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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)原理簡介 1
1.1.2 研究的目的和意義 1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀概述 1
1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 1
1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 2
1.3 本文主要研究內(nèi)容 2
2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整體設(shè)計 4
2.1 四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的類型 4
2.2 整車布置的設(shè)計 4
2.3 本章小結(jié) 5
3 轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 6
3.1 設(shè)計目標(biāo)車輛主要參數(shù) 6
3.2 前輪轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 6
3.2.1 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 6
3.2.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 7
3.2.3 間隙調(diào)整機構(gòu)的設(shè)計 10
3.3 后輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計 10
3.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 10
3.3.2 直流電動機的選擇 12
3.3.3 減速器的設(shè)計 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 20
4.4 設(shè)計校核 20
5 運動仿真 22
結(jié)論 25
致謝語 26
參考文獻 27
Abstract 28
5
汽車四輪轉(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控制后輪的轉(zhuǎn)角輸入，主要目的是增強汽車高速行駛時的操縱穩(wěn)定性，提高汽車低速行駛時的操縱靈活性。
文中介紹了四種類型的四輪轉(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)計了一種電控電動式的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，對其主要結(jié)構(gòu)進行了介紹?；趭W迪Q5的基本參數(shù)，對四輪轉(zhuǎn)向的整體布置結(jié)構(gòu)進行了設(shè)計，并且詳細設(shè)計了齒輪齒條式的前輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)和后輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)。利用三維建模軟件CATIA對四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了三維建模，并進行了運動仿真。最后利用ANSYS/Workbench軟件對其中的關(guān)鍵零件進行了有限元分析，通過分析結(jié)果對其結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化設(shè)計。
通過上述設(shè)計、建模和仿真，完成了基于奧迪Q5整車參數(shù)的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機械機構(gòu)設(shè)計，為后來者提供設(shè)計參考。
關(guān)鍵詞： 四輪轉(zhuǎn)向； 轉(zhuǎn)向機； 三維建模； 運動仿真； 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)原理簡介
伴隨著社會的進步、先進科技的發(fā)展，道路安全問題引起了人們更高的關(guān)注，為了確保汽車的行駛安全，操縱穩(wěn)定性獲得越來越高的重視。車輛同時操作前后輪進行轉(zhuǎn)彎的方式被稱為四輪轉(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輪可以轉(zhuǎn)彎相比有如下優(yōu)點[1]：
（1）車輛在大幅度轉(zhuǎn)向并且轉(zhuǎn)向速度較低時，前輪與后輪的轉(zhuǎn)動時不同方向的，這樣不僅使轉(zhuǎn)彎半徑減小了，并且讓車輛轉(zhuǎn)彎更加靈活。
（2）車輛轉(zhuǎn)彎速度較高時，前輪和后輪轉(zhuǎn)動方向相同，可以實現(xiàn)快速轉(zhuǎn)向并且不會使車輛擺動過大,讓車輛轉(zhuǎn)彎更加穩(wěn)定。
（3）減輕了汽車行駛時的輪胎磨損。
1.1.2 研究的目的和意義
車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的操作穩(wěn)定性與車輛的穩(wěn)定性息息相關(guān),也是保障行車安全的重要因素。所以，設(shè)計一個穩(wěn)定高校的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)變得尤為重要。此外，對轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)進行設(shè)計并且對轉(zhuǎn)向梯形從阿科曼原理出發(fā)進行優(yōu)化,也是本課題的主要任務(wù)。
通過查詢資料與設(shè)計的過程，掌握產(chǎn)品的基本設(shè)計思路及設(shè)計過程，可以鞏固所學(xué)的專業(yè)理論知識，加深對汽車安全性、操縱穩(wěn)定性的理解，提高通過理論知識解決實際問題的能力。
1.2 國內(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)展時間較短并不成熟，二為目前造價稍高。但是，4ws技術(shù)的效果和優(yōu)勢卻不容小噓。
1.2.1 國外研究現(xiàn)狀
國外對于4ws的研究可以分為如下三個過程[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，后輪主動轉(zhuǎn)向的想法在一次車輛工程協(xié)會的技術(shù)會上被人題出，這也讓人們開始了4ws系統(tǒng)的研究。在這個時期，學(xué)者們也逐漸發(fā)現(xiàn)了4ws系統(tǒng)能夠提升車輛高速轉(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)用到實車中去，也是世界上的首次的實車應(yīng)用，NISSAN公司研究出一種新型的主動控制懸架，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)來主動操縱后輪的轉(zhuǎn)動，顯著的提升車輛高速轉(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”閉壞系統(tǒng)開始，對車輛的的側(cè)向、縱向和豎直方向的動力學(xué)控制進行了研究。
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展，國外研究者們一部分比較顯著的進展如下：
INOUE和SUGASAWA [5]發(fā)表了一種反饋和前饋控制綜合的4ws系統(tǒng)，通過系統(tǒng)常量的最優(yōu)控制，分開抗外部干擾的穩(wěn)定性控制與轉(zhuǎn)向輸入響應(yīng)的穩(wěn)定性控制，得到獨立控制的兩個量。
LEE [6]分析了裝有四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的以較高的車身換到的車輛，把有4WS系統(tǒng)車輛的最優(yōu)化控制換道同熟練的司機的換道過程進行了對比，并且分析了司機的體驗。
CHO和KIM [7]分析了4WS系統(tǒng)的最優(yōu)設(shè)計，提出的以最大的穩(wěn)定性最佳的一個設(shè)計，以及來模擬最優(yōu)的4WS系統(tǒng)的響應(yīng)的第二個設(shè)計。
HIGUCHI和SAITOH [8]發(fā)表了一個狀態(tài)反饋和方向盤前饋的四輪主動轉(zhuǎn)向控制方法。
1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀
國內(nèi)研究車輛4WS技術(shù)的時間很短，研究現(xiàn)狀如下：
吉林大學(xué)郭孔輝[9]對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，這個非線性控制室基于遺傳算法的，并且對4WS系統(tǒng)的模糊神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制器進行了設(shè)計，通過分析控制器，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4WS系統(tǒng)產(chǎn)生隨機時滯的參數(shù)范圍進行了研究。
1.3 本文主要研究內(nèi)容
本文選取奧迪Q5為主體設(shè)計對象，設(shè)計一種汽車四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，并對汽車的運動進行仿真，其中關(guān)于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計，偏重于轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)。電機的控制策略等不在研究范圍內(nèi)。
電動電控式4WS系統(tǒng)為整車的4WS系統(tǒng)，本論文研究的主要內(nèi)容如下：
（1）設(shè)計前轉(zhuǎn)向橋的轉(zhuǎn)向機構(gòu)，選擇合適的轉(zhuǎn)向器類型，進行轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算，確定主要零件的規(guī)格等。
（2）設(shè)計后轉(zhuǎn)向橋的轉(zhuǎn)向機構(gòu)，選擇合適的轉(zhuǎn)向器類型，合理選擇驅(qū)動電機，設(shè)計減速機構(gòu)。
（3）基于阿克曼轉(zhuǎn)向原理，對與獨立懸架配用的雙梯形轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的尺寸進行優(yōu)化計算。
（4）利用CATIA實現(xiàn)零件三維建模，畫出轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的裝配圖。
（5）利用CATIA進行運動仿真。
（6）利用Ansys Workbench對部分零件進行強度分析和優(yōu)化。
2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整體設(shè)計
眾所周知，車輛行駛方向需要轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來進行控制，而前后輪的協(xié)作轉(zhuǎn)向?qū)τ谡嚨霓D(zhuǎn)彎性能十分重要。在乘用車上，駕駛員必須按照保持汽車行駛路線不至偏離過多的標(biāo)準(zhǔn)來不斷地調(diào)整方向盤轉(zhuǎn)動。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)向盤角度轉(zhuǎn)換為車輪轉(zhuǎn)向角，并將有關(guān)車輛運動狀態(tài)的反饋回傳給方向盤。
2.1 四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的類型
讓方向盤帶動前輪和后輪的轉(zhuǎn)向機構(gòu)一起按照給定的量轉(zhuǎn)是實現(xiàn)4WS轉(zhuǎn)向的關(guān)鍵，并且同時驅(qū)動轉(zhuǎn)向輪并且讓四輪協(xié)調(diào)轉(zhuǎn)動。通過驅(qū)動轉(zhuǎn)向車輪的方式和如何傳遞轉(zhuǎn)動量方式的不一樣，4WS系統(tǒng)有如下的分類：
（1）機械式四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
機械式4WS系統(tǒng)[2]由中心傳動軸和前后輪轉(zhuǎn)向裝置構(gòu)成。將機械式轉(zhuǎn)向裝置安置在后來，而將液壓式轉(zhuǎn)向器放在前輪上，而它們由中心傳動軸聯(lián)動。后部車輪的聯(lián)動由橫拉桿負責(zé)。小角度轉(zhuǎn)方向盤時，同時發(fā)生前后輪的轉(zhuǎn)動，當(dāng)增大轉(zhuǎn)動方向盤的角度時，后輪逐漸回到豎直方向，之后向相反方向轉(zhuǎn)動。
（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。通過速度傳感器指導(dǎo)后輪的轉(zhuǎn)動，而轉(zhuǎn)向傳輸軸引導(dǎo)轉(zhuǎn)動的角度。后輪轉(zhuǎn)向裝置和后輪是兩根橫拉桿連著，實現(xiàn)聯(lián)動。
（3）液壓-電控驅(qū)動四輪轉(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有傳動的機械結(jié)構(gòu)。
（4）電動-電控四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
電動-電控4WS系統(tǒng)[2]用電控的電機驅(qū)動后輪轉(zhuǎn)動。前輪轉(zhuǎn)向器和后輪轉(zhuǎn)向器之間既沒有機械傳動裝置，也沒有機械連接裝置，。
2.2 整車布置的設(shè)計
電控電動式4WS系統(tǒng)構(gòu)成簡單、裝車重量更輕、制造成本更低、整體布置更加方便靈活。計算機技術(shù)的發(fā)展和應(yīng)用也帶動了電控電動式4WS系統(tǒng)的發(fā)展，這也是以后汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)展的必然。所以，本文就電控電動式4WS系統(tǒng)進行設(shè)計，方案如圖2-1所示。
1.前輪2.前輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)3.前輪轉(zhuǎn)角傳感器4.方向盤5.車速傳感器6.橫擺角速度傳感器
7.電控單元8.直流電動機9.減速器10.后輪轉(zhuǎn)角傳感器11.后輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)12.后輪
圖2-1 四輪轉(zhuǎn)向汽車整體布置示意圖
傳感器檢測車輛行駛中的各種物理量，通過數(shù)模信號轉(zhuǎn)換，把電信號傳給ecu，由ecu來計算、分析。在后、前輪齒輪軸上安裝角度傳感器，通過后、前齒輪軸的角度檢測并計算傳動比，從而推出車輛的轉(zhuǎn)角。變速箱上的速度傳感器可以監(jiān)視車輛行駛速度，信號轉(zhuǎn)換后傳給ECU，通過ECU進行控制，根據(jù)實時情況來讓車輛穩(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的信息，然后對電動機發(fā)出命令控制其運動。
減速裝置進行增大扭矩并且降低速度，種類很多，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)
本章對現(xiàn)有的四種4WS系統(tǒng)進行了簡要的描述并且做出來優(yōu)劣分析。在分類的基礎(chǔ)上，設(shè)計了一種四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，繪制其整體布置示意圖，對其重要組成部分進行了說明。
3 轉(zhuǎn)向器的設(shè)計
轉(zhuǎn)向器顧名思義，就是車輛用來改變車輛行駛的方向的機構(gòu)，通過司機的操作，把轉(zhuǎn)向的信息從方向盤傳導(dǎo)到車輛的輪子上實現(xiàn)轉(zhuǎn)向，同時可以在汽車轉(zhuǎn)向行駛時實現(xiàn)路面情況對駕駛員的反饋，有助于駕駛員及時調(diào)整方向盤。
3.1 設(shè)計目標(biāo)車輛主要參數(shù)
我們需要整車參數(shù)才能進行轉(zhuǎn)向器的設(shè)計，參數(shù)如表3-1。
表3-1 整車主要參數(shù)
參數(shù)名稱
數(shù)值
參數(shù)名稱
數(shù)值
長(mm)
4629
軸距(mm)
2807
寬(mm)
1880
空車質(zhì)量(kg)
1865
高(mm)
1653
滿載質(zhì)量(kg)
2305
前輪距(mm)
1617
前軸負荷率
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
機械式的轉(zhuǎn)向器可分為4類，有球循環(huán)式、齒條齒輪式、指銷蝸桿式、滾輪蝸桿式。其中小型車應(yīng)用比較廣泛的齒條齒輪式，其輕便、成本低、構(gòu)造簡單、較高的轉(zhuǎn)向效率、可以自動消隙[22]。所以，本文選用齒條齒輪式進行設(shè)計。
3.2.1 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定
組成轉(zhuǎn)向器的各個部件的強度與車輛行駛的安全性息息相關(guān)。我們需要通過整體結(jié)構(gòu)的受力分析來進行強度計算。阻力矩（原地轉(zhuǎn)彎）MR1(N·mm)的如下：
(3-1)
式中 f ——路面和車胎的動摩擦系數(shù)，F(xiàn) = 0.7；
G1 ——前輪轉(zhuǎn)向軸負荷(N)，根據(jù)前軸負荷率可以求得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。
作用在方向盤上的手力為
(3-2)
式中 Dsw——轉(zhuǎn)向盤直徑，在380～550mm系列內(nèi)選取，此處Dsw=400mm；
iw ——轉(zhuǎn)向器角傳動比，對于乘用車，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)向盤的轉(zhuǎn)向力矩TZ1為
3.2.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計
本文依據(jù)經(jīng)驗選用斜齒輪。同時選擇16MnCr5的小齒輪，20Cr的齒條，外殼為鋁合金壓鑄以降低重量[23]。
1．主動齒輪軸的計算
(3-3)
式中 TZ1 ——轉(zhuǎn)向盤上的轉(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
齒輪的一般模數(shù)常用2～3mm。一般用4~8個齒的小齒輪，9°～15°的螺旋角。本文設(shè)計中，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。通過齒輪變位來免得產(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，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
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°。
通過查閱相關(guān)文獻，根據(jù)具體的整車數(shù)據(jù)，確定轉(zhuǎn)向盤從一端轉(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L1=240mm。
齒條直徑可根據(jù)齒條的受力以及齒條的寬度進行初步估算，選取齒條的直徑d2=34mm。
目標(biāo)車型的前輪輪距是1617mm，則根據(jù)整車的布置情況及轉(zhuǎn)向系的結(jié)構(gòu)，設(shè)計齒條的長度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．強度校核
根據(jù)《機械設(shè)計》[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 ——接觸強度計算的安全系數(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。
通過查閱手冊，齒輪的使用系數(shù)，齒輪的動載系數(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 ——傳動比，齒輪齒條傳動的傳動比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——彎曲強度計算的壽命系數(shù)，YN1=1，YN2=1.1；
SF1、SF2 ——齒根彎曲強度計算的安全系數(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度符合要求。
3.2.3 間隙調(diào)整機構(gòu)的設(shè)計
齒條剖面可分為Y形、圓形和V形。我們選擇加工簡單的圓形剖面的。為了減小磨損，在座和齒條直接要添加減小摩擦的墊片。同時利用彈簧如圖3-3所示。
圖3-3 自動消除間隙裝置
3.3 后輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計
后輪轉(zhuǎn)向裝置動力來自于電機，帶動后輪轉(zhuǎn)向，實現(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。由于電動機的轉(zhuǎn)速高、扭矩低，所以在電動機以轉(zhuǎn)向器之間需要增加減速器，達到減速增扭的效果。
3.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計
后輪的轉(zhuǎn)向裝置與前輪的相同，都采用齒條齒輪式，所以計算上來說大同小異，基本一樣。
阻力矩（原地轉(zhuǎn)彎）MR1(N·mm)的如下： (3-8)
式中 f ——路面和后輪車胎的動摩擦因數(shù)，f=0.7；
G2 ——后輪轉(zhuǎn)向軸負荷(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]。
主動齒輪軸的直徑設(shè)計計算
(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。通過齒輪變位來免得產(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Catia進行了三維設(shè)計，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)向汽車的后輪最大轉(zhuǎn)角約為5°，設(shè)計小齒輪軸的旋轉(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L3=100mm。
根據(jù)齒條的受力以及寬度進行對齒條的直徑估算，選取d4=34mm。
目標(biāo)車型的后輪輪距是1617mm，則根據(jù)整車的布置情況及轉(zhuǎn)向系的結(jié)構(gòu)，設(shè)計齒條的長度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 直流電動機的選擇
后輪轉(zhuǎn)向裝置采用永磁式無刷直流電動機作為動力源，由汽車的控制系統(tǒng)控制來輸出轉(zhuǎn)速和扭矩。
本文設(shè)計的車輛所帶的車載電壓為12V，根據(jù)電機選型，可得表3-2所示[24]。
表3-2 直流電機主要技術(shù)參數(shù)
項目
規(guī)格
項目
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
蝸桿傳動可以進行交錯軸直接進行力與運動的傳遞。
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，有足夠的強度，同時價格便宜。
1．蝸輪蝸桿傳動的主要參數(shù)設(shè)計
蝸桿的傳動特性使得它主要受力為扭矩，因此其分度圓直徑d1 要由電機的額定扭矩進行初步設(shè)計
(3-11)
式中 TN——電動機的額定扭矩，TN=1000N·mm；
[τ]——45號鋼的許用切應(yīng)力，[τ]=25MPa。
代入數(shù)據(jù)，計算得d1≥5.88mm。
為使傳動正確嚙合，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《機械設(shè)計手冊》查表得蝸桿軸面模數(shù)ma1與分度圓直徑d1的對應(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°。
由于電動機的額定轉(zhuǎn)矩TN=1200N·mm，轉(zhuǎn)向器齒輪軸上的扭矩TZ2=39891.6N·mm，因此，減速器的傳動比
(3-12)
考慮到可能出現(xiàn)的過載情況，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算載荷
根據(jù)蝸桿傳動的運動狀態(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 蝸桿傳動的受力分析
蝸輪傳動的計算載荷是載荷系數(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——動載荷系數(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。
由下式對蝸輪齒面接觸疲勞強度進行檢驗
(3-17)
式中 ZE——材料的彈性系數(shù)，取；
[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度符合設(shè)計規(guī)定。
3.蝸桿傳動的效率
傳動功率損耗組成：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。因此蝸桿傳動的總效率
式中 η1 ——嚙合效率，是影響傳動效率的主要因素，當(dāng)蝸桿主動時，，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，并傳遞運動和動力。在設(shè)計時，先根據(jù)工作條件和要求選擇合適的類型，然后按軸的直徑d1、轉(zhuǎn)速n和計算轉(zhuǎn)矩TC，從標(biāo)準(zhǔn)中選擇所需要的型號和尺寸。
聯(lián)軸器有很多種類型，分類方式也各不相同。按有無彈性元件，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畫出零件圖，并進行裝配。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)計了四輪轉(zhuǎn)向汽車的前軸、后軸轉(zhuǎn)向器，均為齒輪齒條式，對齒輪、齒條的強度進行了校核。針對轉(zhuǎn)向器會出現(xiàn)的磨損間隙問題設(shè)計了自動消除間隙的裝置。由于后軸是由電機驅(qū)動轉(zhuǎn)向，所以，選擇了合適的直流電機，根據(jù)電機的參數(shù)及后輪轉(zhuǎn)向所需要的動力，設(shè)計了蝸輪蝸桿式的減速器，并對關(guān)鍵部件進行了強度校核及有限元分析。電機的控制需要傳感器提供汽車行駛的數(shù)據(jù)，所以選擇了轉(zhuǎn)角傳感器、車速傳感器、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
進入DM模塊導(dǎo)入設(shè)計好的三維模型，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)拉桿的其中一個圓柱銷如下圖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。
在另一個圓柱銷上施加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，點擊計算求解，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)力集中在銷軸底部，故有改進進行輕量化設(shè)計。
4.3 優(yōu)化設(shè)計
根據(jù)上述分析，對側(cè)拉桿進行優(yōu)化設(shè)計，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)化對比可知優(yōu)化后的質(zhì)量為0.35704 kg
4.4 設(shè)計校核
有限元分析方法與上述步驟和設(shè)置相同，計算得到總應(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號鋼其許用應(yīng)力355MPa滿足使用要求，故進行輕量化設(shè)計后的強度滿足使用需求，優(yōu)化合理。
5 運動仿真
1、在CATIA轉(zhuǎn)配模塊中將各零部件進行分類，如圖5-1所示。
圖5-1 零件分類結(jié)構(gòu)樹
2、進入DMU模塊，點擊“固定零件”工具按鈕，創(chuàng)建“機械裝置”如圖5-2。
圖5-2 創(chuàng)建機械裝置示意圖
3、運用“運動結(jié)合點”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，將各運動零部件連接起來，下面以方向盤和轉(zhuǎn)向軸的“旋轉(zhuǎn)結(jié)合”為例，具體步驟如下：
①點擊旋轉(zhuǎn)結(jié)合命令彈出對話框如圖5-3所示
圖5-3 創(chuàng)建旋轉(zhuǎn)連接
②選擇對應(yīng)的軸線和平面，如圖5-4所示。
圖5-4 選擇對應(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、雙擊盤與轉(zhuǎn)向軸的“旋轉(zhuǎn)結(jié)合”，選擇 “驅(qū)動角度”，設(shè)置結(jié)合限制，如圖5-6所示，此時彈出可仿真的提示，且構(gòu)造樹顯示“自由度=0”如圖5-7所示。
圖5-6 設(shè)置角度驅(qū)動
圖5-7 運動仿真正確建立提示窗口
5、點擊“使用命令進行模擬”工具，彈出“運動模擬-機械裝置1”對話框，拖動光標(biāo)到最右端，點擊開始按鈕，進行仿真。如圖5-8所示。
圖5-8 仿真操作示意圖
結(jié)論
本文基于CATIA三維實體設(shè)計軟件，對四輪轉(zhuǎn)向系進行實體設(shè)計，并利用CATIA進行了運動仿真。在實體設(shè)計和仿真過程中，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)向傳動機構(gòu)，分別針對其組成特點進行了說明。在分類的基礎(chǔ)上，設(shè)計了一種四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來實現(xiàn)四輪轉(zhuǎn)向的目的，并繪制其整體布置示意圖。
（2）轉(zhuǎn)向器是實現(xiàn)轉(zhuǎn)向的重要部件。根據(jù)目標(biāo)車型的參數(shù)，設(shè)計了齒輪齒條式的轉(zhuǎn)向器，并對齒輪、齒條進行了強度校核。選擇了合適的直流電機和傳感器等來實現(xiàn)四輪轉(zhuǎn)向。
（3）利用CATIA對前輪轉(zhuǎn)向和四輪轉(zhuǎn)向汽車進行了運動仿真。
（4）并使用ANSYS/Workbench軟件對關(guān)鍵零件進行了有限元分析，然后進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進減輕其質(zhì)量實現(xiàn)輕量化。
通過上述設(shè)計、建模和仿真，完成了基于奧迪Q5整車參數(shù)的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機械機構(gòu)設(shè)計，為后來者提供設(shè)計參考。
致謝語
2016屆車輛工程專業(yè)畢業(yè)設(shè)計
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2016屆車輛工程專業(yè)畢業(yè)設(shè)計
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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