机械与汽车工程学院节能车转向系设计说明书（最终版） ㊣ 精品文档 值得下载

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。

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，如图所示。

设分别为内外转向车轮转角，为汽车轴距，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图理想的内外车轮转角关系简图若自变角为，则因变角的期望值为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式中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由以上可得式中为设计变量，为外转向车轮最大转角，由图得式中，为汽车最小转弯直径为主销偏移距。

考虑到多数使用工况下转角小于，且以内的小转角使用得更加频繁，因此取建立约束条件时应考虑到设计变量及过小时，会使横拉杆上的转向力过大当过大时，将使梯形布置困难，故对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梯形臂长度设计时常取在，。

梯形底角此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取。

如图所示，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式中为最小传动角。

，故由式可知，为设计变量及的函数。

由式式式和式四项约束条件所形成的可行域，如图所示的几种情况。

图适用于要求较大，而可小些的车型图适用于要求较大，而小些的车型图适用介于图之间要求的车型。

图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现有的转向梯形不能保证车轮绕个瞬时中心行驶随着自变角运动的因变角有个期望值和实际值。

可用评价设计优劣的目标函数来优化转向梯形，实现转向梯形的优化设计，主要目标是求的最小值。

设计变量有两个梯形臂长和梯形底角依据如上要求编写程序横拉杆属于细长杆，主要受拉推力，所以进行稳定性和抗拉强度的校核受力杆长拉杆材料选用号钢无缝钢管，其力学性能为抗剪强度，抗拉强度为，屈服强度为，延伸率为。

测屈服强度，弹性模量，泊松比ν。

抗拉校核抗拉强度取安全性方面考虑稳定性校核转向系横拉杆是两端固定的约束，弹性模量已知空心钢管的惯性矩所受最大压力长度根据公式计算得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，内径的空心钢管作为横拉杆材料。

其惯性矩为横截面积为横拉杆球头的选取转向轮的最大负荷为左右，于表中选取球头直径转向摇臂危险断面校核通常转向摇臂的材料选用，其屈服强度大于，因此材料的屈服点取最小值即。

在球头销上作用的力，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，为危险断面的抗弯界面系数和抗扭界面系数安全系数选摇臂长定为转向梯形优化确定球头受力球头中心偏移距由球头的转配尺寸得出危险断面的抗弯截面系数危险断面的抗扭截面系数综上所述按第三强度理论计算的屈服强度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。

载荷分配不均系数花键齿数齿的工作长度花键侧面的工作高度取花键平均直径花键连接的许用挤压应力忽略掉球头拉杆，轴承等部分的摩擦损失，作用在花键上的转矩计算的结论转向系统是汽车的个重要组成部分，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。

参考文献王望予汽车设计第四版北京机械工业出版社，陈家瑞汽车构造第三版北京机械工业出版社，余志生汽车理论第五版北京机械工业出版社，李俊玲汽车工程专业英语北京机械工业出版社，隋军与齿轮齿条转向器配用的转向传动机构的优化设计江苏工学院，乔建军中文版经典学习手册北京科学出版社，向铁明赛车转向梯形优化设计方法厦门理工学院学报第四期李牟嘉齿轮齿条转向器设计保存地点扬州大学机输入初始点的第个分量臂长输入初始点的第二个分量底角度程序介绍功能输入转向梯形的臂长和底角，在同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值。

值主销中心线延长线到地面交点之间的距离，值轴距，。

总体设计时决定值外转向车轮最大转角度。

由最小转弯半径轴距主销偏移距决定。

最小转弯半径，总设计决定轴距，总设计决定注销偏移距乘用车倍胎宽，货车建立约束条件转向梯形的臂长和底角自然不是随意取的，有定的约束范围。

就前面的资料所述梯形臂长常取在到之间，梯形底角大于度另外还有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。

第次优化臂长梯形臂长底角第二次优化第三次优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取整，底角度。

因为图比较多，我就不列举了，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。

转向传动机构强度计算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。

拉杆用或钢无缝钢制成。

转向梯形的受力分析原地转向阻力矩计算及线控转向系统。

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