中型汽車循環(huán)球液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計【整體式循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器裝配圖】,整體式循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器裝配圖,中型汽車循環(huán)球液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計【整體式循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器裝配圖】,中型,汽車,循環(huán),液壓,助力,轉(zhuǎn)向,系統(tǒng),設(shè)計,整體,總體,動力,轉(zhuǎn)向器,裝配 大學(xué) 開 題 報 告 題 目 中型汽車 循環(huán)球液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計及仿真分析 指 導(dǎo) 教 師 院（系、部） 專 業(yè) 班 級 學(xué) 號 姓 名 日 期 7 一、選題的目的、意義和研究現(xiàn)狀 1. 目的、意義 轉(zhuǎn)向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機(jī)構(gòu)，在汽車轉(zhuǎn)向行駛時，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。汽車液壓動力轉(zhuǎn)向裝置具有操作輕便、 轉(zhuǎn)向靈活、 隨動精度高、 能吸收路面沖擊波等優(yōu)點，并且能提供大的轉(zhuǎn)向操縱助力，在液壓系統(tǒng)發(fā)生故障時能夠依靠機(jī)械轉(zhuǎn)向器實現(xiàn)應(yīng)急轉(zhuǎn)向。由于本次設(shè)計對象為中型汽車，所以將采用液壓助力方式對其轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計。作為汽車的一個重要組成部分，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是決定汽車主動安全性的關(guān)鍵總成，它對汽車的操縱穩(wěn)定性、平順性和駕駛員的安全駕駛都有著直接的影響。如何設(shè)計汽車的轉(zhuǎn)向特性，使汽車具有良好的操縱性能，始終是各汽車生產(chǎn)廠家和科研機(jī)構(gòu)的重要研究課題。特別是在車輛高速化、駕駛?cè)藛T非職業(yè)化、車流密集化的今天，針對更多不同水平的駕駛?cè)巳?，汽車的操縱設(shè)計顯得尤為重要。 2. 研究現(xiàn)狀 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)歷了純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)3個基本發(fā)展階段。1)純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng),由于采用純粹的機(jī)械解決方案,為了產(chǎn)生足夠大的轉(zhuǎn)向扭矩需要使用大直徑的轉(zhuǎn)向盤,這樣一來,占用駕駛室的空間很大特別是重型汽車由于轉(zhuǎn)向阻力較大,單純靠駕駛員的轉(zhuǎn)向力很難實現(xiàn)轉(zhuǎn)向,這就大大限制了其使用范圍。但因結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉,目前在微型轎車、農(nóng)用車上仍有使用。2)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng),1953年通用汽車公司首次使用了液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng),此后該技術(shù)迅速發(fā)展,使得動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在體積、功率消耗和價格等方面都取得了很大的進(jìn)步。80年代后期,又出現(xiàn)了變減速比的液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。在接下來的數(shù)年內(nèi)，動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的技術(shù)革新差不多都是基于液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng),比較有代表性的是變流量泵液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和電動液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。3)汽車電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EPS),EPS在日本最先獲得實際應(yīng)用此后,電動助力轉(zhuǎn)向技術(shù)得到迅速發(fā)展,其應(yīng)用范圍已經(jīng)從微型轎車向大型轎車和客車方向發(fā)展。日本早期開發(fā)的EPS僅低速和停車時提供助力,高速時EPS將停止工作。新一代的EPS則不僅在低速和停車時提供助力,而且還能在高速時提高汽車的操縱穩(wěn)定性。隨著電子技術(shù)的發(fā)展,EPS技術(shù)日趨完善,并且其成本大幅度降低,為此其應(yīng)用范圍將越來越大。 二、研究方案及預(yù)期結(jié)果。 3. 主要解決的問題、理論、方法、技術(shù)路線 （1）本次設(shè)計主要是對整體式循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的設(shè)計，因此，利用相關(guān)汽車設(shè)計的知識，首先對汽車總體參數(shù)進(jìn)行確定，在此基礎(chǔ)上，對轉(zhuǎn)向器，分配閥，轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行選型，接著再對轉(zhuǎn)向器，分配閥和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計計算和校核，最后利用UG和CAXA軟件完成三維二維圖紙。主要有四點考慮：一是汽車總體構(gòu)架參數(shù)對汽車轉(zhuǎn)向的影響；二是轉(zhuǎn)向器的選型、計算及校核；三是分配閥的選型，計算和校核，四是轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)的主要部件的設(shè)計；在整個設(shè)計過程中，關(guān)鍵的問題包括：1）對整體式動力轉(zhuǎn)向器的設(shè)計，即對螺桿—鋼球—螺母傳動副的設(shè)計和齒條—齒扇傳動副的設(shè)計，解決設(shè)計中的功能分析，工藝方案論證，相關(guān)參數(shù)計算及校核。2）對轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)及轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)主要部件的材料、最佳功能及尺寸結(jié)構(gòu)的工藝方案獲得高性能、低成本、高效率、良好的可靠性。3）如何運(yùn)用軟件實現(xiàn)三維實體模型的建立及仿真分析過程。 （2）理論：主要應(yīng)用的理論有汽車?yán)碚摚嚇?gòu)造，汽車設(shè)計，機(jī)械設(shè)計等。 （3）設(shè)計方法包括查找文獻(xiàn)資料，閱讀相關(guān)書籍，以及三維仿真分析驗證。根據(jù)設(shè)計中已知參數(shù)并結(jié)合已學(xué)的理論知識，分析并計算得到循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)，然后利用相關(guān)經(jīng)驗公式對轉(zhuǎn)向器的重要部件進(jìn)行強(qiáng)度校核，校核的結(jié)果不符合國家相關(guān)要求則需要重新計算，當(dāng)結(jié)果滿足要求的時候，可確定其相關(guān)幾何尺寸并完成圖紙的繪制，結(jié)束本論文的設(shè)計工作。 （4）技術(shù)路線 調(diào)查研究 開題報告 汽車總體參數(shù)的確定 轉(zhuǎn)向器的確定 動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)確定 汽車形式的確定 汽車主要參數(shù)的確定 轉(zhuǎn)向閥的選擇 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的選擇 轉(zhuǎn)向系的選擇 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)選擇 轉(zhuǎn)向系的設(shè)計計算 轉(zhuǎn)向系機(jī)構(gòu)元件選型 整體式轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計 轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算 完成二維，三維圖紙繪制 三維仿真分析 完成說明書的編寫 4. 論文框架 1.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的簡介 說明設(shè)計內(nèi)容的背景意義，為設(shè)計的展開做鋪墊。 2.汽車的主要尺寸以及參數(shù) 列舉所選汽車與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有關(guān)的整車參數(shù)。 3.轉(zhuǎn)向系的方案分析 選擇轉(zhuǎn)向器及轉(zhuǎn)向閥以及分布形式等，轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)，正、逆效率以及角，力傳動比等。 4.機(jī)械轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 機(jī)械轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算，包括尺寸計算及校核。 5.動力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計 動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算，包括動力缸尺寸計算和分配閥的參數(shù)選擇及設(shè)計計算等和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算，包括轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的臂、桿件的設(shè)計等。 6.三維建模及仿真分析 5. 預(yù)期結(jié)果 繪制工程圖紙4張（裝配圖1張A0~A1，零件圖3張A3） 編寫設(shè)計計算說明1份 翻譯相關(guān)外文文獻(xiàn)1篇 三、研究進(jìn)度 第1周—第4周：畢業(yè)實習(xí)，收集資料，撰寫實習(xí)報告。 第5周：撰寫開題報告，進(jìn)行開題答辯。 第6周—第7周：進(jìn)行參數(shù)選擇，并進(jìn)行循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算與校核。 第8周—第9周：進(jìn)行液壓式動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案分析與選擇，進(jìn)行液壓式動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的計算和校核。 第10周—第11周：進(jìn)行轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)，轉(zhuǎn)向減震器等主要零部件的分析選擇及強(qiáng)度校核，并編寫設(shè)計說明書。 第12周—第13周：進(jìn)行轉(zhuǎn)向系統(tǒng)二維圖紙，三維圖紙的繪制并進(jìn)行仿真分析。 第14周—第15周：整理設(shè)計資料，打印輸出，提交設(shè)計資料，準(zhǔn)備答辯，論文評閱。 第16周：畢業(yè)設(shè)計答辯。 四、主要參考文獻(xiàn) [1] 曉青. 現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展趨勢[J]上海汽車, 2004,(11). [2] 余志生.汽車?yán)碚揫M].北京，機(jī)械工業(yè)出版社，2007. [3] 王望予.汽車設(shè)計[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007. [4] 劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001. [5] 孫恒.機(jī)械原理[M].北京：高等教育出版社，2006. [6] 孫志禮.機(jī)械設(shè)計[M].沈陽：東北大學(xué)出版社，2000. [7] 徐灝.機(jī)械設(shè)計手冊[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1992. [8] 鞏云鵬.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計[M]沈陽：東北大學(xué)出版社，2000.12. [9] 陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009.2. [10]王慧.液壓與氣壓傳動[M]沈陽：東北大學(xué)出版社，2011.9. [11]史文庫，姚為民.汽車構(gòu)造[M]北京：人民交通出版社.2013.6. [12]臧艷紅，管殿柱.UG NX 8.0三維機(jī)械設(shè)計[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2013.12. [13]徐萃萍，趙樹國.工程材料與成型工藝[M].北京：冶金工業(yè)出版社，2010.8. [14]石美玉.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2005. [15]Badawy A, Bolourchi F, Gaut S E. SteerTM System Redefines Steering Technology .Automotive Engineer [J]. 1997, 105(9) :15-18 . 五、指導(dǎo)教師意見 指導(dǎo)教師簽字： 摘要 汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上隨著技術(shù)的不斷發(fā)展完善和人們的要求不斷提高，動力式轉(zhuǎn)向系系統(tǒng)因運(yùn)而生并成為主流轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在駕駛員靠人力通過各連桿機(jī)構(gòu)作用在轉(zhuǎn)向輪的基礎(chǔ)上輔助以發(fā)動機(jī)的動能通過轉(zhuǎn)向加力裝置轉(zhuǎn)化為進(jìn)行汽車轉(zhuǎn)向的動能來實現(xiàn)轉(zhuǎn)向快速，準(zhǔn)確，輕便的一套系統(tǒng)。因此，對于動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，汽車轉(zhuǎn)向所需的能量只有一小部分由駕駛員提供，而大部分能量由發(fā)動機(jī)通過轉(zhuǎn)向加力裝置提供。而且隨著技術(shù)的完善，當(dāng)動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向加力裝置失效時，還可以靠轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機(jī)械部分由駕駛員獨立汽車轉(zhuǎn)向所需的力，從而實現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向。因此，動力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)因其優(yōu)良的穩(wěn)定性。安全性和可操作性受到廣泛推廣[1]。 本文所設(shè)計的是中型汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，因此，本文根據(jù)中型汽車設(shè)計要求，選擇整體式循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，動力裝置選用液壓動力裝置，并轉(zhuǎn)向控制閥選用常流式滑閥轉(zhuǎn)向閥等。通過查閱資料，參考文獻(xiàn)等對動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向器各個零部件，液壓動力缸參數(shù)及滑閥轉(zhuǎn)向閥參數(shù)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的操縱機(jī)構(gòu)和傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計計算和強(qiáng)度校核。最后利用CAXA軟件進(jìn)行轉(zhuǎn)向系統(tǒng)裝配圖及各零件圖的繪制，利用UG三維建模軟件對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個部分進(jìn)行三維建模和仿真分析。 關(guān)鍵詞：循環(huán)球式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；液壓助力；滑閥；二維裝配；三維建模 I Abstract The steering system of automobile is based on the mechanical steering system. With the continuous development of technology and the improvement of peopleundefineds requirements, the power steering system has become the mainstream steering system because of its operation. The power steering system is to realize the rapid steering on the basis of the steering wheel acting by the driver by manpower through the connecting rod mechanism. The kinetic energy of the engine is converted into the kinetic energy of the automobile steering by the steering afterpower device. An accurate, portable system. Therefore, for power steering systems, only a small portion of the energy required for vehicle steering is provided by the driver, while most of the energy is provided by the engine through the steering afterburner. And with the improvement of technology, when the power steering systemundefineds steering afterforce device fails, the steering system can also rely on the mechanical part of the steering system by the driverundefineds independent vehicle steering force, so as to achieve vehicle steering. Therefore, the power steering system has excellent stability. Safety and operability are widely promoted. In this article, the steering system of the medium vehicle is designed. Therefore, according to the design requirements of the medium vehicle, this paper selects the integral circulating ball steering gear, the hydraulic power device for the power plant, and the constant flow slide valve steering valve for the steering control valve, etc. Through consulting data, reference and so on, the design calculation and strength check of steering gear parts, hydraulic power cylinder parameters and slide valve steering valve parameters, steering mechanism and transmission mechanism of power steering system are carried out. Finally, CAXA software is used to draw the assembly drawing and every part drawing of steering system, and UG software is used to model and simulate each part of steering system. Keywords: circulating ball steering system; hydraulic power; slide valve; 2D assembly; 3D modeling III 目錄 前言 1 1汽車主要參數(shù)的確定 2 1.1汽車主要參數(shù)的選擇 2 2轉(zhuǎn)向系的主要參數(shù) 3 2.1轉(zhuǎn)向器的效率 3 2.2轉(zhuǎn)向系傳動比的變化特性 4 2.2.1轉(zhuǎn)向系傳動比 4 2.2.2力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 4 3循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算 6 3.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)的確定 6 3.1.1螺桿、鋼球、螺母傳動副設(shè)計 6 3.1.2齒條齒扇傳動副的設(shè)計 8 3.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計算和校核 9 3.2.1轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 9 3.2.2鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力 10 3.2.3齒的彎曲應(yīng)力 11 3.2.4轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定 12 4液壓動力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計計算 13 4.1液壓動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇 13 4.2液壓動力缸的設(shè)計計算 14 4.2.1動力缸內(nèi)徑的計算 14 4.2.2活塞行程計算 15 4.2.3動力缸缸筒壁厚計算 15 4.3轉(zhuǎn)向控制閥的設(shè)計計算 16 4.3.1預(yù)開隙 16 4.3.2滑閥總位移量 16 4.3.3滑閥直徑 16 4.3.4滑閥中間位置時油液流速 17 4.3.5分配閥得泄漏量 17 4.3.6回位彈簧設(shè)計計算 17 4.4液壓油罐容積和液壓油泵排量的確定 18 5轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計 20 6循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的三維建模與仿真分析 21 6.1轉(zhuǎn)向螺桿的UG三維建模 21 6.2齒扇搖臂軸的UG三維建模 22 6.3轉(zhuǎn)向螺母的UG三維建模 25 6.4轉(zhuǎn)向扭桿的UG三維建模 27 6.5轉(zhuǎn)向器殼體的UG三維建模 28 6.6循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器裝配 30 6.7循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的仿真運(yùn)動分析 31 6.8循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器扭桿的有限元分析 33 7技術(shù)經(jīng)濟(jì)性分析 36 8結(jié)論 38 致謝 39 參考文獻(xiàn) 40  前言 本次設(shè)計根據(jù)所選定的汽車型號是獵豹CT7系車，所設(shè)計的汽車轉(zhuǎn)向器是整體式循環(huán)球式液壓助力轉(zhuǎn)向器，助力方式采用液壓助力，轉(zhuǎn)向控制閥則采用結(jié)構(gòu)相對簡單，工作效率高的常流式滑閥轉(zhuǎn)向閥。在本次設(shè)計中，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的螺桿與轉(zhuǎn)向控制閥的閥芯設(shè)計為一體，轉(zhuǎn)向器殼體也作為液壓動力缸的缸體，轉(zhuǎn)向螺母和液壓動力缸的活塞制成一體，螺桿與螺母傳動副之間的螺旋軌道間加了可以循環(huán)流動的鋼球，使滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦，大大減小摩擦阻力。轉(zhuǎn)向螺桿通過銷連接有轉(zhuǎn)向扭桿，減小了力直接作用在轉(zhuǎn)向螺桿上使轉(zhuǎn)向螺桿磨損過快，壽命減短；齒條、齒扇傳動副中，齒條與齒扇各齒間的嚙合間隙通過齒條各齒槽寬的改變實現(xiàn)，可通過調(diào)整齒扇搖臂軸的軸向位移來調(diào)節(jié)齒條與齒扇間的工作間隙。 根據(jù)本次設(shè)計中選定的汽車整車參數(shù)，結(jié)合理論知識，分析并設(shè)計計算整體式循環(huán)球式液壓助力轉(zhuǎn)向器中機(jī)械轉(zhuǎn)向器部分如轉(zhuǎn)向螺桿，轉(zhuǎn)向螺母，齒扇搖臂軸等，液壓助力轉(zhuǎn)向部分如液壓缸，轉(zhuǎn)向控制閥等主要結(jié)構(gòu)的基本參數(shù)，然后利用相關(guān)經(jīng)驗公式對所設(shè)計的各個部件進(jìn)行強(qiáng)度校核，校核的結(jié)果不符合國家相關(guān)要求則需要重新設(shè)計計算，當(dāng)結(jié)果滿足要求的時候，可確定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個零部件相關(guān)幾何尺寸并完成二維，三維圖紙的繪制和三維仿真分析。 1 1 汽車主要參數(shù)的確定 1.1 汽車主要參數(shù)的選擇 本次設(shè)計選取的車型是獵豹CT7系車，該車的整車參數(shù)如表1-1所示 表1-1 獵豹CT7整車參數(shù) Table.1-1 parameters of cheetah CT7 vehicle 整車參數(shù) 獵豹CT7 車身重量 1760kg 軸距 3105mm 輪距 1520/1520 mm（前/后） 全車長度 5310mm 車身寬度 1836mm 車身高度 1800mm 最大功率轉(zhuǎn)速：4000rpm 最大扭矩轉(zhuǎn)速：3000rpm 最大功率 100 KW 最大扭矩 300 N·m 前軸軸荷 774kg 發(fā)動機(jī)排量 1.9L 轉(zhuǎn)向助力 機(jī)械液壓助力 后軸軸荷 986kg 輪胎氣壓 0.3Mpa 輪胎 235/70 R16 2 轉(zhuǎn)向系的主要參數(shù) 2.1 轉(zhuǎn)向器的效率 功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉(zhuǎn)向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示[2]。 正效率計算公式: （2-1） 逆效率計算公式: （2-2） 式中，為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率；為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。轉(zhuǎn)向器應(yīng)保證正效率高，使駕駛員轉(zhuǎn)向輕便；同時轉(zhuǎn)向器也應(yīng)具有一定逆效率，以保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤的自動返回到直線行駛位置的能力。但為了減輕駕駛員在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，減小傳至轉(zhuǎn)向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。 （1）轉(zhuǎn)向器正效率 （2-3） 式（2-3）中 為螺桿的螺線導(dǎo)程角，一般取這里??； 為摩擦角，； 所以，式（2-3）中正效率，即正效率。 （2）轉(zhuǎn)向器逆效率 （2-4） 由式（2-4）得，即逆效率。 2.2 轉(zhuǎn)向系傳動比的變化特性 2.2.1 轉(zhuǎn)向系傳動比 （1）轉(zhuǎn)向系的力傳動比 （2-5） 式（2-5）中 ——地面作用在轉(zhuǎn)向輪上的力； ——駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力； （2）轉(zhuǎn)向系角傳動比 （2-6） 式（2-6）中 ——轉(zhuǎn)向盤角速度； ——同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度； （3）轉(zhuǎn)向器角傳動比 （2-7） 式（2-7）中 ——轉(zhuǎn)向盤角速度 ——搖臂軸角速度 2.2.2 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 據(jù) （2-8） （2-9） 其中——主銷偏移距，本次設(shè)計中所選車型輪胎的胎面寬度為235mm，故本次設(shè)計中； ——作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩； ——為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩； ——為轉(zhuǎn)向盤直徑，本次設(shè)計用原有車型的數(shù)據(jù)，方向盤直徑； 將式（2-8），（2-9）代入式（2-5）得 （2-10） 且 （2-11） 將式（2-11）代入（2-10）得 （2-12） 式（2-12）表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。從式（2-5）可知，當(dāng)一定時，增大能減少作用在方向盤上的手力，使操縱輕便。當(dāng)和不變時，力傳動比越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏，且[3]。 3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計與計算 3.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)的確定 據(jù)吉林大學(xué) 王望予《汽車設(shè)計》中P235 表7-1,和P237 表7-2循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)[4]的選擇如下表3-1所示 表3-1循環(huán)球轉(zhuǎn)向器主要參數(shù) Table.3-1 main parameters of circulating ball steering gear 齒扇模數(shù)/mm 4 搖臂軸直徑/mm 28 鋼球中心距/mm 25 螺桿外徑/mm 25 鋼球直徑/mm 6.350 工作圈數(shù) 1.5 環(huán)流行數(shù) 2 螺母長度/mm 47 齒扇整圓齒數(shù) 13 齒扇壓力角 切削角 齒扇寬/mm 28 3.1.1 螺桿、鋼球、螺母傳動副設(shè)計 （1） 鋼球中心距螺桿外徑螺母內(nèi)徑尺寸、、如圖3-1所示 圖3-1 螺桿、鋼球 螺母傳動副 Fig. 3-1 Screw, steel ball nut drive pair 螺母內(nèi)徑應(yīng)大于螺桿外徑，據(jù)表3-1得，一般要求與鋼球中心距D的關(guān)系為 所以 （3-1） （2）鋼球直徑d和鋼球數(shù)量n 根據(jù)表3-1得鋼球直徑； 每個環(huán)路中的鋼球數(shù)可用下式計算： （3-2） 式（3-2）中，D為鋼球中心距； W為一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)； n為不包括環(huán)流導(dǎo)管中的鋼球數(shù)； 為螺線導(dǎo)程角，常取，則； 由表3-1得；； 將上述數(shù)據(jù)代入式（3-2）得 （3-3） 這里n取整數(shù)，所以每個環(huán)路中鋼球數(shù)。 （3）滾道截面 螺桿和螺母各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時，如圖3-2所示，螺桿和螺母溝槽的半徑應(yīng)大于鋼球半徑，一般取。所以我們?nèi)L道半徑為 （3-4） 圖 3-2四點接觸的滾道截面 Fig. 3-2 four-point roller in contact section （4） 接觸角 如圖（3-2）所示，接觸角，以使軸向力與徑向力分配均勻[5]。 （5）螺距和螺旋線導(dǎo)程角 螺母移動的距離s （3-5） （3-6） 其中，螺紋螺距——； 螺旋線導(dǎo)程角——，這里??； ——轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的角度； ——齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過的弧長； ——搖臂軸轉(zhuǎn)過的角度； ——為齒扇節(jié)圓半徑； 聯(lián)立式（3-5），式（3-6）得，將對求導(dǎo)得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器角傳動比為 （3-7） 式（3-7）中齒扇節(jié)圓半徑——； 螺紋螺距——； 轉(zhuǎn)向器的角傳動比且 符合要求。 （6） 工作鋼球圈數(shù)W 本次設(shè)計中一個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)據(jù)表（3-1）取W=1.5。 （7）導(dǎo)管內(nèi)徑 本次設(shè)計中導(dǎo)管內(nèi)徑，導(dǎo)管壁厚取為1mm。 （8）螺桿螺母材料的選取 本次設(shè)計中螺桿和螺母一采用20CrMnTi鋼制造。 3.1.2 齒條齒扇傳動副的設(shè)計 本次設(shè)計中齒扇設(shè)計有5個齒，齒條設(shè)計有4個齒。齒條、齒扇傳動副各對嚙合齒齒側(cè)間隙是通過用改變齒條各齒槽寬而不改變齒扇各輪齒齒厚的辦法來實現(xiàn)。將齒條4個齒兩側(cè)的齒槽寬制成比中間齒槽大0.20～0.30mm。本次設(shè)計采用直齒齒輪[6]。 據(jù)表3-1得齒扇模數(shù)；齒扇整圓齒數(shù)；齒扇寬；齒扇壓力角；齒扇切削角；搖臂軸直徑取。且相應(yīng)的齒頂高系數(shù)即為1.0，齒根高系數(shù)為1.25。由以上參數(shù)可得到以下數(shù)據(jù)： 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒全高： 3.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度計算和校核 3.2.1 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩 （3-8） 式（3-8）中，——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，； ——轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，； P——為輪胎氣壓，； 轉(zhuǎn)向系力傳動比： （3-9） 式（3-9）中——轉(zhuǎn)向系角傳動比； ——轉(zhuǎn)向盤直徑取； ——為主銷偏移距，； 且 又據(jù) （3-10） 所以作用在方向盤上的手力 本次設(shè)計所選汽車為給定汽車，用式（3-10）計算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計算載荷。 3.2.2 鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力 （3-11） 式中K為系數(shù)，根據(jù)查表（3-2）查得，其中用下式計算求得： （3-12） 式中——螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑； ——鋼球半徑；；A/B=0.05 因此，據(jù)表3-2得K取1.280； ——材料彈性模量，； ——鋼球與螺桿滾道之間的正壓力； （3-13） 式中——螺桿螺線導(dǎo)程角；； ——鋼球與滾道間的接觸角；； ——參與工作的鋼球數(shù)；； ——作用在螺桿上的軸向力 （3-14） ——鋼球接觸點至螺桿中心線的距離為 式中D為鋼球中心距；d為鋼球直徑；故作用在螺桿上的軸向力 將上述數(shù)據(jù)代入式（3-13）得 同理，將上述數(shù)據(jù)代入式（3-11）得 當(dāng)接觸表面硬度為58～64HRC時，許用接觸應(yīng)力[7] 因為,所以接觸應(yīng)力符合要求 表3-2 系數(shù)K與A/B的關(guān)系 Table.3-2 relation between coefficient K and A / B A/B 1.0 0.9 0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 0.3 K 0.388 0.400 0.410 0.440 0.468 0.490 0.536 0.600 A/B 0.2 0.15 0.1 0.05 0.02 0.01 0.007 K 0.716 0.800 0.970 1.280 1.8 2.271 3.202 3.2.3 齒的彎曲應(yīng)力 齒扇搖臂軸齒扇齒的彎曲應(yīng)力為 （3-15） 式中，為作用在齒扇上的圓周力；為齒扇的齒高；為齒扇的齒寬；為基圓齒厚。 齒扇嚙合半徑； 齒扇齒高； 基圓齒厚； 齒扇齒寬 許用彎曲應(yīng)力為 所以作用在齒扇上的最大圓周力 （3-16） 齒的彎曲應(yīng)力 滿足要求。 3.2.4 轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定 轉(zhuǎn)向搖臂軸的直徑[8]可由下式算得： （3-17） 式（3-17）中：——安全系數(shù)，； ——轉(zhuǎn)向阻力矩，已知； ——扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度極限，20CrMnTi鋼為200MPa。 代入數(shù)據(jù)得 本次設(shè)計中取。  4 液壓動力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計計算 4.1 液壓動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置方案的選擇 本次設(shè)計中根據(jù)所選車型原有數(shù)據(jù)，采用整體式動力轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向控制閥采用常流式滑閥結(jié)構(gòu)[9]。其布置方案和滑閥結(jié)構(gòu)如圖4-1，圖4-2所示 圖4-1整體式動力轉(zhuǎn)向器布置圖 Fig. 4-1 Placement of integral Power steering Gear 轉(zhuǎn)向控制閥；2-機(jī)械轉(zhuǎn)向器；3-液壓缸； Steering control valve; 2- mechanical steering gear; 3- hydraulic cylinder; 圖4-2滑閥式轉(zhuǎn)向控制閥結(jié)構(gòu)圖 Fig. 4-2 structure of slide valve steering control valve 1-閥芯；2-閥套；3-殼體;4、6-通動力缸左、右腔通道；5-輸入管路通道 1-Valve spool;2-valve sleeve;3-shell;4,6-power cylinder left and right cavity channel;5-input pipe channel 4.2 液壓動力缸的設(shè)計計算 4.2.1 動力缸內(nèi)徑的計算 液壓動力缸的內(nèi)徑由作用于活塞—齒條上的力的平衡條件來確定： （4-1） 式中 ——由轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩所確定的作用于齒扇上的圓周力； ——活塞與缸筒間的摩擦力； ——由轉(zhuǎn)向盤切向力所引起的作用在活塞上的軸向力； ——高壓油液對活塞的推力。 其中 （4-2） （4-3） （4-4） （4-5） 式中 （1）——車輪原地轉(zhuǎn)向阻力矩，由前述知； （2）——齒扇的嚙合半徑，由前述知； （3） ——轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的力傳動比，取； （4）——轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的效率，取； （5）——活塞與缸筒間的摩擦系數(shù)，??； （6）——齒扇的嚙合角，?。? （7）——作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力，； （8）——轉(zhuǎn)向盤的半徑，； （9）——轉(zhuǎn)向螺桿直徑，； （10）——轉(zhuǎn)向螺桿螺旋滾道的導(dǎo)程角，； （11）——； （12）——動力缸內(nèi)徑； （13）——動力缸內(nèi)的油液壓力，本次設(shè)計中 。 將式（4—1）與式（4—2）（4—3）（4—4）（4—5）聯(lián)立，經(jīng)過整理即可求得： （4-6） 將上述參數(shù)帶入方程（3—6）解得 。本次設(shè)計中取。 4.2.2 活塞行程計算 本次設(shè)計中采用整體式液壓助力轉(zhuǎn)向器，動力缸與轉(zhuǎn)向器一體，活塞行程可由搖臂軸轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角時齒扇轉(zhuǎn)過的節(jié)圓弧長來求得，即 （4-7） 式中——搖臂軸由中間位置轉(zhuǎn)至極限位置時的轉(zhuǎn)角； ——齒扇的節(jié)圓半徑； 代入式（4-7）求得活塞行程 活塞移至有活塞桿一端的極限位置時，與缸體端面間應(yīng)有的間隙以利活塞桿的導(dǎo)向，活塞移至另一端極限位置時應(yīng)有的間隙以免與缸蓋碰撞。 4.2.3 動力缸缸筒壁厚計算 據(jù)缸體在橫斷平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件（見式4—8）和在軸向平面內(nèi)的拉伸強(qiáng)度條件（見式4—9） （4-8） （4-9） 式中——缸體材料的屈服點，； ——為安全系數(shù)， 將兩式聯(lián)立解得： ，本次設(shè)計中取。 4.3 轉(zhuǎn)向控制閥的設(shè)計計算 4.3.1 預(yù)開隙 整體式動力轉(zhuǎn)向系分配閥的預(yù)開隙為 （4-10） 式中為轉(zhuǎn)向螺桿的螺距, ； 為相應(yīng)的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角,； 將數(shù)值代入式（4-10）得 值通常約在范圍內(nèi)，所以取值合理。 4.3.2 滑閥總位移量 本次設(shè)計動力轉(zhuǎn)向系的滑閥總移動量為 （4-11） 式中 ——轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角度，。 4.3.3 滑閥直徑 據(jù)滑閥直徑 （4-12） 式中——油液最大排量，； 本次設(shè)計液壓油泵采用齒輪泵，最大壓力；排量；最高轉(zhuǎn)速；控制流量； 當(dāng)汽車直行時，滑閥處于中間位置，油液流經(jīng)滑閥后再回到油箱。油液流經(jīng)滑閥時產(chǎn)生的局部壓力降為 （4-13） 式（4-13）中為油液密度；為局部阻力系數(shù)；為油液的流速； 的允許值； 將的允許值帶入上式（4—13）可得油液流速的允許值為 （4-14） 將油液流速的允許值帶入式（4—12），可求得，本次設(shè)計中取。 4.3.4 滑閥中間位置時油液流速 （4-15） 滿足，故滿足要求。 4.3.5 分配閥得泄漏量 （4-16） 式（4-16）中——滑閥與閥體間的徑向間隙，一般，本次設(shè)計計算時取； ——油液動力粘度，本次設(shè)計計算選擇運(yùn)動粘度為，取油液密度為，所以則有； 所以本次設(shè)計中，滿足要求。 4.3.6 回位彈簧設(shè)計計算 與分配閥的反作用力矩相平衡的轉(zhuǎn)向盤力矩為 （4-17） 式中——反作用閥的對數(shù)，一般情況下，本次設(shè)計?。? ——回位彈簧預(yù)緊力； ——反作用閥直徑； ——一個回位彈簧的剛度,本次設(shè)計中； ——反作用閥的行程,本次設(shè)計中； ——轉(zhuǎn)向螺桿直徑，本次設(shè)計中??； ——轉(zhuǎn)向螺桿螺旋滾道的導(dǎo)程角，本次設(shè)計中； ——換算摩擦角，本次設(shè)計中。 回位彈簧預(yù)緊力的選擇條件為：動力轉(zhuǎn)向開始起作用時作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力應(yīng)達(dá)到預(yù)定值。根據(jù)不同的車型，它的取值范圍為,取。 當(dāng)動力轉(zhuǎn)向開始起作用時，及，代入式（4—17）求得回位彈簧的預(yù)緊力為 （4-18） 4.4 液壓油罐容積和液壓油泵排量的確定 油泵排量須保證汽車轉(zhuǎn)向時“輕”“靈”必須滿足如下的不等式: （4-19） 且——油泵的計算排量； ——油泵的容積效率[10]，一般取，本次設(shè)計??； ——漏瀉系數(shù)，一般取，本次設(shè)計?。? ——動力缸內(nèi)徑； ——動力缸活塞移動速度，； ——轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的最大可能頻率，取； 所以動力轉(zhuǎn)向系的油泵排量可表達(dá)為 （4-20） 將上述數(shù)據(jù)代入式（4-20）得 油罐容積取油泵在溢流閥限制下最大排量的。 5 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計 本次設(shè)計中所選汽車車型中轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)由轉(zhuǎn)向搖臂、轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、兩個相同的轉(zhuǎn)向梯形臂和轉(zhuǎn)向橫拉桿組成。后者與左、右轉(zhuǎn)向梯形臂又組成轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)[11]。本次設(shè)計中根據(jù)所選車型，轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)中各個零部件的設(shè)計結(jié)果如下：轉(zhuǎn)向搖臂240mm；轉(zhuǎn)向縱拉桿340mm；轉(zhuǎn)向節(jié)臂240mm；轉(zhuǎn)向梯形臂283mm；轉(zhuǎn)向橫拉桿1213mm；各零部件相互之間的連接采用球形鉸接，如圖5-1所示。 圖5-1轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu) Fig.5-1 the transmission system of steering 1-轉(zhuǎn)向搖臂；2-轉(zhuǎn)向直拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；4-轉(zhuǎn)向梯形臂；5-轉(zhuǎn)向橫拉桿 1-steering rocker; 2- Steering rod; 3-steering arm;4-pitman arm;5-tie-rod 6 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的三維建模與仿真分析 6.1 轉(zhuǎn)向螺桿的UG三維建模 由之前的設(shè)計計算可知，螺桿的尺寸參數(shù)有： 螺桿外徑：；螺桿螺距：；螺桿螺旋導(dǎo)程角： 鋼球直徑：；本次設(shè)計螺桿有效長度 建模過程[12]如下： （1）啟動UG10.0程序后，新建一個名稱為zhuanxiangluogan.prt的部件文件，其單位為mm，單擊【開始】/【建模】命令，進(jìn)入建模模塊； （2）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【圓柱體】命令，在彈出的對話框中選擇【軸、直徑和高度】圓柱體類型，指定X軸方向為方向矢量，坐標(biāo)系原點為指定點，建立一個直徑為25mm，高度為95.25mm的圓柱體； （3）單擊【插入】/【曲線】/【螺旋線】命令，以創(chuàng)建的圓柱體底面圓心為起始點，指定矢量為圓柱體軸線，規(guī)律類型為恒定，直徑為25mm，螺距為9.525mm，長度為95.25mm，建立繞圓柱體柱面的螺旋線； （4）單擊【基準(zhǔn)平面】命令，選擇【點和方向】命令，以螺旋線起點為指定點，矢量方向為垂直于螺旋線起點方向建立一個新的基準(zhǔn)平面； （5）單擊【草圖】選擇新建的基準(zhǔn)平面為繪圖平面，單擊【圓】命令，繪制一個直徑為6.350的圓，退出草圖環(huán)境； （6）單擊【插入】/【掃掠】/【沿引導(dǎo)線掃掠】，選擇截面為上一步驟繪制的圓，選擇引導(dǎo)線為螺旋線，偏置為0mm,布爾運(yùn)算選擇與圓柱體求差； （7）單擊【草圖】命令，選擇圓柱體底面為基準(zhǔn)平面，單擊【圓】命令，繪制一個直徑為16mm的圓，退出草圖； （8）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【拉伸】命令，選擇曲線為上一步驟繪制的圓，矢量方向為沿圓柱體軸線方向，布爾運(yùn)算選擇與圓柱體求差，拉伸長度到貫通整個轉(zhuǎn)向螺桿，建立與扭桿相配合的貫通孔； （9）單擊【草圖】命令，選擇X-Y平面為草圖平面，在螺桿左右兩端10mm處為圓心繪制兩個直徑為6mm的圓，退出草圖； （10）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【拉伸】命令，選擇上一步驟繪制的兩個圓為曲線，Z軸方向為矢量方向，上線拉伸貫通圓柱體，布爾運(yùn)算選擇與圓柱體求差，建立兩個連接轉(zhuǎn)向螺桿和扭桿的銷孔； （11）單擊【草圖】命令，選擇Y-Z平面為草圖繪制平面，在距離螺旋線終點25mm位置處為起點繪制如圖6-1的草圖，退出草圖； 圖6-1滑閥閥體草圖 Fig.6-1 Sketch valve body sketch （12）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【旋轉(zhuǎn)】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線，指定矢量為轉(zhuǎn)向螺桿軸線方向，布爾運(yùn)算選擇與圓柱體求和，旋轉(zhuǎn)一周； 所以，與轉(zhuǎn)向閥滑閥體為一體的轉(zhuǎn)向螺桿的三維建模如圖6-2所示； 圖6-2轉(zhuǎn)向螺桿 Fig.6-2 steering screw 6.2 齒扇搖臂軸的UG三維建模 由之前的設(shè)計計算可知，齒扇搖臂軸的尺寸參數(shù)如下： 齒扇搖臂軸直徑：；齒扇模數(shù)：；齒扇整圓齒數(shù)： 齒扇有效工作齒數(shù)： ；齒扇壓力角：； 切削角： ；齒扇寬：； 建模過程如下： （1）啟動UG10.0程序后，新建一個名稱為chishanyaobizhou.prt的部件文件，其單位為mm，單擊【開始】/【建模】命令，進(jìn)入建模模塊； （2）單擊【菜單】/【GC工具箱】/【齒輪建?！?【柱齒輪】命令，在彈出的對話框中分別輸入齒輪的模數(shù)，齒數(shù)，壓力角，齒輪寬度，選擇矢量方向為X軸向，原點為基準(zhǔn)坐標(biāo)系原點，建立模數(shù)是4，齒數(shù)是13的圓柱齒輪模型； （3）單擊【草圖】命令，選擇圓柱齒輪一側(cè)平面為繪制平面，如圖6-3所示； 圖6-3齒扇草圖 Fig.6-3 sketches of tooth fan （4）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【拉伸】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線，矢量方向選擇齒輪軸向，左右拉伸長度大于28mm，布爾運(yùn)算選擇與齒輪求差，建立5個齒的齒扇模型； （5）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【凸臺】命令，以圓柱齒輪圓心為基準(zhǔn)點，建立直徑為28mm,高度為30mm的圓柱體凸臺，并與所建齒扇模型求和； （6）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【凸臺】命令，以上一步驟建立的圓柱體圓心為基準(zhǔn)點，建立直徑為20mm,高度為17mm的圓柱體凸臺，并與所建齒扇模型求和； （7）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【孔】命令，在【孔】對話框中，從【類型】下拉列表中選擇【螺紋孔】，在【位置】列表中指定上一步驟建立的圓柱體底面圓心為孔的中心，建立M8x1.25x8的螺紋孔，以調(diào)整齒輪與齒條間的嚙合間隙； （8）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【凸臺】命令，以圓柱齒輪另一面圓心為基準(zhǔn)點，建立直徑為28mm,高度為20mm的圓柱體凸臺，并與所建齒扇模型求和； （9）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【凸臺】命令，以上一步驟建立的圓柱體圓心為基準(zhǔn)點，建立直徑為20mm,高度為27mm的圓柱體凸臺，并與所建齒扇模型求和； （10）單擊【草圖】命令，以上一步驟建立的圓柱體底面為平面繪制矩形花鍵草圖，如圖6-4所示； 圖6-4矩形花鍵草圖 Fig.6-4 sketch of rectangular spline （11）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【拉伸】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線，矢量方向選擇圓柱體軸向，拉伸長度為14mm，布爾運(yùn)算選擇與圓柱體求和，建立矩形花鍵； （12）單擊【插入】/【細(xì)節(jié)特征】/【倒角】命令，選擇各個圓柱凸臺的邊，設(shè)置倒角尺寸為1mm; 所以齒扇搖臂軸的模型建立如下圖6-5所示； 圖6-5齒扇搖臂軸 Fig.6-5 toothed fan rocker arm shaft 6.3 轉(zhuǎn)向螺母的UG三維建模 由之前的設(shè)計計算知轉(zhuǎn)向螺母與動力缸活塞制成一體，所涉及到的尺寸參數(shù)如下： 轉(zhuǎn)向螺母長度：；螺母螺孔直徑：；螺母螺孔螺距：； 齒條齒距：； 齒條齒數(shù)：； 活塞直徑：； 轉(zhuǎn)向螺母的三維建模過程如下： （1）啟動UG10.0程序后，新建一個名稱為zhunxiangluomu.prt的部件文件，其單位為mm，單擊【開始】/【建?！棵睿M(jìn)入建模模塊； （2）點擊【草圖】命令，選取X-Y平面為草圖繪制平面，點擊草圖曲線【矩形】命令，繪制長47mm，寬36mm的矩形，退出草圖； （3）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【拉伸】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線，矢量方向選擇Y軸方向，拉伸長度36mm，建立長寬高分別為47mm,36mm,36mm的長方體； （4）單擊【插入】/【曲線】/【螺旋線】命令，以創(chuàng)建的長方體36X36正方形面中點為起始點，指定矢量為圓柱體軸線，規(guī)律類型為恒定，直徑為25mm，螺距為9.525mm，長度為47.625mm，建立貫通長方體的的螺旋線； （5）單擊【基準(zhǔn)平面】命令，選擇【點和方向】命令，以螺旋線起點為指定點，矢量方向為垂直于螺旋線起點方向建立一個新的基準(zhǔn)平面； （6）單擊【草圖】選擇新建的基準(zhǔn)平面為繪圖平面，單擊【圓】命令，繪制一個直徑為6.350的圓，退出草圖環(huán)境； （7）單擊【插入】/【掃掠】/【沿引導(dǎo)線掃掠】，選擇截面為上一步驟繪制的圓，選擇引導(dǎo)線為螺旋線，偏置為0mm,布爾運(yùn)算選擇與長方體求差，建立螺旋軌道； （8）單擊【草圖】命令，選取長方體47x36面為平面繪制草圖，在距離長36mm 邊0mm處繪制長9.39mm，寬28mm的矩形，退出草圖； （9）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【拉伸】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線，矢量方向選擇垂直于47x36平面方向，拉伸長度為9.51mm； （10）單擊【插入】/【細(xì)節(jié)特征】/【拔?！棵睿x取上一步驟拉伸的長方體底面為分型面，與其相連的兩側(cè)面為拔模面，建立單個齒模型； （11）單擊【插入】/【關(guān)聯(lián)復(fù)制】/【陣列特征】命令，選取上一步驟建立的單個齒模型為陣列對象，選擇線性陣列，陣列個數(shù)是4，陣列節(jié)距是6.28mm，布爾運(yùn)算選擇與首次建立的長方體模型求和，齒條模型建立完成； （12）單擊【草圖】命令，以長方體36x36面為草圖繪制平面，點擊草圖【圓】命令，以36x36平面中心為圓心，繪制直徑為62mm的圓，退出草圖； （13）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【拉伸】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線圓，矢量方向選擇垂直于36x36平面方向，拉伸長度為80mm，布爾運(yùn)算選擇與之前建立的螺母建模求和； （14）單擊【草圖】命令，以長方體另一面36x36面為草圖繪制平面，點擊草圖【圓】命令，以36x36平面中心為圓心，繪制直徑為62mm的圓，退出草圖； （15）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【拉伸】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線圓，矢量方向選擇垂直于36x36平面方向，拉伸長度為19mm，布爾運(yùn)算選擇與之前建立的螺母建模求和； （16）單擊【草圖】命令，以上一步驟建立的圓柱體底面為平面繪制草圖，單擊草圖曲線【圓】命令，繪制直徑為25mm的圓，退出草圖； （17）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【拉伸】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線圓，矢量方向選擇圓柱體軸線方向，拉伸長度為貫通整個轉(zhuǎn)向螺母，布爾運(yùn)算選擇與之前建立的螺母建模求差； （18）利用【管道】命令在轉(zhuǎn)向螺母上建立兩個鋼球滾道模型；所以轉(zhuǎn)向螺母的模型建立如下圖6-6、6-7所示； 圖6-6 轉(zhuǎn)向螺母 Fig.6-6 steering nut 圖6-7 轉(zhuǎn)向螺母 Fig.6-7 steering nut 6.4 轉(zhuǎn)向扭桿的UG三維建模 由之前的計算可知與轉(zhuǎn)向螺桿相匹配的轉(zhuǎn)向扭桿的尺寸參數(shù)如下： 轉(zhuǎn)向扭桿直徑：；轉(zhuǎn)向扭桿長度：； 轉(zhuǎn)向扭桿上銷孔的直徑： 建模過程如下： （1）啟動UG10.0程序后，新建一個名稱為niugan.prt的部件文件，其單位為mm，單擊【開始】/【建模】命令，進(jìn)入建模模塊； （2）單擊【草圖】命令，以X-Y基準(zhǔn)平面為草圖繪制平面繪制如圖6-8所示草圖； 圖6-8 扭桿草圖 Fig.6-8 sketch of torsion bar （3）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【旋轉(zhuǎn)】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線，指定矢量方向為Y軸方向，所沿軸線為Y軸，旋轉(zhuǎn)一周，初步建立扭桿模型； （4）單擊【草圖】命令，選取X-Z平面為草圖繪制平面，單擊草圖曲線【圓】命令，在距離扭桿兩端分別29mm，7mm位置處為圓心繪制兩個直徑為6mm的圓，退出草圖； （5）單擊【插入】/【設(shè)計特征】/【拉伸】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線圓，矢量方向選擇垂直于X-Y平面方向，左右拉伸長度和大于16mm，布爾運(yùn)算選擇與之前建立的扭桿建模求差； 所以最后建立的轉(zhuǎn)向扭桿模型如圖6-9所示； 圖6-9轉(zhuǎn)向扭桿 Fig.6-9 steering torsion bar 6.5 轉(zhuǎn)向器殼體的UG三維建模 根據(jù)以上計算的轉(zhuǎn)向螺桿，轉(zhuǎn)向扭桿，轉(zhuǎn)向螺母，齒扇搖臂軸等循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器各零部件的裝配尺寸，利用【草圖】，【拉伸】等命令繪制的轉(zhuǎn)向器殼體的三維建模如圖6-10、6-11所示； 圖6-10轉(zhuǎn)向器殼體 Fig.6-10 steering gear housing 圖6-11轉(zhuǎn)向器殼體 Fig.6-11 steering gear housing 6.6 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器裝配 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的裝配過程： （1）啟動UG10.0程序后，單擊【新建】/【裝配】命令，新建一個名稱為zhuangpei.prt的部件文件，其單位為mm，進(jìn)入裝配模塊； （2）單擊裝配模塊下的【添加】命令，將之前建立的轉(zhuǎn)向螺桿，轉(zhuǎn)向扭桿，轉(zhuǎn)向螺母，齒扇搖臂軸和殼體等循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器各零部件，添加到裝配模塊下； （3）單擊裝配模塊下的【移動組件】命令，將添加到絕對坐標(biāo)原點的轉(zhuǎn)向器各個零部件移動到合適的位置； （4）單擊裝配模塊下的【裝配約束】命令，通過該命令框下的【接觸】，【對齊】【自動判斷中心和軸】，【同心】，【距離】等約束命令，對轉(zhuǎn)向器各個部件進(jìn)行裝配，同時還要用到裝配模塊下的【陣列組件】命令； （5）單擊裝配模塊下的【爆炸圖】命令，分別點擊【新建爆炸圖】/【編輯爆炸圖】命令，通過移動轉(zhuǎn)向器各個零部件完成循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的爆炸圖繪制；所建立的整體式循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器裝配圖和爆炸圖如圖6-12，圖6-13所示； 圖6-12循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器裝配圖 Fig.6-12 Assembly drawings of circular ball steering gear 圖6-13循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器爆炸圖 Fig.6-13 explosion diagram of circular ball steering gear 6.7 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的仿真運(yùn)動分析 本次設(shè)計中循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器仿真運(yùn)動建模步驟如下： （1）啟動UG10.0程序后，單擊【文件】/【打開】命令，選擇一個名稱為zhuangpei.prt的部件文件，進(jìn)入裝配模塊； （2）單擊【文件】/【打開】/【運(yùn)動仿真】命令，進(jìn)入運(yùn)動仿真模塊，新建一個名為motion1.sim的仿真運(yùn)動部件文件； （3）單擊仿真運(yùn)動模塊下的【連桿】命令，首先將殼體，軸承蓋，螺母等非運(yùn)動部件設(shè)置為固定連桿L001；然后將扭桿，銷和轉(zhuǎn)向螺桿設(shè)置為非固定連桿L002；將轉(zhuǎn)向螺母設(shè)置為非固定連桿L003；最后將齒扇搖臂軸設(shè)置為非固定連桿L004； （4）單擊仿真運(yùn)動模塊下的【運(yùn)動副命令】命令，將連桿L002，L004設(shè)置為旋轉(zhuǎn)副J002和J003；將L003設(shè)置為移動副J004；將L002和L003設(shè)置為螺旋副J004，比例設(shè)置為9.525，同時在旋轉(zhuǎn)副J002中添加簡諧運(yùn)動驅(qū)動，幅度是540，頻率是180，如圖6-14所示； 圖6-14驅(qū)動副設(shè)計對話框 Fig.6-14 driver pair design dialog box （5）單擊仿真運(yùn)動模塊下的【耦合副】命令下的【齒輪齒條副】，分別選擇滑動副J004和旋轉(zhuǎn)副J003，比例設(shè)置為26，如圖6-15所示； 圖6-15齒輪齒條副設(shè)計對話框 Fig.6-15 Design dialog box for gear rack pair （6）單擊仿真運(yùn)動模塊下的【結(jié)算方案】/【求解】命令，設(shè)置時間為10，步長為1000，結(jié)算結(jié)果達(dá)100%； （7）單擊仿真運(yùn)動模塊下的【動畫】命令，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器按預(yù)期結(jié)果進(jìn)行運(yùn)動，仿真結(jié)束。 6.8 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器扭桿的有限元分析 如圖6-16所示為本次設(shè)計的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的扭桿，扭桿材料為20CrMnTi,查閱相關(guān)資料得該材料的楊氏模量為；質(zhì)量密度為；主泊松比為；材料的屈服強(qiáng)度為；抗拉強(qiáng)度[13]；本次設(shè)計中扭桿受到的扭矩。 圖6-16扭桿 Fig. 6-16 torsion bar 扭桿有限元分析步驟： （1）調(diào)出扭桿三維模型。單擊主菜單中的【開始】和【高級仿真】命令，新建一個FEM和仿真部件； （2）點擊【仿真導(dǎo)航器】中niugan_fem.fem，然后單擊工作欄中的【指派材料】命令，彈出【指派材料】對話框，選擇對象、輸入材料20CrMnTi的彈性模量，泊松比，質(zhì)量密度等參數(shù)； （3）單擊工具欄中的【物理屬性】命令，創(chuàng)建材料的物理屬性； （4）單擊菜單欄中的【3D四面體網(wǎng)格】圖標(biāo)，彈出【3D四面體網(wǎng)格】對話框，選擇網(wǎng)格面和網(wǎng)格單元大小為6.97mm，網(wǎng)格劃分如圖6-17所示； 圖6-17扭桿網(wǎng)格劃分 Fig. 6-17 mesh division of torsion bar （5）點擊【仿真導(dǎo)航器】中niugan_fem.sim，然后選擇【約束類型】為固定約束，選擇扭桿的兩個銷孔面位固定對象； （6）點擊菜單欄中的【載荷類型】為扭矩，選擇對象為扭桿面，輸入扭矩，如圖6-18所示； 圖6-19扭桿約束，載荷示意圖 Fig. 6-19 torsion bar constraint, load schematic （7）點擊菜單欄中的【解算方案】，【求解】，彈出【求解】對話框，等待對話框的列表框中出現(xiàn)【solution_1完成】提示信息，即可關(guān)閉信息窗口； （8）雙擊仿真導(dǎo)航器窗口分級樹中出現(xiàn)的【結(jié)果】節(jié)點，切換到【后處理導(dǎo)航器】窗口，點擊分級樹中的【Solution 1】節(jié)點，查看結(jié)果，得到扭桿應(yīng)力和變形量的云圖，如圖6-20，6-21所示； 圖6-20扭桿應(yīng)力-單元云圖 Fig. 6-20 torsion bar stress-element cloud diagram 圖6-21扭桿位移-節(jié)點云圖 Fig. 6-21 torsion bar displacements-nodal clouds （9）結(jié)果分析：由圖6-20得最大平均應(yīng)力為97.98MPa,遠(yuǎn)小于材料屈服極限，滿足要求；由圖6-21得扭桿最大變形量為，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于扭桿長度，滿足要求。  7 技術(shù)經(jīng)濟(jì)性分析 本次設(shè)計根據(jù)所選定的汽車型號是獵豹CT7系車，所設(shè)計的汽車轉(zhuǎn)向器是整體式循環(huán)球式液壓助力轉(zhuǎn)向器，助力方式采用液壓助力，轉(zhuǎn)向控制閥則采用結(jié)構(gòu)相對簡單，工作效率高的常流式滑閥轉(zhuǎn)向閥。在本次設(shè)計中，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的螺桿與轉(zhuǎn)向控制閥的閥芯設(shè)計為一體，減輕裝配難度，同時大大提高了轉(zhuǎn)向器的工作效率。轉(zhuǎn)向器殼體也作為液壓動力缸的缸體，轉(zhuǎn)向螺母和液壓動力缸的活塞制成一體，當(dāng)轉(zhuǎn)向器工作時，液壓泵中的高壓油經(jīng)轉(zhuǎn)向滑閥進(jìn)入轉(zhuǎn)向器中（即液壓動力缸中）可直接作用于轉(zhuǎn)向螺母（即液壓缸活塞），在高壓油的推力下使轉(zhuǎn)向螺母進(jìn)行橫向進(jìn)給運(yùn)動，從而大大減輕轉(zhuǎn)向螺桿需要通過鋼球提供給轉(zhuǎn)向螺母的力，工作效率高。螺桿與螺母傳動副之間的螺旋軌道間加了鋼球，當(dāng)轉(zhuǎn)向螺桿進(jìn)行簡協(xié)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動時，因為轉(zhuǎn)向螺桿與轉(zhuǎn)向螺母之間的螺旋軌道有循環(huán)流動的鋼球，大大減小了轉(zhuǎn)向螺桿與轉(zhuǎn)向螺母之間的摩擦力，減小了轉(zhuǎn)向器在工作過程中因為大的摩擦力而帶來機(jī)械能的損耗，同時也減小了施加在轉(zhuǎn)向螺桿的力，使轉(zhuǎn)向輕便的同時也大大提高了轉(zhuǎn)向器的工作效率。轉(zhuǎn)向螺桿通過銷連接有轉(zhuǎn)向扭桿，駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤得的力通過轉(zhuǎn)向軸，萬向節(jié)作用在扭桿上才傳遞給轉(zhuǎn)向螺桿，這樣就減小了力直接作用在轉(zhuǎn)向螺桿上使轉(zhuǎn)向螺桿磨損過快，壽命減短，且汽車在行駛過程中底面給車輪的反作用力和震動經(jīng)轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)，轉(zhuǎn)向器，傳遞到轉(zhuǎn)向螺桿，有轉(zhuǎn)向扭桿的存在可相應(yīng)的減小震動和反作用力，使方向盤作用在駕駛員手上的力不至于太大，提高駕駛員駕駛的舒適性。本次設(shè)計中齒條、齒扇傳動副中，齒扇有5個齒，齒條有4個齒，齒條與齒扇各齒間