0063-電控電動式齒輪齒條四輪轉向系統(tǒng)設計【全套12張CAD圖+說明書】

0063-電控電動式齒輪齒條四輪轉向系統(tǒng)設計【全套12張CAD圖+說明書】,全套12張CAD圖+說明書,電動,齒輪,齒條,輪轉,系統(tǒng),設計,全套,12,十二,cad,說明書,仿單 電控電動式齒輪齒條四輪轉向系統(tǒng)設計,四輪轉向系統(tǒng)利用行駛中的某些信息來控制后輪的轉角輸入，主要目的是增強汽車高速行駛時的操縱穩(wěn)定性，提高汽車低速行駛時的操縱靈活性。文中介紹了四種類型的四輪轉向系統(tǒng)，為控制前后輪的協(xié)調偏轉，提供了七種控制策略。根據已有的研究，設計了一種電控電動式的四輪轉向系統(tǒng)，對其主要結構進行了介紹?；诘幕緟?，設計了齒輪齒條式的前輪轉向機構和后輪轉向機構?；诎⒖寺D向原理，運用Matlab優(yōu)化工具箱對所設計的轉向梯形機構進行尺寸優(yōu)化。 電控電動式齒輪齒條四輪轉向系統(tǒng)設計摘 要四輪轉向系統(tǒng)利用行駛中的某些信息來控制后輪的轉角輸入，主要目的是增強汽車高速行駛時的操縱穩(wěn)定性，提高汽車低速行駛時的操縱靈活性。文中介紹了四種類型的四輪轉向系統(tǒng)，為控制前后輪的協(xié)調偏轉，提供了七種控制策略。根據已有的研究，設計了一種電控電動式的四輪轉向系統(tǒng)，對其主要結構進行了介紹?；诘幕緟担O計了齒輪齒條式的前輪轉向機構和后輪轉向機構?；诎⒖寺D向原理，運用Matlab優(yōu)化工具箱對所設計的轉向梯形機構進行尺寸優(yōu)化。 本文建立了線型二自由度四輪轉向汽車模型，推導出其運動微分方程?；谇昂筠D角比例轉向的控制策略，借助Matlab/Simulink對四輪轉向和前輪轉向汽車進行了運動仿真。關鍵詞：四輪轉向；轉向系設計；轉向梯形優(yōu)化；運動仿真目 錄摘 要IAbstractII第 1 章 緒論11.1 本課題研究的目的和意義11.1.1 四輪轉向技術原理簡介11.1.2 研究的目的和意義11.2 國內外研究現(xiàn)狀概述21.2.1 國外研究現(xiàn)狀21.2.2 國內研究現(xiàn)狀41.3 本文主要研究內容4第 2 章 轉向系統(tǒng)的整體設計62.1 四輪轉向系統(tǒng)的類型62.2 四輪轉向系統(tǒng)的控制類型72.3 整車布置的設計82.4 本章小結9第 3 章 轉向器的設計103.1 設計目標車輛主要參數103.2 前輪轉向器的設計103.2.1 轉向系計算載荷的確定103.2.2 齒輪齒條式轉向器的設計113.2.3 間隙調整機構的設計143.3 后輪轉向機構的設計153.3.1 齒輪齒條式轉向器的設計153.3.2 直流電動機的選擇163.3.3 減速器的設計173.3.4 聯(lián)軸器的選擇223.3.5 傳感器的選擇223.4 裝配圖的繪制243.5 本章小結25第 4 章 轉向梯形的優(yōu)化設計264.1 轉向梯形機構方案選擇264.2 轉向梯形機構的優(yōu)化設計274.2.1 建立轉向梯形的數學模型274.2.2 優(yōu)化轉向梯形的數學模型294.3 轉向傳動機構強度計算324.3.1 球頭銷的設計324.3.2 轉向橫拉桿的設計324.4 電機的控制344.5 本章小結34第 5 章 四輪運動模型的建立及仿真355.1 四輪轉向汽車模型的建立355.2 四輪轉向汽車運動關系的推導375.2.1 汽車橫擺角速度與前輪轉角的關系375.2.2 汽車質心側偏角與前輪轉角的關系385.2.3 汽車側向加速度與前輪轉角的關系395.3 四輪轉向汽車的運動仿真405.3.1 時域響應特性405.3.2 頻域響應特性435.4 本章小結45結論46致 謝47參考文獻48- 25 -第 1 章 緒論1.1 本課題研究的目的和意義1.1.1 四輪轉向技術原理簡介伴隨著社會的進步、先進科技的發(fā)展，道路安全問題引起了人們更高的關注，為了確保汽車的行駛安全，操縱穩(wěn)定性獲得越來越高的重視。汽車四輪轉向技術是一種可以使前后輪同時改變方向的技術，后輪可以獨立進行轉向。這種轉向方式的作用示意圖如圖1-1所示。圖1-1 前輪轉向與四輪轉向技術的示意圖與前輪轉向汽車相比，四輪轉向汽車有如下優(yōu)點1：（1）汽車在低速行駛轉向并且方向盤轉向角度很大時，后輪相對于前輪反向轉向，可以減小汽車的轉彎半徑，提高汽車的機動性。（2）汽車高速行駛轉彎時，后輪與前輪同向轉向，能按照駕駛者的意圖迅速改變汽車行駛軌跡，而車身又不致產生過大的擺動，減少了擺尾產生的可能性，使駕駛者更容易控制汽車的姿態(tài)。 （3）減輕了汽車行駛時的輪胎磨損。1.1.2 研究的目的和意義汽車的操縱穩(wěn)定性是評價汽車主動安全性能的重要標準之一，是汽車行駛安全的重要保障，在高速行駛時汽車安全行駛受操縱穩(wěn)定性的重要影響。因此，轉向系的設計在整車設計中顯得非常重要。另外，如何選擇轉向機構形式及優(yōu)化轉向梯形的尺寸，使其滿足阿克曼轉向原理，是一項非常重要的任務。通過查詢資料與設計的過程，掌握產品的基本設計思路及設計過程，可以鞏固所學的專業(yè)理論知識，加深對汽車安全性、操縱穩(wěn)定性的理解，提高通過理論知識解決實際問題的能力。1.2 國內外研究現(xiàn)狀概述4WS作為汽車新技術，目前在各國的應用都不是很廣泛。日本雖然在4WS的研究上做了很多的工作，也取得了很大的成果，但是就日本每年生產的千萬輛汽車而言，安裝4WS的只是很小一部分，仍然不能大規(guī)模地使用。其一是4WS在很多方面尚不是很成熟，其二是成本較高。盡管如此，4WS技術在改善汽車操縱穩(wěn)定性和增強汽車的安全性能上具有很明顯的效果?，F(xiàn)階段，國內外學者對于四輪轉向系統(tǒng)的研究，主要是針對以下性能目標： （1）保持汽車質心側偏角基本為零。 （2）改善橫擺角速度和側向加速度的動力學響應性能。 （3）實現(xiàn)所希望的轉向特性。（4）增加對工況變化的抗干擾能力。 （5）提高汽車的轉向操縱穩(wěn)定性和主動安全性。1.2.1 國外研究現(xiàn)狀四輪轉向技術可以追溯到20 世紀60 年代，在1962 年日本汽車工程協(xié)會技術會議上，一名工程師研究發(fā)現(xiàn)： 通過使用四輪轉向的方法，汽車的操縱穩(wěn)定性可以獲得很大的提高。在70 年代末，本田和馬自達汽車公司開始研究和開發(fā)四輪轉向技術。到80 年代末，四輪轉向系統(tǒng)開始進入應用階段。1990 年，日產、馬自達、本田三家汽車公司推出了幾款采用四輪轉向系統(tǒng)的轎車。1991年，日本三菱和美國克萊斯勒也推出了四輪轉向車型2。隨著先進汽車動力學控制技術的發(fā)展，四輪轉向技術源于對工況下的汽車操縱穩(wěn)定性和主動安全性的研究。相對于傳統(tǒng)前輪轉向汽車，四輪轉向系統(tǒng)還將根據汽車當前的運動狀態(tài)信息對后輪轉向進行控制，以提高汽車的操縱穩(wěn)定性和主動安全性。四輪轉向技術按照其發(fā)展可以大致歸納為下面三個階段3：（1）20世紀初至20世紀60年代這一階段主要是四輪轉向技術的萌芽和初步應用。1907年，日本政府頒發(fā)了第一個關于四輪轉向的專利證書4，它是利用一根軸將前輪轉向機構和后輪轉向機構直接連接，從而實現(xiàn)后輪轉向。當車輛低速行駛時，通過后輪相對于前輪的反向轉向，能夠減小低速時車輛的轉彎半徑，使其具有更好的機動性。這可以算是四輪轉向技術最初的應用實例了。（2）20世紀60年代后期至20世紀90年代初 直到1962年，在日本汽車工程協(xié)會的技術會議上提出后輪主動轉向的概念，才開始了四輪轉向系統(tǒng)的汽車動力學研究。這一階段，研究人員開始認識到四輪轉向技術對于提高汽車高速時的操縱穩(wěn)定性具有重要意義。 日本學者Furukawa通過一系列研究得出重要結論：在高車速范圍內，應用后輪與前輪的同向轉向可以減小汽車質心側偏角，從而減小側向加速度響應的相位滯后，表明主動控制后輪轉向可以在很大程度上改善汽車的操縱穩(wěn)定性5。 1985年，Nissan公司在實車上應用了世界上第一套四輪轉向系統(tǒng)，應用在該公司開發(fā)的一種高性能主動控制懸架上,并于1987年和1989年相繼開發(fā)出HICAS II 和 SUPER HICAS，其后輪轉向作用機理都是采用一套液壓泵和液壓系統(tǒng)來主動控制后輪的轉向角度，比較明顯地改善了汽車在高車速范圍內的操縱穩(wěn)定性4。 （3）20世紀90年代至今 這一階段，隨著電子技術的廣泛應用，以及現(xiàn)代控制理論的融入，主要是汽車底盤的綜合集成控制的研究。研究人員開始從“行駛工況駕駛員車輛”的閉環(huán)系統(tǒng)出發(fā)，綜合研究汽車的縱向、側向和垂向的動力學控制，使得四輪四輪轉向技術更加成熟。 美國GM公司在其很多車型上應用了Delphi公司研發(fā)的QuadraSteerTM的四輪轉向技術，其后輪電動轉向系統(tǒng)包括了車輪定位傳感器、車速傳感器和中央電子控制模塊。系統(tǒng)以電子控制的形式對后輪轉向進行實時控制，根據車速的不同對后輪轉向進行控制以達到低速時反向轉向和高速時同向轉向，并與汽車的底盤控制系統(tǒng)一體化，可以在控制面板上選擇開啟或者關閉四輪轉向系統(tǒng)。隨著汽車動力學和控制理論的發(fā)展，各種現(xiàn)代控制理論開始被逐漸應用于四輪轉向系統(tǒng)的研究中，國外具有代表性的一些研究進展如下：Inoue和Sugasawa 5提出了一種綜合前饋和反饋控制的四輪轉向系統(tǒng)，選擇最優(yōu)的控制系統(tǒng)常量，把對轉向輸入響應的控制和對抗外部干擾的穩(wěn)定性控制分開，實現(xiàn)了兩者的相互獨立。 Lee 6對四輪轉向汽車在高速時的換道行駛進行了分析，對比了在換道行駛過程中，有經驗駕駛員的操縱轉向和四輪轉向汽車的最優(yōu)化控制轉向，研究了駕駛員操縱四輪轉向汽車的主觀感受。 Cho和Kim 7文章中討論了四輪轉向系統(tǒng)的最優(yōu)化設計，提出了兩種新的反饋控制系統(tǒng)的設計方案。所設計的第一個系統(tǒng)以最大穩(wěn)定性為目的，第二個系統(tǒng)用來仿效最優(yōu)的四輪轉向系統(tǒng)的響應。Higuchi和Saitoh 8應用最優(yōu)控制理論提出了一種以減小質心側偏角為目標的方向盤前饋加狀態(tài)反饋的四輪主動轉向控制律。1.2.2 國內研究現(xiàn)狀國內對汽車四輪轉向技術的研究起步較晚，涉及到的相關論文如下：吉林大學的郭孔輝9基于二自由度模型對四輪轉向系統(tǒng)的控制方法進行了探討，研究了輪胎側偏特性對于四輪轉向系統(tǒng)的影響。武漢大學的巫世晶10對四輪轉向系統(tǒng)的非線性控制進行了研究，基于遺傳算法，設計了汽車四輪轉向的模糊神經網絡控制器，得到比較理想的控制效果。天津大學11對四輪轉向系統(tǒng)的非線性控制進行了研究，探討了四輪轉向系統(tǒng)發(fā)生隨機時滯的參數區(qū)域。1.3 本文主要研究內容本文選取為主體設計對象，設計一種汽車四輪轉向系統(tǒng)，并對汽車的運動進行仿真，其中關于轉向系統(tǒng)的設計，偏重于轉向傳動機構。所謂轉向傳動機構，就是將轉向器輸出的力和運動傳給轉向節(jié)，使左右轉向輪按一定關系偏轉的機構。電機的控制策略等不在研究范圍內。整車的四輪轉向系統(tǒng)采用電控電動式四輪轉向系統(tǒng)，本論文研究的主要內容如下：（1）設計前轉向橋的轉向機構，選擇合適的轉向器類型，進行轉向器的設計計算，確定主要零件的規(guī)格等。（2）設計后轉向橋的轉向機構，選擇合適的轉向器類型，合理選擇驅動電機，設計減速機構。（3）基于阿克曼轉向原理，對與獨立懸架配用的雙梯形轉向傳動機構的尺寸進行優(yōu)化計算。（4）利用Pro/E實現(xiàn)零件三維建模，畫出轉向系統(tǒng)的裝配圖。（5）利用Ansys Workbench對部分零件進行強度分析。（6）建立線型二自由度的四輪轉向汽車運動模型，基于前后輪比例轉向的控制策略，用Matlab/Simulink進行運動仿真。第 2 章 轉向系統(tǒng)的整體設計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(xié)調的轉角關系。在乘用車上，駕駛員必須按照保持汽車行駛路線不至偏離過多的標準來不斷地調整方向盤轉動。因此，轉向系統(tǒng)的任務是以盡可能明確的關系將轉向盤角度轉換為車輪轉向角，并將有關車輛運動狀態(tài)的反饋回傳給方向盤。2.1 四輪轉向系統(tǒng)的類型實現(xiàn)四輪轉向的重點在于如何將轉向盤的轉動量傳遞到前后轉向輪，并為轉向輪提供驅動力使其發(fā)生協(xié)調的偏轉。根據轉向盤轉動量傳遞路徑以及轉向輪驅動力來源的不同，將四輪轉向系統(tǒng)分為以下四類： （1）機械式四輪轉向系統(tǒng) 機械式四輪轉向系統(tǒng)2由前輪轉向器、中央傳動軸和后輪轉向器三部分組成。前輪使用齒輪齒條式的液壓動力轉向器，后輪采用機械式轉向器，通過中心傳動軸驅動后輪轉向器。同時，后輪橫拉桿形成轉向聯(lián)動裝置。當方向盤小角度轉動時，前后輪同向偏轉，隨著方向盤轉角的增大，后輪轉角逐漸減小、回正，然后反向偏轉。（2）液壓式四輪轉向系統(tǒng)機電組合控制液壓驅動四輪轉向系統(tǒng)2主要由前輪轉向器、轉向角度傳輸軸、電子傳感器和控制單元、轉向油泵、后輪轉向器等組成。后輪的偏轉方向由車速傳感器控制，偏轉角度則由機械式轉向角度傳輸軸控制，因此稱為機電組合控制系統(tǒng)。前輪轉向器和后輪轉向器分別由獨立的液壓系統(tǒng)驅動，轉向油泵需要進行改裝，以便為前后液壓系統(tǒng)提供液壓動力。后輪轉向器通過兩根橫拉桿與后輪連接，并且組成轉向聯(lián)動裝置。（3）電控-液壓驅動四輪轉向系統(tǒng) 電控-液壓驅動四輪轉向系統(tǒng)與機電組合液壓驅動方式相似， 區(qū)別在于后輪的偏轉方向和偏轉角度由傳感器和控制單元控制，前輪轉向器和后輪轉向器之間沒有任何機械傳動裝置，后輪液壓驅動裝置用油管與轉向油泵連接。（4）電控-電動四輪轉向系統(tǒng) 電控-電動四輪轉向系統(tǒng)2的特點是后輪轉向采用電動機驅動，電動機通過傳感器由四輪轉向控制單元操縱。前輪轉向器和后輪轉向器之間既沒有機械傳動裝置，也沒有機械連接裝置，結構簡單、裝車重量更輕、制造成本更低、整體布置更加方便靈活。同時，后輪轉向的控制更加方便，能夠獲得更加精確和復雜的轉向特性。2.2 四輪轉向系統(tǒng)的控制類型按照控制方式的不同，郭孔輝將汽車四輪轉向系統(tǒng)分為以下七種類型12：（1）定前后輪轉向比四輪轉向系統(tǒng)1985 年 Sano13等用線性模型研究四輪轉向系統(tǒng)。該系統(tǒng)通過選擇前、后輪轉向角之比使穩(wěn)態(tài)轉向時側偏角等于零。值為正時，表明前、后轉動方向相同；值為負時，表明前、后轉動方向相反。低速時，應為負值，這可以減小轉彎半徑，以提高汽車的操縱穩(wěn)定性；高速時，應為正值，可縮短側向加速度響應時間，但其增益大幅度減小。（2）前后輪轉向比是前輪轉角函數的四輪轉向系統(tǒng)這種系統(tǒng)結構簡單且效果良好，同時具有同相位及反相位轉向功能14。缺陷是在高速行駛且前輪轉角較大時，將會使操縱穩(wěn)定性惡化。這是它沒有得到廣泛應用的原因。（3）前后輪轉向比是車速函數的四輪轉向系統(tǒng)1986 年 Shibahata、Takiguch15等人也先后設計了前后輪轉向比是車速函數的四輪轉向系統(tǒng)。這類系統(tǒng)采用微機控制，前后輪轉向比為車速和前輪轉角的函數。其計算前后輪轉向比的基本著眼點同定前后輪轉向比四輪轉向系統(tǒng)是一致的，都是使汽車穩(wěn)態(tài)轉向時的側偏角為零。（4）具有一階滯后的四輪轉向系統(tǒng)前幾類四輪轉向系統(tǒng)可以有效地改善汽車轉向的穩(wěn)態(tài)特性，但卻使橫擺角速度和側向加速度到達穩(wěn)態(tài)值的時間有所延長。具有一階滯后的四輪轉向系統(tǒng)設計的著眼點是，既改善汽車的穩(wěn)態(tài)特性，又不犧牲瞬態(tài)響應的時間特性。當汽車高速轉向時，后輪的轉動比前輪轉動遲延一定的時間，當橫擺角速度或側向加速度到達穩(wěn)態(tài)值時后輪才開始轉動，后輪轉動時汽車的穩(wěn)態(tài)側偏角減小，并對其超調量等瞬態(tài)特性也有一定程度的改善。（5）具有反相特性的四輪轉向系統(tǒng)Nissan 公司的Takaaki Eguchi 等在設計超HICAS 系統(tǒng)16時對具有反相特性的四輪轉向系統(tǒng)進行了研究。其設計的著眼點在于同時改善汽車轉向的穩(wěn)態(tài)特性和瞬態(tài)特性。當汽車高速轉向時，后輪先向與前輪轉向方向相反的方向轉動， 這樣橫擺角速度和側向加速度動態(tài)響應加快，二者很快到達穩(wěn)態(tài)值，這時后輪再向相反方向轉動，以改善車輛的穩(wěn)態(tài)響應特性，改善汽車的方向特性。（6）具有最優(yōu)控制特性的四輪轉向系統(tǒng)當附加了后輪轉角之后，車輛本身的橫擺角速度穩(wěn)態(tài)增益和側向加速度增益，隨車速和前輪轉角發(fā)生了較大幅度的變化，這就增加了駕駛的難度，同時在高速時也增加了駕駛員的疲勞程度。于是研究人員開始著眼于橫擺角速度穩(wěn)態(tài)增益和側向加速度穩(wěn)態(tài)增益與2WS 系統(tǒng)相同的4WS 系統(tǒng)的研究。（7）具有自學習、自適應能力的四輪轉向系統(tǒng)汽車運動特性是非線性或隨機性變化的，要在這樣的條件下實現(xiàn)更為有效的控制，控制系統(tǒng)應具有自學習和自適應的能力，即隨著被控對象的變化而改變控制器的結構或參數，改變控制規(guī)律。通常采用的控制方法有自適應控制、魯棒控制1718、H控制19和基于神經網絡的控制20等幾種控制方法。2.3 整車布置的設計電控電動式4WS系統(tǒng)結構簡單、布置容易、控制效果好。隨著電子技術的飛速發(fā)展，計算機技術在汽車中的廣泛應用，電控電動式4WS系統(tǒng)將是四輪轉向汽車的發(fā)展趨勢。因此，本設計選擇電控電動式四輪轉向系統(tǒng)，其總體布置示意圖如圖2-1所示。1.前輪2.前輪轉向機構3.前輪轉角傳感器4.方向盤5.車速傳感器6.橫擺角速度傳感器 7.電控單元8.直流電動機9.減速器10.后輪轉角傳感器11.后輪轉向機構12.后輪圖2-1 四輪轉向汽車整體布置示意圖傳感器的功用是在汽車行駛時檢測運動物理量，并將物理量轉換成電信號，輸入到ECU中，供ECU按照控制策略進行分析、計算。轉角傳感器裝在前、后輪轉向齒輪軸的靠近齒輪的一側，可以檢測前、后齒輪軸的瞬時轉角，通過角傳動比求得前后輪的瞬時轉角。車速傳感器安裝在變速箱上，檢測汽車的前進速度，轉換成脈沖信號然后輸出到ECU。車輛橫擺角速度傳感器安裝在汽車質心處的車身上，檢測汽車轉向行駛時的橫擺角速度，以電信號的形式輸入ECU，ECU輸出控制指令，實時控制汽車的轉向運動，保證汽車轉向行駛時的操縱穩(wěn)定性21。ECU是4WS系統(tǒng)的核心，其功用是根據制定的控制方案，按照編制的程序對各種傳感器輸入信號進行分析、計算、處理，輸出一定的控制信號指令，驅動電動機動作。電動機采用直流電動機，其功用是根據ECU的指令輸出合適的扭矩和轉角，驅動后輪轉向器，控制后輪的轉向，是后輪轉向機構的驅動、執(zhí)行元件。減速機構的功用是降低直流電動機轉速，增大電動機傳遞給轉向傳動機構的轉矩，常見的類型有行星齒輪機構、蝸輪蝸桿機構。此處選擇蝸輪蝸桿減速器。后輪轉向傳動機構可以選擇傳統(tǒng)的轉向機構形式，也可根據汽車后懸結構和行駛轉向要求，設計特定結構形式的后輪轉向機構。此處選擇傳統(tǒng)的齒輪齒條式轉向機構。2.4 本章小結本章對當前提出的多種典型四輪轉向傳動機構的進行了分析，將其分為四大類，并分別介紹了各自的特點。四輪轉向汽車的控制策略是今后的研究重點，文中將四輪轉向系統(tǒng)按照控制方式分為七類，并分別做了介紹。在分類的基礎上，設計了一種四輪轉向系統(tǒng)，繪制其整體布置示意圖，對其重要組成部分進行了說明。第 3 章 轉向器的設計轉向器是保證能夠汽車按駕駛員的意志進行轉向行駛的重要部件，可以增大轉向盤傳到轉向傳動機構的力和改變力的傳遞方向，同時可以在汽車轉向行駛時實現(xiàn)路面情況對駕駛員的反饋，有助于駕駛員及時調整方向盤。3.1 設計目標車輛主要參數在設計轉向器之前，首先要整理出目標車輛的整車參數，如表2-1所示。表3-1 整車主要參數參數名稱數值參數名稱數值長(mm)4629 軸距(mm)2807寬(mm)1880空車質量(kg)1865高(mm)1653滿載質量(kg)2305前輪距(mm)1617前軸負荷率45%后輪距(mm)1613輪胎規(guī)格235/65 R173.2 前輪轉向器的設計機械式轉向器有四種類型，分別是齒輪齒條式、循環(huán)球式轉、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式。齒輪齒條式轉向器廣泛應用于乘用車，具有結構簡單緊湊、質量較小、傳動效率高、能夠自動消除齒間間隙、制造成本低等優(yōu)點22。因此，本章選擇設計齒輪齒條式轉向器。3.2.1 轉向系計算載荷的確定為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。利用半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩MR1(Nmm)，即 (3-1)式中 f前輪輪胎和地面間的滑動摩擦因數，f=0.7；G1前輪轉向軸負荷(N)，根據前軸負荷率可以求得G1=10120N；p前輪輪胎氣壓(MPa)，由輪胎壓力表可以可知，前輪胎壓為2.5bar，即0.25MPa。將數據代入，得MR1=475091.82 Nmm。作用在方向盤上的手力為 (3-2)式中 Dsw轉向盤直徑，在380550mm系列內選取，此處Dsw=400mm；iw轉向器角傳動比，對于乘用車，iw在1725內選取，此處iw=18；+轉向器正效率，此處+=90%。代入數據，得Fh=146.63N，滿足規(guī)定要求。轉向盤的轉向力矩TZ1為 3.2.2 齒輪齒條式轉向器的設計齒輪齒條式轉向器的齒輪大多采用斜齒圓柱齒輪。主動小齒輪選用16MnCr5材料制造，齒條采用20Cr制造，為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄23。1主動齒輪軸的計算 (3-3)式中 TZ1轉向盤上的轉向力矩(Nmm)； 材料的許用切應力，此處=55MPa。代入數據,求得,取。2齒輪的設計齒輪模數取值范圍躲在23mm之間。主動小齒輪齒數多數在57個齒范圍變化，壓力角取20，齒輪螺旋角取值范圍多為915。齒條齒數應根據轉向輪達到最到偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。取齒輪模數mn1=3，齒輪齒數z1=7，齒輪壓力角1=20，齒輪螺旋角1取為14、左旋。為了防止齒輪根切，對進行變位處理，選擇變位系數x1=0.46。故斜齒圓柱齒輪直徑根據公式 取齒寬系數d=1.2，則齒條寬度b2=dd1=25.97mm，圓整取b2=30mm，則齒輪齒寬b1=b2+10=40mm。利用Pro/E，做出齒輪軸的三維零件圖，如圖3-1所示。圖3-1 前輪轉向器齒輪軸3齒條的設計齒條是金屬殼體內來回滑動的、加工有齒形的金屬條。轉向器殼體安裝在前橫梁或者前圍板的固定位置上。齒條代替梯形轉向桿系的搖桿和轉向搖臂，并保證轉向橫拉桿在適當的高度，以使它們與懸架的下擺臂平行。齒條可以相當于直拉桿。導向座將齒條固定支持的轉向器殼體上，齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使轉向輪發(fā)生轉動。相互嚙合的齒輪齒距p1=mn1cos1齒條齒距p2=mn2cos2必須相等，則齒條上帶齒的部分mn2=3mm，2=20，變位系數x2=-0.46。齒條的螺旋角2=24。乘用車轉向盤從中間位置轉到每一端的圈數不得超過2.0圈，結合目標車型的參數，確定轉向盤從一端轉到另一端的總圈數為3圈，則齒條的行程為 取齒條的行程為L1=240mm。齒條直徑可根據齒條的受力以及齒條的寬度進行初步估算，選取齒條的直徑d2=34mm。目標車型的前輪輪距是1617mm，則根據整車的布置情況及轉向系的結構，設計齒條的長度L2=770mm。利用Pro/E，做出齒條的三維零件圖，如圖3-2所示。圖3-2 前輪轉向器齒條4強度校核根據機械設計23可知，齒輪齒條的許用接觸應力為 (3-4)式中 Hmin1、Hmin2齒輪齒條的接觸疲勞強度極限，Hmin1=1500MPa，Hmin2=1500MPa；ZN1、ZN2齒輪、齒條的壽命系數，ZN1=1.4、ZN2=1.5；SH1、SH2接觸強度計算的安全系數，SH1=1.3，SH2=1.3。代入數據，求得H1=1615.38MPa，H2=1730.7MPa，因此齒輪齒條的許用接觸應力H=minH1，H2=1615.38MPa。由機械工程手冊查得，齒輪的使用系數KA=1.35，齒輪的動載系數KV=1.05，齒輪齒向載荷分布系數K=1.35，齒輪齒間載荷分配系數K=1.0，因此動載荷系數 齒輪齒條的接觸應力 (3-5)式中 ZE材料的彈性系數，取ZE=189；ZH節(jié)點區(qū)域系數，取ZH=2.4；Z重合度系數，取Z=0.94；Z螺旋角系數，取Z=0.98；u傳動比，齒輪齒條傳動的傳動比u，所以(u+1)/u1。代入數據，求得H=1082.34MPaH，所以齒輪齒條的接觸疲勞強度符合要求。根據機械設計可得，齒輪齒條的許用彎曲疲勞應力為 (3-6)式中 Flim1、Flim2齒根彎曲疲勞應力，F(xiàn)lim1=520MPa，F(xiàn)lim2=520MPa；YN1、YN2彎曲強度計算的壽命系數，YN1=1，YN2=1.1；SF1、SF2齒根彎曲強度計算的安全系數，SF1=1.5，SF2=1.5。代入數據，求得F1=346.67MPa，H2=381.33MPa。齒輪齒條的彎曲疲勞應力為 (3-7)式中 b齒輪齒條的嚙合寬度，此處b=b2=30mm；m齒輪齒條的法面模數，mn1=3mm，mn2=3mm；YF齒形系數，YF1=2.8，YF2=2.08；YS外齒輪齒根應力修正系數，YS1=1.55，YS2=1.96；Y螺旋角系數，Y1=0.88，Y2=0.86；Y重合度系數，Y1=0.86，Y2=0.86。代入數據，求得F1=157.33MPaF1，F(xiàn)2=142.75MPaF2，所以齒輪齒條的彎曲疲勞強度符合要求。3.2.3 間隙調整機構的設計齒條的斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。在齒條與托座之間通常有減磨材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減小滑動摩擦。齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙以后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節(jié)的彈簧，能自動消除齒間間隙。設計的前輪轉向器的間隙調整裝置如圖3-3所示。圖3-3 自動消除間隙裝置3.3 后輪轉向機構的設計后輪轉向機構由電動機驅動，這是四輪轉向汽車的與前輪轉向汽車不同的地方。本章采用與前輪轉向機構相同形式的轉向機構，選擇齒輪齒條式轉向器。由于電動機的轉速高、扭矩低，所以在電動機以轉向器之間需要增加減速器，達到減速增扭的效果。3.3.1 齒輪齒條式轉向器的設計由于后輪轉向器的機構形式與前輪轉向機構的形式相似，因此其設計計算過程也相似。利用半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩MR2(Nmm)，即 (3-8)式中 f后輪輪胎和地面間的滑動摩擦因數，f=0.7；G2后輪轉向軸負荷(N)，G2=12423.95N；p后輪輪胎氣壓(MPa)，后輪胎壓為2.5bar，即0.25MPa將數據代入，得MR2=646243.7 Nmm。作用在轉向器齒輪軸上的扭矩為 (3-9)式中 iw轉向器角傳動比，此處iw=18；+轉向器正效率，此處+=90%。將數據代入，得TZ2=39891.6 Nmm。主動小齒輪選用16MnCr5材料制造，而齒條采用20Cr制造，為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄22。主動齒輪軸的直徑設計計算 (3-10)式中 材料的許用切應力，此處=55MPa。代入數據,求得,取。取齒輪模數mn3=3，齒輪齒數z3=7，齒輪壓力角3=20，直齒。為了防止齒輪根切，對進行變位處理，選擇變位系數x1=0.38。故斜齒圓柱齒輪直徑根據公式得d3=mn3z3=21mm。取齒寬系數d=1.2，則齒條寬度b4=dd3=25.3mm，圓整取b4=26mm，則齒輪齒寬b3=b4+10=36mm。利用Pro/E，做出齒輪軸的三維零件圖，如圖3-4所示。圖3-4 后輪轉向器齒輪軸根據嚙合關系可得，齒條上帶齒的部分mn4=3mm，4=20，變位系數x4=-0.38。由于四輪轉向汽車的后輪最大轉角約為5，設計小齒輪軸的旋轉圈數為1圈，齒條的齒數Z4=10，則齒條的行程為 取齒條的行程為L3=100mm。根據齒條的受力以及寬度進行對齒條的直徑估算，選取d4=34mm。目標車型的后輪輪距是1617mm，則根據整車的布置情況及轉向系的結構，設計齒條的長度L4=770mm。利用Pro/E，做出齒條的三維零件圖，如圖3-5所示。圖3-5 后輪轉向器齒條3.3.2 直流電動機的選擇 后輪發(fā)生轉向的動力由電動機提供，采用無刷永磁式直流電動機，其功能是根據ECU的指令產生相應的輸出扭矩。電動機是影響四輪轉向汽車性能的主要因素之一，不僅要求低轉速大扭矩、波動小、轉動慣量小、尺寸小、質量輕，而且要求可靠性高、控制性能好。目標車型的電源電壓為12V，選擇合適的直流電動機，主要技術參數如表3-2所示24。表3-2 直流電機主要技術參數項目規(guī)格項目規(guī)格激磁方式永磁鐵激磁式旋轉方向雙向額定電壓VDC12外殼類型全封閉額定扭矩(Nm) 1.2表面處理鍍鋅及壓鑄鋁外殼額定電流A30最大電流35A額定轉速(r/min) 1200連接方式平鍵3.3.3 減速器的設計蝸桿傳動是用來傳遞空間相互垂直的兩相錯軸之間的運動和動力的一種機械傳遞行駛。根據蝸桿形狀不同，蝸桿傳動分為圓柱蝸桿傳動、環(huán)面蝸桿傳動、錐蝸桿傳動，其中應用最早、最廣泛的是圓柱蝸桿傳動。根據齒面形狀的不同，圓柱蝸桿傳動又分為普通圓柱蝸桿傳動和圓弧圓柱蝸桿傳動兩類。普通圓柱蝸桿傳動又分為阿基米德蝸桿(ZA蝸桿)、漸開線蝸桿(ZI蝸桿)、法向直廓蝸桿(ZN蝸桿)、錐面包絡圓柱蝸桿(ZK蝸桿)。此處選擇用直線刀刃或圓盤刀具加工的普通圓柱蝸桿傳動減速器。蝸桿一般用碳素鋼或合金鋼制造，要求齒面光潔并具有較高的硬度，此處采用45號優(yōu)質碳素鋼。常用的蝸輪材料有鑄造錫青銅、鑄造鋁青銅及灰鑄鐵。由于后輪轉向的不連續(xù)性，選擇鑄造鋁青銅，有足夠的強度，同時價格便宜。1蝸輪蝸桿傳動的主要參數設計由于蝸桿主要受扭矩作用，所以根據電動機的額定扭矩初選蝸桿的分度圓直徑d1 (3-11)式中 TN電動機的額定扭矩，TN=1000Nmm； 45號鋼的許用切應力，=25MPa。代入數據，計算得d15.88mm。蝸桿傳動的正確嚙合條件與齒條和齒輪傳動相同。因此，在中間平面上，蝸桿的軸面模數ma1、軸面壓力角a1分別和蝸輪的端面模數mt2、端面壓力角t2相等，并均為標準值。由機械設計手冊查表得蝸桿軸面模數ma1與分度圓直徑d1的搭配值，蝸桿的軸面模數ma1=2.5mm，分度圓直徑d1=28mm，ma12 d1=175mm，蝸桿的軸面壓力角a1=20。蝸輪的端面模數mt2=2.5mm，端面壓力角t2=20。由于電動機的額定轉矩TN=1200Nmm，轉向器齒輪軸上的扭矩TZ2=39891.6Nmm，因此，減速器的傳動比 (3-12)考慮到可能出現(xiàn)的過載情況，選擇i=42。此種情況下，轉向器齒輪軸上的最大扭矩可以達到50000。根據傳動比，經查詢推薦表確定蝸桿的頭數和蝸輪的齒數，蝸桿頭數z1=1，蝸輪的齒數z2=42。當蝸桿的分度圓直徑d1和頭數z1確定之后，蝸桿分度圓柱上的導程角 就確定了，則 (3-13)為了保證蝸桿傳動的正確嚙合，蝸輪輪齒與蝸桿的螺旋線方向相同，并且蝸輪分度圓柱上的螺旋角2等于蝸桿分度圓柱上的導程角。蝸桿傳動的標準中心距為 (3-14)式中 d1蝸桿的分度圓直徑(mm)；d2蝸輪的分度圓直徑，d2=mt2z2=105mm。為了擴大中心距，采用變位蝸桿傳動，只對蝸輪進行變位，而蝸桿不變位。變位之后蝸桿的參數和尺寸保持不變，只是節(jié)圓不再與分度圓重合，而變位后的蝸輪，其節(jié)圓和分度圓卻仍然重合，只是其齒頂圓和齒根圓改變了。中心矩a為 (3-14)式中 a標準中心距(mm)；x變位系數，此處x=0.6；m蝸輪蝸桿的模數(mm)。代入數據得，變位后的中心距a=68mm，蝸輪的分度圓直徑dt2=108mm。利用Pro/E，做出蝸輪和蝸桿的三維零件圖，如圖3-6所示。圖3-6 蝸輪、蝸桿的三維圖2. 蝸桿傳動的受力分析和計算載荷根據蝸桿傳動的運動狀態(tài)分析其受力情況，將蝸輪蝸桿之間的相互作用力分解成三個相互垂直的分力：圓周力Ft、軸向力Fa、和徑向力Fr，如圖3-7所示。由于蝸桿軸和蝸輪軸空間交錯成90，所以在蝸桿和蝸輪的齒面間相互作用著Ft1與Fa2 、Fa1與Ft2 、Fr1與Fr2 這樣三對大小相等方向相反的分力。即 (3-15)式中 T1、T2蝸桿和蝸輪軸的轉矩，T1=1200Nmm，T2=39891.6Nmm；d1、d2蝸桿和蝸輪的分度圓直徑，d1=28mm，d2=108mm；壓力角，=20；蝸桿分度圓柱上的導程角，=5.1。代入數據，得Ft1=-Fa2=85.7N，F(xiàn)t2=-Fa1=759.84N，F(xiàn)r1=-Fr2=275.56N。圖3-7 蝸桿傳動的受力分析蝸輪傳動的計算載荷是名義載荷與載荷系數K的乘積。 (3-16)式中 KA使用系數，取KA=1.2； KV動載荷系數，取KV=1.0； K齒向載荷分布系數，取K=1.2。代入數據，得K=1.44。蝸輪齒面接觸疲勞強度校核公式 (3-17)式中 ZE材料的彈性系數，對于青銅與鋼制蝸桿配對時，??；H蝸輪材料的許用接觸應力，H=250MPa。代入數據，得H=207MPa500M3車輛橫擺角速度傳感器目前一些配有電子穩(wěn)定程序系統(tǒng)的中高檔車輛上已經使用了橫擺角速度傳感器（陀螺儀）來測量橫擺角速度26，所以可以將此信號用來進行四輪轉向的控制。陀螺儀一種用于測量物體在相對慣性空間轉角或角速度的裝置，可以用作車輛橫擺角速度傳感器。把均衡陀螺儀的外環(huán)固定在運載器上并令內環(huán)軸垂直于要測量角速率的軸。當運載器連同外環(huán)以角速度繞測量軸旋進時，陀螺力矩將迫使內環(huán)連同轉子一起相對運載器旋進。陀螺儀中有彈簧限制這個相對旋進，而內環(huán)的旋進角正比于彈簧的變形量。由平衡時的內環(huán)旋進角即可求得陀螺力矩和運載器的角速率。選擇某公司生產的數字陀螺儀SCR1100-D04，具體參數如表3-4所示。表3-4 橫擺角速度傳感器的參數項目規(guī)格項目規(guī)格模擬電源電壓3.03.6V工作電流26mA數字電源電壓4.755.25V角速度量程+/-300/s角速度軸數單軸工作溫度-40+1253.4 裝配圖的繪制利用Pro/E繪制各個零件的零件圖，并進行裝配。裝配圖如圖3-10所示。(a) 前輪轉向裝配圖(b) 后輪轉向裝配圖(c) 轉向系裝配圖圖3-10 裝配圖3.5 本章小結本章設計了四輪轉向汽車的前軸、后軸轉向器，均為齒輪齒條式，對齒輪、齒條的強度進行了校核。針對轉向器會出現(xiàn)的磨損間隙問題設計了自動消除間隙的裝置。由于后軸是由電機驅動轉向，所以，選擇了合適的直流電機，根據電機的參數及后輪轉向所需要的動力，設計了蝸輪蝸桿式的減速器，并對關鍵部件進行了強度校核及有限元分析。電機的控制需要傳感器提供汽車行駛的數據，所以選擇了轉角傳感器、車速傳感器、橫擺角速度傳感器，并分別做了介紹。第 4 章 轉向梯形的優(yōu)化設計轉向系統(tǒng)是汽車行駛安全至關重要的考慮因素。阿克曼轉向原理要求27：汽車在直線行駛或轉向行駛時，輪胎與地面之間不出現(xiàn)滑移現(xiàn)象，而是處于純滾動狀態(tài)，此時所有車輪軸線應交于同一點，車輪都應繞同一瞬時中心點轉動。4.1 轉向梯形機構方案選擇齒輪齒條式轉向器是目前使用最多的一大類轉向器，不但適用于整體式轉向軸，而且適用于斷開式轉向軸。根據齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對于前軸位置的不同，與齒輪齒條式轉向器配用的轉向傳動機構有四種布置形式22：（1）轉向器位于前軸后方，后置梯形，如圖4-1(a)所示。（2）轉向器位于前軸后方，前置梯形，如圖4-1(b)所示。（3）轉向器位于前軸前方，后置梯形，如圖4-1(c)所示。（4）轉向器位于前軸前方，前置梯形，如圖4-1(d)所示。圖4-1 與齒輪齒條轉向器配用的轉向傳動機構示意圖本設計中，參考目標車型的設計，選擇轉向傳動機構選擇轉向器位于軸的前方、前置梯形的布置形式。4.2 轉向梯形機構的優(yōu)化設計4.2.1 建立轉向梯形的數學模型為了優(yōu)化設計的方便，可以忽略一些次要因素，作出如下假設28：全部鉸接點是無間隙配合；忽略輪胎側偏特性的影響；所有桿件均為剛體；直線行駛時梯形臂與車架上平面平行。1.理想的左右轉向輪轉角關系汽車轉向時的理想情況滿足阿克曼轉向原理，即如圖4-2所示的理想關系，同時可以得到式(4-1)。圖4-2 理想的四輪轉向示意圖 (4-1)式中 1、2前、后轉向軸外轉向輪的轉角()； 10、20前、后轉向軸內轉向輪的理論轉角()； Kf 、Kr前、后轉向軸左右兩主銷軸線的延長線與地面交點之間的距離(mm)；Lf 、Lr前、后轉向軸到瞬時轉向中心的距離(mm)。滿足上述兩個等式時，車輛的四輪轉向就滿足阿克曼轉向原理。將上述內輪理論轉角表示成外輪轉角的函數 (4-2)2.用解析法求實際的內外輪轉角關系由轉向梯形機構所決定的內、外轉向輪實際轉角關系可以根據平面幾何關系來求解29。當駕駛員轉動轉向盤時，齒條便向左或右移動，使左右兩邊的轉向梯形臂產生不同的運動，從而使左右車輪分別獲得一個轉角。以汽車右轉彎為例，此時左側車輪為外輪，外輪一側的桿系運動如圖4-3所示。其中梯形臂OA0的長為l1，橫拉桿A0B0的長為l2，齒條兩端球接頭之間的安裝距離為M，轉向軸左右兩主銷軸線延長線與地面交點之間的距離為K，齒條軸線到梯形底邊的安裝距離為h，轉向梯形底角為。設齒條向右移過某一位移S，通過左橫拉桿拉動左梯形臂，使之轉過。圖4-3 汽車轉向時外輪的運動關系圖示取梯形左底角頂點O為坐標原點，建立x軸、y軸，則可導出齒條位移S與外輪轉角的關系： (4-3)內輪一側的桿系運動如圖4-4所示。齒條右移了相同的行程S，通過右橫拉桿推動右梯形臂，使之轉過。取梯形右底角頂點O為坐標原點坐標原點，x軸、y軸如圖所示，則可以求出實際內輪轉角與齒條位移S的關系，即 (4-4)圖4-4 汽車轉向時轉向系的運動關系圖示由式(4-3)和式(4-4)，可求出對應于任一外輪轉角的齒條位移S以及相應的實際內輪轉角。4.2.2 優(yōu)化轉向梯形的數學模型1.目標函數最優(yōu)化轉向梯形傳動機構應該是在整個轉向過程中，內外輪圍繞同一個瞬心滾動，轉向輪不發(fā)生側滑。因此優(yōu)化的任務減小轉向時轉向輪的側滑，而目標函數的大小應該主要反應內輪轉角的實際值與理論值的偏差，即運動不協(xié)調誤差的大小。偏差在最常使用的中間位置附近小轉角范圍內應盡量小，以減小高速行駛時的輪胎磨損；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，因此引入加權因子()。評價設計優(yōu)劣的目標函數f(x)為 (4-5)式中 外輪轉角()；、0理論內輪轉角和實際內輪轉角()。 ()加權系數?？紤]到多數情況下前轉向軸外輪轉角小于20，且10以內的小轉角使用得更加頻繁，因此取 (4-6)對于后輪而言，由于最大外輪轉角約為5，因此取其加權系數為 (4-7)2.優(yōu)化設計變量根據轉向過程中的實際要求，確定優(yōu)化變量為梯形臂長度l1和梯形底角。最終的目的就是確定梯形臂和梯形底角的最優(yōu)配合，是轉向側滑降至最低。3.約束條件設計變量l1和過小時，會使轉向橫拉桿上的轉向力過大；當l1過大時，將使梯形布置困難，故對l1的上下限及對的下限應設置約束條件。所以，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為 (4-8) 轉向節(jié)臂與側拉桿的夾角在極限轉向時不超過規(guī)定的28，故 (4-9)根據圖4-3可知，轉向橫拉桿長l2滿足的等式約束為 (4-10)在轉向梯形底角大于時，要保證梯形臂與橫拉桿的鉸接點不能與輪胎干涉，需滿足的條件為 (4-11)式中 D1x在圖示坐標中D1點的x方向坐標，D1x= l1cos；D1x在車輪上可能與梯形臂干涉部位的x坐標。4.轉向梯形的優(yōu)化目標車型的前外輪最大轉向角，為了簡化優(yōu)化過程，將其圓整為33。本設計中，圓整轉向系的后外輪最大轉向角rmax=5。由于主銷后傾角較小，在確定計算軸距時忽略此角的影響。通過AutoCAD作圖，確定汽車轉向時的瞬時轉向中心，同時測量出Lf =4112mm、Lr=1311mm。轉向梯形優(yōu)化的有關參數如表4-1所示。表4-1 轉向梯形優(yōu)化的有關參數項目K(mm)L(mm)M(mm)h(mm)l2(mm)前輪15074112817100350后輪15031311813100350編寫Matlab程序，前輪優(yōu)化過程使用的初始值為l1=176mm、=90，后輪優(yōu)化過程使用的初始值為l1=176mm、=90，運用優(yōu)化工具箱對轉向梯形進行優(yōu)化，最終的優(yōu)化結果如表4-2所示。表4-2 優(yōu)化結果項目梯形臂l1梯形底角前輪226mm85.2160后輪189mm87.9949利用優(yōu)化前后的轉向梯形參數，做出前后轉向機構內輪轉向誤差-0與外輪轉角的曲線圖，如圖4-3所示。根據圖示情況可以看出，優(yōu)化后的轉向機構可以較好地滿足轉向要求。圖4-3 轉向機構的轉向偏差4.3 轉向傳動機構強度計算4.3.1 球頭銷的設計球頭銷是保證汽車操縱的穩(wěn)定性，行駛的平順性、舒適性、安全性及使汽車正確、準確行駛的關鍵零部件，常由于球面部分磨損而損壞，為此應驗算接觸應力j，即 (4-12)式中 F作用在球頭上的力(N)；A在球心垂直于F方向的平面內，球面承載部分的投影面積(mm2)；j材料許用接觸應力，