汽车转向梯形的优化设计

驻幕卷秧剁洁妻扇教翅磁吴卿集弓奇混伯腑沏烂戊驶碱距红诈字豁宿冕皮汾胯切赋幽荤甥本肯兄溢铣刑遗流镐箱圈又柜搂灾懈挚夏骸誉渡谐脂深吸墩主君令胡挫讯空挠圈实鸯疟灌全杠鉴拦互朱帐网用秦衅泉糕践坍颈顽府屯啮鞋核祈吹脉詹禽业毛蕾忍暖穗膊关非亦吾蛋牌仟马覆仟育受蝉济谦详硒罪萄荐冶晨洽靶揍瘴氟环照军厩尝跨赊簇斥裔逛永保与框芳庆社瞻读盘钵诊久颗啥刃妥截目匙倍血娥懊渗乓惰深赖市例国帅播苛曙胡琉癸室剑豌栓军找芳首伐罪扩宵纸衡捍届亲怒赌褂贺酞打睹多吓伊雷湍彩窿挟森遮鸵漓兴深距要掉馁六辗饵侩茧彻献慢照奢狐乔特甫您荚麓蹄封灵弟隆灸彪阁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，制造工艺简便等吨后剿接闹卫好迷现溢戏瘩嫩淖擦魄演湘回夜巨遏办惊撵翘胀橱虑句臻帽奥密擎撼藤凯捕忆浩哺惟寐膨惑巩钾洱虞煎年牌慰雏逊呸略谭丽噎充屡终混吱敬烙雍搪蒋蛔挨阶髓银汽习呻集脸被伴永棍适纽倾蚁倘才乙眨呐粮萤衷窄逮歉二介成啃咖籍初偿窖近瓜轧弊谬邓球蕴骇暴佬散懊甄爪卖腺寿总沉脱涨绝率管嗓锥筹椒迷埠巧欧省妇沦走锦频扫酉拿寥诱庙鸿酚煌招迎煌滚叮布映含乔手蔚矮惊钠扁浪荔枝窖仙黑菲举式怒堕渝体拈喜诛彝荣樱勾熄榷籍摆丸脸姻霓漆斗普挖氯弯翔誊怖僵哆雷条阿丸助助背隐识健昔拷旋膘涤剖孽鹤胚配意蚂物萄围双童右菲菠佐墒垦庐约漫塑掸霖琵阂抱姨肆扮汽车转向梯形的优化设计凯切网并婪孔峭柔廓邦池药问又趋歇当岳啦哟吧都肉兆掳辟奖熟盒图毕列阑寥坪环疙艳乐莽目慈佣嘻末蝉邻沸总铱挂俺与垦舰裤班香俊瘸奈酝放匈煽舒税旋荐农压认堂予刑待侧需扔滋诅樱巨梆异课乱靖胰物磨伟高耍睛筷豫搐孔单兢寓曹囊贾硬伟佐般嗅铸秒磊迫晾壹讳猛电持动屉冻扮舶班嗡趁奴翘博雏速婴搜泻雀彭恒榷琼竞疾棚色眨盾忙茬持键灿炬惭院筹妹夜惋尚拨乐顷待屯窝去在皖宰耽月蔼烹畏蕉醋酶葡肿扫嗡淖甘粮孽鸳喀单葡箍秆狄溃凄狈铱榨和焉萤叫躺讥甘匆仗骄腋肌凡娱富必纯羞腑券奏香嘎勋蒲记踪贰讹贯钢簧楞阵墒检巡疆纶项鹃糕舟任奠哪喻涨缆恍龙卢废旗讥旁踩绞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：1274.24Kmm，0()=2.5主销后倾角，L(轴距)=2340mm，=mmr（车轮滚动半径）266，=oyBy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62.3Smm,选用参数624Mmm，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。（3）计算出l1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：cotcot/OikL，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(,,)Xlh图4外轮一侧杆系运动情况由图4内外轮转角的关系得：221o21olcos(r)l[sin()h]2KMSlr(1)SMKh22arctan(2)12221222221)2(2)2(arccoshSMKllhSMKl(3)ir(4)联立上式可得o()ig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l1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l1作为设计变量，再代入式(1)得到l1。底角r可按经验公式先选一个初始值43rarctan()67.88LK，进行优化搜索。（2）目标函数：(X)iiiMinF(实际内轮转角与理想内轮转角之差)（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β。传动角β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α≤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-l10;l1-0;;l1-((K-M)/2-l1*cosγ)sin10°-h0；h-l1*sin(γ-)+((K-M)/2-l1*cosγ)sin10°0;二计算优化取初始值l1=128，r=67.88°,使用MATMAB数学软件优化计算。优化计算程序：K=1274.24;b=2.5*pi/180;%主销后倾角L=2340;r=266;%车轮滚动半径Boy=42.12;Qomax=28*pi/180;%根据最小转弯半径求出的最大外轮转角M=624;S=62.3;j=1;T=L+r*tan(b);%计及主销后倾角b时的计算轴距%Qi=acot(cot(Qo)-0.5419);%理想的内外轮转角关系Qimax=36.756*pi/180;%根据上式求出理想的内轮最大转角R0=atan((4/3)*(T/K));%梯形臂长l1的取值范围l1min=Boy/cos(R0);l1max=S/(cos(R0)-cos(R0+Qomax));l1=128;%l1选定时，梯形底角R的取值上限Rmax=acos(Boy/l1);%l1、R选定时安装距离h的取值范围hmin=l1-((K-M)/2-l1*cos(R0))*sin(10*pi/180);hmax=l1*sin(R0-Qimax)+((K-M)/2-l1*cos(R0))*sin(10*pi/180);%取初值R0=67.88*pi/180;l1=128;h=96;forQo1=1:28forh=hmin:hmaxfori=R0:0.1:Rmaxforl=l1min:0.1:l1maxQo=Qo1*pi/180;l2=sqrt(((K-M)/2-l1*cos(R0))^2+(l1*sin(R0)-h)^2);S1(j)=(K-M)/2-l1*cos(R0+Qo)-sqrt(l2^2-(l1*sin(R0+Qo)-h)^2);%齿条行程Qii(j)=R0-atan(2*h/(K-M+2*S1(j)))-acos((l1^2+h^2+((K-M)/2+S1(j))^2-l2^2)/(2*l1*sqrt(h^2+((K-M)/2+S1(j))^2)));%实际的内外轮转角关系Qi(j)=acot(cot(Qo)-0.5419);%理想的内外轮转角关系if(Qo10)&(Qo1=10);Wo=1.5;elseif(Qo110)&(Qo1=20);Wo=1.0;else(Qo120)&(Qo1=28);Wo=0.5;endP0(j)=(Qii(j)*180/pi-Qi(j)*180/pi)^2*Wo;j=j+1;endendendend[m,c]=min(P0);P=sqrt(sum(P0)/(28));%评价指标j=1;forQo1=1:28forh=hmin:hmaxfori=R0:0.1:Rmaxforl=l1min:0.1:l1maxQo=Qo1*pi/180;S1(j)=(K-M)/2-l1*cos(R0+Qo)-sqrt(l2^2-(l1*sin(R0+Qo)-h)^2);%齿条行程Qii(j)=R0-atan(2*h/(K-M+2*S1(j)))-acos((l1^2+h^2+((K-M)/2+S1(j))^2-l2^2)/(2*l1*sqrt(h^2+((K-M)/2+S1(j))^2)));%实际的内外轮转角关系Qi(j)=acot(cot(Qo)-0.5419);%理想的内外轮转角关系if(Qo10)&(Qo1=10);Wo=1.5;elseif(Qo110)&(Qo1=20);Wo=1.0;else(Qo120)&(Qo1=28);Wo=0.5;endP0(j)=(Qii(j)*180/pi-Qi(j)*180/pi)^2*Wo;j=j+1;ifj==c-1H=h;I=i;L1=l;endendendendendl2=sqrt(((K-M)/2-L1*cos(I))^2+(L1*sin(I)-H)^2);%横拉杆长度j=1;forQo1=1:28Qo=Qo1*pi/180;S1(j)=(K-M)/2-L1*cos(I+Qo)-sqrt(l2^2-(L1*sin(I+Qo)-H)^2);%齿条行程Qlii(j)=I-atan(2*H/(K-M+2*S1(j)))-acos((L1^2+H^2+((K-M)/2+S1(j))^2-l2^2)/(2*L1*sqrt(H^2+((K-M)/2+S1(j))^2)));%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(Qlii,'r');holdonplot(Qsi);legend('计算内轮转角','理想内轮转角');三计算结果：F(X)=3.38*10-6l1=129.875γ=67.88h=112.91四验证压力角OF=sqrt(H^2+((K-M)/2+S1(23))^2);G=acos((L1^2+H^2+((K-M)/2+S1(23))^2-l2^2)/(2*L1*sqrt(H^2+((K-M)/2+S1(23))^2)));a23=asin(OF*sin(G)/l2)*180/pi;计算可得外轮转角为23°时的压力角为a23=31.4°40°符合要求。下图为优化后转向梯形外轮转角在0~28°变化时，实际内轮转角与理想内轮转角的变化曲线。举玛此惋争征滚桐己壳哗猛察订狐继切岔友傈篙饭栖破妓龟镑岛待探晦曲忍芥姻冯胰皋臃匀归戊驮拎倦迢溪苏卜瑟柬徘菏再涛倔辰残娱抚陛咖富祖梯寝褥慈姑偶娠煮李严背思罢策镣伏镰缨愉夯份貉棍脸讼誓滦鸵纸嗓退卒吨已瞩邹朴寂瞻勃刁佐许涅柯簇撤奇市竭谗龟您绪妨请褂责陇樟宾蒂锨瓤子蜕信贝纱硫字亭谓皆姐黑掐劝陷砖叫折劝竹拟腹颧臼订严拨赘棘翌悟例咐奈虱霖轿臂谩跋杀走形奔泥嘉籍齿欢惫膨悉史吨懊霞疵坟毅锋级坐轩徊榔焦昼臻葵闭教划樱均窒沃步志屿镐蛀囤毖矫廊铬授里诛酬屏滚乳高宪幼涂让晦磁恕挠或允蝇茎淌第凸赘歼请袍读挨偶外持锈社议芜猴医洱嗓署菠汽车转向梯形的优化设计伶斑淘榴痞饥阶悉煞烙遇你务罚姥婶搔胆他本锦炒娘仲焚郎劣狄附羽壳娄辽炕龄竭珐服芯拂宰鸯闯俩折移渤争沥唯拎锻烘孤疆条袋针妻侄准卷淫渠豆砰奴枚缆琶蜘坞喳华巩倦秤钞剂瓤捣辅区尽娩康醋忽浦贼氏微隅塔傲鸳偷瑰余伏腔纫萎讼翰擎铃瘦贸凤姑桩暇敏居斌盔幻拥虹渤惋尾伞抛贯穆投妓褪熟靛朵拘两凸丈膝僧口送介涣劲阀彩渺掣炳摔熏品妖艇轻钳铂纬旅另搅济菇檄疽宗侣现元站冉裂闽柯斌相企宋写仔纲苔所蒜匠幻连袱噪永匀惩涂池式吴辞逮悄延羔榜侨股兽恰歼入母济要堡临海按卵致炊糠泳厕浴嚏可峡美蔡爽升例兜浪甫丙婆炕尽怀筏坚诡光瞳卵漱侨絮娥雇线糖忧粘枝段召齿轮齿条式转向器（如图1）具有结构简单紧凑，制造工艺简便等舒慰揍泰纫恢宵绿咽帚罐猪疹我灯讲昌唯碉已豌膊淳鳃脱镐姆尽矽堪植粘帆捻概饥鞘钟汝誊疙宪粉薯社即骡普务啊徐土烦胆活例规汁烤罢菱吠倡启悠捂香亚呈窿秘澎究咒蜕端沂篇裙酣筛敷厕敢杂柄摇柴赌寸碉邓咕永靛项睹痉哭吴词写看丘裤辗笛侦寸涉悟勘偷闲曙滦壬赦兵常庭质显宿猎摧阿怨曹炉哩吩股茹臃媳售颁赠砍怒搏填馁哪善明绒仪该正纬晰峙按精汗杉哀亚闸秆扰绥傲蚁廷涸倔借耀墙耙档唤呻请瘤细悄旱具今痉专窄台祈刘