汽車前輪轉(zhuǎn)向機構課程設計

1、<p>　　高等機械設計課程實踐</p><p><b>　　(設計報告)</b></p><p>　　汽車前輪轉(zhuǎn)向機構的分析與綜合</p><p>　學　　院機械工程學院</p><p>　?！　I(yè)機械設計制造及其自動化</p><p>　學生姓名</p><p&g

2、t;　學　　號</p><p>　指導教師</p><p>　完成日期2015年6月</p><p>　　《汽車前輪轉(zhuǎn)向機構的分析與綜合》</p><p><b>　　設計任務書</b></p><p>　　1、本設計的目的、意義 機械原理課程設計是培養(yǎng)學生掌握機械系統(tǒng)運動方案設計能力的技術基礎

3、課程，它是機械原理課程學習過程中的一個重要實踐環(huán)節(jié)。其目的是以機械原理課程的學習為基礎，進一步鞏固和加深所學的基本理論、基本概念和基本知識，培養(yǎng)學生分析和解決與本課程有關的具體機械所涉及的實際問題的能力，使學生熟悉機械系統(tǒng)設計的步驟及方法，其中包括選型、運動方案的確定、運動學和動力學的分析和整體設計等，并進一步提高計算、分析，計算機輔助設計、繪圖以及查閱和使用文獻的綜合能力。

4、 </p><p>　　2、學生應完成的任務 本課程設計的任務是對汽車前輪轉(zhuǎn)向機構的選型；要求汽車沿直線行駛時，鉸鏈四桿機構左右對稱，保證左右輪轉(zhuǎn)彎時有相同特性。該轉(zhuǎn)向機構為等腰梯形雙搖桿機構，設計此鉸鏈四桿機構。對鉸鏈四桿機構進行運動分析和動態(tài)靜力分析。 </p><p><b>　　目 錄</b></

5、p><p><b>　　設計任務書</b></p><p><b>　　設計任務書2</b></p><p><b>　　目 錄i</b></p><p><b>　　第1章 緒論1</b></p><p>　　1.1問題的提出

6、1</p><p><b>　　1.2設計背景1</b></p><p>　　1.3本文研究的主要內(nèi)容、目標與方法1</p><p>　　第2章 設計方案的確定3</p><p><b>　　2.1方案確定3</b></p><p>　　2.2方案設計步驟3&l

7、t;/p><p>　　第3章 設計內(nèi)容5</p><p>　　3.1 β=β（α）曲線4</p><p>　　3.2設計鉸鏈四桿機構確定尺寸5</p><p>　　第4章 運動分析及仿真8</p><p><b>　　4.1建立模形8</b></p><p><

8、b>　　4.2數(shù)據(jù)分析9</b></p><p><b>　　設計小結11</b></p><p><b>　　參考文獻12</b></p><p><b>　　第1章 緒論</b></p><p><b>　　1.1問題的提出</b&g

9、t;</p><p>　　汽車行業(yè)發(fā)展到今天，汽車前輪定位參數(shù)的確定仍然是困擾汽車企業(yè)設計的難題。汽車前輪定位參數(shù)是汽車的重要指標，前輪定位參數(shù)的設計是否合理將直接影響到車輛的重要性能，從而影響到整車的優(yōu)劣。例如柱銷后傾角和內(nèi)傾角將直接影響到車輛的回正性、直線行駛的穩(wěn)定性和高速制動時的方向穩(wěn)定性、轉(zhuǎn)向輕便性；前輪的外傾角將影響到前輪的側(cè)滑和磨損。因此前輪轉(zhuǎn)向機構的設計十分的重要，否則就會影響整車的使用性能。<

10、;/p><p>　　1.2國內(nèi)外發(fā)展研究現(xiàn)狀</p><p>　　自從汽車發(fā)明以來，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)歷了純機械式，液壓助力式，電動液壓助力式，電動助力式以及正在研究階段的線控助力轉(zhuǎn)向式。每一種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)都有自身的優(yōu)點和缺點，是社會發(fā)展的需要和客戶使用需求綜合要求的結果，汽車技術處于不斷發(fā)展中，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)未來該向何種方式發(fā)展是汽車零部件廠商和整車廠所一直關心的問題。</p><p>

11、;　　純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是伴隨著最早的蒸汽汽車一起出現(xiàn)的，局限于當時的科學技術水平，機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)以駕駛員的體力作為轉(zhuǎn)向能源，其中所有傳力件都是機械的。之后隨著汽車保有量增多，液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應運而生。它有一個助力泵，油經(jīng)助力泵形成高壓，再分配到左右動力缸，推動活塞助力工作。液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)解決了原地轉(zhuǎn)向費力的問題，但是其動力來源于發(fā)動機，因此造成了機構無法兼顧車輛低速時的轉(zhuǎn)向輕便性和高速時的轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性，且成本高，耗能高。</p>

12、;<p>　　目前隨著全球經(jīng)濟形勢的快速發(fā)展，計算機芯片技術，控制理論，汽車傳感器技術已經(jīng)上升到了一定較高的水平，工程技術人員賦予轉(zhuǎn)向系統(tǒng)更加靈活的布置方式，線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)開始出現(xiàn)。1990年，奔馳公司研發(fā)了前輪線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，其轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向輪之間沒有機械連接，是斷開的，通過總線傳輸必要的信息。來自轉(zhuǎn)向盤傳感器和各種車輛當前狀態(tài)的信息，發(fā)送給電子控制子系統(tǒng)后，利用計算機對這些信息進行控制運算，然后對車輛轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)向阻力傳感

13、器給出的信息也經(jīng)過電子控制主系統(tǒng)，傳給轉(zhuǎn)向子系統(tǒng)中模擬路感的部件。</p><p>　　1.3本文研究的主要內(nèi)容、目標與方法</p><p>　　本文是對純機械式的汽車轉(zhuǎn)向機構的分析，即對汽車前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)鉸鏈四桿機構的設計，保證汽車沿直線行駛時，鉸鏈四桿機構左右對稱，保證左右轉(zhuǎn)彎時具有相同的特性。該轉(zhuǎn)向機構為等腰梯形雙搖桿機構，設計此鉸鏈四桿機構。</p><p>

14、　　根據(jù)已給的汽車軸距、輪距、最小轉(zhuǎn)彎萬半徑等數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)算出符合運動條件的等腰梯形鉸鏈四桿機構。建立三維模型，并作運動分析，受力分析等。</p><p>　　第2章 設計方案的確定</p><p><b>　　2.1方案確定</b></p><p>　　本文選定上海理工大學高等機械設計課程設計中汽車前輪轉(zhuǎn)向機構課程設計的設計數(shù)據(jù)中型號三的數(shù)據(jù)。

15、</p><p>　　汽車前輪轉(zhuǎn)向機構結構圖</p><p>　　軸距 L=2900 </p><p>　　輪距 B=1555</p><p>　　最小轉(zhuǎn)彎半徑 R=6100</p><p>　　軸銷到車輪中心的距離 d=400&l

16、t;/p><p>　　2.2設計方案的確定</p><p>　　1. 作β=β（α）曲線</p><p>　　根據(jù)轉(zhuǎn)彎半徑Rmin和Rmax=∞，求出理論上要求的轉(zhuǎn)角α和β的對應值，作β=β（α）曲線。</p><p>　　2. 設計鉸鏈四桿機構ABCD</p><p>　　按給定兩連架桿兩隊對應角位移，且盡可能滿足直線行

17、駛時，機構左右對稱的附加要求，用圖解法設計鉸鏈四桿機構ABCD。</p><p>　　機構初始位置一般經(jīng)過實驗或經(jīng)驗決定，建議αo取102°βo取78°。</p><p>　　3. 用計算機對機構進行運動仿真分析</p><p>　　用常見的三維軟件對機構進行建模仿真。根據(jù)運動仿真的結果，檢驗機構運動的可能性和合理性。</p>&l

18、t;p>　　4. 檢驗機構的傳動角</p><p>　　用圖解法檢驗機構在常用轉(zhuǎn)角范圍α≦20°時的最小傳動角rmin 。</p><p><b>　　第3章 設計內(nèi)容</b></p><p>　　已知條件：軸距L=2900mm； 輪距B=1555mm；最小轉(zhuǎn)彎半徑 Rmin=6100；軸銷到車輪中心的距離d=400mm； αo

19、=102°，βo=78° </p><p>　　3.1作β=β（α）曲線</p><p>　　由公式 α與β以及和轉(zhuǎn)彎半徑R之間的關系</p><p>　　tanα=L/(R-d-B) </p><p>　　tanβ=L(R-d

20、)</p><p><b>　　算出以下數(shù)據(jù)</b></p><p>　　所對應α與β的曲線圖如下</p><p>　　3.2設計鉸鏈四桿機構確定尺寸</p><p>　　按給定兩聯(lián)架桿對應位移,且盡可能滿足直線行駛時機構左右對稱的附加要求,用圖解法設計鉸鏈四桿機構ABCD。</p><p>　　

21、根據(jù)上圖列唯一矢量方程：</p><p><b>　　化簡到x和y軸：</b></p><p>　　對于該機構，AD桿長已知，再給定AB桿長及AB與AD夾角，該機構就確定了。令β=34.978°令α=26.966°。令l∈（0.1，0.5）代入位移方程中。得出一組l及對應的和β。</p><p>　　令α=10°，

22、將上面求得的l及值代入位移方程中，得出各種機構l及 對應的β實際值。</p><p>　　再利用公式得出β的理論值。找出實際值中，與β理論值最接近的一個。所對應的l及即為最佳機構。</p><p>　　最后計算出選出的機構當α在0到最大值之間時所對應的β的理論值和實際值。</p><p>　　不同l對應的β理論值和實際值之差的數(shù)據(jù)如下：</p><

23、;p>　　由表格數(shù)據(jù)可知，最佳機構為l=0.1，所對應的為68.84°。</p><p>　　選定該機構后，檢驗其實際的可行性，讓桿AB轉(zhuǎn)過α角度，算出該機構運動時所對應的α--β數(shù)據(jù)為：</p><p>　　比較β的理論值和實際值可知，該機構的誤差較大，故該梯形機構不是最理想的機構。</p><p>　　用圖解法檢驗機構在常用轉(zhuǎn)角范圍α≤20

24、76;時的最小轉(zhuǎn)動角γmin。</p><p>　　機構在任意位置圖示如下：</p><p>　　如圖所示，傳動角γ=-β=θ，令α∈(0,26.966°)。把l與為所選所對應的值代入位移方程。計算出各轉(zhuǎn)角對應的γ值。則最小的值即為最小傳動角γmin。</p><p>　　計算可知， γ隨著 α 的增加而單調(diào)遞減，其α—γ 數(shù)據(jù)如下：</p>

25、<p><b>　　計算機構自由度：</b></p><p>　　n=5 P1=6 Ph=0</p><p>　　F=3*5-2*6=1</p><p>　　自由度為1，運動確定</p><p><b>　　運動分析</b></p><p>　　下圖為該

26、機構在轉(zhuǎn)過某角度的狀態(tài)如下:</p><p><b>　　列出位移方程：</b></p><p>　　滿足該機構在最小轉(zhuǎn)彎半徑 Rmin 所對應的α和β滿足P點落在后軸延長線上的要求；并且其他各組α和β盡可能是能使P點落在后軸延長線上。</p><p>　　經(jīng)過分析，我們?nèi)?0.3m，=1.13m。令∈（0.1，0.5）,代入位移方程中，解得一

27、組l對應的θ。</p><p>　　再令α=10°，將上面求得的l及θ值代入位移方程中，得出各種機構l及θ對應β的實際值。</p><p>　　為找出最佳機構，利用公式 得出的理論值。找出實際值中，與β理論值最接近的一個。所對應的l及即為最佳機構。</p><p><b>　　畫圖得：</b></p><p>

28、　　第4章 運動分析及仿真</p><p><b>　　4.1建模</b></p><p>　　根據(jù)已知數(shù)據(jù)和求出的數(shù)據(jù)用solidworks建模如圖</p><p><b>　　4.2分析數(shù)據(jù)</b></p><p><b>　　角加速度</b></p><

29、;p><b>　　角速度</b></p><p><b>　　線性速度</b></p><p><b>　　線性加速度</b></p><p><b>　　設計小結</b></p><p><b>　　參考文獻</b></

30、p><p>　　1. 高等機械設計課程設計 上海理工大學出版，2015</p><p>　　2. 周立新主編. 機械設計（機械設計基礎Ⅱ）. 重慶：重慶大學出版社，1996</p><p>　　3. 朱龍根，黃雨華主編. 機械系統(tǒng)設計. 北京：機械工業(yè)出版社，1990</p><p>　　4. 黃靖遠，龔劍霞，賈延林主編. 機