毕业设计（论文）-某乘用车转向柱助力式转向系统设计（全套图纸三维）(30页).doc

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1、-毕业设计（论文）-某乘用车转向柱助力式转向系统设计（全套图纸三维）-第 24 页某乘用车转向柱助力式转向系统设计摘 要汽车电动助力转向是一种由电动机提供的由ECU实时调节与控制助力大小的汽车助力转向技术。将其运用在汽车的转向系统中，可大大改善汽车的转向性能；根据车速提供不同大小的转向助力，减轻泊车与低速行驶时的操纵力，提高高速行驶时的转向特性和主动安全性能。良好的EPS控制策略还可以使转向系统的相应更加迅速，为设计性能优异的助力转向系统提供了可能。本文以奇瑞QQ乘用车为研究对象，最总目的是设计出一套性能优异的乘用车转向系统。首先运用了汽车设计和机械设计的相关知识，选取合理的传动方式和整体布置

2、方式，对汽车转向系统其他的参数进行设计，利用三维建模软件建立此转向系统的三维模型；然后在此基础上对转向传动机构（主要为转向梯形）进行优化设计，以获取更好的转向性能；接着对转向节进行有限元分析，建立最终的汽车转向柱助力式转向系统的三维模型，从而完成对整个转向系统机械传动部分的设计。本课题基于CATIA三维设计技术，将转向助力技术应用于汽车转向系统中，对汽车转向助力系统的设计开发具有一定的参考价值。关键词：转向系统；实体设计；转向梯形优化；转向节有限元分析；全套图纸加153893706Apassenger carsteering system design power steeringcolumn

3、AbstractElectric power steering is composed of a motor provided by the ECU real time adjustment and control of power steering technology. Its use in the cars steering, steering performance can greatly improve the car; according to the speed to provide different size of the steering, reduce parking a

4、nd low speed control force, improve the steering characteristics and active safety performance when running at a high speed. The corresponding EPS good control strategy can also make the steering system more quickly, may provide for the design of high performance power steering system.In this paper,

5、 the Chery QQ passenger car as the research object, using the knowledge of automotive design and mechanical design, reasonable selection of transmission mode and overall layout, design the turn to other parameter system of automobile, built the three dimensional model of the system using 3D modeling

6、 software; and then on the basis of the steering gear (mainly as the steering trapezium) to optimize the design, in order to obtain the steering performance better; then the finite element analysis of steering knuckle, build the ultimate vehicle steering system three-dimensional model column power s

7、teering, and finish the design of steering system of mechanical transmission parts.The CATIA 3D design technology based on the application of technology in power steering, steering system, the steering system design and development power has a certain reference value.Key Words：Steering columnsteerin

8、g;steering trapezium;entity design目 录摘 要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 本课题研究的目的和意义11.1.1 电动助力转向技术原理简介11.1.2 电动助力转向技术的实用价值21.1.3 研究的目的和意义21.2 国内外研究现状概述21.2.1 国外研究现状21.2.2 国内研究现状21.3 本文主要研究内容3第 2 章 奇瑞QQ转向系统的设计42.1 机械转向系统的结构组成42.2 转向器的方案分析及设计42.3齿轮齿条转向器的选择52.3.1按照输入和输出位置选择：52.3.2按照传动方式选择：52.3.3按照布置方式选择：52.4相关

9、参数选择与计算52.4.1车型相关参数选择与计算52.4.2转向器参数的选择与计算72.5齿轮齿条材料选择及强度校核92.5.1齿轮齿条材料的选择92.5.2齿条的强度计算92.5.3齿轮的强度校核10第 3 章 基于MATLAB的转向梯形机构的优化设计133.1 汽车的转向特性133.2转向梯形几何关系的确立133.3转向梯形的数学模型163.3.1建立目标函数163.3.2设计变量163.3.3约束条件173.4建立优化数学模型18第 4 章 转向系统建模及有限元分析214.1利用CATIA建立传动机构三维模型214.2利用CATIA建立操纵机构三维模型244.3利用CATIA对转向系统总

10、装配254.4基于ANSYS的转向节有限元分析254.4.1分析前的处理254.4.2工况分析26结论30致 谢31参考文献32Equation Chapter (Next) Section 1第 1 章 绪论1.1 本课题研究的目的和意义随着国民经济的高速发展，人民生活水平的提高，乘用车成为人们较为普遍的重要交通工具，汽车转向系统的功用是保证汽车能按照驾驶员的意愿稳定、高效、安全的进行直行或转弯。对本课题研究的动力转向系统应有如下要求1：（1） 转向轮转角与转向盘转角的比例关系；（2） “路感”良好，即随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上的手力必须增大（或减小）；（3） 作用在转向

11、盘上的切向力控制范围与工作条件；（4） 转向盘在自动回正、助力失效时，机械传动仍能正常工作；本文采用转向柱电动助力技术，对转向机构中的转向梯形以及转向节进行分析优化，旨在获得更好的转向驾驶过程中的操纵稳定性与安全性。1.1.1 电动助力转向技术原理简介电动助力转向技术，简称EPS，是一种通过电子控制单元，对转向系统附以不同大小的转向力，从而获得更佳转向性能的技术2。其工作原理如图1-1所示。电子控制单元根据转矩传感器检测到的转距电压信号、转动方向和车速信号等，向电动机控制器发出指令，使电动机输出相应大小和方向的转向助力转矩，从而产生辅助动力。图 11 电动助力转向技术原理图1.1.2 电动助力

12、转向技术的实用价值转向柱助力式EPS具有结构简单，安装、拆卸和维修方便的特点。它装在方向盘下面，周围环境较好，不需要严格的防水、防高温技术。相对于其他EPS，它对转向系统的改动最小，所以最适用于将以前生产的无助力效果的纯机械转向汽车改装成电动助力转向汽车。缺点是占用了方向盘下面的空间,助力电动机的振动、噪声很容易传递给驾驶员，传动路线也较长，损失较大,反应不如其他类型快，且负荷较小，所以适合于微型车辆。转向柱助力式转向系统成本低，经济性好，有很大的应用价值和发展前景。1.1.3 研究的目的和意义汽车的转向性能是衡量汽车驾驶性能的重要标准之一，汽车行驶过程中的安全性能，稳定性能以及驾驶人员的舒适

13、性，直接受转向性能的影响。因此，转向系统的设计在整车设计中显得非常重要。怎样设计与优化转向系统参数，使其汽车在行驶过程中实现最佳转向性能，是一项非常重要的任务。1.2 国内外研究现状概述1.2.1 国外研究现状电动助力转向系统（Electric Power Steering，缩写EPS）是一种直接依靠电机提供辅助扭矩的动力转向系统，与传统的液压助力转向系统HPS（Hydraulic Power Steering）相比，EPS系统具有很多优点。EPS 最先应用于日本的轻型轿车上, 于 1988年由日本铃木公司首次开发。随后, EPS 技术得到迅速发展。日本的大发汽车公司、三菱汽车公司、本田汽车公

14、司、美国的 Delphi 公司、英国的Lucas 公司、德国的 ZF 公司都研制了各自的EPS。经过 20 多年的发展，其应用范围已经从最初的微型轿车向更大型轿车和商用客车方向发展，如本田的 Accord 和菲亚特的 Punto 等中型轿车已经安装 EPS，本田甚至还在其 Acura NSX 赛车上装备了 EPS。31.2.2 国内研究现状在中国, EPS 目前正处于技术开发和产业转化的初期，共有研究单位100多家。主要应用车型有昌河北斗星、本田飞度、南亚西雅途、郑州日产 MPV, 而正在试装车型有昌河爱迪尔、无锡英格尔、奇瑞 QQ、吉利豪情、杨子皮卡等。EPS 产品基本上都能实现转向助力功能

15、，但也存在一定问题，如转向盘抖振、噪声大、左右转向不对称等。在产业化方面, 整车企业在电控技术及 EPS 的行业标准方面存在滞后性，EPS 研发单位与整车企业的全面合作尚不够深入, 因此其样机得不到全面的考核，涉及整车操纵稳定性能方面的研究较少4。1.3 本文主要研究内容本课题主要研究机械式转向系统的功能及构成，主要从转向系统的转向器部分和转向梯形机构部分作分析研究。（1）转向器设计部分：以齿轮齿条式转向器作为中心，分析其效率、齿轮轴和齿条的设计及数据校核、其他一些组件的设计及标准件选取。（2）转向梯形机构部分：以整体式转向梯形机构作为中心，对阿克曼(Ackerman)理论转向特性了解的基础上

16、，对转向梯形机构进行数学模型分析。用软件对转向梯形进行优化设计，校核。并根据所得的结果对传动机构的尺寸作设计。（3）转向节部分：在三维模型基础上，利用ANSYS对转向节进行有限元分析。Equation Chapter (Next) Section 1第 2 章 奇瑞QQ转向系统的设计2.1 机械转向系统的结构组成机械转向系统主要由以下部分组成：（1）转向操纵机构：转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱；（2）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。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；（3）转

17、向器：转向器是完成由旋转运动到直线运动(或近似直线运动)的一组齿轮机构，同时也是转向系中的减速传动装置。 目前较常用的有齿轮齿条式、循环球曲柄指销式、蜗杆曲柄指销式、循环球-齿条齿扇式、蜗杆滚轮式等。因为齿轮齿轮齿条式转向器结构简单，转向性能稳定，所以本设计中采用齿轮齿条式转向器。Equation Chapter (Next) Section 12.2 转向器的方案分析及设计转向器是转向系中的重要部分，其主要作用有三个方面：一是增大来自转向盘的转矩，使之达到足以克服转向轮与地面之间的转向阻力矩；二是减低转向传动轴的转速，并带动摇臂轴移动使其达到所需要的位置；三是使转向盘的转动方向与转向轮转动方

18、向协调一致。根据机械转向器可分为齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器、蜗杆指销式转向器四类。按照转向动力的不同，可分为机械式和助力式两种。齿轮齿条式转向器的正逆效率都很高，属于可逆式转向器。其自动回正能力强。齿轮齿条式转向器结构简单、加工方便、工作可靠、使用寿命长、用需要调整齿轮齿条的间隙6。对转向其结构形式的选择，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。齿轮齿条式转向器安装助力机构方便且转向器结构简单，比较适用于本课题的设计车型。故本设计选用齿轮齿条式转向器。2.3齿轮齿条

19、转向器的选择2.3.1按照输入和输出位置选择：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；侧面输入，两端输出；侧面输入，中间输出；侧面输入，一端输出；现代轿车多采用两端输出形式，因其结构简单，相对精度较高，故本设计采用中间输入，两段输出形式。2.3.2按照传动方式选择： 采用齿轮齿条式转向器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，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。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，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的

20、夹角易于满足总体设计的要求4。2.3.3按照布置方式选择：根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，在汽车上有四种布置形式：（1）转向器位于前轴后方，后置梯形；（2）转向器位于前轴后方，前置梯形；（3）转向器位于前轴前方，后置梯形；（4）转向器位于前轴前方，前置梯形；现阶段大多数轿车都采用第一种布置方式 ：转向器位于前轴后方，后置梯形，这样不仅能够减少转向盘到转向器的距离，转向器置于车轮的后方也可以保障汽车形式的安全性，所以本设计也采用转向器位于前轴后方，后置梯形的布置方式。2.4相关参数选择与计算2.4.1车型相关参数选择与计算（1）最小转弯半径最小转弯半径为轴距的22.5倍，选定轴

21、距2340mm，则最小转弯半径为：4.68m5.85m，初取4.75m。（2）内、外侧转向轮最大转角外侧转向轮最大转角可用下式（2-1）求得7： （2-1）式中，a为主销偏移距，取值为：0.40.6轮胎宽度，为6699mm，初取80mmL为轴距，可得外侧转向轮最大转角：由几何关系，可以由式（2-2）得出对应的内侧转向轮转角： （2-2）可得内侧轮转角 式中，B为轮距，R为外侧轮转向半径，几何关系如图2-1所示：（3）方向盘直径选择1.2T以下的轿车方向盘的标准直径Dsw有380mm、400mm、425mm三种，此处选择380mm，作为方向盘直径的参考值8。到此，可以基本给出设计的基本参数，如表

22、2-1所示：图2-1转角图表2-1车型相关参数轴距2340mm前/后轮胎规格165/60 R14前转矩1295mm总长3550mm后轮距1260mm总宽1495mm整备质量936kg总高1485mm最小转弯半径4.75m最小离地间隙130mm前悬架麦弗逊独立悬架方向盘直径380mm手力 6N m切向力25190N输出力矩26.4N主销偏移距80mm2.4.2转向器参数的选择与计算按照汽车设计所指，齿轮模数多在23之间，主动小齿轮齿数多数在57个齿范围变化，压力角取=，齿轮螺旋角的取值范围多为。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。正确啮合条件为：，。 初步设

23、计齿轮齿条主要参数如表2-2所示：表2-2齿轮齿条主要参数名称齿轮齿条齿数735模数33压力角2020螺旋角1212齿轮齿条的设计不仅仅依据机械设计相关知识，还要实际考虑转向器的实际齿条行程对应的转向轮最大转角，在转向轮最大转角时应当齿条行程应当略小于其最大行程。计算传动比时，由于助力未知，故力传动比将无法使用，本处使用角传动比计算公式（2-4），得出初选传动比。转向时需要克服的阻力，主要包括了转向轮绕主销转动的阻力、转向轮稳定阻力（即转向轮的回正力矩）、轮胎变形阻力以及转向系中的内摩擦阻力矩等。通常情况下可以用以下的经验公式来计算得出汽车在沥青或混泥土路面上的原地转向阻力矩，故由轮胎上的原地

24、转动的阻力矩由经验公式（2-3）可得9： （2-3）式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取0.7；G1 为前轴转向负荷，取800kg；p为轮胎气压（MPa）。取0.24MPa；得：MR=10777.25Nm方向盘转动圈数： （2-4）式中， 为初选传动比；可以的出传动比为3.49。方向盘上的操纵载荷力可以用式（2-5）计算： （2-5）代入各项数值，可以得出：该力符合操纵机构的要求，但是由于进行助力，查的理想手力为26.4N，故其余部分可以用转向助力进行弥补；最终总体的设计还是符合要求的。齿轮分度圆直径可由式（2-6）求得： （2-6）式中，mn为齿轮模数；计算可得：d1=mm。则齿条宽

25、度可以得出b2=fdd1=25.76mm， 圆整10取26mm；进而可求得齿轮齿宽 。 确定了齿轮齿条的主要尺寸够，就可以转而开始对齿轮的配合尺寸进行计算。初步选定齿轮和齿条齿顶高系数 =1；顶隙系数 ；齿轮的变位系数。齿轮和齿条的其他参数都可通过上面已知的参数计算获得，这样齿轮和齿条的基本参数就已经确定并且初选了，齿轮和齿条的基本参数如表2-2所示：表2-2齿轮齿条的基本参数名称符号齿轮齿条齿数z735分度圆直径d21.47mm变位系数 0.65齿顶高 4.95mm3mm齿根高1.8mm4.25mm齿顶圆直径 31.37mm齿根圆直径 17.87mm齿轮中圆直径 24.47mm螺旋角 121

26、2齿宽b36262.5齿轮齿条材料选择及强度校核2.5.1齿轮齿条材料的选择齿轮通常选用国内常用、性能优良的20CrMnTi合金钢，热处理采用表面渗碳淬火工艺，齿面硬度为HRC5863。齿条选用40Cr使之与齿轮具有较好匹配性的，齿条热处理采用高频淬火工艺，表面硬度HRC5056。2.5.2齿条的强度计算作用于齿条上的力11可以分解成沿齿条径向的分力（径向力）Fr，可以表示成式（2-7），沿齿轮周向的分力（切向力）Ft表示为式（2-8），沿齿轮轴向的分力（轴向力）Fx ，表示成式（2-9）。各力的大小为： （2-7） (2-8) （2-9）式中 为齿轮轴分度圆螺旋角； 为法面压力角；齿轮收到的

27、切向力式中T为作用在输入轴上的扭矩，为26 ；d为齿轮轴分度圆直径；齿条齿面的法向力：齿条齿上的切向力：齿条的单齿弯曲应力：式中为齿条齿面切向力；b为危险截面处沿齿长方向齿宽； 为齿条计算齿高 ；S为危险截面齿厚；可以计算出齿条齿根弯曲应力：因齿轮齿条在工作过程中，啮合的齿数实际大于1个，而齿条的抗拉强度2528N/mm2 ；考虑到齿部弯曲安全系数，设实际工作齿数为2，齿面安全强度的校核：齿面安全强度通过校核。2.5.3齿轮的强度校核（1）齿轮的计算载荷 为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷P（单位为N/mm）为：式中Fn作用在齿面

28、接触线上的法向载荷；L为沿齿面的接触线长；在实际工况下，法面载荷会增大；并且不是均匀分布的，因此在计算中，应按接触线单位长度上的最大载荷Pca进行计算，Pca可由式（2-10）得出： （2-10）式中K为载荷系数；载荷系数可由式（2-11）确定： （2-11）式中为使用系数，是考虑齿轮啮合时外部装置引起的附加动载荷影响的系数，此处取1.0；为动载系数，是考虑到装配误差与受载弹性变形引入的参数，此处去1.0；为齿间载荷系数。由齿轮的制造精度决定，此处取1.2；为齿向载荷分布系数；可以通过齿宽系数和齿向载荷分布系数的公式（2-12）来计算出来： （2-12） 得载荷系数K=1.8；齿轮传动过程中的

29、单位长度受力和接触长度为：结合式（2-11）、式（2-12），再由公式（2-13）： （2-13）可以求得 ；接下来可以计算 ，利用公式（2-14）： （2-14）式中 为弹性系数，可由式（2-15）求出： （2-15）通过查阅相关资料可知 ， ， ；最终求得：小齿轮接触疲劳强度极限 = 1000 MPa，应力循环次数N = 210，所以 = 1.1；取失效概率为1%，安全系数S = 1，可得计算接触疲劳许用应力：式中，KHN为接触疲劳寿命系数；得出结果 ，通过齿面接触疲劳强度校核；齿轮部分也可以符合传动的要求。Equation Chapter (Next) Section 1第 3 章 基于

30、MATLAB的转向梯形机构的优化设计转向梯形机构优化设计的目的是使汽车在行驶过程中转弯时内外轮转角存在一定的函数关系，以使汽车的车轮能够绕一个瞬时中心运动，这样任意一个车轮理想上都在围绕这一瞬时中心作无滑动的纯滚动运动，不仅延长了轮胎的使用寿命，更能提高行驶转向的安全性能，因此可以通过建立转向梯形的运动学方程，借助MATLAB的优化工具对该机构进行优化。3.1 汽车的转向特性独立悬架必须使用断开式转向梯形，本文前面已经给出转向器的布置形式，故断开式转向梯形的原理可以通过图3-1给出的几何关系看出：图3-1转向梯形机构而转向梯形的优化目的是要设计出一种能够实现更加优异转向性能的转向器，这样就需要

31、在部分已定参数的基础之上对先前的转向梯形机构的部分设计参数进行优化，使其转向运动符合阿克曼几何学。为此需要先确立理想的转向梯形机构的几何图形。 3.2转向梯形几何关系的确立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。汽车转向时，通过横拉杆的作用，内外轮各会获得一个对应的转角，我们可以设一个外轮转角为自变量，然后通过转向梯形几何关系作出两角的函数关系，转而求出另一个转角的期望值，以转角实际值和期望值得均差为基础建立函数，从而运用函数关系对各项参数进行优化。当汽车左转弯时，右轮为外轮，外轮一侧的杆系的杆系运动如图3-2所示。假设齿条向右移过某一行程S，通过右横拉杆推动右梯形臂

32、，使右轮对应转过角度 ；这时便可以利用几何关系建立一个齿条行程S关于外轮转角的函数关系式（3-1）12。图3-2外转向轮杆系运动图同理通过S做内转向轮杆系的运动图，如图3-3所示：图3-3内转向轮杆系运动图通过上图所示的几何关系可以的出行程S与外轮转角 的关系: （3-1）式中，l1 为梯形臂的长度；K为注销间距；M为齿轮齿条拉杆长度； 为传动角； 为齿条轴线相对前轴线偏距； 转角间关系可由式（3-2）表示： （3-2）式中， ；可以用式（3-3）表示： （3-3）式中，l2 为拉杆的长度，可由K、M表示出来；综合式（3-1）（3-2）（3-3），可得式（3-4）： （3-4）内转向轮处的杆系

33、运动及坐标建立如图3-3所示，齿条右移了相同的行程S，通过左横拉杆带动左梯形臂转过，则： ，齿条的实际行程S可由式（3-5）表示： （3-5）同样，求得 如下式（3-5）： （3-5）横拉杆 长度可有已知的K、M来表示：因此，可以利用任意一外轮转角 的齿条行程S得出对应的内轮转角 ，记作 ；3.3转向梯形的数学模型为了简化数学模型,忽略一些次要因素作如下假设:（1）车轮外倾角，转向轴线内倾角为零；（2）全部铰链点为无间隙配合；（3）所有杆件均为刚体；（4）各桥转向节臂在水平面内转动；（5）双摇臂和中间连杆处在同一垂直平面内；3.3.1建立目标函数转向梯形机构优化设计的目标就是要在规定的转角范围

34、内使实际的内(或外)轮转角尽量地接近对应的理想的内(或外)轮转角。为了综合评价在全部转角范围内两者接近的精确程度，并考虑到在最常用的中小转角时希望两者尽量接近，因此，将转角离散化，离散步长取为1。同时其误差在最常用的中间位置附近小转角范围内应尽量小，以减小高速行驶时轮胎的磨损，而在不经常使用且车速较慢的最大转角时，可适当放宽要求，因此再引入加权因子 ，目标函数可由式（3-6）表示： （3-6）考虑到汽车常用转角小于20，且10以内的小转角范围使用得比较频繁，因此取： (0 10) (10 20) (20 )3.3.2设计变量对于给定的汽车，其轴距L=2340mm，主销后倾角、左右两主销轴线延长

35、线与地面交点之间的距离K为己知值，K=1135mm。同时，对于选定的齿轮齿条式转向器，其齿条两端球铰中心距M也为己知值，M=530mm。故在设计转向传动机构时，需要确定的参数为梯形底角 、梯形臂长 以及齿条轴线到梯行底边的安装距离h。而横拉杆长 则可由转向传动机构的上述参数以及己知的汽车参数K和转向器参数M来确定。因此设计变量可确定如下：（1）梯形臂长；（2）传动角；（3）齿条轴线到梯形底边的安装距离h；3.3.3约束条件考虑到转向机构与其他机构的干涉问题，转向盘转角与齿条的长度，需要对传动角进行限制，由此引入限位点By，并且齿轮齿条转向机构在优化中应满足如下条件：(1)在安装转向机构的位置处

36、，可能会与转向机构中运动部分干涉的位置点已经确定，为了保证转向机构不与其它机构干涉，可以通过限制B点在Y方向上的坐标值来满足要求，可由式（3-7）表示： （3-7）式中，By为汽车上可能与转向机构模型中的B点产生干涉的位置点的Y坐标值，单位：mm。(2)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 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，且当 达到最大时， 为最小值。而转向器安装距离h对传动角的影响较大，h越小，可获得的传动角 就越小。根据几何关系变换，可得h的取值范围为可由式（3-8）和式（3-9）得出： （3-8） （3-9）(3)保证有足够的齿

37、条滑块向左或向右的行程来实现要求的最大转角，即：式中， 为转向器的许用齿条行程(左右总程)；3.4建立优化数学模型基于以上分析，可把齿轮齿条式转向传动机构的数学模型表达如下:目标函数13可由式（3-10）表示： （3-10）运用Matlab优化工具箱求解；目标函数M文件的编写：已知奇瑞QQ型车的相关参数，其中梯形臂长度为l1=106 mm，传动角 =60，齿轮齿条拉杆长度M=609 mm，齿条的许用行程S=145 mm，转向主销间距K=1135mm。轴距L=2 340 mm，车轮的滚动半径r=266 mm，主销后倾角 =2.5，梯形臂BO在前轴上的许用投影长By=42 mm，根据最小转弯半径的

38、要求，最大外轮转角为30。根据以上参数，编写目标函数并以文件名并保存在Matlab工作目录下。运用Matlab工具箱中已有的函数“lsqnonlin”函数求实际值与期望值的标准差。或针对本设计，可将.fun调用文件以及主函数写在一个程序里面。其函数如图3-4所示.对于非线性约束函数，编写其对应约束函数程序，并以保存在Matlab工作目录中。在MATLAB主程序M文件中调用优化函数：x,fval,exit-flag=fmincon(obj_fun,x0,A,b,my-con,options)；disp(X的最优解)；disp(x)；disp(最优解处误差累计最小值)；disp(fval)；end

39、； 优化结果如图3-5所示，为实际转角和理论转角的你和曲线，求得最小的平均差m和此时对应的变量数值：图3-4MATLAB函数图3-4实际转角和理论转角关系图优化结果m=0.0057，l1=240mm，=70，h=222mm。第 4 章 转向系统建模及有限元分析4.1利用CATIA建立传动机构三维模型首先应当确立三维图的绘制顺序14：本文的建模顺序为：由建立有齿轮轴到齿条滑块的转向器的三维模型，再建立有转向器到转向节的三维模型，然后建立由从齿条到车轮的转向传动机构到由方向盘到齿条的转向操纵机构的三维模型，最后对所有部件进行总装配和约束。（1）在对转向器参数进行了选择和计算之后首先绘制齿轮轴（图4

40、-1）和齿条滑块（图4-2）及转向器壳体三维图后，完成基础上进行装配获得转向器的三维模型如图4-3；图4-1转向器齿轮轴齿轮轴的设计：根据已知的齿轮参数选择合理的轴径，然后大体设计出各段的轴长，这些参数需要和转向器壳体与轴承的设计和选择完备后，才能最终确定下来。斜齿轮的画法：建立圆柱体在圆柱体一端面画轮齿的轮廓投影到另一个端面再旋转一个角度，通过 Multi-section Solid 功能完成单齿三维构造，对端面进行圆形阵列绘制齿轮齿15 。也可以用齿轮生成器输入齿轮的参数后进行生成一个斜齿轮，然后画各段轴。图4-2齿条滑块齿条滑块和齿轮轴都确定以后，就可以试着进行装配设计，在其基础上建立转

41、向器套筒的三维模型，同时可以选取轴承的内外径，接着就可对上述部件进行装配了。图4-3转向器三维模型（2）为了方便在ANSYS中对转向节进行有限元分析19，需要初步建立转向节的三维模型如图4-4； 转向节是汽车转向中的重要组成部分，与外部有4个节点，本文设计的转向节上方连着弹簧减震器相连16，下方与下三角摆臂相连，前方连接制动装置，后方与转向系统的横拉杆连在一起。图4-4转向节三维模型（3）绘制整个转向梯形机构的三维图4-5：图4-5转向梯形机构 转向节设计完毕后便可以进行有限元分析了，本课题中转向节的有限元分析用到ANSYS分析软件。4.2利用CATIA建立操纵机构三维模型绘制转向操纵机构的主

42、要零部件，可以依据设计距离依次进行建模，过程包含了从下转向节到方向盘等一系列零件，首先绘制上下转向节的实体模型，而后对转向柱进行设计，见图4-6： 图4-6转向柱完成后就可以选用适当的轴承，并设计转向柱套筒尺寸规格，所有部件设计完成后，就可以进行装配，得到如图4-7所示的转向操纵机构三维模型。图4-7转向操纵机构4.3利用CATIA对转向系统总装配 对已完成的设计零件依次装配并建立适当的约束后，整个转向系统的三维模型便建立了，如图4-8所示。图4-8转向系统 设计到此，整个转向系统的三维模型初步建立了，但是还需要对转向节进行有限元分析之后，才可确定最终模型。之后可进行一些材料，渲染的后期制作。

43、4.4基于ANSYS的转向节有限元分析4.4.1分析前的处理由于前文已经建立了转向节的实体模型，故可跳过这一步，进行材料选择。本文中转向节使用强度较高的球墨铸铁，强度较高，可以满足不同工况的使用要求。 首先需要分析其受力情况，按照需求，本文中主要对收到载荷最大的三种情况进行分析，三种工况分别是分别是路过不平路面工况、转向侧滑工况、紧急制动工况。这三种工况分别对应不同的受力情况，也有可能相互叠加作用，本文只考虑单一作用下的有限元分析。 使用Model命令将三维模型导入到ANSYS中去进行单元选择和网格划分，网格划分可选取不同单位19，为了获得更加细致的结果，此处以0.01作为分析的单元格。4.4.2工况分析本文主要分析转向节在三种高应力工况下的应力和应变。分别是路过不平路面工况、转向侧滑工况、紧急制动工况。其受力可大致由表4-1表示20。表4-1三种典型工况的载荷分布情况工况载荷类型载荷符号ANSYS中符号参考数值单位路过不平