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目錄
目錄 I
摘 要 III
1 緒論 1
1.1 本課題研究的目的和意義 1
1.1.1 四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)原理簡(jiǎn)介 1
1.1.2 研究的目的和意義 1
1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀概述 1
1.2.1 國(guó)外研究現(xiàn)狀 1
1.2.2 國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀 2
1.3 本文主要研究?jī)?nèi)容 2
2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整體設(shè)計(jì) 4
2.1 四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的類(lèi)型 4
2.2 整車(chē)布置的設(shè)計(jì) 4
2.3 本章小結(jié) 5
3 轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì) 6
3.1 設(shè)計(jì)目標(biāo)車(chē)輛主要參數(shù) 6
3.2 前輪轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì) 6
3.2.1 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定 6
3.2.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì) 7
3.2.3 間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 10
3.3 后輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 10
3.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì) 10
3.3.2 直流電動(dòng)機(jī)的選擇 12
3.3.3 減速器的設(shè)計(jì) 12
3.3.4 聯(lián)軸器的選擇 15
3.4 裝配圖的繪制 16
3.5 本章小結(jié) 17
4 基于有限元的關(guān)鍵零件優(yōu)化 18
4.1 有限元前處理 18
4.1.1 材料設(shè)置 18
4.1.2 模型導(dǎo)入 18
4.1.3 網(wǎng)格劃分 18
4.1.4 邊界條件設(shè)置 19
4.2 求解與后處理 20
4.3 優(yōu)化設(shè)計(jì) 20
4.4 設(shè)計(jì)校核 20
5 運(yùn)動(dòng)仿真 22
結(jié)論 25
致謝語(yǔ) 26
參考文獻(xiàn) 27
Abstract 28
5
汽車(chē)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的建模與優(yōu)化
摘 要
四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)利用行駛中的某些信息來(lái)控制后輪的轉(zhuǎn)角輸入，主要目的是增強(qiáng)汽車(chē)高速行駛時(shí)的操縱穩(wěn)定性，提高汽車(chē)低速行駛時(shí)的操縱靈活性。
文中介紹了四種類(lèi)型的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，為控制前后輪的協(xié)調(diào)偏轉(zhuǎn)，提供了七種控制策略。根據(jù)已有的研究，設(shè)計(jì)了一種電控電動(dòng)式的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，對(duì)其主要結(jié)構(gòu)進(jìn)行了介紹?；趭W迪Q5的基本參數(shù)，對(duì)四輪轉(zhuǎn)向的整體布置結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，并且詳細(xì)設(shè)計(jì)了齒輪齒條式的前輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)和后輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。利用三維建模軟件CATIA對(duì)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了三維建模，并進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)仿真。最后利用ANSYS/Workbench軟件對(duì)其中的關(guān)鍵零件進(jìn)行了有限元分析，通過(guò)分析結(jié)果對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。
通過(guò)上述設(shè)計(jì)、建模和仿真，完成了基于奧迪Q5整車(chē)參數(shù)的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機(jī)械機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，為后來(lái)者提供設(shè)計(jì)參考。
關(guān)鍵詞： 四輪轉(zhuǎn)向； 轉(zhuǎn)向機(jī)； 三維建模； 運(yùn)動(dòng)仿真； 有限元
1 緒論
1.1 本課題研究的目的和意義
1.1.1 四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)原理簡(jiǎn)介
伴隨著社會(huì)的進(jìn)步、先進(jìn)科技的發(fā)展，道路安全問(wèn)題引起了人們更高的關(guān)注，為了確保汽車(chē)的行駛安全，操縱穩(wěn)定性獲得越來(lái)越高的重視。車(chē)輛同時(shí)操作前后輪進(jìn)行轉(zhuǎn)彎的方式被稱(chēng)為四輪轉(zhuǎn)向技術(shù),這種轉(zhuǎn)向方式的作用示意圖如圖1-1所示。
圖1-1 兩種轉(zhuǎn)向方式的示意圖
四輪轉(zhuǎn)向的方式與僅僅只有前車(chē)輪可以轉(zhuǎn)彎相比有如下優(yōu)點(diǎn)[1]：
（1）車(chē)輛在大幅度轉(zhuǎn)向并且轉(zhuǎn)向速度較低時(shí)，前輪與后輪的轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)不同方向的，這樣不僅使轉(zhuǎn)彎半徑減小了，并且讓車(chē)輛轉(zhuǎn)彎更加靈活。
（2）車(chē)輛轉(zhuǎn)彎速度較高時(shí)，前輪和后輪轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同，可以實(shí)現(xiàn)快速轉(zhuǎn)向并且不會(huì)使車(chē)輛擺動(dòng)過(guò)大,讓車(chē)輛轉(zhuǎn)彎更加穩(wěn)定。
（3）減輕了汽車(chē)行駛時(shí)的輪胎磨損。
1.1.2 研究的目的和意義
車(chē)輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的操作穩(wěn)定性與車(chē)輛的穩(wěn)定性息息相關(guān),也是保障行車(chē)安全的重要因素。所以，設(shè)計(jì)一個(gè)穩(wěn)定高校的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)變得尤為重要。此外，對(duì)轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)并且對(duì)轉(zhuǎn)向梯形從阿科曼原理出發(fā)進(jìn)行優(yōu)化,也是本課題的主要任務(wù)。
通過(guò)查詢資料與設(shè)計(jì)的過(guò)程，掌握產(chǎn)品的基本設(shè)計(jì)思路及設(shè)計(jì)過(guò)程，可以鞏固所學(xué)的專(zhuān)業(yè)理論知識(shí)，加深對(duì)汽車(chē)安全性、操縱穩(wěn)定性的理解，提高通過(guò)理論知識(shí)解決實(shí)際問(wèn)題的能力。
1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀概述
4ws是一種新的轉(zhuǎn)向方式，如今應(yīng)用并不是很廣泛在全球，究其原因，一為4ws技術(shù)發(fā)展時(shí)間較短并不成熟，二為目前造價(jià)稍高。但是，4ws技術(shù)的效果和優(yōu)勢(shì)卻不容小噓。
1.2.1 國(guó)外研究現(xiàn)狀
國(guó)外對(duì)于4ws的研究可以分為如下三個(gè)過(guò)程[3]：
（1）20世紀(jì)初至20世紀(jì)60年代
20世紀(jì)初至20世紀(jì)60年代誕生了4ws技術(shù)并且得到了初步的應(yīng)用。在一九零七年，首個(gè)四輪轉(zhuǎn)向?qū)＠谌毡菊Q生[4]，后輪轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)與前輪轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)通過(guò)一根軸連接，讓后輪也能夠轉(zhuǎn)向。這也基本上是4ws最早的案例了。
（2）20世紀(jì)60年代后期至20世紀(jì)90年代初
在一九六二年的日本，后輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向的想法在一次車(chē)輛工程協(xié)會(huì)的技術(shù)會(huì)上被人題出，這也讓人們開(kāi)始了4ws系統(tǒng)的研究。在這個(gè)時(shí)期，學(xué)者們也逐漸發(fā)現(xiàn)了4ws系統(tǒng)能夠提升車(chē)輛高速轉(zhuǎn)彎的穩(wěn)定性。
在一九八五年，NISSAN企業(yè)在第一次將4ws系統(tǒng)應(yīng)用到實(shí)車(chē)中去，也是世界上的首次的實(shí)車(chē)應(yīng)用，NISSAN公司研究出一種新型的主動(dòng)控制懸架，并把4ws系統(tǒng)應(yīng)用在上邊，在一九八七年和一九八九年接連研究出Hicas II 和 Super Hicas，這兩套系統(tǒng)都是借助液壓系統(tǒng)來(lái)主動(dòng)操縱后輪的轉(zhuǎn)動(dòng)，顯著的提升車(chē)輛高速轉(zhuǎn)彎的穩(wěn)定性[4]。
（3）20世紀(jì)90年代至今
借助于快速發(fā)展的現(xiàn)代控制技術(shù)和電子技術(shù)，車(chē)輛綜合集成控制也得到了很大的發(fā)展。研究者們從“行駛壯況—駕駛員—汽車(chē)”閉壞系統(tǒng)開(kāi)始，對(duì)車(chē)輛的的側(cè)向、縱向和豎直方向的動(dòng)力學(xué)控制進(jìn)行了研究。
現(xiàn)代控制理論的出現(xiàn)和發(fā)展，使得4ws系統(tǒng)也借助于現(xiàn)代控制理論的幫助得到了一些進(jìn)展，國(guó)外研究者們一部分比較顯著的進(jìn)展如下：
INOUE和SUGASAWA [5]發(fā)表了一種反饋和前饋控制綜合的4ws系統(tǒng)，通過(guò)系統(tǒng)常量的最優(yōu)控制，分開(kāi)抗外部干擾的穩(wěn)定性控制與轉(zhuǎn)向輸入響應(yīng)的穩(wěn)定性控制，得到獨(dú)立控制的兩個(gè)量。
LEE [6]分析了裝有四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的以較高的車(chē)身?yè)Q到的車(chē)輛，把有4WS系統(tǒng)車(chē)輛的最優(yōu)化控制換道同熟練的司機(jī)的換道過(guò)程進(jìn)行了對(duì)比，并且分析了司機(jī)的體驗(yàn)。
CHO和KIM [7]分析了4WS系統(tǒng)的最優(yōu)設(shè)計(jì)，提出的以最大的穩(wěn)定性最佳的一個(gè)設(shè)計(jì)，以及來(lái)模擬最優(yōu)的4WS系統(tǒng)的響應(yīng)的第二個(gè)設(shè)計(jì)。
HIGUCHI和SAITOH [8]發(fā)表了一個(gè)狀態(tài)反饋和方向盤(pán)前饋的四輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制方法。
1.2.2 國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀
國(guó)內(nèi)研究車(chē)輛4WS技術(shù)的時(shí)間很短，研究現(xiàn)狀如下：
吉林大學(xué)郭孔輝[9]對(duì)4WS系統(tǒng)的控制方法基于二自由度模形分析，探討了4WS系統(tǒng)受輪胎側(cè)偏特性的影響作用。
武漢大學(xué)巫世晶[10]探討了4WS系統(tǒng)的非線性控制，這個(gè)非線性控制室基于遺傳算法的，并且對(duì)4WS系統(tǒng)的模糊神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制器進(jìn)行了設(shè)計(jì)，通過(guò)分析控制器，控制性能顯著。
天津大學(xué)[11]也探討了4WS系統(tǒng)的非線性控制，對(duì)4WS系統(tǒng)產(chǎn)生隨機(jī)時(shí)滯的參數(shù)范圍進(jìn)行了研究。
1.3 本文主要研究?jī)?nèi)容
本文選取奧迪Q5為主體設(shè)計(jì)對(duì)象，設(shè)計(jì)一種汽車(chē)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，并對(duì)汽車(chē)的運(yùn)動(dòng)進(jìn)行仿真，其中關(guān)于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，偏重于轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。電機(jī)的控制策略等不在研究范圍內(nèi)。
電動(dòng)電控式4WS系統(tǒng)為整車(chē)的4WS系統(tǒng)，本論文研究的主要內(nèi)容如下：
（1）設(shè)計(jì)前轉(zhuǎn)向橋的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，選擇合適的轉(zhuǎn)向器類(lèi)型，進(jìn)行轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算，確定主要零件的規(guī)格等。
（2）設(shè)計(jì)后轉(zhuǎn)向橋的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，選擇合適的轉(zhuǎn)向器類(lèi)型，合理選擇驅(qū)動(dòng)電機(jī)，設(shè)計(jì)減速機(jī)構(gòu)。
（3）基于阿克曼轉(zhuǎn)向原理，對(duì)與獨(dú)立懸架配用的雙梯形轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的尺寸進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算。
（4）利用CATIA實(shí)現(xiàn)零件三維建模，畫(huà)出轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的裝配圖。
（5）利用CATIA進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真。
（6）利用Ansys Workbench對(duì)部分零件進(jìn)行強(qiáng)度分析和優(yōu)化。
2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整體設(shè)計(jì)
眾所周知，車(chē)輛行駛方向需要轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來(lái)進(jìn)行控制，而前后輪的協(xié)作轉(zhuǎn)向?qū)τ谡?chē)的轉(zhuǎn)彎性能十分重要。在乘用車(chē)上，駕駛員必須按照保持汽車(chē)行駛路線不至偏離過(guò)多的標(biāo)準(zhǔn)來(lái)不斷地調(diào)整方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)。因此，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的任務(wù)是以盡可能明確的關(guān)系將轉(zhuǎn)向盤(pán)角度轉(zhuǎn)換為車(chē)輪轉(zhuǎn)向角，并將有關(guān)車(chē)輛運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的反饋回傳給方向盤(pán)。
2.1 四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的類(lèi)型
讓方向盤(pán)帶動(dòng)前輪和后輪的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)一起按照給定的量轉(zhuǎn)是實(shí)現(xiàn)4WS轉(zhuǎn)向的關(guān)鍵，并且同時(shí)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向輪并且讓四輪協(xié)調(diào)轉(zhuǎn)動(dòng)。通過(guò)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向車(chē)輪的方式和如何傳遞轉(zhuǎn)動(dòng)量方式的不一樣，4WS系統(tǒng)有如下的分類(lèi)：
（1）機(jī)械式四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
機(jī)械式4WS系統(tǒng)[2]由中心傳動(dòng)軸和前后輪轉(zhuǎn)向裝置構(gòu)成。將機(jī)械式轉(zhuǎn)向裝置安置在后來(lái)，而將液壓式轉(zhuǎn)向器放在前輪上，而它們由中心傳動(dòng)軸聯(lián)動(dòng)。后部車(chē)輪的聯(lián)動(dòng)由橫拉桿負(fù)責(zé)。小角度轉(zhuǎn)方向盤(pán)時(shí)，同時(shí)發(fā)生前后輪的轉(zhuǎn)動(dòng)，當(dāng)增大轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤(pán)的角度時(shí)，后輪逐漸回到豎直方向，之后向相反方向轉(zhuǎn)動(dòng)。
（2）液壓式四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
液壓式4WS系統(tǒng)[2]主要由轉(zhuǎn)向傳輸軸、前后輪轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向油泵、控制系統(tǒng)與傳感器等構(gòu)成。通過(guò)速度傳感器指導(dǎo)后輪的轉(zhuǎn)動(dòng)，而轉(zhuǎn)向傳輸軸引導(dǎo)轉(zhuǎn)動(dòng)的角度。后輪轉(zhuǎn)向裝置和后輪是兩根橫拉桿連著，實(shí)現(xiàn)聯(lián)動(dòng)。
（3）液壓-電控驅(qū)動(dòng)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
電控-液壓式4WS轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和第二種方式類(lèi)似， 區(qū)別在于后輪的偏轉(zhuǎn)方向和偏轉(zhuǎn)角度由傳感器和控制單元控制，而后輪同前輪之間沒(méi)有傳動(dòng)的機(jī)械結(jié)構(gòu)。
（4）電動(dòng)-電控四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
電動(dòng)-電控4WS系統(tǒng)[2]用電控的電機(jī)驅(qū)動(dòng)后輪轉(zhuǎn)動(dòng)。前輪轉(zhuǎn)向器和后輪轉(zhuǎn)向器之間既沒(méi)有機(jī)械傳動(dòng)裝置，也沒(méi)有機(jī)械連接裝置，。
2.2 整車(chē)布置的設(shè)計(jì)
電控電動(dòng)式4WS系統(tǒng)構(gòu)成簡(jiǎn)單、裝車(chē)重量更輕、制造成本更低、整體布置更加方便靈活。計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展和應(yīng)用也帶動(dòng)了電控電動(dòng)式4WS系統(tǒng)的發(fā)展，這也是以后汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)展的必然。所以，本文就電控電動(dòng)式4WS系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，方案如圖2-1所示。
1.前輪2.前輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)3.前輪轉(zhuǎn)角傳感器4.方向盤(pán)5.車(chē)速傳感器6.橫擺角速度傳感器
7.電控單元8.直流電動(dòng)機(jī)9.減速器10.后輪轉(zhuǎn)角傳感器11.后輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)12.后輪
圖2-1 四輪轉(zhuǎn)向汽車(chē)整體布置示意圖
傳感器檢測(cè)車(chē)輛行駛中的各種物理量，通過(guò)數(shù)模信號(hào)轉(zhuǎn)換，把電信號(hào)傳給ecu，由ecu來(lái)計(jì)算、分析。在后、前輪齒輪軸上安裝角度傳感器，通過(guò)后、前齒輪軸的角度檢測(cè)并計(jì)算傳動(dòng)比，從而推出車(chē)輛的轉(zhuǎn)角。變速箱上的速度傳感器可以監(jiān)視車(chē)輛行駛速度，信號(hào)轉(zhuǎn)換后傳給ECU，通過(guò)ECU進(jìn)行控制，根據(jù)實(shí)時(shí)情況來(lái)讓車(chē)輛穩(wěn)定的轉(zhuǎn)彎[21]。
ecu是四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的關(guān)鍵，他接受控制信息，并且分析，處理一下傳感器傳來(lái)的信息，然后對(duì)電動(dòng)機(jī)發(fā)出命令控制其運(yùn)動(dòng)。
減速裝置進(jìn)行增大扭矩并且降低速度，種類(lèi)很多，這里就不一一列舉了，本文選擇蝸輪蝸桿減速器。
2.3 本章小結(jié)
本章對(duì)現(xiàn)有的四種4WS系統(tǒng)進(jìn)行了簡(jiǎn)要的描述并且做出來(lái)優(yōu)劣分析。在分類(lèi)的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了一種四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，繪制其整體布置示意圖，對(duì)其重要組成部分進(jìn)行了說(shuō)明。
3 轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)
轉(zhuǎn)向器顧名思義，就是車(chē)輛用來(lái)改變車(chē)輛行駛的方向的機(jī)構(gòu)，通過(guò)司機(jī)的操作，把轉(zhuǎn)向的信息從方向盤(pán)傳導(dǎo)到車(chē)輛的輪子上實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向，同時(shí)可以在汽車(chē)轉(zhuǎn)向行駛時(shí)實(shí)現(xiàn)路面情況對(duì)駕駛員的反饋，有助于駕駛員及時(shí)調(diào)整方向盤(pán)。
3.1 設(shè)計(jì)目標(biāo)車(chē)輛主要參數(shù)
我們需要整車(chē)參數(shù)才能進(jìn)行轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)，參數(shù)如表3-1。
表3-1 整車(chē)主要參數(shù)
參數(shù)名稱(chēng)
數(shù)值
參數(shù)名稱(chēng)
數(shù)值
長(zhǎng)(mm)
4629
軸距(mm)
2807
寬(mm)
1880
空車(chē)質(zhì)量(kg)
1865
高(mm)
1653
滿載質(zhì)量(kg)
2305
前輪距(mm)
1617
前軸負(fù)荷率
45%
后輪距(mm)
1613
輪胎規(guī)格
235/65 R17
3.2 前輪轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)
機(jī)械式的轉(zhuǎn)向器可分為4類(lèi)，有球循環(huán)式、齒條齒輪式、指銷(xiāo)蝸桿式、滾輪蝸桿式。其中小型車(chē)應(yīng)用比較廣泛的齒條齒輪式，其輕便、成本低、構(gòu)造簡(jiǎn)單、較高的轉(zhuǎn)向效率、可以自動(dòng)消隙[22]。所以，本文選用齒條齒輪式進(jìn)行設(shè)計(jì)。
3.2.1 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定
組成轉(zhuǎn)向器的各個(gè)部件的強(qiáng)度與車(chē)輛行駛的安全性息息相關(guān)。我們需要通過(guò)整體結(jié)構(gòu)的受力分析來(lái)進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。阻力矩（原地轉(zhuǎn)彎）MR1(N·mm)的如下：
(3-1)
式中 f ——路面和車(chē)胎的動(dòng)摩擦系數(shù)，F(xiàn) = 0.7；
G1 ——前輪轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷(N)，根據(jù)前軸負(fù)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(shù)據(jù)代入，得MR1=475091.82 N·mm。
作用在方向盤(pán)上的手力為
(3-2)
式中 Dsw——轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑，在380～550mm系列內(nèi)選取，此處Dsw=400mm；
iw ——轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比，對(duì)于乘用車(chē)，iw在17～25內(nèi)選取，此處iw=18；
η+ ——轉(zhuǎn)向器正效率，此處η+=90%。
代入數(shù)據(jù)，得Fh=146.63N，滿足規(guī)定要求。
轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)向力矩TZ1為
3.2.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)
本文依據(jù)經(jīng)驗(yàn)選用斜齒輪。同時(shí)選擇16MnCr5的小齒輪，20Cr的齒條，外殼為鋁合金壓鑄以降低重量[23]。
1．主動(dòng)齒輪軸的計(jì)算
(3-3)
式中 TZ1 ——轉(zhuǎn)向盤(pán)上的轉(zhuǎn)向力矩(N·mm)；
[τ] ——材料的許用切應(yīng)力，此處[τ]=55MPa。
代入數(shù)據(jù)，求得，取。
2．齒輪的設(shè)計(jì)
齒輪的一般模數(shù)常用2～3mm。一般用4~8個(gè)齒的小齒輪，9°～15°的螺旋角。本文設(shè)計(jì)中，齒輪模數(shù)選3，齒數(shù)為7，14度左旋的齒輪螺旋角，齒輪壓力角選20度。通過(guò)齒輪變位來(lái)免得產(chǎn)生根切，變位系數(shù)取為0.46。
因此
取齒寬系數(shù)φd=1.2，則齒條寬度b2=φdd1=25.97mm，圓整取b2=30mm，則齒輪齒寬b1=b2+10=40mm。
用CATIA完成齒輪軸的設(shè)計(jì)，如圖3-1所示。
（a）
（b）
圖3-1 前輪轉(zhuǎn)向器齒輪軸
3．齒條的設(shè)計(jì)
齒條可以相當(dāng)于直拉桿。相互嚙合的齒輪齒距p1=πmn1cosα1齒條齒距p2=πmn2cosα2必須相等，則齒條上帶齒的部分mn2=3mm，α2=20°，變位系數(shù)x2=-0.46。齒條的螺旋角β2=24°。
通過(guò)查閱相關(guān)文獻(xiàn)，根據(jù)具體的整車(chē)數(shù)據(jù)，確定轉(zhuǎn)向盤(pán)從一端轉(zhuǎn)到另一端的總?cè)?shù)為3圈，則齒條的行程為
取齒條的行程為L(zhǎng)1=240mm。
齒條直徑可根據(jù)齒條的受力以及齒條的寬度進(jìn)行初步估算，選取齒條的直徑d2=34mm。
目標(biāo)車(chē)型的前輪輪距是1617mm，則根據(jù)整車(chē)的布置情況及轉(zhuǎn)向系的結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)齒條的長(zhǎng)度L2=770mm。
利用CATIA，做出齒條的三維零件圖，如圖3-2所示。
圖3-2 前輪轉(zhuǎn)向器齒條
4．強(qiáng)度校核
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》[23]可知，齒輪齒條的許用接觸應(yīng)力為
(3-4)
式中 σHmin1、σHmin2 ——齒輪齒條的接觸疲勞強(qiáng)度極限，σHmin1=1500MPa，σHmin2=1500MPa；
ZN1、ZN2 ——齒輪、齒條的壽命系數(shù)，ZN1=1.4、ZN2=1.5；
SH1、SH2 ——接觸強(qiáng)度計(jì)算的安全系數(shù)，SH1=1.3，SH2=1.3。
代入數(shù)據(jù)，求得[σ]H1=1615.38MPa，[σ]H2=1730.7MPa，因此齒輪齒條的許用接觸應(yīng)力[σ]H=min{[σ]H1，[σ]H2}=1615.38MPa。
通過(guò)查閱手冊(cè)，齒輪的使用系數(shù)，齒輪的動(dòng)載系數(shù)，齒輪齒向載荷分布系數(shù)，齒輪齒間載荷分配系數(shù)，因此動(dòng)載荷系數(shù)
齒輪齒條的接觸應(yīng)力
(3-5)
式中 ZE ——材料的彈性系數(shù)，取ZE=189；
ZH ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，取ZH=2.4；
Zε ——重合度系數(shù)，取Zε=0.94；
Zβ ——螺旋角系數(shù)，取Zβ=0.98；
u ——傳動(dòng)比，齒輪齒條傳動(dòng)的傳動(dòng)比u→∞，所以(u+1)/u≈1。
代入數(shù)據(jù)，求得，合格。
彎曲許用疲勞公式如下：
(3-6)
式中 σFlim1、σFlim2 ——齒根彎曲疲勞應(yīng)力，σFlim1=520MPa，σFlim2=520MPa；
YN1、YN2——彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，YN1=1，YN2=1.1；
SF1、SF2 ——齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的安全系數(shù)，SF1=1.5，SF2=1.5。
代入數(shù)據(jù)，求得[σ]F1=346.67MPa，[σ]H2=381.33MPa。
齒輪齒條的彎曲疲勞應(yīng)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(shù)，mn1=3mm，mn2=3mm；
YF ——齒形系數(shù)，YF1=2.8，YF2=2.08；
YS ——外齒輪齒根應(yīng)力修正系數(shù)，YS1=1.55，YS2=1.96；
Yβ ——螺旋角系數(shù)，Yβ1=0.88，Yβ2=0.86；
Yε ——重合度系數(shù)，Yε1=0.86，Yε2=0.86。
代入數(shù)據(jù)，求得σF1=157.33MPa<[σ]F1，[σ]F2=142.75MPa<[σ]F2，所以齒輪齒條的彎曲疲勞強(qiáng)度符合要求。
3.2.3 間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
齒條剖面可分為Y形、圓形和V形。我們選擇加工簡(jiǎn)單的圓形剖面的。為了減小磨損，在座和齒條直接要添加減小摩擦的墊片。同時(shí)利用彈簧如圖3-3所示。
圖3-3 自動(dòng)消除間隙裝置
3.3 后輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
后輪轉(zhuǎn)向裝置動(dòng)力來(lái)自于電機(jī)，帶動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向，實(shí)現(xiàn)四輪轉(zhuǎn)向。在這里后輪的轉(zhuǎn)向方式也是選用了齒條齒輪式。由于電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速高、扭矩低，所以在電動(dòng)機(jī)以轉(zhuǎn)向器之間需要增加減速器，達(dá)到減速增扭的效果。
3.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)
后輪的轉(zhuǎn)向裝置與前輪的相同，都采用齒條齒輪式，所以計(jì)算上來(lái)說(shuō)大同小異，基本一樣。
阻力矩（原地轉(zhuǎn)彎）MR1(N·mm)的如下： (3-8)
式中 f ——路面和后輪車(chē)胎的動(dòng)摩擦因數(shù)，f=0.7；
G2 ——后輪轉(zhuǎn)向軸負(fù)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(shù)據(jù)代入，得MR2=646243.7 N·mm。
作用在轉(zhuǎn)向器齒輪軸上的扭矩為
(3-9)
式中 iw ——轉(zhuǎn)向裝置角度的傳動(dòng)比，此處取為18；
η+ ——轉(zhuǎn)向器正效率，此處η+=90%。
將數(shù)據(jù)代入，得TZ2=39891.6 N·mm。
選擇16MnCr5的小齒輪，20Cr的齒條，外殼為鋁合金壓鑄以降低重量[22]。
主動(dòng)齒輪軸的直徑設(shè)計(jì)計(jì)算
(3-10)
式中 [τ]——許用切應(yīng)力，此處為55mpa。
代入數(shù)據(jù)，求得，取。
設(shè)計(jì)中齒輪模數(shù)選3，齒數(shù)為7，14度左旋的齒輪螺旋角，齒輪壓力角選20度。通過(guò)齒輪變位來(lái)免得產(chǎn)生根切，變位系數(shù)取為0.46。
故斜齒圓柱齒輪直徑根據(jù)公式得d3=mn3z3=21mm。
取齒寬系數(shù)φd=1.2，則齒條寬度b4=φdd3=25.3mm，圓整取b4=26mm，則齒輪齒寬b3=b4+10=36mm。
通過(guò)Catia進(jìn)行了三維設(shè)計(jì)，如圖3-4所示。
圖3-4 后輪轉(zhuǎn)向器齒輪軸
根據(jù)嚙合關(guān)系可得，齒條上帶齒的部分mn4=3mm，α4=20°，變位系數(shù)x4=-0.38。
由于四輪轉(zhuǎn)向汽車(chē)的后輪最大轉(zhuǎn)角約為5°，設(shè)計(jì)小齒輪軸的旋轉(zhuǎn)圈數(shù)為1圈，齒條的齒數(shù)Z4=10，則齒條的行程為
取齒條的行程為L(zhǎng)3=100mm。
根據(jù)齒條的受力以及寬度進(jìn)行對(duì)齒條的直徑估算，選取d4=34mm。
目標(biāo)車(chē)型的后輪輪距是1617mm，則根據(jù)整車(chē)的布置情況及轉(zhuǎn)向系的結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)齒條的長(zhǎng)度L4=770mm。
利用CATIA，做出齒條的三維零件圖，如圖3-5所示。
圖3-5 后輪轉(zhuǎn)向器齒條
3.3.2 直流電動(dòng)機(jī)的選擇
后輪轉(zhuǎn)向裝置采用永磁式無(wú)刷直流電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源，由汽車(chē)的控制系統(tǒng)控制來(lái)輸出轉(zhuǎn)速和扭矩。
本文設(shè)計(jì)的車(chē)輛所帶的車(chē)載電壓為12V，根據(jù)電機(jī)選型，可得表3-2所示[24]。
表3-2 直流電機(jī)主要技術(shù)參數(shù)
項(xiàng)目
規(guī)格
項(xiàng)目
規(guī)格
激磁方式
永磁鐵激磁式
旋轉(zhuǎn)方向
雙向
額定電壓V
DC12
外殼類(lèi)型
全封閉
額定扭矩(N·m)
1.2
表面處理
鍍鋅及壓鑄鋁外殼
額定電流A
30
最大電流
35A
額定轉(zhuǎn)速(r/min)
1200
連接方式
平鍵
3.3.3 減速器的設(shè)計(jì)
蝸桿傳動(dòng)可以進(jìn)行交錯(cuò)軸直接進(jìn)行力與運(yùn)動(dòng)的傳遞。
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(hào)優(yōu)質(zhì)碳素鋼。由于后輪轉(zhuǎn)向的不連續(xù)性，選擇鑄造鋁青銅，有足夠的強(qiáng)度，同時(shí)價(jià)格便宜。
1．蝸輪蝸桿傳動(dòng)的主要參數(shù)設(shè)計(jì)
蝸桿的傳動(dòng)特性使得它主要受力為扭矩，因此其分度圓直徑d1 要由電機(jī)的額定扭矩進(jìn)行初步設(shè)計(jì)
(3-11)
式中 TN——電動(dòng)機(jī)的額定扭矩，TN=1000N·mm；
[τ]——45號(hào)鋼的許用切應(yīng)力，[τ]=25MPa。
代入數(shù)據(jù)，計(jì)算得d1≥5.88mm。
為使傳動(dòng)正確嚙合，蝸桿的軸面模數(shù)ma1應(yīng)和蝸輪的端面模數(shù)mt2相等，軸面壓力角αa1和端面壓力角αt2相等，并且都為標(biāo)準(zhǔn)值。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查表得蝸桿軸面模數(shù)ma1與分度圓直徑d1的對(duì)應(yīng)值分別為ma1=2.5mm、d1=28mm，故ma12 d1=175mm，蝸桿的軸面壓力角αa1=20°。蝸輪的端面模數(shù)mt2=2.5mm，端面壓力角αt2=20°。
由于電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩TN=1200N·mm，轉(zhuǎn)向器齒輪軸上的扭矩TZ2=39891.6N·mm，因此，減速器的傳動(dòng)比
(3-12)
考慮到可能出現(xiàn)的過(guò)載情況，選擇i=42。此種情況下，轉(zhuǎn)向器齒輪軸上的扭矩將接近于50000N·mm。由已知傳動(dòng)比，查詢推薦表得出蝸桿頭數(shù)為1，且蝸輪齒數(shù)為42。
由蝸桿分度圓直徑d1和頭數(shù)z1，得出導(dǎo)程角γ ，則
(3-13)
為了保證正確嚙合，蝸輪輪齒與蝸桿的螺旋線方向一致，且β2=γ。
蝸桿傳動(dòng)的標(biāo)準(zhǔn)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。
為增大中心距，采用蝸輪變位，而蝸桿不變位的方式。變位之后蝸桿的參數(shù)和尺寸不變，只是節(jié)圓不再與分度圓重合，而蝸輪變位后，只其齒頂圓和齒根圓改變了，其節(jié)圓和分度圓卻仍然重合。中心矩a＇為
(3-14)
式中 a ——標(biāo)準(zhǔn)中心距(mm)；
x ——變位系數(shù)，此處x=0.6；
m ——蝸輪蝸桿的模數(shù)(mm)。
代入數(shù)據(jù)得，變位后的中心距a＇=68mm，蝸輪的分度圓直徑dt2=108mm。
利用CATIA，繪出三維零件圖，如圖3-6所示。
圖3-6 蝸輪、蝸桿的三維圖
2. 分析蝸桿的受力及計(jì)算載荷
根據(jù)蝸桿傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)分析其受力，將蝸輪蝸桿之間的相互作用力分解成三個(gè)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。且渦輪與蝸桿齒面間有Ft1和Fa2 、Fa1和Ft2 、Fr1和Fr2 這樣三對(duì)相互作用力。即
(3-15)
式中 T1、T2 ——蝸桿和蝸輪軸的轉(zhuǎn)矩，T1=1200N·mm，T2=39891.6N·mm；
d1、d2 ——蝸桿和蝸輪的分度圓直徑，d1=28mm，d2=108mm；
α ——壓力角，α=20°；
γ ——蝸桿分度圓柱上的導(dǎo)程角，γ=5.1°。
代入數(shù)據(jù)，得Ft1=-Fa2=85.7N，F(xiàn)t2=-Fa1=759.84N，F(xiàn)r1=-Fr2=275.56N。
圖3-7 蝸桿傳動(dòng)的受力分析
蝸輪傳動(dòng)的計(jì)算載荷是載荷系數(shù)K和名義載荷的乘積。
(3-16)
式中 KA——使用系數(shù)，取KA=1.2；
KV——?jiǎng)虞d荷系數(shù)，取KV=1.0；
Kβ——齒向載荷分布系數(shù)，取Kβ=1.2。
代入數(shù)據(jù)，得K=1.44。
由下式對(duì)蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行檢驗(yàn)
(3-17)
式中 ZE——材料的彈性系數(shù)，??；
[σ]H——蝸輪材料的許用接觸應(yīng)力，[σ]H=250MPa。
代入數(shù)據(jù)，得σH=207MPa<250MPa，所以其齒面接觸疲勞強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)規(guī)定。
3.蝸桿傳動(dòng)的效率
傳動(dòng)功率損耗組成：齒面間嚙合摩擦損耗η1、蝸桿軸上支撐零件的損耗η2、濺油損耗η3。因此蝸桿傳動(dòng)的總效率
式中 η1 ——嚙合效率，是影響傳動(dòng)效率的主要因素，當(dāng)蝸桿主動(dòng)時(shí)，，式中是蝸桿分度圓導(dǎo)程角，是當(dāng)量摩擦角， 經(jīng)查表?。?
η2、 η3——軸承效率和濺油效率，一般取η2·η3=0.95～0.96。
故蝸桿傳動(dòng)的總效率η為
(3-18)
代入數(shù)據(jù)，得。
3.3.4 聯(lián)軸器的選擇
聯(lián)軸器可將軸與軸連接，并傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。在設(shè)計(jì)時(shí)，先根據(jù)工作條件和要求選擇合適的類(lèi)型，然后按軸的直徑d1、轉(zhuǎn)速n和計(jì)算轉(zhuǎn)矩TC，從標(biāo)準(zhǔn)中選擇所需要的型號(hào)和尺寸。
聯(lián)軸器有很多種類(lèi)型，分類(lèi)方式也各不相同。按有無(wú)彈性元件，有撓性和剛性之分。使用剛性聯(lián)軸器要求其連接兩軸軸線應(yīng)嚴(yán)格對(duì)中。由于凸緣聯(lián)軸器成本不高、構(gòu)造也不復(fù)雜，并且傳遞轉(zhuǎn)矩大，因此在固定式剛性聯(lián)軸器中應(yīng)用最廣[23]。按照GB/T 5843-2003，此處選擇GY2型剛性凸緣聯(lián)軸器，其零件圖如3-7所示。
圖3-7 凸緣聯(lián)軸器的零件圖
3.4 裝配圖的繪制
利用CATIA畫(huà)出零件圖，并進(jìn)行裝配。裝配圖如圖3-10所示。
前輪轉(zhuǎn)向裝配圖
后輪轉(zhuǎn)向裝配圖
轉(zhuǎn)向系裝配圖
圖3-10 裝配圖
3.5 本章小結(jié)
本章設(shè)計(jì)了四輪轉(zhuǎn)向汽車(chē)的前軸、后軸轉(zhuǎn)向器，均為齒輪齒條式，對(duì)齒輪、齒條的強(qiáng)度進(jìn)行了校核。針對(duì)轉(zhuǎn)向器會(huì)出現(xiàn)的磨損間隙問(wèn)題設(shè)計(jì)了自動(dòng)消除間隙的裝置。由于后軸是由電機(jī)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向，所以，選擇了合適的直流電機(jī)，根據(jù)電機(jī)的參數(shù)及后輪轉(zhuǎn)向所需要的動(dòng)力，設(shè)計(jì)了蝸輪蝸桿式的減速器，并對(duì)關(guān)鍵部件進(jìn)行了強(qiáng)度校核及有限元分析。電機(jī)的控制需要傳感器提供汽車(chē)行駛的數(shù)據(jù)，所以選擇了轉(zhuǎn)角傳感器、車(chē)速傳感器、橫擺角速度傳感器，并分別做了介紹。
31
4 基于有限元的關(guān)鍵零件優(yōu)化
完成靜力結(jié)構(gòu)有限元分析只需要按照以下流程依次完成各種步驟，即可完成有限元分析。
1、建立有限元分析項(xiàng)目；
2、材料屬性設(shè)置；
3、模型建立或者導(dǎo)入；
4、網(wǎng)格劃分、約束與載荷設(shè)置；
5、求解有限元結(jié)果、結(jié)果后處理。
4.1 有限元前處理
4.1.1 材料設(shè)置
進(jìn)入材料設(shè)置界面設(shè)置，建立45鋼材料的彈性模量為2.1×1011Pa、泊松比為0.3，如下圖4-1所示。
圖4-1設(shè)置材料的屬性
4.1.2 模型導(dǎo)入
進(jìn)入DM模塊導(dǎo)入設(shè)計(jì)好的三維模型，如下圖4-2所示。
圖4-2導(dǎo)入前側(cè)拉桿三維模型
4.1.3 網(wǎng)格劃分
定義網(wǎng)格劃分方式為多區(qū)域劃分，設(shè)置相關(guān)度為100，設(shè)置網(wǎng)格尺寸為2mm，得到質(zhì)量較好的網(wǎng)格如下圖4-3所示。
圖4-3 前側(cè)拉桿網(wǎng)格劃分
4.1.4 邊界條件設(shè)置
設(shè)置固定前側(cè)拉桿的其中一個(gè)圓柱銷(xiāo)如下圖4-4所示。
圖4-4 固定約束
由于齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為29326.6N·mm，齒輪的分度圓直接為21.6mm，故可以算出齒條傳遞到側(cè)拉桿的力為1372N。
在另一個(gè)圓柱銷(xiāo)上施加1372N的力，如下圖4-5所示。
圖4-5 施加力載荷
4.2 求解與后處理
設(shè)置好后，點(diǎn)擊計(jì)算求解，得到總應(yīng)力云圖如下圖4-6所示。
圖4-6 總應(yīng)力云圖
從圖中可以看出，最大應(yīng)力為226.54MPa，小于拉桿材料45號(hào)鋼其許用應(yīng)力355MPa滿足使用要求，但是可以看出中部的應(yīng)力大都較小在100MPa左右，而主要應(yīng)力集中在銷(xiāo)軸底部，故有改進(jìn)進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。
4.3 優(yōu)化設(shè)計(jì)
根據(jù)上述分析，對(duì)側(cè)拉桿進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，減小其厚度（由8mm改為6mm），如圖4-7所示。
圖4-7 優(yōu)化后的三維模型
優(yōu)化對(duì)比可知優(yōu)化后的質(zhì)量為0.35704 kg
4.4 設(shè)計(jì)校核
有限元分析方法與上述步驟和設(shè)置相同，計(jì)算得到總應(yīng)力云圖如下圖4-8所示。
圖4-8 優(yōu)化后的總應(yīng)力云圖
從圖中可以看出，最大應(yīng)力為313.39MPa，小于拉桿材料45號(hào)鋼其許用應(yīng)力355MPa滿足使用要求，故進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)后的強(qiáng)度滿足使用需求，優(yōu)化合理。
5 運(yùn)動(dòng)仿真
1、在CATIA轉(zhuǎn)配模塊中將各零部件進(jìn)行分類(lèi)，如圖5-1所示。
圖5-1 零件分類(lèi)結(jié)構(gòu)樹(shù)
2、進(jìn)入DMU模塊，點(diǎn)擊“固定零件”工具按鈕，創(chuàng)建“機(jī)械裝置”如圖5-2。
圖5-2 創(chuàng)建機(jī)械裝置示意圖
3、運(yùn)用“運(yùn)動(dòng)結(jié)合點(diǎn)”工具條里面的“旋轉(zhuǎn)結(jié)合”“圓柱結(jié)合”“架子結(jié)合”等命令，將各運(yùn)動(dòng)零部件連接起來(lái)，下面以方向盤(pán)和轉(zhuǎn)向軸的“旋轉(zhuǎn)結(jié)合”為例，具體步驟如下：
①點(diǎn)擊旋轉(zhuǎn)結(jié)合命令彈出對(duì)話框如圖5-3所示
圖5-3 創(chuàng)建旋轉(zhuǎn)連接
②選擇對(duì)應(yīng)的軸線和平面，如圖5-4所示。
圖5-4 選擇對(duì)應(yīng)的軸線和平面
③選擇“偏移”，單擊確定，如圖5-5所示。
圖5-5 確定偏移量
4、雙擊盤(pán)與轉(zhuǎn)向軸的“旋轉(zhuǎn)結(jié)合”，選擇 “驅(qū)動(dòng)角度”，設(shè)置結(jié)合限制，如圖5-6所示，此時(shí)彈出可仿真的提示，且構(gòu)造樹(shù)顯示“自由度=0”如圖5-7所示。
圖5-6 設(shè)置角度驅(qū)動(dòng)
圖5-7 運(yùn)動(dòng)仿真正確建立提示窗口
5、點(diǎn)擊“使用命令進(jìn)行模擬”工具，彈出“運(yùn)動(dòng)模擬-機(jī)械裝置1”對(duì)話框，拖動(dòng)光標(biāo)到最右端，點(diǎn)擊開(kāi)始按鈕，進(jìn)行仿真。如圖5-8所示。
圖5-8 仿真操作示意圖
結(jié)論
本文基于CATIA三維實(shí)體設(shè)計(jì)軟件，對(duì)四輪轉(zhuǎn)向系進(jìn)行實(shí)體設(shè)計(jì)，并利用CATIA進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)仿真。在實(shí)體設(shè)計(jì)和仿真過(guò)程中，得出以下結(jié)論：
（1）文中介紹了當(dāng)前提出的四種典型四輪轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，分別針對(duì)其組成特點(diǎn)進(jìn)行了說(shuō)明。在分類(lèi)的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了一種四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來(lái)實(shí)現(xiàn)四輪轉(zhuǎn)向的目的，并繪制其整體布置示意圖。
（2）轉(zhuǎn)向器是實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向的重要部件。根據(jù)目標(biāo)車(chē)型的參數(shù)，設(shè)計(jì)了齒輪齒條式的轉(zhuǎn)向器，并對(duì)齒輪、齒條進(jìn)行了強(qiáng)度校核。選擇了合適的直流電機(jī)和傳感器等來(lái)實(shí)現(xiàn)四輪轉(zhuǎn)向。
（3）利用CATIA對(duì)前輪轉(zhuǎn)向和四輪轉(zhuǎn)向汽車(chē)進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)仿真。
（4）并使用ANSYS/Workbench軟件對(duì)關(guān)鍵零件進(jìn)行了有限元分析，然后進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)減輕其質(zhì)量實(shí)現(xiàn)輕量化。
通過(guò)上述設(shè)計(jì)、建模和仿真，完成了基于奧迪Q5整車(chē)參數(shù)的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機(jī)械機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，為后來(lái)者提供設(shè)計(jì)參考。
致謝語(yǔ)
2016屆車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì)
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2016屆車(chē)輛工程專(zhuān)業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì)
Modeling and optimization of vehicle four wheel steering system
Lan Yueping
Sanming University，vehicle engineering in 2013 level，F(xiàn)ujian Province, Sanming City 365004
Abstract
Four wheel steering system to control the use of some of the information to control the rear wheel angle input, the main purpose is to enhance the vehicle's handling stability at high speed, improve the speed of the vehicle when operating flexibility.
In this paper, seven kinds of four wheel steering system are introduced, and the control strategies of the front and rear wheels are provided, which can be used to control the deflection of the front and rear wheels of the four types. According to the existing research, this paper designs a kind of electronically controlled four wheel steering system. Based on the basic parameters of Audi Q5, the overall layout of the four wheel steering is designed, and the gear rack type front wheel steering mechanism and the rear wheel steering mechanism are designed in detail. Three dimensional modeling of the four wheel steering system is carried out by using 3D modeling software CATIA. Finally, the finite element analysis of the key parts is carried out by ANSYS/Workbench software, and the structure is optimized through the analysis results.
Based on the above design, modeling and simulation, the mechanical design of the four wheel steering system based on the Audi Q5 parameters is completed, which provides the reference for the later design.
Key words： Four wheel steering; steering gear; 3D modeling; motion simulation; finite element
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