【溫馨提示】壓縮包內含CAD圖有下方大圖片預覽，下拉即可直觀呈現(xiàn)眼前查看、盡收眼底縱觀。打包內容里dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，壓縮包內文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，所見才能所得，請見壓縮包內的文件及下方預覽，請細心查看有疑問可以咨詢QQ：11970985或197216396
壓縮包內含CAD圖紙和三維建模及說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985
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 四輪轉向技術原理簡介 1
1.1.2 研究的目的和意義 1
1.2 國內外研究現(xiàn)狀概述 1
1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 1
1.2.2 國內研究現(xiàn)狀 2
1.3 本文主要研究內容 2
2 轉向系統(tǒng)的整體設計 4
2.1 四輪轉向系統(tǒng)的類型 4
2.2 整車布置的設計 4
2.3 本章小結 5
3 轉向器的設計 6
3.1 設計目標車輛主要參數 6
3.2 前輪轉向器的設計 6
3.2.1 轉向系計算載荷的確定 6
3.2.2 齒輪齒條式轉向器的設計 7
3.2.3 間隙調整機構的設計 10
3.3 后輪轉向機構的設計 10
3.3.1 齒輪齒條式轉向器的設計 10
3.3.2 直流電動機的選擇 12
3.3.3 減速器的設計 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 17
4 基于有限元的關鍵零件優(yōu)化 18
4.1 有限元前處理 18
4.1.1 材料設置 18
4.1.2 模型導入 18
4.1.3 網格劃分 18
4.1.4 邊界條件設置 19
4.2 求解與后處理 20
4.3 優(yōu)化設計 20
4.4 設計校核 20
5 運動仿真 22
結論 25
致謝語 26
參考文獻 27
Abstract 28
5
汽車四輪轉向系統(tǒng)結構的建模與優(yōu)化
摘 要
四輪轉向系統(tǒng)利用行駛中的某些信息來控制后輪的轉角輸入，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向系統(tǒng)，為控制前后輪的協(xié)調偏轉，提供了七種控制策略。根據已有的研究，設計了一種電控電動式的四輪轉向系統(tǒng)，對其主要結構進行了介紹?；趭W迪Q5的基本參數，對四輪轉向的整體布置結構進行了設計，并且詳細設計了齒輪齒條式的前輪轉向機構和后輪轉向機構。利用三維建模軟件CATIA對四輪轉向系統(tǒng)進行了三維建模，并進行了運動仿真。最后利用ANSYS/Workbench軟件對其中的關鍵零件進行了有限元分析，通過分析結果對其結構進行了優(yōu)化設計。
通過上述設計、建模和仿真，完成了基于奧迪Q5整車參數的四輪轉向系統(tǒng)機械機構設計，為后來者提供設計參考。
關鍵詞： 四輪轉向； 轉向機； 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 四輪轉向技術原理簡介
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彎的方式被稱為四輪轉向技術,這種轉向方式的作用示意圖如圖1-1所示。
圖1-1 兩種轉向方式的示意圖
四輪轉向的方式與僅僅只有前車輪可以轉彎相比有如下優(yōu)點[1]：
（1）車輛在大幅度轉向并且轉向速度較低時，前輪與后輪的轉動時不同方向的，這樣不僅使轉彎半徑減小了，并且讓車輛轉彎更加靈活。
（2）車輛轉彎速度較高時，前輪和后輪轉動方向相同，可以實現(xiàn)快速轉向并且不會使車輛擺動過大,讓車輛轉彎更加穩(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
車輛轉向系統(tǒng)的操作穩(wěn)定性與車輛的穩(wěn)定性息息相關,也是保障行車安全的重要因素。所以，設計一個穩(wěn)定高校的轉向系統(tǒng)變得尤為重要。此外，對轉向結構進行設計并且對轉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。
通過查詢資料與設計的過程，掌握產品的基本設計思路及設計過程，可以鞏固所學的專業(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 國內外研究現(xiàn)狀概述
4ws是一種新的轉向方式，如今應用并不是很廣泛在全球，究其原因，一為4ws技術發(fā)展時間較短并不成熟，二為目前造價稍高。但是，4ws技術的效果和優(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世紀初至20世紀60年代
20世紀初至20世紀60年代誕生了4ws技術并且得到了初步的應用。在一九零七年，首個四輪轉向專利在日本誕生[4]，后輪轉向結構與前輪轉向結構通過一根軸連接，讓后輪也能夠轉向。這也基本上是4ws最早的案例了。
（2）20世紀60年代后期至20世紀90年代初
在一九六二年的日本，后輪主動轉向的想法在一次車輛工程協(xié)會的技術會上被人題出，這也讓人們開始了4ws系統(tǒng)的研究。在這個時期，學者們也逐漸發(fā)現(xiàn)了4ws系統(tǒng)能夠提升車輛高速轉彎的穩(wěn)定性。
在一九八五年，NISSAN企業(yè)在第一次將4ws系統(tǒng)應用到實車中去，也是世界上的首次的實車應用，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動，顯著的提升車輛高速轉彎的穩(wěn)定性[4]。
（3）20世紀90年代至今
借助于快速發(fā)展的現(xiàn)代控制技術和電子技術，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，對車輛的的側向、縱向和豎直方向的動力學控制進行了研究。
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)定性控制與轉向輸入響應的穩(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)設計，提出的以最大的穩(wěn)定性最佳的一個設計，以及來模擬最優(yōu)的4WS系統(tǒng)的響應的第二個設計。
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向控制方法。
1.2.2 國內研究現(xiàn)狀
國內研究車輛4WS技術的時間很短，研究現(xiàn)狀如下：
吉林大學郭孔輝[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)受輪胎側偏特性的影響作用。
武漢大學巫世晶[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)的模糊神經網絡控制器進行了設計，通過分析控制器，控制性能顯著。
天津大學[11]也探討了4WS系統(tǒng)的非線性控制，對4WS系統(tǒng)產生隨機時滯的參數范圍進行了研究。
1.3 本文主要研究內容
本文選取奧迪Q5為主體設計對象，設計一種汽車四輪轉向系統(tǒng)，并對汽車的運動進行仿真，其中關于轉向系統(tǒng)的設計，偏重于轉向傳動機構。電機的控制策略等不在研究范圍內。
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容如下：
（1）設計前轉向橋的轉向機構，選擇合適的轉向器類型，進行轉向器的設計計算，確定主要零件的規(guī)格等。
（2）設計后轉向橋的轉向機構，選擇合適的轉向器類型，合理選擇驅動電機，設計減速機構。
（3）基于阿克曼轉向原理，對與獨立懸架配用的雙梯形轉向傳動機構的尺寸進行優(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 轉向系統(tǒng)的整體設計
眾所周知，車輛行駛方向需要轉向系統(tǒng)來進行控制，而前后輪的協(xié)作轉向對于整車的轉彎性能十分重要。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準來不斷地調整方向盤轉動。因此，轉向系統(tǒng)的任務是以盡可能明確的關系將轉向盤角度轉換為車輪轉向角，并將有關車輛運動狀態(tài)的反饋回傳給方向盤。
2.1 四輪轉向系統(tǒng)的類型
讓方向盤帶動前輪和后輪的轉向機構一起按照給定的量轉是實現(xiàn)4WS轉向的關鍵，并且同時驅動轉向輪并且讓四輪協(xié)調轉動。通過驅動轉向車輪的方式和如何傳遞轉動量方式的不一樣，4WS系統(tǒng)有如下的分類：
（1）機械式四輪轉向系統(tǒng)
機械式4WS系統(tǒng)[2]由中心傳動軸和前后輪轉向裝置構成。將機械式轉向裝置安置在后來，而將液壓式轉向器放在前輪上，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。小角度轉方向盤時，同時發(fā)生前后輪的轉動，當增大轉動方向盤的角度時，后輪逐漸回到豎直方向，之后向相反方向轉動。
（2）液壓式四輪轉向系統(tǒng)
液壓式4WS系統(tǒng)[2]主要由轉向傳輸軸、前后輪轉向器、轉向油泵、控制系統(tǒng)與傳感器等構成。通過速度傳感器指導后輪的轉動，而轉向傳輸軸引導轉動的角度。后輪轉向裝置和后輪是兩根橫拉桿連著，實現(xiàn)聯(lián)動。
（3）液壓-電控驅動四輪轉向系統(tǒng)
電控-液壓式4WS轉向系統(tǒng)和第二種方式類似， 區(qū)別在于后輪的偏轉方向和偏轉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構。
（4）電動-電控四輪轉向系統(tǒng)
電動-電控4WS系統(tǒng)[2]用電控的電機驅動后輪轉動。前輪轉向器和后輪轉向器之間既沒有機械傳動裝置，也沒有機械連接裝置，。
2.2 整車布置的設計
電控電動式4WS系統(tǒng)構成簡單、裝車重量更輕、制造成本更低、整體布置更加方便靈活。計算機技術的發(fā)展和應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)進行設計，方案如圖2-1所示。
1.前輪2.前輪轉向機構3.前輪轉角傳感器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.后輪轉角傳感器11.后輪轉向機構12.后輪
圖2-1 四輪轉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，通過數模信號轉換，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，信號轉換后傳給ECU，通過ECU進行控制，根據實時情況來讓車輛穩(wěn)定的轉彎[21]。
ecu是四輪轉向系統(tǒng)的關鍵，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
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。在分類的基礎上，設計了一種四輪轉向系統(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 轉向器的設計
轉向器顧名思義，就是車輛用來改變車輛行駛的方向的機構，通過司機的操作，把轉向的信息從方向盤傳導到車輛的輪子上實現(xiàn)轉向，同時可以在汽車轉向行駛時實現(xiàn)路面情況對駕駛員的反饋，有助于駕駛員及時調整方向盤。
3.1 設計目標車輛主要參數
我們需要整車參數才能進行轉向器的設計，參數如表3-1。
表3-1 整車主要參數
參數名稱
數值
參數名稱
數值
長(mm)
4629
軸距(mm)
2807
寬(mm)
1880
空車質量(kg)
1865
高(mm)
1653
滿載質量(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 前輪轉向器的設計
機械式的轉向器可分為4類，有球循環(huán)式、齒條齒輪式、指銷蝸桿式、滾輪蝸桿式。其中小型車應用比較廣泛的齒條齒輪式，其輕便、成本低、構造簡單、較高的轉向效率、可以自動消隙[22]。所以，本文選用齒條齒輪式進行設計。
3.2.1 轉向系計算載荷的確定
組成轉向器的各個部件的強度與車輛行駛的安全性息息相關。我們需要通過整體結構的受力分析來進行強度計算。阻力矩（原地轉彎）MR1(N·mm)的如下：
(3-1)
式中 f ——路面和車胎的動摩擦系數，F(xiàn) = 0.7；
G1 ——前輪轉向軸負荷(N)，根據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。
將數據代入，得MR1=475091.82 N·mm。
作用在方向盤上的手力為
(3-2)
式中 Dsw——轉向盤直徑，在380～550mm系列內選取，此處Dsw=400mm；
iw ——轉向器角傳動比，對于乘用車，iw在17～25內選取，此處iw=18；
η+ ——轉向器正效率，此處η+=90%。
代入數據，得Fh=146.63N，滿足規(guī)定要求。
轉向盤的轉向力矩TZ1為
3.2.2 齒輪齒條式轉向器的設計
本文依據經驗選用斜齒輪。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 ——轉向盤上的轉向力矩(N·mm)；
[τ] ——材料的許用切應力，此處[τ]=55MPa。
代入數據，求得，取。
2．齒輪的設計
齒輪的一般模數常用2～3mm。一般用4~8個齒的小齒輪，9°～15°的螺旋角。本文設計中，齒輪模數選3，齒數為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生根切，變位系數取為0.46。
因此
取齒寬系數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完成齒輪軸的設計，如圖3-1所示。
（a）
（b）
圖3-1 前輪轉向器齒輪軸
3．齒條的設計
齒條可以相當于直拉桿。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x2=-0.46。齒條的螺旋角β2=24°。
通過查閱相關文獻，根據具體的整車數據，確定轉向盤從一端轉到另一端的總圈數為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。
目標車型的前輪輪距是1617mm，則根據整車的布置情況及轉向系的結構，設計齒條的長度L2=770mm。
利用CATIA，做出齒條的三維零件圖，如圖3-2所示。
圖3-2 前輪轉向器齒條
4．強度校核
根據《機械設計》[23]可知，齒輪齒條的許用接觸應力為
(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，ZN1=1.4、ZN2=1.5；
SH1、SH2 ——接觸強度計算的安全系數，SH1=1.3，SH2=1.3。
代入數據，求得[σ]H1=1615.38MPa，[σ]H2=1730.7MPa，因此齒輪齒條的許用接觸應力[σ]H=min{[σ]H1，[σ]H2}=1615.38MPa。
通過查閱手冊，齒輪的使用系數，齒輪的動載系數，齒輪齒向載荷分布系數，齒輪齒間載荷分配系數，因此動載荷系數
齒輪齒條的接觸應力
(3-5)
式中 ZE ——材料的彈性系數，取ZE=189；
ZH ——節(jié)點區(qū)域系數，取ZH=2.4；
Zε ——重合度系數，取Zε=0.94；
Zβ ——螺旋角系數，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。
代入數據，求得，合格。
彎曲許用疲勞公式如下：
(3-6)
式中 σFlim1、σFlim2 ——齒根彎曲疲勞應力，σFlim1=520MPa，σFlim2=520MPa；
YN1、YN2——彎曲強度計算的壽命系數，YN1=1，YN2=1.1；
SF1、SF2 ——齒根彎曲強度計算的安全系數，SF1=1.5，SF2=1.5。
代入數據，求得[σ]F1=346.67MPa，[σ]H2=381.33MPa。
齒輪齒條的彎曲疲勞應力為
(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，mn1=3mm，mn2=3mm；
YF ——齒形系數，YF1=2.8，YF2=2.08；
YS ——外齒輪齒根應力修正系數，YS1=1.55，YS2=1.96；
Yβ ——螺旋角系數，Yβ1=0.88，Yβ2=0.86；
Yε ——重合度系數，Yε1=0.86，Yε2=0.86。
代入數據，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 間隙調整機構的設計
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 后輪轉向機構的設計
后輪轉向裝置動力來自于電機，帶動后輪轉向，實現(xiàn)四輪轉向。在這里后輪的轉向方式也是選用了齒條齒輪式。由于電動機的轉速高、扭矩低，所以在電動機以轉向器之間需要增加減速器，達到減速增扭的效果。
3.3.1 齒輪齒條式轉向器的設計
后輪的轉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，f=0.7；
G2 ——后輪轉向軸負荷(N)，G2=12423.95N；
p ——后輪輪胎氣壓(MPa)，后輪胎壓為2.5bar，即0.25MPa
將數據代入，得MR2=646243.7 N·mm。
作用在轉向器齒輪軸上的扭矩為
(3-9)
式中 iw ——轉向裝置角度的傳動比，此處取為18；
η+ ——轉向器正效率，此處η+=90%。
將數據代入，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計計算
(3-10)
式中 [τ]——許用切應力，此處為55mpa。
代入數據，求得，取。
設計中齒輪模數選3，齒數為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生根切，變位系數取為0.46。
故斜齒圓柱齒輪直徑根據公式得d3=mn3z3=21mm。
取齒寬系數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進行了三維設計，如圖3-4所示。
圖3-4 后輪轉向器齒輪軸
根據嚙合關系可得，齒條上帶齒的部分mn4=3mm，α4=20°，變位系數x4=-0.38。
由于四輪轉向汽車的后輪最大轉角約為5°，設計小齒輪軸的旋轉圈數為1圈，齒條的齒數Z4=10，則齒條的行程為
取齒條的行程為L3=100mm。
根據齒條的受力以及寬度進行對齒條的直徑估算，選取d4=34mm。
目標車型的后輪輪距是1617mm，則根據整車的布置情況及轉向系的結構，設計齒條的長度L4=770mm。
利用CATIA，做出齒條的三維零件圖，如圖3-5所示。
圖3-5 后輪轉向器齒條
3.3.2 直流電動機的選擇
后輪轉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)控制來輸出轉速和扭矩。
本文設計的車輛所帶的車載電壓為12V，根據電機選型，可得表3-2所示[24]。
表3-2 直流電機主要技術參數
項目
規(guī)格
項目
規(guī)格
激磁方式
永磁鐵激磁式
旋轉方向
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
額定轉速(r/min)
1200
連接方式
平鍵
3.3.3 減速器的設計
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)質碳素鋼。由于后輪轉向的不連續(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設計
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號鋼的許用切應力，[τ]=25MPa。
代入數據，計算得d1≥5.88mm。
為使傳動正確嚙合，蝸桿的軸面模數ma1應和蝸輪的端面模數mt2相等，軸面壓力角αa1和端面壓力角αt2相等，并且都為標準值。
由《機械設計手冊》查表得蝸桿軸面模數ma1與分度圓直徑d1的對應值分別為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mt2=2.5mm，端面壓力角αt2=20°。
由于電動機的額定轉矩TN=1200N·mm，轉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為1，且蝸輪齒數為42。
由蝸桿分度圓直徑d1和頭數z1，得出導程角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。
蝸桿傳動的標準中心距為
(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 ——標準中心距(mm)；
x ——變位系數，此處x=0.6；
m ——蝸輪蝸桿的模數(mm)。
代入數據得，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程角，γ=5.1°。
代入數據，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K和名義載荷的乘積。
(3-16)
式中 KA——使用系數，取KA=1.2；
KV——動載荷系數，取KV=1.0；
Kβ——齒向載荷分布系數，取Kβ=1.2。
代入數據，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，??；
[σ]H——蝸輪材料的許用接觸應力，[σ]H=250MPa。
代入數據，得σH=207MPa<250MPa，所以其齒面接觸疲勞強度符合設計規(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，當蝸桿主動時，，式中是蝸桿分度圓導程角，是當量摩擦角， 經查表??；
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)
代入數據，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。在設計時，先根據工作條件和要求選擇合適的類型，然后按軸的直徑d1、轉速n和計算轉矩TC，從標準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嚴格對中。由于凸緣聯(lián)軸器成本不高、構造也不復雜，并且傳遞轉矩大，因此在固定式剛性聯(lián)軸器中應用最廣[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。
前輪轉向裝配圖
后輪轉向裝配圖
轉向系裝配圖
圖3-10 裝配圖
3.5 本章小結
本章設計了四輪轉向汽車的前軸、后軸轉向器，均為齒輪齒條式，對齒輪、齒條的強度進行了校核。針對轉向器會出現(xiàn)的磨損間隙問題設計了自動消除間隙的裝置。由于后軸是由電機驅動轉向，所以，選擇了合適的直流電機，根據電機的參數及后輪轉向所需要的動力，設計了蝸輪蝸桿式的減速器，并對關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據，所以選擇了轉角傳感器、車速傳感器、橫擺角速度傳感器，并分別做了介紹。
31
4 基于有限元的關鍵零件優(yōu)化
完成靜力結構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、材料屬性設置；
3、模型建立或者導入；
4、網格劃分、約束與載荷設置；
5、求解有限元結果、結果后處理。
4.1 有限元前處理
4.1.1 材料設置
進入材料設置界面設置，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設置材料的屬性
4.1.2 模型導入
進入DM模塊導入設計好的三維模型，如下圖4-2所示。
圖4-2導入前側拉桿三維模型
4.1.3 網格劃分
定義網格劃分方式為多區(qū)域劃分，設置相關度為100，設置網格尺寸為2mm，得到質量較好的網格如下圖4-3所示。
圖4-3 前側拉桿網格劃分
4.1.4 邊界條件設置
設置固定前側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
設置好后，點擊計算求解，得到總應力云圖如下圖4-6所示。
圖4-6 總應力云圖
從圖中可以看出，最大應力為226.54MPa，小于拉桿材料45號鋼其許用應力355MPa滿足使用要求，但是可以看出中部的應力大都較小在100MPa左右，而主要應力集中在銷軸底部，故有改進進行輕量化設計。
4.3 優(yōu)化設計
根據上述分析，對側拉桿進行優(yōu)化設計，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)化后的質量為0.35704 kg
4.4 設計校核
有限元分析方法與上述步驟和設置相同，計算得到總應力云圖如下圖4-8所示。
圖4-8 優(yōu)化后的總應力云圖
從圖中可以看出，最大應力為313.39MPa，小于拉桿材料45號鋼其許用應力355MPa滿足使用要求，故進行輕量化設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 零件分類結構樹
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“運動結合點”工具條里面的“旋轉結合”“圓柱結合”“架子結合”等命令，將各運動零部件連接起來，下面以方向盤和轉向軸的“旋轉結合”為例，具體步驟如下：
①點擊旋轉結合命令彈出對話框如圖5-3所示
圖5-3 創(chuàng)建旋轉連接
②選擇對應的軸線和平面，如圖5-4所示。
圖5-4 選擇對應的軸線和平面
③選擇“偏移”，單擊確定，如圖5-5所示。
圖5-5 確定偏移量
4、雙擊盤與轉向軸的“旋轉結合”，選擇 “驅動角度”，設置結合限制，如圖5-6所示，此時彈出可仿真的提示，且構造樹顯示“自由度=0”如圖5-7所示。
圖5-6 設置角度驅動
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
結論
本文基于CATIA三維實體設計軟件，對四輪轉向系進行實體設計，并利用CATIA進行了運動仿真。在實體設計和仿真過程中，得出以下結論：
（1）文中介紹了當前提出的四種典型四輪轉向傳動機構，分別針對其組成特點進行了說明。在分類的基礎上，設計了一種四輪轉向系統(tǒng)來實現(xiàn)四輪轉向的目的，并繪制其整體布置示意圖。
（2）轉向器是實現(xiàn)轉向的重要部件。根據目標車型的參數，設計了齒輪齒條式的轉向器，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)四輪轉向。
（3）利用CATIA對前輪轉向和四輪轉向汽車進行了運動仿真。
（4）并使用ANSYS/Workbench軟件對關鍵零件進行了有限元分析，然后進行結構優(yōu)化改進減輕其質量實現(xiàn)輕量化。
通過上述設計、建模和仿真，完成了基于奧迪Q5整車參數的四輪轉向系統(tǒng)機械機構設計，為后來者提供設計參考。
致謝語
2016屆車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計
參考文獻
[1] 楊峰, 高翔, 王若平, 等. 兩軸四輪汽車四輪轉向機構的運動分析[J]. 中國農機化, 2005 (6): 50-53.
[2] 胡寧等．現(xiàn)代汽車底盤構造[M]．上海：上海交通大學出版社，2003: 190.
[3] 王輝. 四輪轉向汽車的控制研究和操縱動力學仿真分析[D]. 上海交通大學碩士學位論文, 2007.
[4] Irie N, Kuroki J. 4 ws Technology and the Prospects for Improvement of Vehicle Dynamics[J]. Safety, 1990, 2015: 06-22.
[5] Inoue H, Sugasawa F. Comparison of feedforward and feedback control for 4WS[J]. Vehicle System Dynamics, 1993, 22(5-6): 425-436.
[6] Lee A. Performance of four-wheel-steering vehicles in lane change maneuvers[J]. 1995.
[7] Cho Y H, Kim J. Design of optimal four-wheel steering system[J]. Vehicle System Dynamics, 1995, 24(9): 661-682.
[8] HIGUCHI A, SAITOH Y. Optimal control of four wheel steering vehicle[J]. Vehicle System Dynamics, 1993, 22(5-6): 397-410.
[9] 郭孔輝, 軋浩. 車輛四輪轉向系統(tǒng)的控制方法[J]. 吉林工業(yè)大學學報, 1998, 28(4): 1-4.
[10] Wu S, Zhu E, Qin M, et al. Control of Four-Wheel-Steering Vehicle Using GA Fuzzy Neural Network[C]//Intelligent Computation Technology and Automation (ICICTA), 2008 International Conference on. IEEE, 2008, 1: 869-873.
[11] 王洪禮, 胡斌. 汽車四輪轉向非線性系統(tǒng)的神經網絡控制[J]. 汽車工程, 2003, 25(3): 236-238.
[12] 郭孔輝, 軋浩. 四輪轉向的控制方法的發(fā)展[J]. 中國機械工程, 1998, 9(5): 73-75.
[13] Sano S, Furukawa Y, Shiraishi S. Four wheel steering system with rear wheel steer angle controlled as a function of steering wheel angle[J]. Training, 1986, 2002: 02-22.
[14] 《汽車工程手冊》編輯委員會．汽車工程手冊(設計篇) [M]. 北京：人民交通出版社，2001
[15] Takiguchi T, Yasuda N, Furutani S, et al. Improvement of vehicle dynamics by vehicle-speed-sensing four-wheel steering system[J]. Training, 1986, 2013: 11-18.
[16] Eguchl T, Saklta Y, Kawagoe K et al. Development of “Super Hicas”. A New Rear Wheel Steering System with Phaserversal Control.SAE Paper 89197 ,1989.
[17] Yin G D, Chen N, Wang J X, et al. Robust control for 4WS vehicles considering a varying tire-road friction coefficient[J]. International Journal of Automotive Technology, 2010, 11(1): 33-40.
[18] Tu X, Tang L. ROBUST NAVIGATION CONTROL IMPLEMENTATION AND EXPERIMENTS ON A 4WD/4WS ROBOTIC VEHICLE[J]. Robust navigation control and headland turning optimization of agricultural vehicles, 2013: 60.
[19] Li M, Xu H, Jia Y. Parameter optimization for decoupling controllers of 4WS vehicles[J]. Artificial Life and Robotics, 2013, 18(1-2): 64-69.
[20] LIU C, GUAN Z, DU F. Simulation Analysis on Lateral Stability Performance of Four-wheel Steering Tractor-semitrailer[J]. Journal of System Simulation, 2013, 5: 045.
[21] 汪東明, 陳南. 電控電動式四輪轉向系統(tǒng)的研究與發(fā)展[J]. 汽車電器, 2004 (4): 8-10.
[22] 王望予. 汽車設計[M]. 第4版. 北京：機械工業(yè)出版社，2010.
[23] 王黎欽. 機械設計[M].第5版. 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2010.
[24] 謝剛. 汽車電動助力轉向系統(tǒng)的設計與控制技術研究 [D][D]. 成都: 四川大學, 2006.
[25] 楊財, 周艷霞. 方向盤轉角傳感器研究進展[J]. 傳感器與微系統(tǒng), 2008, 26(11): 1-4.
[26] 程曉懿. 車輛橫擺角速度估計方法的研究[J]. 輕型汽車技術, 2007 (7): 10-13.
[27] Ackermann J, Bünte T, Sienel W, et al. Driving safety by robust steering control[C]//in Proc. Int. Symposium on Advanced Vehicle Control. 1996.
[28] 方錫邦, 王其東. 雙橫臂獨立懸架轉向傳動機構的優(yōu)化設計[J]. 合肥工業(yè)大學學報: 自然科學版, 2001, 24(5): 950-954.
[29] 石啟龍, 楊建偉. 基于 MATLAB 的斷開式轉向梯形機構的優(yōu)化設計[J]. 機械設計與制造, 2011 (2): 8-10.
[30] 余志生.汽車理論[M].北京:機械工業(yè)出版社，2012.
[31] 劉春輝, 王增才. 四輪轉向車輛操縱穩(wěn)定性仿真分析[J]. 計算機仿真, 2008, 25(8): 253-257.
[32] 舒進, 陳思忠. 四輪轉向車輛運動計算分析[J]. 湖北汽車工業(yè)學院學報, 2002, 16(3): 1-5.
[33] 郭孔輝.汽車操縱穩(wěn)定性[M].長春:吉林人民出版社，2007．
33
2016屆車輛工程專業(yè)畢業(yè)設計
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
35