式中， 是内轮转角

是实际的外轮转角

是理想的外轮转角

是取值次数

当取最小值时，即实际转角与理想转角最接近，此时为最优结果。

　　3.2 约束条件和变量

本文电动汽车转向梯形相关参数尺寸为：CC’=1148mm，BC=B’C’=153mm，AA’=586mm;不能变(前束)，=108°，AB是因变量。设定变量H的初值为155mm,上限为200mm,下限为50mm。

在转向机构工作过程中，其传动角即图2中的大小是变化的。为了保证机构传动性良好。设计时通常使最小传动角大于等于40°一般来说在最大转角35°时，最小传动角在35°～40°为宜，不能小于30°。[3]本电动汽车的车轮最大转角为36°。为了保证系统的传递效率和设定最小传动角大于35°。(

　　4 优化结果及验证

　　应用matlab中liqnonlin优化函数，最后优化得到值为：H=86.44mm。优化后的模型转向梯形简图和尺寸如图3所示

　　图3

　　优化前后，汽车左转时，左右轮实际转角曲线如图4所示，其中实线为优化后曲线，虚线为理想值，点划线为优化前曲线;横坐标为左轮往左转过的角度，纵坐标为右轮往左转过的角度。从图中可以看出，优化前，当左轮转角超出10°时，实际转角与理想值已经开始产生偏差0.23°，当左轮转角为36°时，右轮实际偏差已经达到3.835°，相对误差为14.53﹪。优化后，当左轮在0°～36°范围内变化时，实际值与理想值能够很好的相吻合，只有在较大转角时(35°左右)，两者才有微小的偏差。当左侧车轮达到最大角36°时，右侧车轮的实际转角与理想转角之间的差值为0.455°，相对误差为1.72﹪。

　　图4

　　5 虚拟样机验证分析

　　在ADAMS中建立电动汽车前悬挂与转向模型，进行转向分析以验证优化结果，验证结果如图5所示。从图可知，优化后，车轮实际转角非常接近理想值。

　　图5

　　由于传动角对转向过程中的动力传递效率具有较大的影响，因此还需要考查转向过程中压力角的变化。优化后转向节臂与转向横拉杆之间的压力角的变化曲线如图6所示。从图中可以看出压力角最小值为35°，其变化范围也满足设计要求[4]。

　　图6

　　6 结论

　　结合实际电动汽车的开发，针对目前车轮转向角度不合理，建立了齿轮齿条式转向机构的

　　数学模型和运动关系式。并利用最小二乘法对转向机构进行了优化设计，并用ADAMS虚拟样机进行了验证。验证结果与优化结果吻合，表明本文建立的模型是正确可靠的。

　　参考文献

　　[1].姚明龙，王福林.车辆转向梯形优化设计及其求解方法的研究[J].机械设计与制造.2007，5，24-26

　　[2].卞学良，宋宝安，王志强，刘剑.麦弗逊悬架转向机构优化设计[J].中国公路学报.2003，2，108-111

　　[3].刘惟信.机械最优化设计[M].清华大学出版社.2000

　　[4].董恩国.基于ADAMS的车轮定位参数及转向机构优化设计[D].天津大学.2006

 2/2   首页 上一页 1 2