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壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 某乘用車轉向小齒輪助力式轉向系統(tǒng)設計
某乘用車轉向小齒輪助力式轉向系統(tǒng)設計
摘 要
電動助力轉向系統(tǒng)(EPS)是一種直接依靠電動機提供輔助轉矩的動力轉向系統(tǒng)，齒輪助力式動力轉向系統(tǒng)(P-EPS)的電動機和減速機構與小齒輪相連，直接驅動轉向齒輪助力轉向，具有重量輕、安裝靈活、維修方便、控制容易等優(yōu)點。
本文以豐田卡羅拉車型作為參考對象。第一，在初步了解電動助力轉向系統(tǒng)的基礎上，按照對電動助力轉向系統(tǒng)的性能要求，合理確定小齒輪助力式轉向系統(tǒng)的總體結構方案，即機械部分和電子控制伺服系統(tǒng)。對轉向系統(tǒng)的機械部分，即齒輪齒條式轉向器進行設計計算，合理選擇齒輪、齒條的參數(shù)，保證其機械部分滿足性能要求，并利用CATIA工具軟件繪制齒輪齒條轉向器的三維模型；第二，利用MATLAB工具軟件，對斷開式轉向梯形進行優(yōu)化，其目的是在在規(guī)定的轉角范圍內使實際的內輪轉角盡量地接近對應的理想的內輪轉角；第三，利用有限元分析軟件ANSYS對轉向節(jié)進行強度分析，使轉向節(jié)在越過不平路面、緊急制動、轉向側滑工況下滿足強度要求。
關鍵詞：小齒輪助力式轉向系統(tǒng)；三維建模；轉向梯形；轉向節(jié)
Design of Pinion Electric Power Steering
System
Abstract
The Electric Power Steering System, which is short for EPS, is a kind of
power steering system which directly depends on the power provided by the motor. P-EPS connected with the motor and the reduction mechanism, directly drive the steering gear, which has the advantages of light weight, flexible installation, easing to repair, easy controlling and so on.
This article is based on the reference object model Toyota Corolla, made by the FAW Toyota Automobile Co. Ltd. Firstly, on the basis of preliminary understanding of electric power steering system ,in accordance with the performance requirements for the electric power steering system, reasonably determine the power steering system overall structure of the system.The mechanical part of the steering system, namely the gear rack type steering gear is designed and calculated, the mechanical part can meet the performance requirements, rack and pinion steering and rendering 3D model is to use the CATIA tool. Secondly, using the MATLAB tool software, the splitting Ackerman steering linkage optimization, the purpose is the corner within the prescribed scope of the inner wheel angle to close the corresponding ideal inner round corner; Thirdly, in order to analyze the strength of the steering knuckle using finite element analysis software ANSYS, the steering knuckle over the uneven road, emergency brake, sideslip and composite conditions meet the strength requirements.
Key Words：P-EPS, Three Dimensional Modeling, Steering Trapezoid, Steering Knuckle
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第 1 章 緒論 1
1.1 本課題研究的目的和意義 1
1.2 國內外研究現(xiàn)狀概述 1
1.3 本課題主要研究內容及技術方案 3
第 2 章 轉向系統(tǒng)總體方案設計 5
2.1 電動助力轉向系統(tǒng)概述 5
2.1.1 電動助力轉向系統(tǒng)的基本原理和工作特點 5
2.2 電動助力轉向系統(tǒng)分類 6
2.2.1 轉向軸助力式轉向系統(tǒng) 6
2.2.2 小齒輪助力式轉向系統(tǒng) 6
2.2.3 齒條助力式轉向系統(tǒng) 6
2.3 小齒輪助力式轉向系統(tǒng)總體設計方案 7
2.3.1 小齒輪助力式EPS總體結構方案 7
2.4 齒輪齒條轉向器的設計計算 7
2.4.1 轉向系計算載荷的確定 7
2.4.2 EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉向器的主要元件 9
2.4.3 EPS系統(tǒng)轉向傳動比 11
2.4.4 齒輪齒條式轉向器的設計要求 11
2.4.5 齒輪軸和齒條的設計計算 11
2.5 本章小結 12
第 3 章 斷開式轉向梯形優(yōu)化設計 14
3.1 轉向系統(tǒng)的結構模型 14
3.2 理想的左右輪轉角關系 15
3.3 用解析法求實際的內外輪轉角關系[7] 15
3.4 轉向傳動機構優(yōu)化設計 17
3.4.1 目標函數(shù)的建立 17
3.4.2 設計變量與約束條件 19
3.5 本章小結 20
第 4 章 轉向節(jié)有限元分析 21
4.1 轉向節(jié)概述 21
4.2 有限元法和ANSYS分析軟件 21
4.2.1 有限元法概述 21
4.2.2 ANSYS軟件介紹 22
4.2.3 ANSYS Workbench 簡介 23
4.3 轉向節(jié)強度分析 24
4.3.1越過不平路面工況 26
4.3.2緊急制動工況 28
4.3.3轉向側滑工況 30
4.4本章小節(jié) 32
結論 33
致 謝 34
參考文獻 35
- IX -
某乘用車轉向小齒輪助力式轉向系統(tǒng)設計
第 1 章 緒論
1.1 本課題研究的目的和意義
2013年中國已經成為世界上最大的汽車產銷國，市場競爭的日益加劇引導了汽車技術的迅速發(fā)展，電動助力系統(tǒng)具有節(jié)能環(huán)保、高度的控制性、高性能化、組件少，節(jié)省裝配時間、重量輕、成本低效益高、易與汽車其它電子控制系統(tǒng)集成和不需要特殊保養(yǎng)等優(yōu)點。電動助力轉向系統(tǒng)（EPS）代表未來動力轉向技術的發(fā)展方向，將作為標準件裝備到汽車上，并將在動力轉向領域占據(jù)重要地位。
電動助力轉向系統(tǒng)是在傳統(tǒng)機械轉向機構基礎上，增加信號傳感器裝置、電子控制裝置和轉向助力機構等構成的。電動助力轉向系統(tǒng)的功能著眼點是使用電力驅動執(zhí)行機構實現(xiàn)在不同的駕駛條件下為駕駛人員提供適宜的輔助力。系統(tǒng)主要由以下幾個部分組成：電子控制單元（ECU）、車速傳感器和扭矩傳感器、伺服電動機、變速機構和轉向柱總成等 [1]。隨著生活水平和消費水平的提高，人們對汽車的操縱穩(wěn)定性的要求也越來越高，轉向系統(tǒng)作為其重要的影響因素已成為現(xiàn)代汽車研究的重要課題。
通過對本課題的研究，了解電動助力系統(tǒng)未來發(fā)展的主要方向：改進控制系統(tǒng)性能和降低控制系統(tǒng)的制造成本，未來的電動助力轉向系統(tǒng)還將向著電子四輪轉向的方向發(fā)展，并與電子懸架統(tǒng)一、協(xié)調控制，從而實現(xiàn)電動助力轉向系統(tǒng)與汽車上的其它控制單元的通訊聯(lián)系，實現(xiàn)控制系統(tǒng)的集約化。電動助力轉向系統(tǒng)的發(fā)展的總體趨勢本質而言并沒有大幅度的改變電動助力轉向系統(tǒng)的基本框架結構，其機械部分的比重都比較大。放眼將來，電動轉向系統(tǒng)將向著更純粹的電子化和智能化的動力轉向系統(tǒng)發(fā)展[2]。
本論文研究目的在于對小齒輪助力式轉向系統(tǒng)進行總體方案設計、參數(shù)計算、三維建模、有限元分析等，以達到綜合應用所學知識，分析解決實際工程問題，鍛煉創(chuàng)造能力的目的。
1.2 國內外研究現(xiàn)狀概述
電動助力轉向系統(tǒng)是于20世紀80年代中期提出來的。世界各主要汽車生產國對電動助力轉向系統(tǒng)均進行了深入的研究與系統(tǒng)開發(fā)設計。
EPS 系統(tǒng)最先在日本獲得實際應用。日本鈴木公司于1988年首次在其生產的 Cervo 車上裝備了 EPS系統(tǒng)，隨后用在 Alto 車上。此后，電動助力轉向技術得到了迅速的發(fā)展。日本的大發(fā)汽車公司、三菱汽車公司、本田汽車公司、美國的 Delphi 汽車公司、TRW 公司，德國的 ZF 公司，都相繼研制出各自的 EPS系統(tǒng)。其中技術發(fā)展最快、應用較為成熟的當屬 TRW 轉向系統(tǒng)和 Delphi Saginaw(薩吉諾)轉向系統(tǒng)，而Delphi Saginaw(薩吉諾)轉向系統(tǒng)又代表著電動轉向系統(tǒng)發(fā)展的前沿。TRW 公司從 1998 年開始便投入大量的人力、物力用于 EPS 系統(tǒng)的開發(fā)。最初針對客車轉向柱助力式 EPS 系統(tǒng)，其后的小齒輪助力式 EPS 系統(tǒng)開發(fā)也獲得成功。1999 年，TRW 公司的 EPS 系統(tǒng)已經裝備在轎車上，如 Ford Fiesta 和 Mazda 323F 等。Delphi 汽車系統(tǒng)公司已經為大眾的 Polo、歐寶 318i 以及菲亞特的 Punto 開發(fā)出 EPS 系統(tǒng)。最近韓國的一些開發(fā)機構也宣布獨立開發(fā)出自己的電動助力轉向系統(tǒng)。應該說現(xiàn)今的 EPS 系統(tǒng)主要應用對象是中小型轎車，但是最新的資料表明，Mercedes－Benz 和 Siemens Automotive 兩大公司共同投資開發(fā)新的 EPS 系統(tǒng)，該系統(tǒng)能夠使用于汽車前橋負荷超過 1200kg 的車型，因此貨車也將可能成為 EPS 系統(tǒng)的裝備目標。 經過近 20 年的發(fā)展，EPS 技術日趨成熟。其應用范圍已經從最初的微型轎車向大型轎車和商用客車方向發(fā)展。電動助力轉向系統(tǒng)的助力方式也從低速范圍助力型向全速范圍助力型發(fā)展，并且其控制方式和功能也進一步強化。
我國作為潛在的汽車消費大國也同樣對電動助力轉向系統(tǒng)的研究與開發(fā)給予了很大的關注。國內的一些大學、研究機構和一些汽車系統(tǒng)公司也在這方面作了很多工作。吉林大學對電動助力轉向系統(tǒng)的前景進行了展望，對電動助力轉向系統(tǒng)的控制策略進行了有益的探討清華大學、華中科技大學和江蘇大學等院校紛紛開展了電動助力轉向系統(tǒng)的建模、動態(tài)分析等工作；合肥工業(yè)大學、湖北汽車工業(yè)學校等院校也對汽車電動助力轉向系統(tǒng)進行了仿真分析。陜西、吉林、安徽等省都將電動助力轉向系統(tǒng)作為科技攻關項目進行研究。目前在國內南方動力據(jù)稱已經研制出電動助力控制系統(tǒng)的樣機，并在進行車試，在業(yè)界來講是一件振奮人心的消息。但是就目前而言，國內的很多研究還緊緊是在定性的層次上，真正對系統(tǒng)進行具體的研制工作的機構還很鮮聞。東南大學機械系是較早投入這方面研究的大學之一，目前已經在具體工作的開展過程中獲得了關于電動助力轉向系統(tǒng)設計開發(fā)工作中的比較有價值的經驗和部分成果。
EPS 系統(tǒng)的具有廣闊的應用前景和巨大的商機。但是應當看到我國的基礎工業(yè)不是很發(fā)達，很多與電動助力轉向系統(tǒng)開發(fā)相關的技術現(xiàn)況并不是很理想，要想在未來的世界汽車電動助力轉向系統(tǒng)中有一席之地不是一件很容易的事情?？上驳氖窃趪业摹笆濉币?guī)劃中將電動助力轉向系統(tǒng)的研制工作作為一個重要的研究內容，規(guī)劃確定了“十五”的目標是解決關鍵技術，開發(fā)成功新產品，主要研究內容是：傳感器技術、控制技術、電機技術、離合器技術和減速機構等技術。國家政策的傾斜一定程度上可以解決目前國內的一些研究機構經費不足的問題，也必將提升電動助力轉向系統(tǒng)相關零部件性能，從而有助于我國自主的電動助力轉向系統(tǒng)產品的成功研制。
1.3 本課題主要研究內容及技術方案
本論文主要包括轉向系統(tǒng)的總體設計、轉向梯形的優(yōu)化設計和轉向器、轉向梯形完整 三維實體模型，并繪制工程圖。
轉向系統(tǒng)的總體設計：所設計的電動助力轉向系統(tǒng)總體上包括兩大部分。其一是機械部分；其二是控制部分。
機械部分主要是轉向系統(tǒng)的數(shù)據(jù)采集單元、傳動單元和執(zhí)行單元。具體而言主要包括扭矩傳感器、車速傳感器、離合器、轉向柱總成以及伺服電機等?？刂撇糠种饕遣杉瘉碜詡鞲衅鞲袦y到的外部信號，進行必要的運算處理發(fā)出控制指令，為轉向提供輔助力。本論文對機械部分進行總體設計。
扭矩傳感器：這種傳感器的功能是測量作用于轉向盤的力矩的大小和方向。扭矩傳感器信號是 EPAS最重要的輸入控制信號，扭矩傳感器要求精確可靠、抗干擾能力強。扭矩傳感器選擇：電位器式扭矩傳感器、電磁式扭矩傳感器、光電式扭矩傳感器。
車速傳感器：利用電磁感應的原理設計而成，是一種非接觸式的傳感器。在電動助力轉向控制系統(tǒng)中所起作用是把車輪的運動狀態(tài)轉變?yōu)殡娦盘査腿腚娮涌刂茊卧＼囁賯鞲衅鬟x擇：電磁車速傳感器、光電車速傳感器、霍爾車速傳感器。
電動機：電動機是電動助力轉向系統(tǒng)的關鍵部件之一，擔負著系統(tǒng)控制指令執(zhí)行功能。電動機的選擇直接關系到系統(tǒng)的調節(jié)品質和控制效果。電動機的選擇為直流伺服電動機。
電磁離合器：電磁離合器的作用是傳遞電動機的助力轉矩，電磁離合器安裝在電動機和減速機構之間。電磁離合器的設置是為了使電動機和減速機構快速的結合和分離。
減速機構：減速機構的作用是降低電動機的輸出軸的轉速，從而將電動機輸出軸的輸出轉矩放大后作用于轉向輸出軸。減速機構主要有兩種形式：雙行星齒輪減速機構和蝸輪蝸桿減速機構。
基于MATLAB的轉向梯形的優(yōu)化設計
(1)轉向梯形機構優(yōu)化模型的建立
(2)轉向梯形數(shù)學模型的建立
(3)建立約束條件
(4)利用MATLAB軟件編程優(yōu)化及結果分析。
第 2 章 轉向系統(tǒng)總體方案設計
2.1 電動助力轉向系統(tǒng)概述
2.1.1 電動助力轉向系統(tǒng)的基本原理和工作特點
電動助力轉向系統(tǒng)（簡稱EPS）一般由機械式轉向器(轎車多為齒輪齒條式)和電子控制伺服系統(tǒng)等組成。該系統(tǒng)由傳感器(轉向扭矩傳感器、轉向角位移傳感器、車速傳感器),控制器(控制單元、電機驅動單元)和執(zhí)行機構(電機及
減速器)等構成。電機的能源來自車載蓄電池.控制器根據(jù)各傳感器的信號,按照一定的控制策略和車輛工作狀態(tài),發(fā)出控制指令,僅在車輛進行轉向和回正時,把電流輸送給電機,實施助力和回正等控制。減速器把電機所產生的動力,經過降速增矩后傳遞給轉向器[3]。原理簡圖見圖2-1。
圖2-1 EPS原理圖
電動助力轉向系統(tǒng)就有一系列的特點：
（1） 節(jié)約了能源消耗；
（2） 對環(huán)境無污染；
（3） 增強了轉向跟隨性；
（4） 提供可變的轉向助力；
（5） 采用“綠色能源”，適應現(xiàn)代汽車的要求。
2.2 電動助力轉向系統(tǒng)分類
根據(jù)電動機驅動部位的不同,將電動助力轉向系統(tǒng)分為三類:轉向軸助力式(C-EPS)、轉向器小齒輪助力式(P-EPS)和齒條助力式(R-EPS)。
2.2.1 轉向軸助力式轉向系統(tǒng)
轉向軸助力式轉向系統(tǒng)(C-EPS)由轉矩傳感器、電動機、離合器和轉向助力機構組成一體,安裝在轉向柱上。其特點是結構緊湊、所測取的轉矩信號與控制直流電機助力的響應性較好，這種類型一般在轎車上使用。
2.2.2 小齒輪助力式轉向系統(tǒng)
小齒輪助力式轉向系統(tǒng)（P-EPS) 的轉矩傳感器、電動機、離合器和轉向助力機構仍為一體,只是整體安裝在轉向小齒輪處,直接給小齒輪助力,可獲得較大的轉向力。該型式可使各部件布置更方便,但當轉向盤與轉向器之間裝有萬向傳動裝置時,轉矩信號的取得與助力車輪部分不在同一直線上,其助力控制特性難以保證。本論文研究的內容即為該系統(tǒng)。
2.2.3 齒條助力式轉向系統(tǒng)
齒條助力式轉向系統(tǒng)(R-EPS)的轉矩傳感器單獨地安裝在小齒輪處,電動機與轉向助力機構一起安裝在小齒輪另一端的齒條處,用以給齒條助力。該類型又根據(jù)減速傳動機構的不同可分為兩種:一種是電動機做成中空的,齒條從中穿過,電動機動力經一對斜齒輪和螺桿螺母傳動副以及與螺母制成一體的鉸接塊傳給齒條.這種結構是第一代電動助力轉向系統(tǒng),由于電動機位于齒條殼體內,結構復雜、價格高、維修也很困難。另一種是電動機與齒條的殼體相互獨立,電動機動力經另一小齒輪傳給齒條,由于易于制造和維修,成本低,己取代了第一代產品。因為齒條由一個獨立的齒輪驅動,可給系統(tǒng)較大的助力,主要用于重型汽車。
2.3 小齒輪助力式轉向系統(tǒng)總體設計方案
2.3.1 小齒輪助力式EPS總體結構方案
小齒輪助力式轉向系統(tǒng)由驅動電機與離合器、控制器、驅動器、扭矩傳感器、減速機構、防碰撞轉向柱總成、轉向中間軸總成等組成。系統(tǒng)采用蝸輪蝸桿減速機構，離合器與驅動電機一體化制造，裝在減速機構一側，當電動機發(fā)生故障時，離合器將自動分離。為了獲得良好的動態(tài)特性，蝸輪采用尼龍材料制作。
小齒輪助力式EPS系統(tǒng)主要由以下部件組成：
（1） 機械式齒輪齒條式轉向器；
（2） 轉向管柱總成、轉向中間軸總成；
（3） 減速機構；
（4） 電控單元（控制器、電機驅動器）；
（5） 傳感器（車速傳感器、扭矩傳感器、轉向角位移傳感器等）；
（6） 助力電機與離合器。
2.4 齒輪齒條轉向器的設計計算
2.4.1 轉向系計算載荷的確定
為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。
精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩MR（N·mm）：
N·mm
式中 f ——輪胎和地面間的滑動摩擦系數(shù)，取f=0.7；
G1 ——轉向軸負荷(N·mm),取G1=10902N·mm；
p——輪胎氣壓（MPa）,取p=0.179MPa。
作用在轉向盤上的手力Fh:
式中 L1 ——轉向搖臂長（mm）；
M R ——原地轉向阻力矩(N·mm)，MR=627826.3N·mm；
L2 ——轉向節(jié)臂長（mm）；
DS W ——轉向盤直徑（mm），DSW=380mm；
ιw ——轉向器角傳動比，ιw =15；
η+ ——轉向器正效率，η+ =90%。
因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故L1、L2不帶入數(shù)值。對給定的汽車，用上式計算出來的作用力是最大值，因此，可以使用此值作為計算載荷。
梯形臂長度計算L2：
L2=Rlw0.8/2=152.4mm
式中 L2 ——梯形臂長度（mm），取L2=150mm；
Rlw ——輪轂直徑（mm），取Rlw=381mm。
輪胎直徑計算RT：
RT=Rlw+0.55205=381+0.55205=493.75mm
式中 RT——輪胎直徑（mm），取RT=500mm。
轉向橫拉桿直徑的確定：
式中α——許用長度（mm），α=L2；
[σ] ——許用應力（MPa），[σ]=216MPa；
d ——轉向橫拉桿直徑（mm），d=15mm。
初步估算主動齒輪軸的直徑：
式中 [ι]——許用應力（MPa），[ι]=140MPa；
d——主動齒輪軸直徑（mm），d=11.01mm。
2.4.2 EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉向器的主要元件
(1) 齒條
齒條是在金屬殼體內來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉向桿系的搖桿和轉向搖臂，并保證轉向橫拉桿在適當?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。導向座將齒條支持在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向。齒條參數(shù)見表2-1。
表2-1齒條的參數(shù)
序號
項目
符號
尺寸參數(shù)(mm)
1
總長
L
420
2
直徑
Φ
20
3
齒數(shù)
Z2
21
4
法向模數(shù)
Mn2
3
(2) 齒輪
齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。齒輪軸上端與轉向柱內的轉向軸相連。因此，轉向盤的旋轉使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上的球軸承支承。
斜齒的彎曲增加了一對嚙合齒輪參與嚙合的齒數(shù)。相對直齒而言，斜齒的運轉趨于平穩(wěn)，并能傳遞更大的動力。齒輪參數(shù)見表2-2。
表2-2齒輪軸的尺寸設計參數(shù)
序號
項目
符號
尺寸參數(shù)(mm)
1
總長
L
123
2
齒寬
B1
25
3
齒數(shù)
Z1
7
4
法向模數(shù)
Mn1
3
5
螺旋角
β
14°
6
螺旋方向
左旋
(3) 轉向橫拉桿
轉向橫拉桿的參數(shù)如表2-3所示，三維圖如圖2-2所示。
表2-3轉向橫拉桿設計參數(shù)
序號
項目
符號
尺寸參數(shù)(mm)
1
橫拉桿總長
La
300
2
橫拉桿直徑
Φla
14
圖2-2 轉向橫拉桿三維圖
(4) 齒條調整
一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座和與殼體螺紋連接的調節(jié)螺塞之間連有一個彈簧。此調節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定。齒條導向座的調節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力，此預緊力會影響轉向沖擊、噪聲及反饋。如圖2-3所示。
圖2-3齒條調整機構
2.4.3 EPS系統(tǒng)轉向傳動比
當轉向盤從鎖點向鎖點轉動每只前輪大約從其正前方開始轉30°，因而前輪從左到右總共轉動大約60°。若傳動比1:1，轉向盤旋轉1 ，前輪將轉1°，轉向盤向任一方向轉動30°將使前輪從鎖點轉向鎖點。這種傳動比過于小，因為轉向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉向角傳動比必須使前輪轉動同樣角度時需要更大的轉向盤轉角。
15:1的傳動比較為合理。在這樣的傳動比下，轉向盤每轉動15°，前輪轉向1°。為了計算傳動比，可將鎖點到鎖點過程中轉向盤轉角的度數(shù)除以此時轉向輪轉角的度數(shù)。
2.4.4 齒輪齒條式轉向器的設計要求
齒輪齒條式轉向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個齒范圍變化，壓力角取20°，齒輪螺旋角取值范圍多為9°～15°。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結構在12°～35°范圍內變化。
主動小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄。
2.4.5 齒輪軸和齒條的設計計算
2.4.5.1齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸
(1)分度圓直徑d1
式中 mn——齒輪法向模數(shù)，mn=3；
z1 ——齒輪齒數(shù)，z1=7；
β——螺旋角（），β=14。
(2) 齒頂圓直徑da1
式中 h*an——齒頂高系數(shù)，h*an=1；
Xn ——變位系數(shù)，Xn=0。
(3)齒根圓直徑df
式中 C*n——齒根高系數(shù)，C*n=1。
(4)齒寬b
=0.8×21.64=17.312mm
因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等,即Pb1=Pb2
齒輪法面基圓齒距
齒條法面基圓齒距
齒條法向模數(shù)
mn2=3
（1） 齒條齒頂高ha2
式中 mn——齒條法向模數(shù)，mn=3。
（2） 齒條齒根高hf2
(3)法面齒距Sn2
2.5 本章小結
通過計算得出齒輪齒條轉向器的參數(shù)，建立齒輪齒條轉向器的三維模型，為轉向梯形優(yōu)化、轉向節(jié)有限元分析做準備，簡圖如圖2-4所示。
圖2-4 轉向器簡圖
第 3 章 斷開式轉向梯形優(yōu)化設計
轉向梯形機構設計的主要目的之一就是保證汽車轉彎行駛的內、外轉向輪轉角之間存在一定的比例關系，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，都作無滑動的純滾動運動，從而減少輪胎與地面之間的滑動摩擦，延長輪胎使用壽命，提高行車安全性， 轉向梯形機構對汽車轉向性能、操作舒適性、輪胎壽命等方面都具有影響。為了實現(xiàn)上述作用，車輪的轉向運動應該符合阿克曼幾何學[4][5]。
3.1 轉向系統(tǒng)的結構模型
本課題選用豐田卡羅拉車型作為參考，轉向系統(tǒng)采用齒輪齒條式轉向器與麥弗遜獨立懸掛相匹配的斷開式轉向梯形結構，其結構原理如圖3-1。
圖3-1轉向梯形結構
圖中 l1 ——梯形臂長度（mm），AO1=BO；
l2 ——橫拉桿長度（mm），AD=BC；
M ——齒條E的長度（mm），M=420mm；
[S]——齒條E的許用行程（mm），[S]200mm；
K ——輪距（mm），K=1535mm；
L ——軸距（mm），L=2600mm；
γ——車輪的滾動半徑（mm），γ=250mm；
φ——主銷后傾角（），根據(jù)最小轉彎半徑的要求，最大外輪轉角α=29.2 。
3.2 理想的左右輪轉角關系
由轉向基本要求可知，在不計輪胎側偏時，實現(xiàn)轉向輪純滾動、無側滑轉向的條件是內、外輪轉角具有如圖所示的理想關系[6]，以左轉彎為例，
如圖3-2所示。將理想的內輪轉角β表示為外輪轉角α的函數(shù)。
圖3-2 理想內外輪轉角關系
3.3 用解析法求實際的內外輪轉角關系
由轉向梯形機構所提供的內、外輪實際轉角關系可以根據(jù)幾何關系來求解。當轉動轉向盤時，齒條便向左或右移動，使左右兩邊的桿系產生不同的運動，從而使左右車輪分別獲得一個轉角[7]。以汽車左轉彎為例，此時右輪為外輪，外輪一側的桿系運動，如圖所示。設齒條向右移過某一行程，通過右橫拉桿推動右梯形臂，使之轉過α。
圖3-3 左轉彎外輪運動簡圖
如圖所示，取梯形右底角頂點O為坐標原點，X,Y軸如圖3-3所示，可導出齒條行程S和外輪轉角α的關系。
式中 e ——齒條軸線到梯形底邊的安裝距（mm）。
另如圖3-3所示有：
上式中，
內輪轉向的桿系運動如圖3-4所示。齒條右移相同的行程S，通過左橫拉桿拉動左梯形臂轉過β。
圖3-4 左轉彎內輪轉向簡圖
取梯形左底角頂點O為坐標原點，X、Y軸如圖3-4所示，同樣可求出齒條行程S與內輪轉角β的關系[8]。
3.4 轉向傳動機構優(yōu)化設計
3.4.1 目標函數(shù)的建立
轉向機構優(yōu)化設計的目標就是要在規(guī)定的轉角范圍內使實際的內輪轉角盡量地接近對應的理想的內輪轉角，采用離散化方法[9]，給出了優(yōu)化設計目標函數(shù)為：
當取得最小值時，即車輪轉角與理想值最為接近，優(yōu)化結果最理想。
可將l1為優(yōu)化變量x(1)，β 為優(yōu)化變量x(2)。則上述優(yōu)化目標的M文件可寫成：
K=1535;
L=2600;
thetamax=26.3;
x(1)=input('輸入初始點的第一個分量（臂長）');
x(2)=input('輸入初始點的第二個分量（底角度）');
thetamax=thetamax*pi/180;
x(2)=x(2)*pi/180;
alpha=linspace(0,thetamax,61);
for i=1:61
betae(i)=acot(cot(alpha(i)) -(K/L));
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));
theta(i)=2*acot((A(i)+sqrt(A(i).^2+B(i).^2-C(i).^2))/(B(i)+C(i)));
beta(i)=x(2)+theta(i)-pi;
if alpha(i)<=pi/18
f(i)=1.5*abs(beta(i)-betae(i))
else
if alpha(i)<=pi/180;
f(i)=abs(beta(i)-betae(i))
else
f(i)=0.5*abs(beta(i)-betae(i))
end
end
end
plot(alpha,beta,alpha,betae);
q=0;
for i=1:61
q=q+f(i);
end
m=q/60;
display ('m:');m
3.4.2 設計變量與約束條件
對于給定的豐田卡羅拉汽車，其軸距L、左右兩主銷軸線延長線與地面交點之間的距離K均為已知定值。對于選定的轉向器，其齒條兩端球鉸中心距M也為已知定值。轉向系統(tǒng)中，需要確定的參數(shù)是橫拉桿長l2、梯形臂長l2以及齒條軸線到梯形底邊的安裝距e [10]。
梯形底角φ可由轉向傳動機構的上述參數(shù)以及已知的汽車參數(shù)K和轉向器參數(shù)M來確定。
底角可按經驗公司選一個初始值，然后在增加或減小，進行優(yōu)化搜索。L1及e的選擇結合約束條件考慮。
第一，要保證梯形臂不與車輪上的零部件發(fā)生干涉；
第二，要保證有足夠的齒條行程來實現(xiàn)要求的最大轉角；
第三，要保證有足夠大的傳動角θ。傳動角θ是指轉向梯形臂與橫拉桿所夾的銳角，隨著車輪轉角增大，傳動角漸漸變小，而且對應于同一齒條行程，內輪一側的傳動角θ總比外輪一側的傳動角θ要小。當β達到最大時，為θ最小值。轉向器安裝距離e對轉動角的影響較大，e越小，可獲得較小的θ。
通過使用MATLAB工具軟件，可以得到橫拉桿斷開點的位置，從而確定橫拉桿的長度。轉向梯形三維簡圖如圖3-5所示。
圖3-5 轉向梯形三維簡圖
3.5 本章小結
通過對斷開式轉向梯形的優(yōu)化設計，確定梯形臂、梯形底角與橫拉桿的斷開點，合理確定內外輪轉角的關系。
第 4 章 轉向節(jié)有限元分析
4.1 轉向節(jié)概述
轉向節(jié)是汽車上的重要零件,它的主要功能是承載和轉向,即支撐車體重量,傳遞轉向力矩和承受前輪剎車制動力矩等。因此,對轉向節(jié)的外形結構和機械性能有嚴格的要求。
根據(jù)車型,轉向節(jié)可分為重型汽車轉向節(jié)、中型汽車轉向節(jié)、輕型汽車轉向節(jié)、微型汽車轉向節(jié)、客車轉向節(jié)和轎車轉向節(jié)六大類;按所用的材料和制造方法分為鍛鋼轉向節(jié)、鑄鋁轉向節(jié)和鑄鐵轉向節(jié)三種;按其形狀特征分為長桿類轉向節(jié)、中心孔類轉向節(jié)和套管類轉向節(jié)三種。。長桿類轉向節(jié)主要由桿部、法蘭和枝權構成,一般多用于大中型汽車和大客車中;中心孔類轉向節(jié)主要由基座、法蘭和枝權構成,基座中心帶孔,一般多用于前橋驅動的轎車當中;套管類轉向節(jié)主要由長桿、套管和法蘭構成[12]。
本課題研究的轉向節(jié)為中心孔類轉向節(jié),三維簡圖如圖4-1所示。
圖4-1轉向節(jié)三維簡圖
4.2 有限元法和ANSYS分析軟件
4.2.1 有限元法概述
汽車設計技術的發(fā)展已從早期的經驗設計和科學實驗結合的傳統(tǒng)設計階段進入到今天的計算機輔助設計(CAD)階段,而且已將計算機輔助工程分析(CAE)引入到汽車設計的全過程,從初期的概念設計到中期的測試、新車的開發(fā)到車型改進、整車裝備設計到零部件設計等,都可采用CAE技術縮短研發(fā)的流程、降低發(fā)開的費用、提高設計的質量。在汽車CAD/CAE技術中,有限元法被證明是一種最為成功、應用最廣泛的近似分析方法。在工程和機械結構分析中,對于復雜結構,很難通過材料力學、彈性力學等經典解析方法求得精確的解析解,其原因是這類方法基于較多的基本假設和簡化條件,只限于求解一些簡單問題。另一種方法是采用數(shù)值計算方法,盡可能保留問題的各種實際情況,尋求能滿足工程精度要求的近似數(shù)值解。數(shù)值方法和數(shù)值解不僅能滿足工程需求,還方便實現(xiàn)計算機計算,實際上已成為現(xiàn)代工程分析和設計的主要方法。在諸多數(shù)值方法中,有限元法就是一種重要的方法[10]。
有限元法誕生于20世紀中葉,它運用離散概念,把彈性連續(xù)體劃分為一個由若干個有限單元組成的集合體,通過尋找一種與原連續(xù)體場問題的等價的泛函變分形式,得到一組代數(shù)方程組,最后求解得數(shù)值解。隨著計算機技術和計算方法的發(fā)展,有限元法已成為計算力學和計算工程科學領域里最為有效的計算方法,幾乎適用于求解所有連續(xù)介質和場的問題。經過近50年的發(fā)展,有限元法的理論不僅日趨完善,而且已開發(fā)出了一批通用和專用的有限元分析軟件,這就使它成為了結構分析中最為成功和最為廣泛的分析方法。
有限元法是將連續(xù)體理想化為有限個單元集合而成,這些單元僅在有限個節(jié)點上相連接,即用有限個單元的集合來代替原來具有無限個自由度的連續(xù)體。由于有限單元的分割和節(jié)點的配置非常靈活,它可適應于任意復雜的幾何形狀,處理不同的邊界條件,使許多復雜的工程分析問題迎刃而解。有限元法中的單元有各種類型,包括線、面和實體(也稱為一維、二維和三維)等單元,節(jié)點一般都在這些單元邊界上,單元之間通過節(jié)點連接,并承受一定載荷,這樣就組成了有限單元集合體。在此基礎上,對于每一單元假設一個簡單的位移函數(shù)來近似模擬其位移分布規(guī)律,通過虛位移原理求得每個單元的平衡方程,即建立單元節(jié)點力和節(jié)點位移之間的關系。最后把所有單元的這種特性關系集合起來,就可建立整個物體的平衡方程組?？紤]邊界條件后解此方程組,求得節(jié)點位移,并計算出各單元的應力。
4.2.2 ANSYS軟件介紹
作為使用有限元法解決各類工程問題的人員來說,大型集成化通用軟件的普及與推廣,使他們不必自行編寫軟件而可以直接選擇所需的有限元分析軟件。在近三四十年來,有限元軟件市場列強爭雄,不斷分化與兼并,已形成ANSYS、MCS、ABAQUS三大有限元軟件公司,他們的產品ANSYS、NASTRAN、ABAQUS已經占有世界有限元軟件市場60%一70%的份額,并不斷擴大,形成了各有的特點和優(yōu)勢。以ANSYS為代表的工程數(shù)值模擬軟件,是美國ANSYS公司推出的大型通用有限元分析軟件,它集成了力學、熱學、電學、聲學、流體力學等多個模塊,其先進的多物理場禍合分析技術一直保持在業(yè)界首屈一指。自七十年代開發(fā)推出以來,經歷了4.X、5.X、6.X、7.X等版本,直到今天的最新版本14.5的問世,ANSYS公司一直致力于完善和改進該分析軟件。ANSYS以其先進性、可靠性、開放性等特點,被全球工業(yè)界認可,并擁有全球最大的用戶群,于1995年在分析設計類軟件中第一個通過1509001國際認證。在ANSYS公司相繼收購了ICEM、CFX、CENTLJRYDYNAMICS等世界著名有限元分析程序制造公司并將它們的產品與ANSYS整合后,ANSYS實際上已成為世界上最通用、最有效的商用有限元軟件。
從總體上講,ANSYS有限元分析包含前處理、求解和后處理三個基本過程,他們分別對應ANSYS主菜單中的前處理器(Preprocessor)、求解器(Solution)和后處理器(后處理器有兩個,穩(wěn)態(tài)分析時使用通用后處理器(General PostProc),瞬態(tài)分析時使用時間歷程后處理器(TimeHist Prstpro)[13]。
（1）前處理器:主要進行單元選用、材料定義、創(chuàng)建幾何模型和劃分網格,ANSYS提供了近200種(指ANSYS14.0版本)單元類型供選擇使用,并擁有嚴謹?shù)膶嶓w建模工具和強大的網格劃分工具。
（2）求解器:主要用于選擇分析類型、設置求解選項、施加載荷約束及設置載荷步選項,最后執(zhí)行求解,得到求解結果文件。
（3）后處理器:包括通用后處理器(General Postproc)和時間歷程后處理器(TimeHist Prstpro),主要用于分析處理求解所得結果文件中的結果數(shù)據(jù),其中,通用后處理器用于處理對應時間點的總體模型結果,時間歷程后處理器則是用于處理某時間或頻率范圍內某位置點上結果項的變化過程。
4.2.3 ANSYS Workbench 簡介
隨著現(xiàn)代化技術的突飛猛進，工程界對以有限元技術為主的CAE技術的認識不斷提高，CAE技術越來越得到重視，各行各業(yè)紛紛引進先進的CAE軟件，以提升產品的研發(fā)水平。
ANSYS Workbench 就是在這種背景下誕生的有限元分析軟件。目前ANSYS公司的ANSYS Workbench 14.0 所提供的CAD雙向參數(shù)鏈接互動，項目數(shù)據(jù)自動更新機制，全面的參數(shù)管理，無縫集成的優(yōu)化設計工具等新功能，使ANSYS 在“仿真驅動產品設計”（SDPD,Simulation Driven Product Development）方面達到了前所未有的高度。
作為業(yè)界最領先的工程仿真技術集成平臺，ANSYS Workbench 14.0 具有強大的結構、流體、熱、電磁及其相互耦合分析的功能，其全新的項目視圖（Project Schematic View）功能，可將整個仿真流程更加緊密地組合在一起，通過簡單的拖拽操作即可完成復雜的多物理場分析流程[14]。
4.3 轉向節(jié)強度分析
轉向節(jié)材料為40Cr，材料參數(shù)見表4-1。
表4-1 40Cr材料屬性
密度
7.80e-9t/mm3
彈性模量
211GPa
泊松比
0.3
抗拉強度
980MPa
屈服強度
785MPa
利用ANSYS工具軟件中的Workbench工作平臺，對轉向節(jié)進行有限元分析，轉向節(jié)網格劃分如圖4-2所示，網格大小為5mm。
圖4-2轉向節(jié)網格劃分
根據(jù)轎車的參數(shù)，計算所使用的各參數(shù)如表4-2。
表4-2 計算使用的基本參數(shù)
參數(shù)
符號
單位量綱
數(shù)值
整車質量
G
kg
1280
前軸靜載（滿載）
G1
kg
765
軸距
L
mm
2600
前輪輪距
B
mm
1535
重心到后軸距離
b
mm
1450
重心高度（滿載）
hg
mm
680
重心高度（靜載）
hgk
mm
758
輪胎滾動半徑
r
mm
2.65
動載系數(shù)
Kd
1
地面附著系數(shù)
φ
0.7
側向滑移附著系數(shù)
Φ
1
制動前軸重量轉移系數(shù)
m1
1.5
轉向節(jié)承受來自轉向系傳遞來的轉向力、底盤內部零件間的接觸載荷以及地面?zhèn)鬟f來的支承載荷、沖擊載荷、滾動阻力(矩)和制動時施加的制動力(矩)等各種形式的載荷,這些載荷由兩部分組成,一部分是由汽車前懸架簧載質量產生的靜載,另一部分是汽車行駛過程中產生的動載[15][16]。針對汽車行駛過程和汽車設計手冊有關要求,對轉向節(jié)的載荷情況按照汽車行駛時的三種典型工況(即三種危險工況)進行計算,計算中使用的載荷均為名義計算載荷。
汽車行駛的三種典型工況及其載荷為[17]：
(1)汽車越過不平路面工況,此時受到地面的沖擊載荷；
(2)汽車緊急制動工況,此時受到地面縱向沖擊載荷及汽車的慣性力；
(3)汽車轉向側滑工況,此時受到橫向沖擊載荷。
根據(jù)三種典型工況的計算公式,得到轉向節(jié)在三種典型工況下的計算載荷和ANSYS計算使用的計算數(shù)值，見表4-3。
表4-3三種典型工況的計算載荷
工況
載荷類型
載荷符號
計算數(shù)值
單位
越過不平路面工況
垂直載荷
Fzmax
10136.25
N
緊急制動工況
垂直載荷
Fz
5737.5
N
縱向載荷
Fx
4234.13
N
附加力矩
Mz
1238342
N·mm
轉向側滑工況
垂直載荷
Fz
7346.34
N
側向載荷
Fy
7346.34
N
附加力矩
Mx
-2012437
N·mm
4.3.1越過不平路面工況
車輛在不平路面行駛時,車輛的振動使轉向節(jié)承受帶沖擊性的疲勞載荷,因此,該工況動載系數(shù)最大[18]。此工況下,車輪受到地面的沖擊向上跳動,在垂直載荷只作用下, 此時,轉向節(jié)承受沖擊載荷的名義載荷最大值為：
式中 Kd——動載系數(shù)，一般可取Kd=1.75～2.65；
G1——前軸靜載荷(N)。
因此，該工況下轉向節(jié)的受力示意圖見圖4-3。
圖4-3越過不平路面工況轉向節(jié)受力示意圖
代入各參數(shù)計算，可得表中的計算載荷值。載入ANSYS中，得到越過不平路面工況下轉向節(jié)的應力云圖4-4和應力變形圖4-5。
圖4-4越過不平路面式轉向節(jié)應力云圖
圖4-5越過不平路面時轉向節(jié)應變云圖
在越過不平路面工況時,轉向節(jié)下端的下支撐臺是主要承受力的部位,這與轉向節(jié)在此工況僅受垂直載荷的狀態(tài)吻合。此工況下轉向節(jié)的高應力區(qū)出現(xiàn)下端的轉角部位,這個高應力區(qū)應力變化梯度較大,應力集中現(xiàn)象比較嚴重。
4.3.2緊急制動工況
緊急制動是汽車行駛中經常遇到的危險工況。汽車緊急制動時,輪胎受到垂直靜載荷。這些載荷經過輪胎傳遞給轉向節(jié),使轉向節(jié)中心大孔處受到垂直方向反力和行駛方向的縱向反力,此外,由于垂直載荷與縱向載荷的平移,使轉向節(jié)承受一個附加力矩M,這個力矩主要由轉向節(jié)制動底板固定凸耳承受。由此可知,車輛緊急制動時,轉向節(jié)上同時受到兩個方向的作用力和一個方向的力矩,計算的名義載荷分別為:
垂直力Fz,其大小為
縱向力Fx，其大小為
附加轉矩My，其大小為
式中φ——地面附著系數(shù)，φ=0.8；
γ——輪胎滾動半徑(mm)，γ=250mm。
圖4-6緊急制動工況轉向節(jié)受力示意圖
因此,該工況下轉向節(jié)的受力示意圖如圖4-6所示。代入各參數(shù)計算,可得表中的計算載荷值。載入ANSYS中,得到緊急制動工況下轉向節(jié)的應力云圖4-7和應力變形圖4-8。
圖4-7 緊急制動時轉向節(jié)應力云圖
圖4-8緊急制動時轉向節(jié)應力變形圖
汽車緊急制動時，載荷主要由制動底板固定凸耳承擔。轉向節(jié)的高應力區(qū)是下凸耳與盤面圓筒的下連接處和下凸耳與制動地板連接處的螺栓孔內。
4.3.3轉向側滑工況
車輛發(fā)生轉向側滑時,左、右兩個前輪將分別受到一大小不等、方向相同的側向力。以汽車向左轉向側滑為例, 輪胎的受到垂直靜載荷與橫向載荷的作用。這些載荷經過輪胎傳遞給轉向節(jié),使轉向節(jié)中心大孔處受到垂直方向反力和橫向反力,此外,由于橫向載荷的平移,使轉向節(jié)承受一個附加力矩,這個力矩主要由轉向節(jié)上、下端的固定部分承受。
左、右前輪受到的側向力,其大小分別為
式中 φ——側向滑移附著系數(shù)；
——前輪軸距（mm），B=1535mm。
若取φ=1，且在通常情況下，
則發(fā)生側向滑移時，汽車左輪承受的側向力遠大于右輪。
附加力矩的大小為：
此外，在側滑工況時，左、右兩輪的垂直反力也不相等，以左轉為例，其值分別為：
同理，發(fā)生右轉側滑移時，汽車右輪承受的側向力遠大于左輪。因此，計算中以承受較大的一側力與力矩為計算載荷，以左轉側滑為例，計算的名義載荷分別為
圖4-9轉向側滑工況轉向節(jié)受力示意圖
因此,該工況下轉向節(jié)的受力示意圖如圖4-9所示。代入各參數(shù)計算,可得表中的計算載荷值。載入ANSYS中,得到轉向側滑工況下轉向節(jié)的應力云圖4-10和應變云圖4-11。
圖4-10轉向側滑時轉向節(jié)應力云圖
圖4-11轉向側滑時轉向節(jié)應變云圖
在轉向側滑工況時,轉向節(jié)的主要承載部位是上端的減震器固定臺和下端的下支撐臺[19][20]，此時轉向節(jié)受到較大的垂直載荷和側向載荷，力矩的方向也是承載在上、下部。高應力區(qū)出現(xiàn)在下端的下支撐臺上部和上端的減震器U型夾連接的螺栓連接孔周圍，最大應力出現(xiàn)在下端的下支撐臺與盤面的過渡區(qū)域。
4.4本章小節(jié)
本章按照汽車行駛中三種典型工況(越過不平路面、緊急制動、轉向側滑)的名義載荷計算方法,分析了轉向節(jié)在各種工況下的受力情況,得到了各種工況條件下的計算載荷;利用ANSYS結構靜力學分析模塊獲得了三種典型工況條件下轉向節(jié)的應力云圖與應力變形圖,并分析了各種工況下轉向節(jié)的受載情況和應力分布。
結論
本文以豐田卡羅拉車型作為參考，基于CATIA三維實體設計軟件，對小齒輪助力式轉向系統(tǒng)進行設計，對斷開式轉向梯形進行優(yōu)化，對轉向節(jié)進行強度分析。在實體設計和優(yōu)化分析的過程中，得出以下結論：
（1）根據(jù)課題要求，了解電動助力轉向系統(tǒng)的概述，及電動助力轉向系統(tǒng)的分類，在保證電動助力轉向系統(tǒng)性能的提前下，對小齒輪助力式轉向系統(tǒng)進行總體設計，對各組件進行設計與分析，得出其參數(shù)。
（2）根據(jù)所得到各組件的參數(shù)，利用機械原理與機械設計的知識，對小齒輪助力式轉向系統(tǒng)的機械部分，即齒輪齒條轉向器進行設計與計算，證齒，利用CATIA工具軟件，對轉向器進行三維建模，為接下來的工作做好準備。
（3）根據(jù)整車條件及課題要求，利用MATLAB工具軟件對斷開式轉向梯形進行優(yōu)化設計，保證汽車轉彎行駛的內、外轉向輪轉角之間存在一定的比例關系，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，都作無滑動的純滾動運動,從而減少輪胎與地面之間的滑動摩擦，延長輪
胎使用壽命，提高行車安全性。
（4）轉向節(jié)是汽車一個非常重要的部件，為了保證轉向節(jié)在越過不平路面、緊急制動、轉向側滑工況的條件下，保持其強度，保證行車安全，利用有限元分析軟件ANSYS對其進行有限元分析。
本課題對小齒輪助力式轉向系統(tǒng)進行總體設計及三維建模，對轉向梯形進行優(yōu)化，對轉向節(jié)進行有限元分析，基本完成了預期目標，但是還存在些許問題。
本課題所設計的小齒輪助力式轉向系統(tǒng)能夠滿足基本的使用需求，但是在設計的創(chuàng)新性及其經濟性上落后很多。同時，對于工具軟件的不完全掌握，使得只對系統(tǒng)進行了滿足需求的基本分析，對于部件在新的工況下的影響闡述不甚清楚。由于認識深度和水平有限，還有一些沒有考慮到的問題和未知的問題，這有待于進一步的研究才能得出更加完善的結構。
本課題研究的主要目的是通過對小齒輪助力式轉向系統(tǒng)的設計，進一步加深對汽車構造、汽車理論、機械設計以及三維實體設計等相關知識的學習，整個設計過程經歷了三維建模、優(yōu)化設計及有限元分析的過程，基本達到了課題的設計任務和目的。
致 謝
在論文即將完成之際，借此機會向曾經關心和幫助過我的老師和同學們表達衷心的感謝。
首先，要感謝我的導師劉濤劉老師，他嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度、淵博的學識、敏捷的思維能力、平易近人的工作作風使我深受裨益。在論文的研究工作過程中，他給予了我悉心的指導，對我今后的學習以及工作必將產生深刻影響。在此論文即將完成之際，向尊敬的導師致以衷心的感謝。
其次，感謝答辯小組各位導師，在各個答辯過程中，他們給予的指導性意見，為論文寫作提出了不少建議，使我少走了很多彎路，在此表示真誠的感謝。
最后，要感謝各位同學和同宿舍成員。他們不但給了我良好的學習環(huán)境與和睦溫馨的生活氛圍，而且在我遇到困難時，不斷的鼓勵我支持我，這些都對我論文的完成起到了不可或缺的作用。
在此，謹向每一個幫助我的人表達深深的謝意！
參考