基于UG的三轮汽车转向联板有限元分析及优化设计

基于UG的三轮汽车转向联板有限元分析及优化设计
基于UG的三轮汽车转向联板有限元分析及优化设计

汽车转向梯形机构图解解析

轮式车辆转向梯形结构的图解解析 常州工业技术学院钨华芝常州市政工程管理处魏晓静 摘要介绍几种简单实用的车辆转向梯形结构的图解解析设计法。通过事先设定内、外转向轮实际特性曲线与理论特性的交点位置来控制转角偏差的方法,选择转向梯形机构参数,可以大大减少图次数,提高工作效率,减小转角误差。 关键词:转向梯形机构解析图解 1 引言 轮式车辆一般都是依靠转向车轮偏转一个角度来实现转弯或曲线行驶。转向是的基本要求是保证所有车轮滚动而不发生滑动,这一要求通常由平面四杆机构来达到。传统的设计都采用图解转向梯形的方法。这种方法需要按经验数据选择机构的几何参数,然后作图校核该梯形机构在运动过程中转向轮的转角偏差是否大于允许偏差,若大于允许偏差,则重新选择或调整几何参数,再校核图,直至转角偏转小于允许偏差为止。这实际上是一种试凑的方法,带有较大的盲目性,工作量大。随着计算机的发展,解析法得到了较好的应用,但是传统的图解法仍有它直观、方便的优点,因此仍然被工程设计人员广泛采用。本文介绍一种简单高效且实用的图解解析设计法,可以大大减少作图校核的次数,提高工作效率。 2 转向理论特性 机动车辆或装卸搬运车辆的转向大多采用双轴线式转向方式,见图1。为了满足纯滚动条件,转向时所有车轮必须以不同的半径围绕同一转向中心滚动,各个车轮的轴线交于瞬时转向中心O点。虽然两个转向轮偏转的角度不同,但是两个转角之间应满足下列几何关系: ctg?-ctga=M/L (1)式中?-外轮转角a-内轮转角M-转向轴两主销中心距L-车辆前后轴轴距 为了满足运动学上的这一几何关系,一般都是通过设计转向梯形机构来实现的。式(1)称为转向理论特性。

汽车转向梯形优化设计

转向梯形的优化设计 1.转向梯形机构概述 (3) 2.整体式转向梯形结构方案分析 (3) 3.整体式转向梯形机构优化分析 (4) 4.整体式转向梯形程序编写 (7) 5.转动传动机构强度计算 (12) 6.转向梯形的优化结果 (13) 7.转向梯形结构设计图形 (13) 8.结论 (15)

转向梯形机构优化设计方案 一、转向梯形机构概述 转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中心,在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。设计转向梯形的主要任务之一是确定转向梯型的最佳参数和进行强度计算。一般转向梯形机构布置在前轴之后,但当发动机位置很低或前轴驱动时,也有位于前轴之前的。转向梯形有整体式和断开式两种,选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。无论采用哪一种方案,必须正确选择转向梯形参数,做到汽车转弯时,保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶,使在不同圆周上运动的车轮,作无滑动的纯滚动运动。同时,为达到总体布置要求的最小转弯直径值,转向轮应有足够大的转角。 二、整体式转向梯形结构方案分析 图5.1 整体式转向梯形

1—转向横拉杆 2—转向梯形臂 3—前轴 整体式转向梯形是由转向横拉杆1,转向梯形臂2和汽车前轴3组成,如图5.1所示。其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单,调整前束容易,制造成本低;主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时,会影响另一侧转向轮。 当汽车前悬架采用非独立悬架时,应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。对于发动机位置低或前轮驱动汽车,常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸,因而会与车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。 三、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某一点滚动。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5-2所示。设θi 、θo 分别为内、外转向车轮转角,L 为汽车轴距,K 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一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: L K i o = -θθcot cot (1)

转向梯形优化设计matlab程序

优化计算MATLAB程序 首先,将目标函数写成M文件,其程序语句如下; function f = fun (x) global K L thetamax alpha for i=1:61 f = 0 betae = atan(tan(alpha(i)/(1-(K/L)*tan(alpha(i)))); A(i)=2*x(1).^2*sin(x(2)+alpha(i)); B(i)=2*K*x(1)-2*x(1).^2*cos(x(2)+alpha(i)); C(i)=2*x(1).^2-4*x(1).^2*(cos(x(2)).^2+4*K*x(1)*cos(x(2))-2*K*x(1)* cos(x(2)+alpha(i)); theta3(i)= 2*acot((A(i)+sqrt(A(i).^2+B(i).^2-C(i).^2))/(B(i)+C(i))); beta(i)=x(2)+theta3(i)-pi; if alpha(i)<=pi/18 f(i)=1.5*abs(beta(i)-betae3(i)); elseif alpha>=pi/18,alpha(i)<=pi/9;f(i)=abs(betaa(i)-betae3(i)); elsef(i)=0.5*abs(beta(i)-betae3(i)); global K L thetamax alpha K=input L=input thetamax=input x0(1)=input

x0(2)=input thetamax = thetamax*pi/180; x0(2)=x0(2)*pi/180;lb(1)=0.17K; lb(2)=0.17*K; ub(1)=acot(K/(1.2*L))ub(2)=pi/2; alpha=linspace (0, theamax ,61); lb=[lb(1),lb(2)]; ub=[ub(1),ub(2)];x(0)=[x0(1),x0(2)]; options = optimset ( ‘TolFun’,‘le-10’,‘TolCon’,‘le-6’) [x,resnorm] = lsqnonlin(‘fun’,x0,lb,ub,options) g lobal K L thetamax alpha K = input L= input thetamax= input x ( 1) = input x ( 2) = input thetamax = thetamax * pi/ 180; x ( 2) = x ( 2) * pi/ 180; alpha= linspace( 0, thetamax , 61) ; fo r i= 1∶61 betae= atan( tan( alpha( i) ) / (( 1- K/ L) * tan( alpha( i) ) ) ) ; A ( i) = 2* ( x ( 1) ) .∧2* sin ( x ( 2) + alpha( i) ) ; B( i) = 2* K* x( 1) - 2* ( x ( 1) ) . ∧2* cos( x( 2) + alpha( i) ) ) ;

基于MATLAB的断开式转向梯形的优化设计

华北水利水电大学 《汽车设计》课程设计任务书 设计题目:乘用车整车设计 转向系统——转型梯形的优化设计 专业:机械设计制造及其自动化 班级学号:201108207 姓名:刘鹏飞 指导教师:郭朋彦 设计期限:2014年12 月29日开始 2015年1 月9日结束 机械学院 2014年12月26日

一.设计的目的和意义 课程设计题目——乘用车整车设计是针对2011级汽车方向《汽车设计》课程设计而设置的。设置本选题具有以下的目的和意义: 1.通过对轻型乘用车的设计,可以使我们的理论知识更扎实,加深我们对于《汽车构造》、《汽车理论》、《汽车设计》等专业知识的理解,同时使我们学到的理论知识得以应用。 2.在设计的过程中,需要对参考车型的零部件进行了解、分析、设计、建模与装配、验证等这个过程,可以使我们了解产品的研发过程,位我们步入工作岗位,快速适应工作打下良好的基础。 3.本次设计运用三维设计软件CATIA、UG、Pro-E、Solidworks、Solidedge进行建模和仿真,使我们有机会学习和应用目前三维软件领域最为领先的软件的具体操作,了解行业最前沿,同时使用三维软件进行设计可以缩短产品开发周期,提高设计质量。 二、设计参数 1. 加速时间(0—100 km/h):11.8s; 2. 最小转弯半径:5.3m; 3. 整备质量:1457kg; 4. 满载质量:1940kg; 5. 最高车速:190km/h; 6.外形尺寸(长X宽X高):4850mmX 1795mmX 1475mm; 7 轴距:2775mm; 8.前轮距:1560mm; 9.后轮距:1560mm; 10. 最小离地间隙:135mm; 11. 行李箱容积:506L; 12. 燃油箱容积:70L; 13.驱动方式:前置前驱,发动机横置; 14:供油方式:多点电喷; 15.发动机排量、燃油、气缸排列型式、进气型式:2000mL、汽油93号(北京92号)、L型、自然吸气式;

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:1274.24K mm =, 0()=2.5β主销后倾角,L(轴距)=2340mm ,=mm r (车轮滚动半径)266, =oy B y 梯形臂球头销中心的()42坐标.12mm ,由最小转弯半径得最大外轮转角为 28o ,许用齿条行程[]62.3S mm =,选用参数624M mm =,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 α≤。 (3)计算出l 1长度,齿条左右移动最大距离。

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 cot /O i k L θθ-=,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 1(,,) X l h γ=

图4 外轮一侧杆系运动情况 由图4内外轮转角的关系得: 221o 21o l cos(r )l [sin()h]2 K M S l r θθ-=-+-+- S M K h 22arctan +-=? (2) 2 212 2 2221)2 (2)2(arccos h S M K l l h S M K l ++--++-+=γ (3) i r θφγ=-- (4) 联立上式可得o ()i g θθ=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l 1。底角r 可按经验公式先选一个初始值 43r arctan()67.88L K ==,进行优化搜索。 12

转向梯形机构计算及优化案.doc

转向梯形机构确定、计算及优化 转向梯形有整体式和断开式两种,选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。无论采用哪一种方案,必须正确选择转向梯形参数,做到汽车转弯时,保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶,使在不同圆周上运动的车轮,作无滑动的纯滚动运动。同时,为达到总体布置要求的最小转弯直径值,转向轮应有足够大的转角。 5.5.1转向梯形结构方案分析 1.整体式转向梯形 图5-14 整体式转向梯形 1—转向横拉杆2—转向梯形臂3—前轴 整体式转向梯形是由转向横拉杆1,转向梯形臂2和汽车前轴3组成,如图5-14所示。其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单,调整前束容易,制造成本低;主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时,会影响另一侧转向轮。 当汽车前悬架采用非独立悬架时,应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。对于发动机位置低或前轮驱动汽车,常采用前置 梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸,因而会与车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。 2.断开式转向梯形 转向梯形的横拉杆做成断开的,称之为断开式转向梯形。断开式转向梯形方案之一如图5-15所示。断开式转向梯形的主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合,能够保证一侧车轮上、下跳动时,不会影响另一侧车轮;与整体式转向梯形比较,由于杆系、球头增多,所以结构复杂,制造成本高,并且调整前束比较困难。

图5-15断开式转向梯形 横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。采用双横臂独立悬架,常用图解法(基于三心定理)确定断开点的位置。其求法如下(图5-16b): 1)延长B K B 与A K A ,交于立柱AB 的瞬心P 点,由P 点作直线PS 。S 点为转向节臂球销中心在悬架杆件(双横臂)所在平面上的投影。当悬架摇臂的轴线斜置时,应以垂直于摇臂轴的平面作为当量平面进行投影和运动分析。 2)延长直线AB 与B A K K ,交于AB Q 点,连AB PQ 直线。 3)连接S 和B 点,延长直线SB 。 4)作直线BS PQ ,使直线AB PQ 与BS PQ 间夹角等于直线A PK 与PS 间的夹角。当S 点低于A 点时,BS PQ 线应低于AB PQ 线。 5)延长PS 与B BS K Q ,相交于D 点,此D 点便是横拉杆铰接点(断开点)的理想的位 置。

整体式转向梯形机构优化设计-2014

整体式转向梯形机构优化设计 SGA3550型自卸式非公路用汽车采用整体式转向梯形机构(如图1所示) ,由转向横拉杆、转向梯形臂和汽车前轴组成。图中,为K主销中心距,L为轴距,为转向梯形底角, W为转向臂长,为内侧车轮转角,为外侧车轮转角(以下符号意义相同) 。这种方案的优点是结构简单,调整容易,制造成本低;主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时,会影响另一侧转向轮。车辆转向时,内侧车轮被迫沿着比外侧车轮小的弧线行进,因此,转向梯形应使汽车在转向时两前轮产生不同的转向角,并沿着各自的弧线滚动,同时前后四个车轮又绕着同一圆心滚动 ,从而消除轮胎的滑动。若忽略车轮的侧偏角,车辆转向时内外轮理想转角应保持以下关系: 若忽略车轮的侧偏角,车辆转向时内外轮理想转角应保持以下关系: cot-cot=K/L (1) 若自变角为,则因变角的期望值为 =arccot(cot-K/L) (2) 现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。利用余弦定理可推得转向梯形的实际因变角如下:

图2 (3) (4) (5) (6) 由(4)(5)(6)式得出 (7) (8) 由(3)(7)(8)式得出: 实际因变角 要求: (1) 列出转向机构的优化数学模型 (2) 已知轮距2900mm;轴距L= 3800 mm;主销中心距K= 2 100 mm; 用Matlab中lsqcurvefit(……)函数或lsqnonlin(……)函数进行优化,求取设计变量梯形底角的值(要求底角范围在60-90度之间),转向梯形臂长度的值(要求在250-450mm之间)以满足设计需求。 该优化问题可以看作是将理想的内外转向轮曲线同待优化的内外转向轮角度关系进行拟合,MATLAB优化工具箱中提供了几种可供选择的优化函数: (1) [x,resnorm]=lsqcurvefit(fun,x0,xdata,ydata,lb,ub),该函数是进行非线性曲线的二次拟合。其中F(x)为待优化的函数,数学模型为:

汽车转向梯形机构设计

设计题目:汽车转向梯形机构的设计 班级:机自 xx 姓名: xxx 指导老师: xx 2010年10月10日 西安交通大学

汽车转向梯形机构设计 机自84班李亚敏 08011098 设计要求: (1)设计实现前轮转向梯形机构; (2)转向梯形机构在运动过程中有良好的传力性能。 原始数据: 车型:无菱兴旺,转向节跨距M:1022mm,前轮距D:1222mm,轴距L:1780mm,最小转弯半径R:4500mm。 前言: 汽车转向系统是用来改变或恢复其行驶方向的专设机构,由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三部分组成。转向操纵机构主要由方向盘、转向轴、转向管柱等组成:转向器将方向盘的转动变为转向摇臂的摆动或齿条轴的往复运动,并对转向操纵力进行放大的机构:转向传动机构将转向器输出的力和运动传给车轮,并使左右车轮按一定关系进行偏转运动的机构。 设计过程: 一、设计原理简介 1采用转向梯形机构转向的机动车辆,左右转弯时应具有相同的特征,因此左右摇臂是等长的。 2内外侧转向轮偏转角满足无侧滑条件时的关系式为:

cotα?cotβ=M L (1) 3.转向过程中转向梯形机构应满足的方程为 cos(α+α0)=cos(β+β0)?a M cos(β+β0?α? α0)+2a2?b2+M2 2Ma (2) 且 b=M?2acosα0 (3) 代人整理得: cos(α+α0)=?cos(β?α0)+a M cos(β?α?2α0)+2cosα0? 2cos2α0 M +a M (4) 式中αβ为无侧滑状态下梯形臂转角的对应位置,可视为已知。由(1)式算出来,因此,方程中有两个独立的未知量需求解,要梯形臂转角的两个对应位置即两个方程来求解。 4梯形臂转角的两个对应位置的确定 由函数逼近理论确定梯形臂转角的两个对应位置的方程为:αi= qq 2[1?cos2i?1 4 π](i=1,2) (5)式中, qq为外偏转角的最佳范围值,由计算机逐步搜索获得。由汽车的最

汽车断开式转向梯形机构的优化设计

1. 断开式转向梯形数学模型推导 理想的左右转向轮转角关系 图1为汽车前轮转向示意图。为了避免在汽车转向时产生的路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎磨损过快,要求转向系统即可能保证在汽车转向时,所有的车轮均作纯滚动。显然,这只有在所有车轮的轴线都相交于一点时方能实现。此交点被称为转向中心。如图所示,汽车左转弯时,内侧转向轮转角α应大于外侧车轮的转角β。当车轮被视为绝对刚体的假设条件下,左右转向轮转角α和β应满足Ackermann 转向几何学要求,如式(1)所示。 L B - =βαcot cot (1) 其中: α-内侧转向轮转角; β-外侧转向轮转角; B -两侧主销轴线与地面相交点之间的距离; L -汽车前后轴距; R -转弯半径。 根据式(1)可得理想的右轮转角,如式(2)。 0t a n a r c t a n 1t a n B L αβα=+ ? (2) 同理,当汽车右转向时,Ackermann 转角关系如式(3)所示。 L B + =βαcot cot (3) 根据式(3)可得理想的右轮转角,如式4所示。 0tan arctan 1tan B L αβα =- ? (4) 实际的左右转向轮转角关系 图2是一种含有驱动滑块的常用断开式转向梯形机构。轮齿条转向机构将方向盘的旋转运动转化成齿条(滑块)的直线运动,继而驱动转向梯形机构实现左右前轮转向。 v α β β α B L R 图1 汽车转向示意图

图2 由齿轮齿条转向机驱动的断开式转向梯形机构 图中: 1L -转向机齿条左右球铰中心的距离; 2L -左右横拉杆的长度; 3L -左右转向节臂的长度; w L -车轮中心至转向主销的距离; 1S -转向齿条从中心位置向左的位移量; 2S -转向齿条从中心位置向左的位移量; y -转向齿条左右球铰中心连线与左右转向主销中心连线之偏距,图示位置取正值,反之取负值; 0S -直线行驶时,转向齿条左球铰中心和左转向主销的水平距离; 0α-转向节臂与汽车纵轴线的夹角。 运用余弦定理和三角函数变换公式,经推导可得: 23cos cos()2() AO B BO Y L S y α=∠+∠= + A 点的坐标值为: 222 22()2()B Xa y S C y S Ya y S ?=???+? ?+?? =-??+? 其中: 32A L S =-?,32B L y =-?,2 2 22 2 3 C L L y S =---; S -表示转向齿条左球铰中心和左转向主销中心的实际距离, 对于直线行驶时,0S S =; 转向时,对于左转向轮:0S S S =- 右转向轮:0S S S =+。 由此得到左转向轮转角随齿条运动的方程,如式(5)所示;右转向轮如式(6)所示。 当A 点位于O 点的左侧——即Xa> 2 B 时: 02 32() L y S απα=+??+ (5a ) 当A 点位于O 点的右侧——即Xa> 2 B 时:

汽车转向梯形的优化设计教学教材

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 收集于网络,如有侵权请联系管理员删除

收集于网络,如有侵权请联系管理员删除 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:1274.24K mm =,0()=2.5β主销后倾角,L(轴距)=2340mm ,=mm r (车轮滚动半径)266,=oy B y 梯形臂球头销中心的()42坐标.12mm ,由最小转弯半径得最大外轮转角为28o ,许用齿条行程[]62.3S mm =,选用参数624M mm =,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 α≤。 (3)计算出l 1长度,齿条左右移动最大距离。

收集于网络,如有侵权请联系管理员删除 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 cot /O i k L θθ-=,如图3所示。

收集于网络,如有侵权请联系管理员删除 图3 理想的内外轮转角关系 (1)设计变量: 选取变量 1(,,)X l h γ= 图4 外轮一侧杆系运动情况 由图4内外轮转角的关系得: 221o 21o l cos(r )l [sin()h]2K M S l r θθ-=-+-+- S M K h 22arctan +-=? (2) 12

汽车转向梯形机构图解解析

汽车转向梯形机构图解解析

————————————————————————————————作者:————————————————————————————————日期:

轮式车辆转向梯形结构的图解解析 常州工业技术学院钨华芝常州市政工程管理处魏晓静 摘要介绍几种简单实用的车辆转向梯形结构的图解解析设计法。通过事先设定内、外转向轮实际特性曲线与理论特性的交点位置来控制转角偏差的方法,选择转向梯形机构参数,可以大大减少图次数,提高工作效率,减小转角误差。 关键词:转向梯形机构解析图解 1 引言 轮式车辆一般都是依靠转向车轮偏转一个角度来实现转弯或曲线行驶。转向是的基本要求是保证所有车轮滚动而不发生滑动,这一要求通常由平面四杆机构来达到。传统的设计都采用图解转向梯形的方法。这种方法需要按经验数据选择机构的几何参数,然后作图校核该梯形机构在运动过程中转向轮的转角偏差是否大于允许偏差,若大于允许偏差,则重新选择或调整几何参数,再校核图,直至转角偏转小于允许偏差为止。这实际上是一种试凑的方法,带有较大的盲目性,工作量大。随着计算机的发展,解析法得到了较好的应用,但是传统的图解法仍有它直观、方便的优点,因此仍然被工程设计人员广泛采用。本文介绍一种简单高效且实用的图解解析设计法,可以大大减少作图校核的次数,提高工作效率。 2 转向理论特性 机动车辆或装卸搬运车辆的转向大多采用双轴线式转向方式,见图1。为了满足纯滚动条件,转向时所有车轮必须以不同的半径围绕同一转向中心滚动,各个车轮的轴线交于瞬时转向中心O点。虽然两个转向轮偏转的角度不同,但是两个转角之间应满足下列几何关系: ctg?-ctga=M/L (1)式中?-外轮转角 a-内轮转角 M-转向轴两主销中心距 L-车辆前后轴轴距 为了满足运动学上的这一几何关系,一般都是通过设计转向梯形机构来实现的。式(1)称为转向理论特性。

汽车转向梯形机构设计中的参数定义

汽车转向梯形机构设计中的参数定义 1.汽车转向梯形机构的几何关系 在汽车以低速转弯行驶忽略离心力影响和轮胎侧偏影响的情况下,两轴汽车转向轴的理想内、外轮转角关系如图1所示。此时各车轮绕同一瞬时中心进行转弯行驶,两转向前轮轴线的延长线交于后轴的延长线上,这一几何学关系称为阿克曼几何学,可用公式(1)表示。图2所示为整体式后置转向梯形示意图。 2.汽车转向梯形机构参数定义分析 对于公式(1)和图1,图2中各参数符号的意义,在《汽车工程手册》和吉林工业大学所编的《汽车设计》两本书中是如下定义的: O为瞬时转向中心;θ0为转向轮外轮转角;θi为转向轮内轮转角;K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离;L为汽车轴距;α为车轮转臂(在《汽车设计》第4版中,α为主销偏移距);D为转弯直径;γ为梯形底角;m为梯形臂。

本人认为两本书对参数符号“K”和“α”的定义是不准确或错误的。说它不准

确是因为这样的定义唯一只适用于主销内倾角和后倾角为零时,也就是主销垂直于地面时的状态,对于汽车的转向梯形机构来说这只是一种理想化的状态。说它是错误的,因为现有汽车的转向节主销都是有内倾角的(多数汽车还有后倾角),转向梯形机构也并不一定处于水平面和只在一个平面内运动。所以,实际上图1和图2反映的都只是转向梯形机构中各个构件在地面的投影。 在这种情况下,只要车轮转过一个角度,两本书对参数符号“K”和“α”的定义就有问题了。 首先对车轮的转向过程进行简单的运动分析。在这个过程中车轮一边绕其自身的轴线旋转,一边绕主销轴线作公转,而车轮轴线与主销轴线始终都相交于一点,这个交点且称为“转向节中心”或“主销中心”。在转向过程中,“转向节中心”在车轴上的位置及其与车轮的相对位置是不会改变的。因此,可以说在图1和图2中转向轮的回转中心只能是“转向节中心”在地面的投影而不可能是主销中心线延长线到地面的交点。 图3所表示的是在有主销内倾角的转向梯形机构中车轮转过一定角度后的情况。图中:f为转向轮轴线;g为转向节中心;h为转向轮绕i点转动时的车轮轴线;i 为主销中心线延长线到地面的交点;j为转向轮接地点(转向轮印迹中心)。从前面的运动分析及图3可以看出,在水平面的投影上,转向轮并不能围绕“主销中心线延长线到地面的交点”即i点转动,因为要是那样的话,如图3中细实线所示,转向轮轴线h是不能与主销轴线相交于转向节中心g点的。

汽车整体式转向梯形的优化设计

Equipment Manufactring Technology No.12,2010 汽车整体式转向梯形的优化设计 王军 (淮阴工学院交通工程学院,江苏淮安223003) 摘要:通过对汽车转向系整体式转向梯形机构的运动做深入的研究,提出了用计算机进行机构优化设计的思路,该方法具有快捷、准确、 方便的特点,为梯形机构设计提供了一种捷径,最后利用VB编写程序,提供用户可操作的界面,便于用户比较和选择。关键词:汽车;整体式转向梯形;运动学分析;优化设计中图分类号:U462.2 文献标识码:A 文章编号:1672-545X(2010)12-0038-02 转向梯形机构,是汽车转向传动机构中很关键的一部分。在汽车转向系统中,为了减少轮胎磨损,减小转向力,保证汽车转向时的内、外转向轮尽可能作纯滚动,这一要求由转向梯形机构的几何性能来实现。 国产载货汽车转向梯形机构,虽然经过了数次技术改进,但相比国外产品的技术水平,仍然比较落后。本次论文就是要对整体式转向梯形机构的运动做研究,通过分析以往的汽车转向梯形机构设计中采用的作图法,说明作图法存在的问题:精度低,设计过程繁琐。 在此基础上提出用计算机进行优化设计,具有快捷、准确、方便的特点,然后对整体式转向梯形进行优化设计,确定最佳几何参数,最后利用计算机编写程序,提供用户可操作的界面。 1阿克曼理论转向特性 车辆在转向过程中,如果转向前轮的偏转角相同,将使前 后桥车轮的瞬间转向中心不一致,车轮将产生侧滑,结果造成轮胎磨损量增加,行驶阻力变大,转向困难。要使转向顺利,车轮在地面纯滚动而不产生侧偏,必须使所有车轮绕同一瞬时转动中心滚动,即所谓的阿克曼(Ackerman)理论转向特性。 以图1所示的两轴汽车为例,阿克曼理论转向特性,是以汽车前轮定位角都等于零、行走系统为刚性、汽车行驶过程中无侧向力为假设条件的。 该转向特性的特点为: (1)汽车直线行驶时,4个车轮的轴线都互相平行,而且垂直于汽车纵向中心面; (2)汽车在转向行驶过程中,全部车轮都必须绕一个瞬时中心点做圆周滚动,而且前内轮与前外轮的转角应满足下面关系式 cot%θo -cot%θi =K /L 式中, θo 为转向外轮转角;θi 为转向内轮转角; K 为两主销中心轴线到地面交点的距离;L 为汽车轴距。 2传统作图法求解梯形机构 作实际转向特性曲线的具体做法(见图2)。 首先,按初选原则选出转向梯形臂长m ,再初选一个梯形 底角γ1,画出转向轮在中间位置时的转向梯形图,然后按均匀的原则(一般每隔3°~5° )给出一系列转向位置的内轮转角θi 1、θi 2……按理想转向特性的要求,通过作图得外轮的对应 收稿日期:2010-08-24 作者简介:王军(1967—),男,江苏宿迁人,讲师,硕士,主要研究方向为车辆工程。 图1阿克曼理论转向特性 ° θi θ0 θ0 θi L K 图2传统作图法 K E B A F C y 1 y 2 38

转向梯形图解

转向发飘往往是由行驶中前轮“摆状”引起的。当车辆行驶达到某一高速时,出现转向盘发抖或摆振的原因有:垫补轮胎或轮辋修补造成前轮总成动平衡被破坏;传动轴总成有零件松动,传动轴总成动平衡被破坏;减振器失效;钢板弹簧钢度不一致;转向系机件磨损松旷等。 摘要介绍几种简单实用的车辆转向梯形结构的图解解析设计法。通过事先设定内、外转向轮实际特性曲线与理论特性的交点位置来控制转角偏差的方法,选择转向梯形机构参数,可以大大减少图次数,提高工作效率,减小转角误差。 关键词:转向梯形机构解析图解 1 引言 轮式车辆一般都是依靠转向车轮偏转一个角度来实现转弯或曲线行驶。转向是的基本要求是保证所有车轮滚动而不发生滑动,这一要求通常由平面四杆机构来达到。传统的设计都采用图解转向梯形的方法。这种方法需要按经验数据选择机构的几何参数,然后作图校核该梯形机构在运动过程中转向轮的转角偏差是否大于允许偏差,若大于允许偏差,则重新选择或调整几何参数,再校核图,直至转角偏转小于允许偏差为止。这实际上是一种试凑的方法,带有较大的盲目性,工作量大。随着计算机的发展,解析法得到了较好的应用,但是传统的图解法仍有它直观、方便的优点,因此仍然被工程设计人员广泛采用。本文介绍一种简单高效且实用的图解解析设计法,可以大大减少作图校核的次数,提高工作效率。 2 转向理论特性 机动车辆或装卸搬运车辆的转向大多采用双轴线式转向方式,见图1。为了满足纯滚动条件,转向时所有车轮必须以不同的半径围绕同一转向中心滚动,各个车轮的轴线交于瞬时转向中心O点。虽然两个转向轮偏转的角度不同,但是两个转角之间应满足下列几何关系: ctg?-ctga=M/L (1)式中 ?-外轮转角 a-内轮转角 M-转向轴两主销中心距 L-车辆前后轴轴距 为了满足运动学上的这一几何关系,一般都是通过设计转向梯形机构来实现的。式(1)称为转向理论特性。

汽车转向梯形机构最佳方案的设计

文章编号:100628224(2002)03230203 汽车转向梯形机构最佳方案的设计 Opti m u m program design for Autom obile Steer i ng Trapezo idal M echan is m 北方车辆厂 孙成玉 言梦林 N OR IN CO.N orth V eh icle W orks SUN Cheng y u YA N M eng lin [摘要]多年来汽车转向梯形机构的设计多采用作图进行设计,这种方法设计较麻烦,且转向偏差数值不准确。本文介绍了一种最佳的方案设计方法,设计出的转向梯形机构转向偏差数值准确,设计出的车辆转向灵活。 [Abstract]V eh icle steering trapezo ildal m echan is m s have been designed fo r m any years,by m ean s of dia2 gram m ethod w h ich raises m uch troub les in design,the steering deviati on value gained in th is m ethod w as no t accu rate.T he new op ti m um p rogram design m ethod fo r au tomob ile steering trapezo idal m echan is m w as in troduced in th is paper.T he steering deviati on value of the steering trapezo idalm echan is m thu s designed is accu rate an s m all.the veh icle can steer mo re n i m b ly and have p ro longed tires service life. 关键词:转向梯形机构 最佳方案 设计 Key w o rds:Steering trapezo idal m echan is m Op ti m um p rogram D esign 中图分类号:U463.218+.7 文献标识码:B 1 最佳方案的说明 最佳方案是指用计算机设计出的方案与汽车转 向理论要求的数值相差越小,实际的转向曲线与转 向理论要求靠得越近,几乎可以达到重合的地步。 用任何其他方法(在精度一定时)设计出的方案与理 论数值相比之差值都不会小于此方案,所以用该方 法设计出的方法是最佳方案。 2 几种转向梯形机构的设计计算公式 这几种转向梯形机构的设计计算公式可用于汽 车转向梯形机构的最佳设计。 2.1 整体式转向梯形机构计算公式 ΒS=arctg a3sin(Η-Α) S-a co s(Η0-Α) + arcco s a+23S3co sΗ0-23a3co s2Η0-S3co s(Η0-Α) a2+S2-23a3S3co s(Η0-Α) -Η0 见图1。 2.2 断开对称式转向梯形机构计算公式 ΒS=arctg b3sinΧ1 d-b3co sΧ1+ arcco s a2+b2-c2+d2-23b3d3a3co sΧ1 23a3b2+d2-23b3d3co sΧ1 -Η0 Χ1=arcco s1-s2 2d2 -arcsin k0 23b - arctg a3sin(Η0-Α) d-aco s(Η0-Α) -  arcco s a2+b2-c2+d2-23a3d3co s(Η0-Α) 23b a2+b2-c2+d2-23a3d3co s(Η0-Α) c= [b2-(K0 2)2-d3sinΗ3-a3sin(Η0-Η3)]2+[s 2-a3co s(Η0-Η3-k0 2)]2 见图2。 2.3 断开非对称式转向梯形机构计算公式 向左转弯: ΒS左=arctg c3sin(Υ-Χ1) d-c3co s(Υ-Χ1) + arcco s a2+c2+d2-b2-23c3d3co s(Υ-Χ1) 2a c2+d2-23c3d3co s(Υ-Χ1) -Η0 Υ=arcco s h2+d2-S2 23h3d -Υ0 Χ1=arctg g3sin(Ε0-Α) h-g co s(Ε0-Α) + arcco s e2+h2+g2-f2-23h3g3co s(Ε0-Α) 23e g2+h2-2g3h3co s(Ε0-Α)

相关文档
最新文档