汽车转向梯形的优化设计.doc

齿轮齿条式转向梯形的优化设计学院：车辆与能源学院专业： 2012 级车辆工程学号：姓名：刘建霞日期：2014年 4月 15日1 / 9齿轮齿条式转向器（如图 1）具有结构简单紧凑，制造工艺简便等优点，不仅适用于整体式前轴也适用于前轮采用独立悬架的断开式前轴，目前被广泛地用于轿车、轻型客货车、微型汽车等车辆上与该转向器相匹配的转向梯形机构与传统的整体式转向梯形机构相比有其特殊之处，下面举一实例加以说明图 1 齿轮齿条式转向梯形机构运动实体模型题目： 已知 某微型汽 车 （如 图 2 所示 ）各 参数 如 下： K 1274.24mm ，(主销后倾角 )=2.5 0 ， L( 轴距 )=2340mm ， （r车轮滚动半径） =266mm ，B（梯形臂球头销中心的 y坐标 ）= 42.12mm，由最小转弯半径得最大外轮转角为oy28o，许用齿条行程 S 62.3mm,选用参数 M 624mm，试设计转向传动机构要求：（1）用优化方法设计此转向梯形传动机构2）优化后校验，压力角 40o 3）计算出 l1 长度，齿条左右移动最大距离2 / 9图 2 齿轮齿条转向梯形机构一 建模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、外轮转角符合 Arckerman 理想转角关系： cot O cot i k / L ，如图 3 所示。

图 3 理想的内外轮转角关系（ 1）设计变量：选取变量 X (l1, h, )3 / 912图 4 外轮一侧杆系运动情况由图 4 内外轮转角的关系得：SK Ml1 cos(ro )l22[ l1 sin( r o ) h] 2 (1)2arctan2h(2)M2SKl1 2( K MS) 2h2l 22arccos2(3)2l1 ( KMS) 2h22ir(4)联立上式可得 i g( o ) 的函数关系式对于给定的汽车和选定的转向器，转向梯形机构有横拉杆长 l 1 和梯形臂长m 两个设计变量 在计算过程中， 以梯形底角 r 代替横拉杆长 l 1 作为设计变量，再代入式 (1)得到 l1底角 r 可按经验公式先选一个初始值 r arctan( 43 KL ) 67.88 ，进行优化搜索 4 / 9（ 2）目标函数：MinF (X)ii i (实际内轮转角与理想内轮转角之差 )（ 3）约束条件：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β传动角β是指转向梯形臂与横拉杆所夹的锐角。

传动角过小会造成有效力过小，导致转向沉重或回正不良所以压力角α≤ 40°作为约束条件第四，为了保证传动良好还希望横拉杆与齿条间夹角 比较小，一般为m ax 10 将这些约束条件表示为下述的约束方程：S.T-l 1<0;l1- <0;;l1-((K-M)/2-l 1*cosγ)sin10 -°h<0；h-l 1*sin( γ- )+((K-M)/2-l 1*cosγ)sin10 <0;°二 计算优化取初始值 l1=128，r=67.88°, 使用 MATMAB数学软件优化计算5 / 9优化计算程序：K=1274.24;b=2.5*pi/180; %主销后倾角L=2340;r=266; %车轮滚动半径Boy=42.12;Qomax=28*pi/180; %根据最小转弯半径求出的最大外轮转角 M=624;S=62.3;j=1;T=L+r*tan(b); % 计及主销后倾角 b 时的计算轴距 %Qi=acot(cot(Qo)-0.5419); % 理想的内外轮转角关系 Qimax=36.756*pi/180; %根据上式求出理想的内轮最大转角 R0=atan((4/3)*(T/K));%梯形臂长 l1 的取值范围l1min=Boy/cos(R0);l1max=S/(cos(R0)-cos(R0+Qomax));l1=128;%l1 选定时，梯形底角 R 的取值上限Rmax=acos(Boy/l1);%l1 、 R 选定时安装距离 h 的取值范围 hmin=l1-((K-M)/2-l1*cos(R0))*sin(10*pi/180); hmax=l1*sin(R0-Qimax)+((K-M)/2-l1*cos(R0))*sin(10*pi/180); %取初值R0=67.88*pi/180;l1=128;h=96;for Qo1=1:28for h=hmin:hmaxfori=R0:0.1:Rmaxfor l=l1min:0.1:l1maxQo=Qo1*pi/180;l2=sqrt(((K-M)/2-l1*cos(R0))^2+(l1*sin(R0)-h)^2);S1(j)=(K-M)/2-l1*cos(R0+Qo)-sqrt(l2^2-(l1*sin(R0+Qo)-h)^2);% 齿条行程Qii(j)=R0-atan(2*h/(K-M+2*S1(j)))-acos((l1^2+h^2+((K-M)/2+S1(j))^2-l2^2)/(2*l1*sqr t(h^2+((K-M)/2+S1(j))^2)));% 实际的内外轮转角关系Qi(j)=acot(cot(Qo)-0.5419);% 理想的内外轮转角关系 if (Qo1>0)&(Qo1<=10);Wo=1.5;elseif (Qo1>10)&(Qo1<=20);Wo=1.0;else (Qo1>20)&(Qo1<=28);6 / 9Wo=0.5;endP0(j)=(Qii(j)*180/pi-Qi(j)*180/pi)^2*Wo;j=j+1;endendendend[m,c]=min(P0);P=sqrt(sum(P0)/(28)); % 评价指标j=1;for Qo1=1:28for h=hmin:hmaxfori=R0:0.1:Rmaxfor l=l1min:0.1:l1maxQo=Qo1*pi/180;S1(j)=(K-M)/2-l1*cos(R0+Qo)-sqrt(l2^2-(l1*sin(R0+Qo)-h)^2);% 齿条行程Qii(j)=R0-atan(2*h/(K-M+2*S1(j)))-acos((l1^2+h^2+((K-M)/2+S1(j))^2-l2^2)/(2*l1*sqr t(h^2+((K-M)/2+S1(j))^2)));% 实际的内外轮转角关系Qi(j)=acot(cot(Qo)-0.5419);% 理想的内外轮转角关系 if (Qo1>0)&(Qo1<=10);Wo=1.5;elseif (Qo1>10)&(Qo1<=20);Wo=1.0;else (Qo1>20)&(Qo1<=28);Wo=0.5;endP0(j)=(Qii(j)*180/pi-Qi(j)*180/pi)^2*Wo;j=j+1;if j==c-1H=h;I=i;L1=l;endendendendendl2=sqrt(((K-M)/2-L1*cos(I))^2+(L1*sin(I)-H)^2); % 横拉杆长度 j=1;for Qo1=1:28Qo=Qo1*pi/180;S1(j)=(K-M)/2-L1*cos(I+Qo)-sqrt(l2^2-(L1*sin(I+Qo)-H)^2);% 齿条行程Qlii(j)=I-atan(2*H/(K-M+2*S1(j)))-acos((L1^2+H^2+((K-M)/2+S1(j))^2-l2^2)/(2*L1*s qrt(H^2+((K-M)/2+S1(j))^2)));% 实际的内外轮转角关系7 / 9Qsi(j)=acot(cot(Qo)-0.5419);% 理想的内外轮转角关系 j=j+1;endplot(Qlii,'r');hold onplot(Qsi);legend('计算内轮转角 ','理想内轮转角 ');三 计算结果：F(X)= 3.38*10 -6l1=129.875γ =67.88h=112.91四 验证压力角OF=sqrt(H^2+((K-M)/2+S1(23))^2);G=acos((L1^2+H^2+((K-M)/2+S1(23))^2-l2^2)/(2*L1*sqrt(H^2+((K-M)/2+S1(23))^2)));a23=asin(OF*sin(G)/l2)*180/pi;计算可得外轮转角为 23°时的压力角为 a23= 31.4 <40°°符合要求。

下图为优化后转向梯形外轮转角在 0~28°变化时，实际内轮转角与理想内轮转角的变化曲线注：范文素材和资料部分来自网络，供参考只是8 / 9收取。