1、 節能車轉向系設計說明書 學校：福建工程學院 學院：機械與汽車工程學院 班級： 姓名： 指導老師： 二零一五年六月三十日目錄摘要.3Abstract.31 緒論.31.1 前言.31.2 設計思路.32 汽車轉向系統概述.42.1 轉向系的主要要求.42.2 轉向系統分類.42.3 轉向系布置設計.43 轉向器的結構型式.43.1 循環球式轉向器.53.2齒輪齒條式轉向器.63.2.1 材料的選擇.63.2.2 齒輪齒條式轉向器優缺點.83.2.5 齒條斷面形狀.83.2.6 齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對位置.84 轉向操縱機構.95 轉向傳動機構.96 節能車轉向系基本結構的選取.10 7

2、 節能車主要性能參數的計算及選定.13 7.1轉向系的效率.14 7.2轉向系的傳動比.14 8 轉向梯形機構的優化.15 8.1轉向梯形機構概述.15 8.2整體式轉向梯形的結構方案分析.15 8.3整體式轉向梯形的優化分析.16 8.4編寫MATLAB程序.19 8.5程序介紹.20 9 轉向傳動機構的強度校核.22 9.1轉向橫拉桿.22 9.1.1抗拉校核.22 9.1.2穩定性校核.22 9.1.3結論.23 9.2橫拉桿球頭直徑的選取.23 9.3轉向搖臂危險斷面的校核.24 9.4轉向搖臂與搖臂軸連接花鍵的校核計算.24結論.26致謝.26參考文獻.27 學生節能車轉向系設計摘要

3、：轉向系統在賽車中占有重要的地位，轉向系統性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩定性和駕駛舒適性。 本課題首先通過分析轉向系的功能要求，結合轉向系統的布置設計，比較各類型 的轉向器的優缺點，適應節能車輕質量的要求，決定采用桿系結構的轉向系統。編寫MATLAB程序，建立適當的約束對轉向梯形進行優化設計。并對轉向系傳動機構進行必要的力學分析和校核。使用catia軟件畫出三維圖，完成節能車轉向系的設計。關鍵詞：節能車，轉向系，轉向傳動機構，桿系結構1 緒論1.1 前言轉向系統在賽車中占有重要的地位，通過對轉向系的優化設計，來為賽車其他零部件分析優化提供思路，以達到對節能車車的結構整體優化。轉向

4、系統性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩定性和駕駛舒適性，它對于確保車輛的行駛安全、減少交通事故以及保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要作用。1.2 設計思路 本課題在綜合考慮眾多因素的基礎上先從轉向系最基本的原理入手，經過對汽車的轉向系原理的認真學習，來摸索著設計賽車的轉向系。設計過程中，先是比較各個類型轉向系的優缺點，并結合賽車對轉向系的一些特殊要求，最后決定采用質量最輕形化桿系結構的轉向系。因為目前梯形結構的轉向系的轉角關系較接近理想的轉角關系，又鑒于賽車采用非懸架結構，因此采用整體式梯形結構。軸距由車架來確定，主銷偏移距由總設計決定。這樣一來，轉向系的優化過程中只

5、需優化梯形臂長m，梯形底角和主銷連線到橫拉桿的水平距離h。h 值越大轉向越省力，但又考慮到安裝的空間問題，h值不能過大。對梯形臂長m 和梯形底角的優化時，采用求最小h值的方法，并將實際內、外轉角的關系曲線和理想的內、外轉角的關系曲線畫在同一張圖上，依據最小h值得出理想的轉向梯形的尺寸。各個桿件的參數變量確定以后，根據最小半徑的要求計算出車輪的最大轉角，然后綜合各種因素確定轉向系統的力傳動比，角傳動比。2 汽車轉向系統概述轉向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協調的轉角關系。轉向系由轉向器、轉向操縱機構和轉向傳動機構組成。轉向操縱機構又包括方向盤、轉向軸

6、、轉向管柱。轉向傳動機構包括轉向搖臂、轉向橫拉桿、轉向節臂。2.1 轉向系的主要要求1 1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩定性。 2）汽車轉向行駛時，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩定行駛。 3）汽車在任何行駛狀態下，轉向輪都不得產生自振，轉向盤沒有擺動。 4）轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協調使車輪產生的擺動應最小。 5）保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。 6）操縱輕便。 7) 轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。 8) 轉向

7、器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。 9) 在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 10) 進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。2.2 轉向系統分類隨著現代汽車技術的迅速發展，汽車轉向系統已從純機械式轉向系統、液壓助力轉向系（HPS）、電控液壓助力轉向系統（EHPS），發展到利用現代電子和控制技術的電動助力轉向系統（EPS）及線控轉向系統（SBW）。 按轉向力能源的不同，可將轉向系分為機械轉向系和動力轉向系。機械轉向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，機械轉向系依靠駕駛員的手力轉動轉向盤，

8、經轉向器和轉向傳動機構一系列的桿件傳遞到轉向輪來使轉向偏轉。機械式轉向系統工作過程為：駕駛員對轉向盤施加的轉向力矩通過轉向軸輸入轉向器，減速傳動裝置的轉向器中有1、2 級減速傳動副，經轉向器放大后的力矩和減速后的運動傳到轉向橫拉桿，再傳給固定于轉向節上的轉向節臂，使轉向節和它所支承的轉向輪偏轉，從而實現汽車的轉向。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動轉變為傳動機構的直線運動(嚴格講是近似直線運動)的機構，是轉向系的核心部件。 機械轉向器是將駕駛員對轉向盤的轉動變為轉向搖臂的擺動（或齒條沿轉向車軸軸向的移動），并按一定的角轉動比和力轉動比進行傳遞的機構。 機械轉向器與動力系統相結合，構成動力轉向系統

9、。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統。采用液力式動力轉向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉向器結構。 2.3 轉向系布置設計轉向系統的布置先從轉向器的布置開始的。轉向器的布置首先要考慮對中性，要將轉向器布置在車架的正中間位置，才能保證左右轉向的對稱和靈活。其次，轉向器要保證不和車架干涉，且車手的腿能夠伸縮自如，能夠方便靈活地踩踏剎車盤和油門。橫拉桿的位置也隨著轉向器位置的確定而確定了，同時梯形臂的位置也根據輪輞的位置、設計長度和角度以及加工需要，確定了位置。因此轉向系統和車架的連接等也都確定了。接著就要考慮轉向器和方向盤

10、之間的連接。轉向器軸是豎直放置的，而方向盤的放置需要和豎直方向有一定得夾角，因此，兩者的連接就需要采用三節式萬向節。同時方向盤還要固定在車架上，以防止方向盤晃動。3 轉向器的結構型式根據所采用的轉向傳動副的不同轉向器的結構型式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。下面分別介紹幾種常見的轉向器。23.1 循環球式轉向器循環球式轉向器又有兩種結構型式，即常見的循環球-齒條齒扇式和另一種即循環球-曲柄銷式。它們各有兩個傳動副，前者為：螺桿、鋼球和螺母傳動副以及螺母上的齒條和搖臂軸上的齒扇傳動副；后者為螺桿、鋼球和螺母傳動副以及螺母上的銷座與搖臂軸的錐銷或球銷傳動副。兩種

11、結構的調整間隙方法均是利用調整螺栓移動搖臂軸來進行調整。循環球式轉向器的傳動效率高、工作平穩、可靠，螺桿及螺母上的螺旋槽經滲碳、淬火及磨削加工，耐磨性好、壽命長。齒扇與齒條嚙合間隙的調整方便易行，這種結構與液力式動力轉向液壓裝置的匹配布置也極為方便。3.2齒輪齒條式轉向器齒輪齒條式轉向器的傳動副為齒輪與齒條，其結構簡單、布置方便，制造容易，但轉向傳動比較小，(一般不大于15)，且齒條沿其長度方向磨損不均勻，故僅廣泛用于微型汽車和轎車上。轉向傳動副的主動件是一斜齒圓柱小齒輪，它和裝在外殼中的從動件齒條相嚙合，外殼固定在車身或車架上。齒條利用兩個球接頭直接和兩根分開的左、右橫拉桿相聯。橫拉桿再經球

12、接頭與梯形臂相接。為了轉向輕便，主動小齒輪的直徑應盡量小。通常，這類轉向器的齒輪模數多在23mm范圍內，壓力角為20°，主動小齒輪有58個齒，螺旋角為9°15°。根據小齒輪螺旋角和齒條傾斜角的大小和方向的不同，可以構成不同的傳動方案。應根據整車布置的需要并考慮轉向系的傳動比及效率等來選擇這些角度的大小和方向。3.2.1 材料齒輪齒條式轉向器的主動小齒輪可采用低碳合金鋼如20MnCr5、20MnCr4或15CrNi6(德國標準DIN 17210)制造并經滲碳淬火；齒條可采用中碳鋼或中碳合金鋼如45號鋼或41Cr4鋼(德國標準DIN 17200)制造并經高頻淬火，表面

13、硬度均應在HRC 56以上。殼體常用鋁合金壓鑄。3.2.2 齒輪齒條式轉向器優缺點 齒輪齒條式轉向器由與轉向軸做成一體的轉向齒輪常與轉向橫拉桿做成一體的齒條組成。與其它形式轉向器比較，齒輪齒條式轉向器最主要的優點是：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質量比較?。粋鲃有矢哌_90；齒輪與齒條之間因磨損出現間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節的彈簧，可自動消除齒間間隙，這不僅可以提高轉向系統的剛度，還可以防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用的體積??；沒有轉向搖臂和直拉桿，所以轉向輪轉角可以增大；制造成本低；轉向機構總成完全封閉,可免于維護；因齒輪和齒條直

14、接嚙合,操縱靈敏性非常高。特別適于與燭式和麥弗遜式懸架配用，便于布置等優點。因此，目前它在轎車、微型、輕型貨車上得到廣泛的應用。例如,一汽的紅旗CA7220型轎車、奧迪100型轎車、捷達轎車、上海桑塔納轎車、天津夏利轎車以及天津TJ1010型微型貨車和南京依維柯輕型貨車等，都采用了這種齒輪齒條式轉向器。齒輪齒條式轉向器的主要缺點是：因逆效率高（60%-70%），汽車在不平路面上行駛時，發生在轉向輪與路面之間沖擊力的大部分能傳至轉向盤，稱之為反沖。反沖現象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，方向盤突然轉動會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。3.2.3 輸入輸出形式的選擇根據輸入齒輪位置

15、和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向器有四種形式：中間輸入，兩端輸出（圖3.2a）、側面輸入，兩端輸出（圖3.2b）、側面輸入，中間輸出(圖3.2c)、側面輸入，一端輸出(圖3.2d)。圖3.2 輸入輸出形式兩端輸出的齒輪齒條式轉向器如圖3.3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叉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將齒條壓靠在齒輪上，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

16、轉向節左右轉動，使轉向車輪偏轉，從而實現汽車轉向。采用兩端輸出方案時，由于轉向拉桿長度受限制，容易與懸架系統導向機構產生運動干涉。但其結構簡單，制造方便，且成本低等特點，常用于小型車輛上。圖3.3 兩端輸出式 1.轉向橫拉桿 2.防塵套 3.球頭座 4.轉向齒條 5.轉向器殼體 6.調整螺塞 7.壓緊彈簧 8.鎖緊螺母 9.壓塊 10.萬向節 11.轉向齒輪軸 12.向心球軸承 13.滾針軸承中間輸出的齒輪齒條式轉向器如圖3.4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。在單端輸出的齒輪齒條式轉向器上，齒條的一端通過

17、內外托架與轉向橫拉桿相連。與齒條固連的左、右拉桿延伸到接近汽車總想對稱平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿與齒條同時向左或向右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。圖3.4 中間輸出 1.萬向節叉 2.轉向齒輪軸 3.調整螺母 4.向心球軸承 5.滾針軸承 6.固定螺栓 7.轉向橫拉桿 8.轉向器殼體 9.防塵套 10.轉向齒條 11.調整螺塞 12.鎖緊螺母 13.壓緊彈簧 14.壓塊 3.2.4 齒輪嚙合方式齒輪齒條式轉向器若采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則

18、運轉平穩性降低，沖擊力大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運轉平穩，沖擊與噪聲均降低，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作用，所以轉向器應該采用推力軸承，是軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大事它的缺點。圖3.5 齒條斷面形狀3.2.5 齒條斷面形狀齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節約20%，故質量??；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉動；Y形的斷面齒條的

19、齒寬可以做的寬一些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有堿性材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的力矩時，應選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒條、齒輪的齒不能正確嚙合的情況出現。圖3.6 轉向梯形的相對位置3.2.6 齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對位置根據齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，齒輪齒條式轉向器在汽車上有四種布置形式：轉向器位于前軸后方，后置梯形；轉向器位于前軸后方，前置梯形；轉向器位于前軸前方，后置梯形；轉向器位于前軸前方，前置梯形。如圖3.2.6。對轉向器結構形式的選擇，主要是

20、根據汽車的類型、前軸負荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動比變化特性等對使用條件的適應性以及轉向器的其他性能、壽命、制造工藝等。中、小型轎車以及前軸負荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉向器。球面蝸桿滾輪式轉向器曾廣泛用在輕型和中型汽車上，例如：當前軸軸荷不大于2.5t且無動力轉向和不大于4t帶動力轉向的汽車均可選用這種結構型式。循環球式轉向器則是當前廣泛使用的一種結構，高級轎車和輕型及以上的客車、貨車均多采用。轎車、客車多行駛于好路面上，可以選用正效率高、可逆程度大些的轉向器。礦山、工地用汽車和越野汽車，經常在壞路或在無路地帶行駛，推薦選用極限可逆式轉向器，但當系統中裝

21、有液力式動力轉向或在轉向橫拉桿上裝有減振器時，則可采用正、逆效率均高的轉向器，因為路面的沖擊可由液體或減振器吸收，轉向盤不會產生“打手”現象。 4 轉向操縱機構 圖4 轉向操縱機構1-轉向萬向節；2-轉向傳動軸；3-轉向管柱；4-轉向軸；5-轉向盤 轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節，如圖4。采用柔性萬向節可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節如果過軟，則會影響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統。5 轉向傳動機構 轉向傳動機

22、構包括轉向臂、轉向縱拉桿、轉向節臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿等。（見圖5） 轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。圖5 轉向傳動機構1-轉向搖臂；2-轉向縱拉桿；3-轉向節臂；4-轉向梯形臂；5-轉向橫拉桿 6、節能車轉向系基本結構的選取為了更直觀的表達我們選擇桿系結構的轉向系，我們做了如下的對比分析：這是實際使用的汽車轉向系統的典型的結構圖實際在道路上行駛的各種車輛，其轉向系統要考慮到很多方面的內容，所以其結構復雜。重量很重。在節能車上主要考慮的問題是節能。圍繞節能出發，轉向系這塊的主要任務是：在滿足基本轉向要求的前提下，盡可能的減輕重量。

23、為此，節能車基本上轉向系統不用轉向器，以最簡單的拉桿機構實現車輪的轉向。下面是一些節能車轉向系統的實物圖因此為此我們的節能車也采用這種形式下面是一張我們草擬的轉向系總布置圖，里面包括節能車軸距1500mm，注銷中心距640mm，輪距800mm。一副傳動機構和整體式轉向梯形。轉向手柄：為適應總布置的要求，用手剎的形式來操縱離合器和碟剎，所以用轉向手柄代替轉向盤。這種結構形式被節能車廣泛采用，如上圖傳動機構：主要部件為球頭拉桿，質量輕，結構簡單轉向梯形：實現轉向輪繞同一中心運動的部分，采用非獨立懸架機構，所以采用整體式轉型梯形。 7節能車主要性能參數的計算及選定 7.1、轉向系的效率 節能車轉向系

24、由桿系機構傳動，主要能量損失在嚙合副的摩擦損失，可忽略不記。所以節能車轉向系的正負效率都比較高。 7.2、轉向系的傳動比 正常道路使用的車輛，傳動比都較高，達到1725，方向盤轉一圈，輪才轉一點。但是參考方程式賽車組成員的建議，認為，我們設計的節能車，傳動比應該小些，便于操作，尤其我們采用的是手柄轉向而不是方向盤。類比自行車的設計，我們決定傳動比初定為1. 由于轉向系采用的是桿系傳動機構，所以要實現這一目標是比較容易的，只要一個平行四邊形機構就可以了。如下圖所示四邊形的長由車架定了為K/2=320mm四邊形的寬由轉向系的布置，拉桿和搖臂的受力情況綜合分析考慮后再定。 7.3、力傳動比 預定駕駛

25、節能車的駕駛員體重不超過50kg，設計的作用于駕駛員手上的力最大為50N（乘用車為700N）。 轉向阻力矩計算 由公式Mr=F/3*（G13/p）0.5中 p=35*6.895kpa=0.241325Mpa f=0.7 G1=500N 得原地轉向阻力矩最大值為5310.4N·mm 設計的轉向手柄 長度L=（5310.4/50）*2N=212.461mm 考慮到實際手掌握手柄的寬度，將手柄長度調整為250mm。 從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2Fh=2*Mr/a=265.52N 力傳動比ip=265.52/50=5.3（由于手柄長度經過了調整，所以實際的力傳動比要稍大于這個值

26、）節能車桿系8轉向梯形的優化8.轉向梯形機構優化設計方案8.1轉向梯形機構概述轉向梯形機構用來保證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設計轉向梯形的主要任務之一是確定轉向梯型的最佳參數和進行強度計算。一般轉向梯形機構布置在前軸之后，但當發動機位置很低或前軸驅動時，也有位于前軸之前的。轉向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉向梯形方案與懸架采用何種方案有聯系。無論采用哪一種方案，必須正確選擇轉向梯形參數，做到汽車轉彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動運動。同時，為達到總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉

27、向輪應有足夠大的轉角。8.2整體式轉向梯形結構方案分析圖5.1 整體式轉向梯形1轉向橫拉桿 2轉向梯形臂 3前軸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。其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優點是結構簡單，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。當汽車前懸架采用非獨立懸架時，應當采用整體式轉向梯形。整體式轉向梯形的橫拉桿可位于前軸后或前軸前(稱為前置梯形)。對于發動機位置低或前輪驅動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側方向延伸，因而會與車輪或制動底板發生干涉，所以在布置上有困難。為了保護橫拉桿免遭路面不

28、平物的損傷，橫拉桿的位置應盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。8.3整體式轉向梯形機構優化分析汽車轉向行駛時，受彈性輪胎側偏角的影響，所有車輪不是繞位于后軸沿長線上的點滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內側某一點滾動。此點位置與前輪和后輪的側偏角大小有關。因影響輪胎側偏角的因素很多，且難以精確確定，故下面是在忽略側偏角影響的條件下，分析有關兩軸汽車的轉向問題。此時，兩轉向前輪軸線的延長線應交在后軸延長線上，如圖52所示。設i、o分別為內、外轉向車輪轉角，L為汽車軸距，K為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。若要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，則梯形機構應保證內、外轉向車輪的轉角有如

29、下關系： （1） 圖1 理想的內、外車輪轉角關系簡圖若自變角為o，則因變角i的期望值為: （2） 現有轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。以圖所示的后置梯形機構為例，在圖上作輔助用虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所給出的實際因變角為（3）式中：m為梯形臂長；為梯形底角。所設計的轉向梯形給出的實際因變角，應盡可能接近理論上的期望值。其偏差在最常使用的中間位置附近小角范圍內應盡量小，以減少高速行駛時輪胎的磨損；而在不經常使用且車速較低的最大轉角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權因子，構成評價設計優劣的目標函數為 （4）由以上可得： （5）式中：x為設計變量，；omax為外轉向車輪最大轉角，由圖2得

30、 （6）式中，Dmin為汽車最小轉彎直徑；a為主銷偏移距。考慮到多數使用工況下轉角o小于20°，且10°以內的小轉角使用得更加頻繁，因此?。?（7）建立約束條件時應考慮到：設計變量m及過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當m過大時，將使梯形布置困難，故對m的上、下限及對的下限應設置約束條件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而優化過程是求的極小值，故可不必對的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為： （8） 梯形臂長度m設計時常取在mmin=0.11K，mmax=0.15K。梯形底角min=70°此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳動角不宜過小

31、，通常取min40°。如圖5-2所示，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉彎時min即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為： （9）式中：min為最小傳動角。min=40°，故由式可知，min為設計變量m及的函數。由式（6）、式（7）、式（8）和式（9）四項約束條件所形成的可行域，如圖3所示的幾種情況。圖3b適用于要求min較大，而min可小些的車型；圖5-3c適用于要求min較大，而min小些的車型；圖3a適用介于圖3b、c之間要求的車型。 圖3 轉向梯形機構優化設計的可行域 從上面的資料中可以得到以下幾個結論：1

32、現有的轉向梯形不能保證車輪繞一個瞬時中心行駛2 隨著自變角運動的因變角有個期望值和實際值。3 可用評價設計優劣的目標函數f來優化轉向梯形，實現轉向梯形的優化設計，主要目標是求f的最小值。4 設計變量有兩個梯形臂長m和梯形底角r8.4依據如上要求編寫MATLAB程序global K L thetamax alpha f qK=640;L=1500;thetamax=22.5;x(1)=input('輸入初始點的第一個分量（臂長）');x(2)=input('輸入初始點的第二個分量（底角度）');thetamax=thetamax*pi/180;x(2)=x(2)*

33、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); b

34、eta(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程序介紹功能：輸入轉向梯形的臂長和底角，在同一張

35、圖上繪制出理想的自變角和因變角的關系曲線和實際的自變角和因變角的關系曲線圖，并計算出優化目標函數的f值。K值：主銷中心線延長線到地面交點之間的距離，640mmL值：軸距，1500mm 。總體設計時決定Thetamax值：外轉向車輪最大轉角 22.5度。由最小轉彎半徑、軸距、主銷偏移距決定。 最小轉彎半徑Dmin：8000mm，總設計決定 軸距L：1500mm，總設計決定 注銷偏移距a：40mm（乘用車0.40.6倍胎寬，貨車4060mm） Thetamax=arcsinL/（Dmin/2-a）建立約束條件轉向梯形的臂長和底角自然不是隨意取的，有一定的約束范圍。就前面的資料所述梯形臂長常取在0.

36、11k到0.15k之間:70.4mm90mm,k=640梯形底角大于70度另外還有一個是最小傳動的約束條件考慮到節能車與實際道路使用車輛在長寬比的差別較大，依據上述道路使用車輛的約束要求適當擴大搜索范圍，力求優化最佳。第一次優化臂長梯形臂長底角5060708090500.05740.01760.00094570.01250.0218600.06160.01870.00093280.01240.0218700.06610.01980.00098090.01230.0218800.07120.02090.00110.01230.0218900.07700.02220.00120.01230.021

37、81000.08240.02360.00150.01220.0218第二次優化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第三次優697071590.00150.0009315

38、0.0016600.00150.00093280.0016610.00160.00093540.0015由于梯形臂長下限的主要影響的是橫拉桿上的受力，為避免橫拉桿的受力過大而設置的。相對于乘用車而言，節能車質量輕，原地轉向力矩小，故適當的減小梯形臂長的下線是可以的。綜合上述分析，轉向梯形的臂長選用60mm（取整），底角70度。因為圖比較多，我就不一一列舉了，上面是最理想的圖和最不理想的圖的對比。藍色那條是理想的自變角因變角關系，紅色那條是實際的自變角因變角關系。 9轉向傳動機構強度計算9.1轉向橫拉桿 拉桿應該有較小的質量和足夠的剛度。拉桿的形狀應符合布置要求，有事不得不做成彎的，這就減小了縱

39、向剛度。拉桿應應用材料力學中的有關壓桿穩定性計算的公式進行驗算。穩定性安全系數不小于1.52.5。拉桿用20、30或40鋼無縫鋼制成。轉向梯形的受力分析（原地轉向阻力矩計算）R=60sin（70）=56mmMr=5310.4N·mm橫拉桿屬于細長桿，主要受拉/推力，所以進行穩定性和抗拉強度的校核受力F=5310.4/56=91N桿長L=640mm拉桿材料選用20號鋼無縫鋼管，其力學性能為抗剪強度275392MPa,抗拉強度為253500MPa，屈服強度為275MPa，延伸率為25%。測屈服強度fy=275Mpa，彈性模量E=206Gpa，泊松比=0.3。9.1.1抗拉校核抗拉強度取2

40、53Mpa（安全性方面考慮）S=91/253=0.36mm29.1.2穩定性校核轉向系橫拉桿是兩端固定的約束，u=0.5彈性模量已知E=206空心鋼管的慣性矩I=pi/64*（D*D-d*d）所受最大壓力F=91N長度L=640mm根據公式計算得I=4.587e-129.1.3結論考慮到轉向系所受的沖擊載荷較大綜合考慮選用外徑10mm，內徑8mm的空心鋼管作為橫拉桿材料。其慣性矩為2.9e-10橫截面積為28.6mm29.2橫拉桿球頭的選取 轉向輪的最大負荷為500N左右，于表7-4中選取球頭直徑20mm9.3轉向搖臂危險斷面校核通常轉向搖臂的材料選用40MnB，其屈服強度大于785Mpa，因此材料的屈服點取最小值即785Mpa。在球頭銷上作用的力F，對轉向搖臂構成彎曲和扭轉力矩的聯合作用。危險斷面在搖臂根部，應按第三強度理論驗算其強度，即 式中，ww、wn為危險斷面的抗彎界面系數和抗扭界面系數安全系數n選2搖臂長d定為70mm（轉向梯形優化確定）球頭受力F=Mr/50=130N球頭中心偏移距e=40mm（由球頭的轉配尺寸得出）危險斷面的抗彎截面系數ww=危險斷面的抗扭截面系數wn=綜上所述按第三強度理論計算的屈服強度 =9.4轉向搖臂與搖臂軸連