4t带动力转向的汽车均可选用这种结构型式。循环球式转向器则是当前广泛使用的一种结构，高级轿车和轻型及以上的客车、货车均多采用。轿车、客车多行驶于好路面上，可以选用正效率高、可逆程度大些的转向器。矿山、工地用汽车和越野汽车，经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式动力转向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器，因为路面的冲击可由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象。 4 转向操纵机构 图4 转向操纵机构1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘 转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装配位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图4。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应有转向动力系统。5 转向传动机构 转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。（见图5） 转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。图5 转向传动机构1-转向摇臂；2-转向纵拉杆；3-转向节臂；4-转向梯形臂；5-转向横拉杆 6、节能车转向系基本结构的选取为了更直观的表达我们选择杆系结构的转向系，我们做了如下的对比分析：这是实际使用的汽车转向系统的典型的结构图实际在道路上行驶的各种车辆，其转向系统要考虑到很多方面的内容，所以其结构复杂。重量很重。在节能车上主要考虑的问题是节能。围绕节能出发，转向系这块的主要任务是：在满足基本转向要求的前提下，尽可能的减轻重量。为此，节能车基本上转向系统不用转向器，以最简单的拉杆机构实现车轮的转向。下面是一些节能车转向系统的实物图因此为此我们的节能车也采用这种形式下面是一张我们草拟的转向系总布置图，里面包括节能车轴距1500mm，注销中心距640mm，轮距800mm。一副传动机构和整体式转向梯形。转向手柄：为适应总布置的要求，用手刹的形式来操纵离合器和碟刹，所以用转向手柄代替转向盘。这种结构形式被节能车广泛采用，如上图传动机构：主要部件为球头拉杆，质量轻，结构简单转向梯形：实现转向轮绕同一中心运动的部分，采用非独立悬架机构，所以采用整体式转型梯形。 7节能车主要性能参数的计算及选定 7.1、转向系的效率 节能车转向系由杆系机构传动，主要能量损失在啮合副的摩擦损失，可忽略不记。所以节能车转向系的正负效率都比较高。 7.2、转向系的传动比 正常道路使用的车辆，传动比都较高，达到1725，方向盘转一圈，轮才转一点。但是参考方程式赛车组成员的建议，认为，我们设计的节能车，传动比应该小些，便于操作，尤其我们采用的是手柄转向而不是方向盘。类比自行车的设计，我们决定传动比初定为1. 由于转向系采用的是杆系传动机构，所以要实现这一目标是比较容易的，只要一个平行四边形机构就可以了。如下图所示四边形的长由车架定了为K/2=320mm四边形的宽由转向系的布置，拉杆和摇臂的受力情况综合分析考虑后再定。 7.3、力传动比 预定驾驶节能车的驾驶员体重不超过50kg，设计的作用于驾驶员手上的力最大为50N（乘用车为700N）。 转向阻力矩计算 由公式Mr=F/3*（G13/p）0.5中 p=35*6.895kpa=0.241325Mpa f=0.7 G1=500N 得原地转向阻力矩最大值为5310.4Nmm 设计的转向手柄 长度L=（5310.4/50）*2N=212.461mm 考虑到实际手掌握手柄的宽度，将手柄长度调整为250mm。 从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fh=2*Mr/a=265.52N 力传动比ip=265.52/50=5.3（由于手柄长度经过了调整，所以实际的力传动比要稍大于这个值）节能车杆系8转向梯形的优化8.转向梯形机构优化设计方案8.1转向梯形机构概述转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中心，在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。设计转向梯形的主要任务之一是确定转向梯型的最佳参数和进行强度计算。一般转向梯形机构布置在前轴之后，但当发动机位置很低或前轴驱动时，也有位于前轴之前的。转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。无论采用哪一种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，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，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。8.2整体式转向梯形结构方案分析图5.1 整体式转向梯形1转向横拉杆 2转向梯形臂 3前轴整体式转向梯形是由转向横拉杆1，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图5.1所示。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。当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。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。8.3整体式转向梯形机构优化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。此时，两转向前轮轴线的延长线应交在后轴延长线上，如图52所示。设i、o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： （1） 图1 理想的内、外车轮转角关系简图若自变角为o，则因变角i的期望值为: （2） 现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图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）式中：m为梯形臂长；为梯形底角。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 （4）由以上可得： （5）式中：x为设计变量，；omax为外转向车轮最大转角，由图2得 （6）式中，Dmin为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。考虑到多数使用工况下转角o小于20，且10以内的小转角使用得更加频繁，因此取： （7）建立约束条件时应考虑到：设计变量m及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m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： （8） 梯形臂长度m设计时常取在mmin=0.11K，mmax=0.15K。梯形底角min=70此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取min40。如图5-2所示，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min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： （9）式中：min为最小传动角。min=40，故由式可知，min为设计变量m及的函数。由式（6）、式（7）、式（8）和式（9）四项约束条件所形成的可行域，如图3所示的几种情况。图3b适用于要求min较大，而min可小些的车型；图5-3c适用于要求min较大，而min小些的车型；图3a适用介于图3b、c之间要求的车型。 图3 转向梯形机构优化设计的可行域 从上面的资料中可以得到以下几个结论：1 现有的转向梯形不能保证车轮绕一个瞬时中心行驶2 随着自变角运动的因变角有个期望值和实际值。3 可用评价设计优劣的目标函数f来优化转向梯形，实现转向梯形的优化设计，主要目标是求f的最小值。4 设计变量有两个梯形臂长m和梯形底角r8.4依据如上要求编写MATLAB程序global K L thetamax alpha f qK=640;L=1500;thetamax=22.5;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/9; f(i)=abs(beta(i)-betae(i) else f(i)=0.5*abs(beta(i)-betae(i) end endendplot(alpha,beta,r,alpha,betae);q=0;for i=1:61q=q+f(i);endm=q/60;display (m:);m8.5程序介绍功能：输入转向梯形的臂长和底角，在同一张图上绘制出理想的自变角和因变角的关系曲线和实际的自变角和因变角的关系曲线图，并计算出优化目标函数的f值。K值：主销中心线延长线到地面交点之间的距离，640mmL值：轴距，1500mm 。总体设计时决定Thetamax值：外转向车轮最大转角 22.5度。由最小转弯半径、轴距、主销偏移距决定。 最小转弯半径Dmin：8000mm，总设计决定 轴距L：1500mm，总设计决定 注销偏移距a：40mm（乘用车0.40.6倍胎宽，货车4060mm） Thetamax=arcsinL/（Dmin/2-a）建立约束条件转向梯形的臂长和底角自然不是随意取的，有一定的约束范围。就前面的资料所述梯形臂长常取在0.11k到0.15k之间:70.4mm90mm,k=640梯形底角大于70度另外还有一个是最小传动的约束条件考虑到节能车与实际道路使用车辆在长宽比的差别较大，依据上述道路使用车辆的约束要求适当扩大搜索范围，力求优化最佳。第一次优化臂长梯形臂长底角5060708090500.05740.01760.00094570.01250.0218600.06160.01870.00093280.01240.0218700.06610.01980.00098090.01230.0218800.07120.02090.00110.01230.0218900.07700.02220.00120.01230.02181000.08240.02360.00150.01220.0218第二次优化666870727476560.00610.00280.00093180.00300.00560.0080580.00620.00290.00093090.00290.00560.0080600.00630.00300.00093280.00550.0080620.00640.00370.00093810.00550.0079640.00650.00370.00094530.00550.0079660.00660.00320.00095470.00540.0079第三次优697071590.00150.00093150.0016600.00150.00093280.0016610.00160.00093540.0015由于梯形臂长下限的主要影响的是横拉杆上的受力，为避免横拉杆的受力过大而设置的。相对于乘用车而言，节能车质量轻，原地转向力矩小，故适当的减小梯形臂长的下线是可以的。综合上述分析，转向梯形的臂长选用60mm（取整），底角70度。因为图比较多，我就不一一列举了，上面是最理想的图和最不理想的图的对比。蓝色那条是理想的自变角因变角关系，红色那条是实际的自变角因变角关系。 9转向传动机构强度计算9.1转向横拉杆 拉杆应该有较小的质量和足够的刚度。拉杆的形状应符合布置要求，有事不得不做成弯的，这就减小了纵向刚度。拉杆应应用材料力学中的有关压杆稳定性计算的公式进行验算。稳定性安全系数不小于1.52.5。拉杆用20、30或40钢无缝钢制成。转向梯形的受力分析（原地转向阻力矩计算）R=60sin（70）=56mmMr=5310.4Nmm横拉杆属于细长杆，主要受拉/推力，所以进行稳定性和抗拉强度的校核受力F=5310.4/56=91N杆长L=640mm拉杆材料选用20号钢无缝钢管，其力学性能为抗剪强度275392MPa,抗拉强度为253500MPa，屈服强度为275MPa，延伸率为25%。测屈服强度fy=275Mpa，弹性模量E=206Gpa，泊松比=0.3。9.1.1抗拉校核抗拉强度取253Mpa（安全性方面考虑）S=91/253=0.36mm29.1.2稳定性校核转向系横拉杆是两端固定的约束，u=0.5弹性模量已知E=206空心钢管的惯性矩I=pi/64*（D*D-d*d）所受最大压力F=91N长度L=640mm根据公式计算得I=4.587e-129.1.3结论考虑到转向系所受的冲击载荷较大综合考虑选用外径10mm，内径8mm的空心钢管作为横拉杆材料。其惯性矩为2.9e-10横截面积为28.6mm29.2横拉杆球头的选取 转向轮的最大负荷为500N左右，于表7-4中选取球头直径20mm9.3转向摇臂危险断面校核通常转向摇臂的材料选用40MnB，其屈服强度大于785Mpa，因此材料的屈服点取最小值即785Mpa。在球头销上作用的力F，对转向摇臂构成弯曲和扭转力矩的联合作用。危险断面在摇臂根部，应按第三强度理论验算其强度，即 式中，ww、wn为危险断面的抗弯界面系数和抗扭界面系数安全系数n选2摇臂长d定为70mm（转向梯形优化确定）球头受力F=Mr/50=130N球头中心偏移距e=40mm（由球头的转配尺寸得出）危险断面的抗弯截面系数ww=危险断面的抗扭截面系数wn=综上所述按第三强度理论计算的屈服强度 =9.4转向摇臂与摇臂轴连接花键校核 花键连接的强度计算与键连接相似，首先根据连接的结构特点、使用要求和工作条件选定花键的类型和尺寸，然后进行必要的强度校核计算。其主要失效形式是工作面被压溃或工作面过度磨损。因此，静联接通常按工作面上的挤压应力进行强度计算，动联接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。 花键连接的强度条件为按齿高的不同，矩形花键的尺寸在国家标准中规定了两个系列，即轻系列和中系列。按使用条件，从系列标准中选取相关尺寸并进行校核计算。载荷分配不均系数=0.7；花键齿数z=8；齿的工作长度l=10mm；花键侧面的工作高度取h=0.8mm；花键平均直径dm=10.5mm；花键连接的许用挤压应力=35Mpa；忽略掉球头拉杆，轴承等部分的摩擦损失，作用在花键上的转矩T=5310.4N.mm计算的=2000*5310.4/（0.7*8*10*108*10.5）=22.6Mpa35Mpa 结论转向系统是汽车的一个重要组成部分，在赛车中占有重要的地位，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性。本文第一章简述了转向系统在赛车中的作用，以及转向系统设计的思路。第二章概述了转向系统的功能要求、分类，以及赛车转向系统的布置。第三章通过比较各种转向器的优缺点，选用了齿轮齿条转向器，并做了具体的介绍。第四、五章简述了转向系的另外两部分，即转向操作机构和转向传动机构。第六章对适应齿轮齿条转向器的断开式转向梯形进行了优化设计。第七、八章对转向器性能参数及齿轮齿条参数进行了设计校核。本文亦存在着需要改进的地方，如在转向梯形的优化中，应该考虑前轮定位参数三维模型对其的影响，以及需要用ANSYS对转向系模型进行有限元分析，但由于本人时间和精力有限，这些工作有待进一步开展。由于此次设计水平有限，在设计中必会出现许多不完善的地方，希望老师加以纠正。 致谢本文是在指导老师钟勇指导下完成的。在课题的完成过程中，老师以其渊博的学识和严谨的治学态度给予我深深的教诲。更为重要的是，张老师一丝不苟学者风范使我受益匪浅。在此表示衷心的感谢和崇高的敬意！从课题的选择、设计思路的确定、研究计划的制定、设计的开展，各个方面都离不开张老师耐心的帮助和教导。参考文献1 王望予.汽车设计（第四版）M.北京：机械工业出版社，20042 陈家瑞.汽车构造（第三版）M.北京：机械工业出版社，20093 余志生.汽车理论（第五版）M.北京：机械工业出版社，20094 李俊玲.汽车工程专业英语M. 北京：机械工业出版社，2005 5 隋军.与齿轮齿条转向器配用的转向传动机构的优化设计D.江苏工学院，19946 乔建军.中文版CATIA V5经典学习手册M.北京：科学出版社，20107 向铁明.赛车转向梯形优化设计方法J.厦门理工学院学报,2009,第四期8 李牟嘉.齿轮齿条转向器设计D. 保存地点：扬州大学机械工程学院，20079 胡海龙. CATIA V5零件设计实例教程M.北京：清华大学出版社，200710 崔智全.MATLAB 2009 从入门到精通M.北京：中国铁道出版社，201111 濮良贵.机械设计（第八版）M.北京：高等教育出版社，200712 郑文纬.机械原理（第七版）M.北京：高等教育出版社，2009