汽车转向梯形的优化设计.docx

1、汽车转向梯形的优化设计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： S12085234009 姓名：刘建霞 日期： 2014年 4月 15日齿轮齿条式转向器（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）=2.50， L

2、（轴距）=2340mm ， r（车轮滚动半径）=266mm ，By（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 28，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：r i）用优化方法设计此转向梯形传动机构。r2）优化后校验，压力角 40。r3）计算出ii长度，齿条左右移动最大距离。rhp图2齿轮齿条转向梯形机构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：

3、选取变量 X (h,h,)图4外轮一侧杆系运动情况K M(丁K M S)2 h2i r (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 li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li作为设计变量， 再代入式(1)得至U li。底角r可按经验公式先选一个初始值r arcta67.88， 进行优化搜索。(2) 目标函数:(实际内轮转角与理想内轮转角之差)Mi nF (X)(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B。传动

4、角B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aW 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max 10。将这些约束条件表示为下述的约束方程：S.T-li0；ccsy(y+oniax)0；5li-(K-M)/2-l 1*COS Y )sin 10 -h0;h-li*sin( y-氨蛙)+(K-M)/2-l 1*cosy )sin10 0)&(Qo110)&(Qo120)&(Qo10)&(Qo110)&(Qo120)&(Qo1=28);Wo=0.5;endP0(j)=(Qii(j)*180/pi-Q

5、i(j)*180/pi)A2*Wo;j=j+1;if j=c-1H=h;I=i;L1=l;endendendendendl2=sqrt(K-M)/2-L1*cos(I)A2+(L1*sin(I)-H)A2); % 横拉杆长度 j=1;for Qo1=1:28Qo=Qo1*pi/180;S1(j)=(K-M)/2-L1*cos(I+Qo)-sqrt(l2A2-(L1*sin(I+Qo)-H)A2);% 齿条行程Qlii(j)=I-atan(2*H/(K-M+2*S1(j)-acos(L1A2+HA2+(K-M)/2+S1(j)A2-l2A2)/(2*L1*s qrt(HA2+(K-M)/2+S1

6、(j)A2);% 实际的内外轮转角关系Qsi(j)=acot(cot(Qo)-0.5419);% 理想的内外轮转角关系j=j+1;endplot(QliiY); hold on plot(Qsi);lege nd(计算内轮转角,理想内轮转角);三计算结果：F(X)= 3.38*10-611=129.875丫 =67.88h=112.91四验证压力角OF=sqrt( H A2+(K-M)/2+S1(23)A2);G=acos(L1A2+H A2+(K-M)/2+S1(23)A2-l2A2)/(2*L1*sqrt( H A2+(K-M)/2+S1(23)A2);a23=asi n(OF*si n( G)/l2)*180/pi;计算可得外轮转角为23时的压力角为a23= 31.4 k