汽车设计实验指导书2014

淮阴工学院汽车设计实验指导书交通工程系2012年1月3日实验一整体式转向梯形参数优化设计一、实验目的：通过本实验的学习，使学生掌握汽车设计参数化的理念，为学生今后从事汽车设计和改装工作打下基础。二、实验要求：在学习有关理论知识的基础上，用VB计算机语言编制整体式汽车转向梯形机构的设计程序，该程序应能达到如下要求：根据给定的转向梯形参数和形式，能通过程序给出转向梯形的梯形臂长和梯形底角。三、实验内容转向梯形机构的设计要求：用VB编程求解已知参数：汽车主销中心距K,轴距L：车型1：K=1420mmL=3300mm车型2：K=1480mmL=4000mm车型3：K=1575mmL=4144mm车型4：K=1175mmL=2700mm要求：从上述车型中任选一车型，涉及整体式后置转向梯形，确定梯形臂长和梯形底角，画出实际特性曲线，他与理论特性曲线在15～250以内相交(内轮共转400)在250以内的实际特性曲线尽量与理论特性曲线接近。四、实验理论转向梯形机构用来保证转弯行驶时汽车的车轮均能绕同一瞬时转向中心在不同半径的圆周上作无滑动的纯滚动。为此，转向梯形应保证内、外转向车轮的理想转角关系。因此，在设计中首先是要确定转向梯形机构的几何尺寸参数，其次是进行零件的强度计算。转向梯形机构由整体式的和分段式的两种。整体式的用于非独立悬架的转向轮；分段式的用于独立悬架的转向轮。通常是将转向梯形机构布置在前转向桥之后，且高度不低于前桥横梁或其他防按件；当布置在前桥之后有困难时．例如当发动机价置很低或汽车前驱动时，也可以布置在前桥之前。转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。无论采用哪一种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。1、整体式转向梯形结构方案分析整体式转向梯形是由转向横拉杆l，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图1所示。其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。图1整体式转向梯形1—转向横拉杆2—转向梯形臂3—前轴另一侧转向轮。当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干涉，所以在布置上有困难。为了保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度。转向梯形机构的几何尺寸参数有：两转向主销中心线与地面交点间的距离K，转向横拉杆两端球铰接中心间的距离n，转向梯形臂长m和梯形底角。根据汽车的总体布置或转向桥的位置图，首先可找出汽车的轴距L及转向主销间距K，再求其他参数。2、整体式转向梯形机构优化设计汽车转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴沿长线上的点滚动，而是绕位于前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。此点位置与前轮和后轮的侧偏角大小有关。因影响轮胎侧偏角的因素很多，且难以精确确定，故下面是在忽略侧偏角影响的条件下，分析有关两轴汽车的转向问题。此时，两转向前轮轴线的延长线应交在后轴延长线上，如图2所示。设i、o。分别为内、外转向车轮转角，L为汽车轴距，K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系LKiocotcot(1)若自变角为o，则因变角i的期望值为LKarcfooicotcot(2)图2理想的内、外车轮转角关系简图现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图2所示的后置梯形机构为例，在图上作辅助用虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角'i为ooooicocmKmKmKcocmKmK212coscoscos2arccos21sinarcsin22'(3)式中，m为梯形臂长；γ为梯形底角。所设计的转向梯形给出的实际因变角'i，应尽可能接近理论上的期望值i。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子o0，构成评价设计优劣的目标函数xf为%100'0maxoiioiioiioiooixf(4)将式(2)、式(3)代入式(7-26)得%1001cotcotcos212coscoscos2arccoscotcotcos21sinarcsin220maxLKarcmKmKmKLKarcmKmKxfoioioioioioioiooi(5)式中，x为设计变量，mxxx21；maxo为外转向车轮最大转角，由图2得aDLo2arcsinminmax式中，minD为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。考虑到多数使用工况下转角o小于20º，且10º以内的小转角使用得更加频繁，因此取5.00.15.1omax202010100oooo(6)建立约束条件时应考虑到：设计变量m及γ过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对γ的下限应设置约束条件。因γ越大，梯形越接近矩形，xf值就越大，而优化过程是求xf的极小值，故可不必对γ的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为0minmm(7)0maxmm(8)0min(9)梯形臂长度m设计时常取在minm=0.11K，maxm=O.15K。梯形底角min=70º。此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角δ不宜过小，通常取min=40º。如图7-33所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时min即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为02coscoscoscoscos2cosminmaxminKmo(10)式中，min为最小传动角。已知aDLo2arcsinminmax，故由式(10)可知，min为设计变量m及γ的函数。由式(7)、式(10)、式(9)和式(10)四项约束条件所形成的可行域，如图3所示的几种情况。图3b适用于要求min较大，而min可小些的车型；图3C适用于要求min较大，而min小些的车型；图3a适用介于图3b、c之间要求的车型。图3转向梯形机构优化设计的可行域由上述数学模型可知，转向梯形机构的优化设计问题，是一个小型的约束非线性规划问题，可用复合形法来求解。五、实验报告要求1、实验的目的2、实验的条件3、实验的内容及其步骤4、实验体会六、其它说明使用淮阴工学院的实验报告，书写要符合淮阴工学院实验报告的相关要求。