汽车四轮转向系统结构的建模与优化【全套含CAD图纸、说明书、三维模型】
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压缩包内含CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q 197216396 或 11970985目录目录I摘 要III1 绪论11.1 本课题研究的目的和意义11.1.1 四轮转向技术原理简介11.1.2 研究的目的和意义11.2 国内外研究现状概述11.2.1 国外研究现状11.2.2 国内研究现状21.3 本文主要研究内容22 转向系统的整体设计42.1 四轮转向系统的类型42.2 整车布置的设计42.3 本章小结53 转向器的设计63.1 设计目标车辆主要参数63.2 前轮转向器的设计63.2.1 转向系计算载荷的确定63.2.2 齿轮齿条式转向器的设计73.2.3 间隙调整机构的设计103.3 后轮转向机构的设计103.3.1 齿轮齿条式转向器的设计103.3.2 直流电动机的选择123.3.3 减速器的设计123.3.4 联轴器的选择153.4 装配图的绘制163.5 本章小结174 基于有限元的关键零件优化184.1 有限元前处理184.1.1 材料设置184.1.2 模型导入184.1.3 网格划分184.1.4 边界条件设置194.2 求解与后处理204.3 优化设计204.4 设计校核205 运动仿真22结论25致谢语26参考文献27Abstract285汽车四轮转向系统结构的建模与优化 摘 要四轮转向系统利用行驶中的某些信息来控制后轮的转角输入,主要目的是增强汽车高速行驶时的操纵稳定性,提高汽车低速行驶时的操纵灵活性。文中介绍了四种类型的四轮转向系统,为控制前后轮的协调偏转,提供了七种控制策略。根据已有的研究,设计了一种电控电动式的四轮转向系统,对其主要结构进行了介绍。基于奥迪Q5的基本参数,对四轮转向的整体布置结构进行了设计,并且详细设计了齿轮齿条式的前轮转向机构和后轮转向机构。利用三维建模软件CATIA对四轮转向系统进行了三维建模,并进行了运动仿真。最后利用ANSYS/Workbench软件对其中的关键零件进行了有限元分析,通过分析结果对其结构进行了优化设计。通过上述设计、建模和仿真,完成了基于奥迪Q5整车参数的四轮转向系统机械机构设计,为后来者提供设计参考。关键词: 四轮转向; 转向机; 三维建模; 运动仿真; 有限元1 绪论1.1 本课题研究的目的和意义1.1.1 四轮转向技术原理简介伴随着社会的进步、先进科技的发展,道路安全问题引起了人们更高的关注,为了确保汽车的行驶安全,操纵稳定性获得越来越高的重视。车辆同时操作前后轮进行转弯的方式被称为四轮转向技术,这种转向方式的作用示意图如图1-1所示。图1-1 两种转向方式的示意图四轮转向的方式与仅仅只有前车轮可以转弯相比有如下优点1:(1)车辆在大幅度转向并且转向速度较低时,前轮与后轮的转动时不同方向的,这样不仅使转弯半径减小了,并且让车辆转弯更加灵活。(2)车辆转弯速度较高时,前轮和后轮转动方向相同,可以实现快速转向并且不会使车辆摆动过大,让车辆转弯更加稳定。 (3)减轻了汽车行驶时的轮胎磨损。1.1.2 研究的目的和意义车辆转向系统的操作稳定性与车辆的稳定性息息相关,也是保障行车安全的重要因素。所以,设计一个稳定高校的转向系统变得尤为重要。此外,对转向结构进行设计并且对转向梯形从阿科曼原理出发进行优化,也是本课题的主要任务。通过查询资料与设计的过程,掌握产品的基本设计思路及设计过程,可以巩固所学的专业理论知识,加深对汽车安全性、操纵稳定性的理解,提高通过理论知识解决实际问题的能力。1.2 国内外研究现状概述4ws是一种新的转向方式,如今应用并不是很广泛在全球,究其原因,一为4ws技术发展时间较短并不成熟,二为目前造价稍高。但是,4ws技术的效果和优势却不容小嘘。1.2.1 国外研究现状国外对于4ws的研究可以分为如下三个过程3:(1)20世纪初至20世纪60年代20世纪初至20世纪60年代诞生了4ws技术并且得到了初步的应用。在一九零七年,首个四轮转向专利在日本诞生4,后轮转向结构与前轮转向结构通过一根轴连接,让后轮也能够转向。这也基本上是4ws最早的案例了。(2)20世纪60年代后期至20世纪90年代初 在一九六二年的日本,后轮主动转向的想法在一次车辆工程协会的技术会上被人题出,这也让人们开始了4ws系统的研究。在这个时期,学者们也逐渐发现了4ws系统能够提升车辆高速转弯的稳定性。 在一九八五年,NISSAN企业在第一次将4ws系统应用到实车中去,也是世界上的首次的实车应用,NISSAN公司研究出一种新型的主动控制悬架,并把4ws系统应用在上边,在一九八七年和一九八九年接连研究出Hicas II 和 Super Hicas,这两套系统都是借助液压系统来主动操纵后轮的转动,显著的提升车辆高速转弯的稳定性4。 (3)20世纪90年代至今 借助于快速发展的现代控制技术和电子技术,车辆综合集成控制也得到了很大的发展。研究者们从“行驶壮况驾驶员汽车”闭坏系统开始,对车辆的的侧向、纵向和竖直方向的动力学控制进行了研究。 现代控制理论的出现和发展,使得4ws系统也借助于现代控制理论的帮助得到了一些进展,国外研究者们一部分比较显著的进展如下:INOUE和SUGASAWA 5发表了一种反馈和前馈控制综合的4ws系统,通过系统常量的最优控制,分开抗外部干扰的稳定性控制与转向输入响应的稳定性控制,得到独立控制的两个量。 LEE 6分析了装有四轮转向系统的以较高的车身换到的车辆,把有4WS系统车辆的最优化控制换道同熟练的司机的换道过程进行了对比,并且分析了司机的体验。 CHO和KIM 7分析了4WS系统的最优设计,提出的以最大的稳定性最佳的一个设计,以及来模拟最优的4WS系统的响应的第二个设计。HIGUCHI和SAITOH 8发表了一个状态反馈和方向盘前馈的四轮主动转向控制方法。1.2.2 国内研究现状国内研究车辆4WS技术的时间很短,研究现状如下:吉林大学郭孔辉9对4WS系统的控制方法基于二自由度模形分析,探讨了4WS系统受轮胎侧偏特性的影响作用。武汉大学巫世晶10探讨了4WS系统的非线性控制,这个非线性控制室基于遗传算法的,并且对4WS系统的模糊神经网络控制器进行了设计,通过分析控制器,控制性能显著。天津大学11也探讨了4WS系统的非线性控制,对4WS系统产生随机时滞的参数范围进行了研究。1.3 本文主要研究内容本文选取奥迪Q5为主体设计对象,设计一种汽车四轮转向系统,并对汽车的运动进行仿真,其中关于转向系统的设计,偏重于转向传动机构。电机的控制策略等不在研究范围内。电动电控式4WS系统为整车的4WS系统,本论文研究的主要内容如下:(1)设计前转向桥的转向机构,选择合适的转向器类型,进行转向器的设计计算,确定主要零件的规格等。(2)设计后转向桥的转向机构,选择合适的转向器类型,合理选择驱动电机,设计减速机构。(3)基于阿克曼转向原理,对与独立悬架配用的双梯形转向传动机构的尺寸进行优化计算。(4)利用CATIA实现零件三维建模,画出转向系统的装配图。(5)利用CATIA进行运动仿真。(6)利用Ansys Workbench对部分零件进行强度分析和优化。2 转向系统的整体设计众所周知,车辆行驶方向需要转向系统来进行控制,而前后轮的协作转向对于整车的转弯性能十分重要。在乘用车上,驾驶员必须按照保持汽车行驶路线不至偏离过多的标准来不断地调整方向盘转动。因此,转向系统的任务是以尽可能明确的关系将转向盘角度转换为车轮转向角,并将有关车辆运动状态的反馈回传给方向盘。2.1 四轮转向系统的类型让方向盘带动前轮和后轮的转向机构一起按照给定的量转是实现4WS转向的关键,并且同时驱动转向轮并且让四轮协调转动。通过驱动转向车轮的方式和如何传递转动量方式的不一样,4WS系统有如下的分类: (1)机械式四轮转向系统 机械式4WS系统2由中心传动轴和前后轮转向装置构成。将机械式转向装置安置在后来,而将液压式转向器放在前轮上,而它们由中心传动轴联动。后部车轮的联动由横拉杆负责。小角度转方向盘时,同时发生前后轮的转动,当增大转动方向盘的角度时,后轮逐渐回到竖直方向,之后向相反方向转动。(2)液压式四轮转向系统液压式4WS系统2主要由转向传输轴、前后轮转向器、转向油泵、控制系统与传感器等构成。通过速度传感器指导后轮的转动,而转向传输轴引导转动的角度。后轮转向装置和后轮是两根横拉杆连着,实现联动。(3)液压-电控驱动四轮转向系统 电控-液压式4WS转向系统和第二种方式类似, 区别在于后轮的偏转方向和偏转角度由传感器和控制单元控制,而后轮同前轮之间没有传动的机械结构。(4)电动-电控四轮转向系统 电动-电控4WS系统2用电控的电机驱动后轮转动。前轮转向器和后轮转向器之间既没有机械传动装置,也没有机械连接装置,。2.2 整车布置的设计电控电动式4WS系统构成简单、装车重量更轻、制造成本更低、整体布置更加方便灵活。计算机技术的发展和应用也带动了电控电动式4WS系统的发展,这也是以后汽车转向系统发展的必然。所以,本文就电控电动式4WS系统进行设计,方案如图2-1所示。1.前轮2.前轮转向机构3.前轮转角传感器4.方向盘5.车速传感器6.横摆角速度传感器 7.电控单元8.直流电动机9.减速器10.后轮转角传感器11.后轮转向机构12.后轮图2-1 四轮转向汽车整体布置示意图传感器检测车辆行驶中的各种物理量,通过数模信号转换,把电信号传给ecu,由ecu来计算、分析。在后、前轮齿轮轴上安装角度传感器,通过后、前齿轮轴的角度检测并计算传动比,从而推出车辆的转角。变速箱上的速度传感器可以监视车辆行驶速度,信号转换后传给ECU,通过ECU进行控制,根据实时情况来让车辆稳定的转弯21。ecu是四轮转向系统的关键,他接受控制信息,并且分析,处理一下传感器传来的信息,然后对电动机发出命令控制其运动。减速装置进行增大扭矩并且降低速度,种类很多,这里就不一一列举了,本文选择蜗轮蜗杆减速器。2.3 本章小结本章对现有的四种4WS系统进行了简要的描述并且做出来优劣分析。在分类的基础上,设计了一种四轮转向系统,绘制其整体布置示意图,对其重要组成部分进行了说明。3 转向器的设计转向器顾名思义,就是车辆用来改变车辆行驶的方向的机构,通过司机的操作,把转向的信息从方向盘传导到车辆的轮子上实现转向,同时可以在汽车转向行驶时实现路面情况对驾驶员的反馈,有助于驾驶员及时调整方向盘。3.1 设计目标车辆主要参数我们需要整车参数才能进行转向器的设计,参数如表3-1。表3-1 整车主要参数参数名称数值参数名称数值长(mm)4629 轴距(mm)2807宽(mm)1880空车质量(kg)1865高(mm)1653满载质量(kg)2305前轮距(mm)1617前轴负荷率45%后轮距(mm)1613轮胎规格235/65 R173.2 前轮转向器的设计机械式的转向器可分为4类,有球循环式、齿条齿轮式、指销蜗杆式、滚轮蜗杆式。其中小型车应用比较广泛的齿条齿轮式,其轻便、成本低、构造简单、较高的转向效率、可以自动消隙22。所以,本文选用齿条齿轮式进行设计。3.2.1 转向系计算载荷的确定组成转向器的各个部件的强度与车辆行驶的安全性息息相关。我们需要通过整体结构的受力分析来进行强度计算。阻力矩(原地转弯)MR1(Nmm)的如下: (3-1)式中 f路面和车胎的动摩擦系数,F = 0.7;G1前轮转向轴负荷(N),根据前轴负荷率可以求得G1=10120N;p前轮轮胎气压(MPa),由轮胎压力表可以可知,前轮胎压为2.5bar,即0.25MPa。将数据代入,得MR1=475091.82 Nmm。作用在方向盘上的手力为 (3-2)式中 Dsw转向盘直径,在380550mm系列内选取,此处Dsw=400mm;iw转向器角传动比,对于乘用车,iw在1725内选取,此处iw=18;+转向器正效率,此处+=90%。代入数据,得Fh=146.63N,满足规定要求。转向盘的转向力矩TZ1为 3.2.2 齿轮齿条式转向器的设计本文依据经验选用斜齿轮。同时选择16MnCr5的小齿轮,20Cr的齿条,外壳为铝合金压铸以降低重量23。1主动齿轮轴的计算 (3-3)式中 TZ1转向盘上的转向力矩(Nmm); 材料的许用切应力,此处=55MPa。代入数据,求得,取。2齿轮的设计齿轮的一般模数常用23mm。一般用48个齿的小齿轮,915的螺旋角。本文设计中,齿轮模数选3,齿数为7,14度左旋的齿轮螺旋角,齿轮压力角选20度。通过齿轮变位来免得产生根切,变位系数取为0.46。因此 取齿宽系数d=1.2,则齿条宽度b2=dd1=25.97mm,圆整取b2=30mm,则齿轮齿宽b1=b2+10=40mm。用CATIA完成齿轮轴的设计,如图3-1所示。(a)(b)图3-1 前轮转向器齿轮轴3齿条的设计齿条可以相当于直拉杆。相互啮合的齿轮齿距p1=mn1cos1齿条齿距p2=mn2cos2必须相等,则齿条上带齿的部分mn2=3mm,2=20,变位系数x2=-0.46。齿条的螺旋角2=24。通过查阅相关文献,根据具体的整车数据,确定转向盘从一端转到另一端的总圈数为3圈,则齿条的行程为 取齿条的行程为L1=240mm。齿条直径可根据齿条的受力以及齿条的宽度进行初步估算,选取齿条的直径d2=34mm。目标车型的前轮轮距是1617mm,则根据整车的布置情况及转向系的结构,设计齿条的长度L2=770mm。利用CATIA,做出齿条的三维零件图,如图3-2所示。图3-2 前轮转向器齿条4强度校核根据机械设计23可知,齿轮齿条的许用接触应力为 (3-4)式中 Hmin1、Hmin2齿轮齿条的接触疲劳强度极限,Hmin1=1500MPa,Hmin2=1500MPa;ZN1、ZN2齿轮、齿条的寿命系数,ZN1=1.4、ZN2=1.5;SH1、SH2接触强度计算的安全系数,SH1=1.3,SH2=1.3。代入数据,求得H1=1615.38MPa,H2=1730.7MPa,因此齿轮齿条的许用接触应力H=minH1,H2=1615.38MPa。通过查阅手册,齿轮的使用系数,齿轮的动载系数,齿轮齿向载荷分布系数,齿轮齿间载荷分配系数,因此动载荷系数 齿轮齿条的接触应力 (3-5)式中 ZE材料的弹性系数,取ZE=189;ZH节点区域系数,取ZH=2.4;Z重合度系数,取Z=0.94;Z螺旋角系数,取Z=0.98;u传动比,齿轮齿条传动的传动比u,所以(u+1)/u1。代入数据,求得,合格。弯曲许用疲劳公式如下: (3-6)式中 Flim1、Flim2齿根弯曲疲劳应力,Flim1=520MPa,Flim2=520MPa;YN1、YN2弯曲强度计算的寿命系数,YN1=1,YN2=1.1;SF1、SF2齿根弯曲强度计算的安全系数,SF1=1.5,SF2=1.5。代入数据,求得F1=346.67MPa,H2=381.33MPa。齿轮齿条的弯曲疲劳应力为 (3-7)式中 b齿轮齿条的啮合宽度,此处b=b2=30mm;m齿轮齿条的法面模数,mn1=3mm,mn2=3mm;YF齿形系数,YF1=2.8,YF2=2.08;YS外齿轮齿根应力修正系数,YS1=1.55,YS2=1.96;Y螺旋角系数,Y1=0.88,Y2=0.86;Y重合度系数,Y1=0.86,Y2=0.86。代入数据,求得F1=157.33MPaF1,F2=142.75MPaF2,所以齿轮齿条的弯曲疲劳强度符合要求。3.2.3 间隙调整机构的设计齿条剖面可分为Y形、圆形和V形。我们选择加工简单的圆形剖面的。为了减小磨损,在座和齿条直接要添加减小摩擦的垫片。同时利用弹簧如图3-3所示。图3-3 自动消除间隙装置3.3 后轮转向机构的设计后轮转向装置动力来自于电机,带动后轮转向,实现四轮转向。在这里后轮的转向方式也是选用了齿条齿轮式。由于电动机的转速高、扭矩低,所以在电动机以转向器之间需要增加减速器,达到减速增扭的效果。3.3.1 齿轮齿条式转向器的设计后轮的转向装置与前轮的相同,都采用齿条齿轮式,所以计算上来说大同小异,基本一样。 阻力矩(原地转弯)MR1(Nmm)的如下: (3-8)式中 f路面和后轮车胎的动摩擦因数,f=0.7;G2后轮转向轴负荷(N),G2=12423.95N;p后轮轮胎气压(MPa),后轮胎压为2.5bar,即0.25MPa将数据代入,得MR2=646243.7 Nmm。作用在转向器齿轮轴上的扭矩为 (3-9)式中 iw转向装置角度的传动比,此处取为18;+转向器正效率,此处+=90%。将数据代入,得TZ2=39891.6 Nmm。选择16MnCr5的小齿轮,20Cr的齿条,外壳为铝合金压铸以降低重量22。主动齿轮轴的直径设计计算 (3-10)式中 许用切应力,此处为55mpa。代入数据,求得,取。设计中齿轮模数选3,齿数为7,14度左旋的齿轮螺旋角,齿轮压力角选20度。通过齿轮变位来免得产生根切,变位系数取为0.46。故斜齿圆柱齿轮直径根据公式得d3=mn3z3=21mm。取齿宽系数d=1.2,则齿条宽度b4=dd3=25.3mm,圆整取b4=26mm,则齿轮齿宽b3=b4+10=36mm。通过Catia进行了三维设计,如图3-4所示。图3-4 后轮转向器齿轮轴根据啮合关系可得,齿条上带齿的部分mn4=3mm,4=20,变位系数x4=-0.38。由于四轮转向汽车的后轮最大转角约为5,设计小齿轮轴的旋转圈数为1圈,齿条的齿数Z4=10,则齿条的行程为 取齿条的行程为L3=100mm。根据齿条的受力以及宽度进行对齿条的直径估算,选取d4=34mm。目标车型的后轮轮距是1617mm,则根据整车的布置情况及转向系的结构,设计齿条的长度L4=770mm。利用CATIA,做出齿条的三维零件图,如图3-5所示。图3-5 后轮转向器齿条3.3.2 直流电动机的选择后轮转向装置采用永磁式无刷直流电动机作为动力源,由汽车的控制系统控制来输出转速和扭矩。本文设计的车辆所带的车载电压为12V,根据电机选型,可得表3-2所示24。表3-2 直流电机主要技术参数项目规格项目规格激磁方式永磁铁激磁式旋转方向双向额定电压VDC12外壳类型全封闭额定扭矩(Nm) 1.2表面处理镀锌及压铸铝外壳额定电流A30最大电流35A额定转速(r/min) 1200连接方式平键3.3.3 减速器的设计蜗杆传动可以进行交错轴直接进行力与运动的传递。蜗杆一般用碳素钢或合金钢制造,要求齿面光洁并具有较高的硬度,此处采用45号优质碳素钢。由于后轮转向的不连续性,选择铸造铝青铜,有足够的强度,同时价格便宜。1蜗轮蜗杆传动的主要参数设计蜗杆的传动特性使得它主要受力为扭矩,因此其分度圆直径d1 要由电机的额定扭矩进行初步设计 (3-11)式中 TN电动机的额定扭矩,TN=1000Nmm; 45号钢的许用切应力,=25MPa。代入数据,计算得d15.88mm。为使传动正确啮合,蜗杆的轴面模数ma1应和蜗轮的端面模数mt2相等,轴面压力角a1和端面压力角t2相等,并且都为标准值。由机械设计手册查表得蜗杆轴面模数ma1与分度圆直径d1的对应值分别为ma1=2.5mm、d1=28mm,故ma12 d1=175mm,蜗杆的轴面压力角a1=20。蜗轮的端面模数mt2=2.5mm,端面压力角t2=20。由于电动机的额定转矩TN=1200Nmm,转向器齿轮轴上的扭矩TZ2=39891.6Nmm,因此,减速器的传动比 (3-12)考虑到可能出现的过载情况,选择i=42。此种情况下,转向器齿轮轴上的扭矩将接近于50000Nmm。由已知传动比,查询推荐表得出蜗杆头数为1,且蜗轮齿数为42。由蜗杆分度圆直径d1和头数z1,得出导程角 ,则 (3-13)为了保证正确啮合,蜗轮轮齿与蜗杆的螺旋线方向一致,且2=。蜗杆传动的标准中心距为 (3-14)式中 d1蜗杆的分度圆直径(mm);d2蜗轮的分度圆直径,d2=mt2z2=105mm。为增大中心距,采用蜗轮变位,而蜗杆不变位的方式。变位之后蜗杆的参数和尺寸不变,只是节圆不再与分度圆重合,而蜗轮变位后,只其齿顶圆和齿根圆改变了,其节圆和分度圆却仍然重合。中心矩a为 (3-14)式中 a标准中心距(mm);x变位系数,此处x=0.6;m蜗轮蜗杆的模数(mm)。代入数据得,变位后的中心距a=68mm,蜗轮的分度圆直径dt2=108mm。利用CATIA,绘出三维零件图,如图3-6所示。 图3-6 蜗轮、蜗杆的三维图2. 分析蜗杆的受力及计算载荷根据蜗杆传动的运动状态分析其受力,将蜗轮蜗杆之间的相互作用力分解成三个相互垂直的分力:圆周力Ft、轴向力Fa、和径向力Fr,如图3-7所示。且涡轮与蜗杆齿面间有Ft1和Fa2 、Fa1和Ft2 、Fr1和Fr2 这样三对相互作用力。即 (3-15)式中 T1、T2蜗杆和蜗轮轴的转矩,T1=1200Nmm,T2=39891.6Nmm;d1、d2蜗杆和蜗轮的分度圆直径,d1=28mm,d2=108mm;压力角,=20;蜗杆分度圆柱上的导程角,=5.1。代入数据,得Ft1=-Fa2=85.7N,Ft2=-Fa1=759.84N,Fr1=-Fr2=275.56N。图3-7 蜗杆传动的受力分析蜗轮传动的计算载荷是载荷系数K和名义载荷的乘积。 (3-16)式中 KA使用系数,取KA=1.2; KV动载荷系数,取KV=1.0; K齿向载荷分布系数,取K=1.2。代入数据,得K=1.44。由下式对蜗轮齿面接触疲劳强度进行检验 (3-17)式中 ZE材料的弹性系数,取;H蜗轮材料的许用接触应力,H=250MPa。代入数据,得H=207MPa250MPa,所以其齿面接触疲劳强度符合设计规定。3.蜗杆传动的效率传动功率损耗组成:齿面间啮合摩擦损耗1、蜗杆轴上支撑零件的损耗2、溅油损耗3。因此蜗杆传动的总效率式中 1 啮合效率,是影响传动效率的主要因素,当蜗杆主动时,式中是蜗杆分度圆导程角,是当量摩擦角, 经查表取; 2、 3轴承效率和溅油效率,一般取23=0.950.96。故蜗杆传动的总效率为 (3-18)代入数据,得。3.3.4 联轴器的选择联轴器可将轴与轴连接,并传递运动和动力。在设计时,先根据工作条件和要求选择合适的类型,然后按轴的直径d1、转速n和计算转矩TC,从标准中选择所需要的型号和尺寸。联轴器有很多种类型,分类方式也各不相同。按有无弹性元件,有挠性和刚性之分。使用刚性联轴器要求其连接两轴轴线应严格对中。由于凸缘联轴器成本不高、构造也不复杂,并且传递转矩大,因此在固定式刚性联轴器中应用最广23。按照GB/T 5843-2003,此处选择GY2型刚性凸缘联轴器,其零件图如3-7所示。 图3-7 凸缘联轴器的零件图3.4 装配图的绘制利用CATIA画出零件图,并进行装配。装配图如图3-10所示。 前轮转向装配图 后轮转向装配图 转向系装配图图3-10 装配图3.5 本章小结本章设计了四轮转向汽车的前轴、后轴转向器,均为齿轮齿条式,对齿轮、齿条的强度进行了校核。针对转向器会出现的磨损间隙问题设计了自动消除间隙的装置。由于后轴是由电机驱动转向,所以,选择了合适的直流电机,根据电机的参数及后轮转向所需要的动力,设计了蜗轮蜗杆式的减速器,并对关键部件进行了强度校核及有限元分析。电机的控制需要传感器提供汽车行驶的数据,所以选择了转角传感器、车速传感器、横摆角速度传感器,并分别做了介绍。314 基于有限元的关键零件优化完成静力结构有限元分析只需要按照以下流程依次完成各种步骤,即可完成有限元分析。1、建立有限元分析项目;2、材料属性设置;3、模型建立或者导入;4、网格划分、约束与载荷设置;5、求解有限元结果、结果后处理。4.1 有限元前处理4.1.1 材料设置进入材料设置界面设置,建立45钢材料的弹性模量为2.11011Pa、泊松比为0.3,如下图4-1所示。图4-1设置材料的属性4.1.2 模型导入进入DM模块导入设计好的三维模型,如下图4-2所示。图4-2导入前侧拉杆三维模型4.1.3 网格划分定义网格划分方式为多区域划分,设置相关度为100,设置网格尺寸为2mm,得到质量较好的网格如下图4-3所示。图4-3 前侧拉杆网格划分4.1.4 边界条件设置设置固定前侧拉杆的其中一个圆柱销如下图4-4所示。图4-4 固定约束由于齿轮传递的转矩为29326.6Nmm,齿轮的分度圆直接为21.6mm,故可以算出齿条传递到侧拉杆的力为1372N。在另一个圆柱销上施加1372N的力,如下图4-5所示。图4-5 施加力载荷4.2 求解与后处理设置好后,点击计算求解,得到总应力云图如下图4-6所示。图4-6 总应力云图从图中可以看出,最大应力为226.54MPa,小于拉杆材料45号钢其许用应力355MPa满足使用要求,但是可以看出中部的应力大都较小在100MPa左右,而主要应力集中在销轴底部,故有改进进行轻量化设计。4.3 优化设计根据上述分析,对侧拉杆进行优化设计,减小其厚度(由8mm改为6mm),如图4-7所示。图4-7 优化后的三维模型优化对比可知优化后的质量为0.35704 kg4.4 设计校核有限元分析方法与上述步骤和设置相同,计算得到总应力云图如下图4-8所示。图4-8 优化后的总应力云图从图中可以看出,最大应力为313.39MPa,小于拉杆材料45号钢其许用应力355MPa满足使用要求,故进行轻量化设计后的强度满足使用需求,优化合理。5 运动仿真1、在CATIA转配模块中将各零部件进行分类,如图5-1所示。图5-1 零件分类结构树2、进入DMU模块,点击“固定零件”工具按钮,创建“机械装置”如图5-2。图5-2 创建机械装置示意图3、运用“运动结合点”工具条里面的“旋转结合”“圆柱结合”“架子结合”等命令,将各运动零部件连接起来,下面以方向盘和转向轴的“旋转结合”为例,具体步骤如下:点击旋转结合命令弹出对话框如图5-3所示图5-3 创建旋转连接选择对应的轴线和平面,如图5-4所示。 图5-4 选择对应的轴线和平面选择“偏移”,单击确定,如图5-5所示。图5-5 确定偏移量4、双击盘与转向轴的“旋转结合”,选择 “驱动角度”,设置结合限制,如图5-6所示,此时弹出可仿真的提示,且构造树显示“自由度=0”如图5-7所示。图5-6 设置角度驱动图5-7 运动仿真正确建立提示窗口5、点击“使用命令进行模拟”工具,弹出“运动模拟-机械装置1”对话框,拖动光标到最右端,点击开始按钮,进行仿真。如图5-8所示。图5-8 仿真操作示意图结论本文基于CATIA三维实体设计软件,对四轮转向系进行实体设计,并利用CATIA进行了运动仿真。在实体设计和仿真过程中,得出以下结论:(1)文中介绍了当前提出的四种典型四轮转向传动机构,分别针对其组成特点进行了说明。在分类的基础上,设计了一种四轮转向系统来实现四轮转向的目的,并绘制其整体布置示意图。(2)转向器是实现转向的重要部件。根据目标车型的参数,设计了齿轮齿条式的转向器,并对齿轮、齿条进行了强度校核。选择了合适的直流电机和传感器等来实现四轮转向。(3)利用CATIA对前轮转向和四轮转向汽车进行了运动仿真。(4)并使用ANSYS/Workbench软件对关键零件进行了有限元分析,然后进行结构优化改进减轻其质量实现轻量化。通过上述设计、建模和仿真,完成了基于奥迪Q5整车参数的四轮转向系统机械机构设计,为后来者提供设计参考。致谢语2016届车辆工程专业毕业设计参考文献1 杨峰, 高翔, 王若平, 等. 两轴四轮汽车四轮转向机构的运动分析J. 中国农机化, 2005 (6): 50-53.2 胡宁等现代汽车底盘构造M上海:上海交通大学出版社,2003: 190.3 王辉. 四轮转向汽车的控制研究和操纵动力学仿真分析D. 上海交通大学硕士学位论文, 2007. 4 Irie N, Kuroki J. 4 ws Technology and the Prospects for Improvement of Vehicle DynamicsJ. 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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 element35
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