毕业设计（论文）-南骏某载货车汽车转向系统的设计（循环球式转向器）

II摘要本次毕业设计的题目是南骏某载货车汽车转向系统的设计（循环球式转向器），该设计是以转向系统的匹配计算、基于CATIA建立模型以及分析、根据人机工程等计算设计转向梯形机构、循环球式转向器设计为主。首先对汽车转向系统的分类及发展情况进行了概述，然后进行了主要车型参数选择，进而确定转向器的形式以及初定其各个参数，进而对转向系统的循环球式转向器的主要部件进行数据校核与受力分析，再后根据前桥的载重情况及人机工程计算转向系传动比，对转向梯形机构进行计算，根据计算结果确定转向梯形机构的形状。最后，使用CATIA软件进行建模和对其进行运动分析。本次毕业设计选用的是循环球式转向器，该转向器应用于当前大多数汽车上，而循环球式转向器一般的包含了两级传动副，其中第一级传动副是螺杆、钢球、螺母传动副和第二级传动副是齿条、齿扇传动副，第一级传动副是依据相同类型的车辆，从而确定出钢球的中心距离，再计算出其他尺寸，第二级传动副是根据汽车前桥的载重情况计算出齿扇的模数，进而计算出其他一系列尺寸。本次毕业设计中转向系统的转向梯形机构选用的是应用较多的整体式转向梯形，其中转向梯形机构的设计是选用根据经验公式对梯形机构进行形状和尺寸的确定。关键词：转向系统，转向器，转向梯形，CATIA毕业设计（论文）毕业设计（论文）AbstractThedesignsubjectisthedesignofatrucksteeringsystem,whichisbasedonthesystemmatchingcalculationoftheelectricpowersteeringsystem,thedesignandcheckofthecircularballtypesteeringgear,thedesignandcalculationofthesteeringtrapezoidalmechanism.First,theclassificationanddevelopmentofautomobilesteeringsystemaresummarized,andthentheselectionofmainmodelparametersiscarriedout,thentheformofthesteeringgearisdeterminedanditsparametersaredetermined.Thenthedatacheckandforceanalysisarecarriedoutonthemaincomponentsofthecircularballsteeringgearofthesteeringsystem,andthentheloadsituationofthefrontaxleisbasedontheloadsituationofthefrontaxle.Thedesignandcheckingcalculationofthesteeringtrapezoidalmechanismarecarriedout,andthesizeofthesteeringgearisdesignedaccordingtothedataofthesteeringtrapezoidalmechanism.Finally,CATIAsoftwareisusedformodelingandmotionanalysis.Thissubjectisusedinthedesignofthecircularballtypesteeringgear,whichisalsoakindofstructuralformwhichhasbeenusedmoreinthedomesticandforeigncarsatpresent.Ingeneral,therearetwogradetransmissionpairs,includingthedesignofthefirststagescrewballnuttransmissionpairandthedesignofthesecondgraderackandtoothfantransmissionpair.Thefirstgradetransmissionpairisbasedonthesamebasis.Thetypeofvehicledeterminesthecenterdistanceofthesteelballbetweenthescrewandnut,andthencalculatestheotherdimensions.Thesecondgradetransmissionpaircalculatesthemodulusofthetoothfanaccordingtotheloadsituationofthefrontaxleofthecar,andthencalculatesaseriesofothersizes.Inthisproject,thedesignofsteeringtrapeziumisawholesteeringtrapezium.Accordingtotheexperienceofthepreviousdesignandselection,thesizeandstructureofthetrapezoidalstructureareselected.Keywords:steeringsystem,steeringgear,steeringtrapezium,CATIA

目录摘要 IAbstract II1绪论 11.1纯机械式转向系统 11.2液压助力转向系统 11.3汽车电动助力转向系统 21.4线控转向系统 21.5结束语 32参数选择 42.1整车参数 42.2质量参数 43转向系统设计概述 53.1对转向系统的设计要求 53.2转向操纵机构 53.3转向传动机构 63.4转向器 73.5转角及最小转弯半径 74汽车转向系方案的选择 94.1转向系的主要性能参数 94.1.1转向系的效率 94.1.2传动比变化特性 104.1.3转向器传动副的啮合间隙 124.1.4转向盘的总转动圈数 124.2转向系的选择 134.3机械式转向器的选择 134.3.1齿轮齿条式转向器 134.3.2循环球式转向器 134.3.3蜗杆滚轮式转向器 144.4转向梯形的选择 145转向系的设计计算 155.1转向器的设计计算 155.1.1螺杆、钢球、螺母传动副的设计 155.1.2齿条、齿扇传动副的设计 195.2循环球式转向器的强度计算 225.3转向摇臂轴直径的确定 256整体式转向梯形结构的设计 266.1整体式转向梯形机的计算 267基于CATIA软件进行建模与分析 297.1CATIA软件介绍 297.2基于CATIA建模与分析 297.2.1利用CATIA建立模型 297.2.2利用CATIA对转向系统部分零部件进行分析……357.3本章小结……41参考文献 42致谢 431绪论汽车的转向系统是汽车根据驾驶人员的意愿对汽车行驶方向进行控制的一个系统，是汽车必要的组成机构之一。其中转向系统在汽车的安全行驶、稳定性和舒适性等方面影响巨大，转向系统在确保车辆行驶安全、减少交通事故以及改善驾驶人员工作条件等方面发挥着重要作用。汽车的转向系统可以简单的分为两类，一类是纯机械式转向系统，另一类是动力转向系统，随着现代科技的高速发展，动力转向系统又可大致分为三类，其中包括液压助力转向系统、电动助力转向系统、线控转向系统。1.1纯机械式转向系统机械式转向系统是单一的以驾驶员的体力为动力来源的转向系统，它主要是由驾驶人员通过转动转向盘，然后转向盘通过转向传动轴和转向器等一些传力装置将转向盘的转动转变为车轮的转动，进而实现汽车的转向，其中所有的力矩传递都是通过机械之间相互传递的。由于机械式转向系统是驾驶人员作为动力来源，同时完全靠机械部件来传递力，如果汽车转向困难或者说驾驶人员转动方向盘很吃力，那么为了使驾驶人员能够轻易地转动方向盘便要求转向盘大的直径，但是这样便使得汽车驾驶室所在的空间变得拥挤，从而降低了驾驶汽车的舒适性，一般对于载重比较多的载货汽车，常常会遇见转向阻力大的情况，而此时仅仅靠人力来转向难以实现，这边大大的限制了其使用范围。但是由于机械式转向系统的制造成本低，结构简单，便于维修等原因，所以基本应用于一些成本低廉和舒适性低的轿车和一些农用车上面。1.2液压助力转向系统液压助力转向系统是将人力和其他动力一起作为转向动力的转向系统。它与机械式转向系统最大的区别在于，它在其基础上装有液压泵等液压助力装置，其中液压助力转向系统通过液压泵对机械转向器进行加力，从而实现转向功能。当驾驶员转动方向盘时（左转动），转向盘将转向力矩传递给转向传动轴，转向传动轴通过转向器中的转向摇臂轴将力传递给转向摇臂，从而带动转向直拉杆移动，转向直拉杆通过转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆使转向轮左转。此时，液压泵输出液压力通过推杆带动横拉杆，也使转向轮左转。这样便实现了驾驶人员可以用较小的力对汽车进行轻便的转向操作。从液压助力转向系统的出现开始，该转向系统的技术发展迅速。研究人员在该系统的质量、功率、制造成本上等方面逐步改善性能，后来，在液压助力转向系统的基础上动力转向系统得到很大的发展，随后更是出现了变流量泵液压助力转向系统和电动液压混合助力转向系统。可变流量泵动力转向系统降低了泵在高速或不需要转弯时的流量，从而减少了不必要的功耗。电动液压助力转向系统采用的是电机和液压泵共同助力，由于电机转动的速度可以调整，可以立即关闭，也可以减少功耗。液压助力转向系统减轻了驾驶人员转向的操控力，同时也避免转向阻力大时，需要转向盘大的直径的尴尬，节省了驾驶室的占用空间，使转向系统操控更加轻便。由于液压助力转向系统发展历时较长，技术比较成熟，因此得到广泛应用。然而，液压动力转向系统在装配、功耗、密封性、转向灵敏性等方面都不够完善。1.3电动助力转向系统电动助力转向系统（EPS,ElectricalPowerSteering）与液压助力转向系统原理相似，只不过它是由电机作为助力装置。在汽车转向行驶过程中，电动助力转向系统中的转矩传感器通过检测方向盘的力矩和旋动方向转变为电信号，并将电信号传送给电子控制单元，ECU向电机控制器发出命令，使电机产生相应的电动助力。当其不转动时，ECU不会对其电机产生助力信号，此时电动机不工作。同时，电子控制单元根据车速信号，确定传输给转向盘的作用力，以此降低驾驶人员在高速度的行驶情况下产生方向盘“飘”的感觉。因为电机助力转向系统只需要电机助力，与液压助力转向系统相比，省略了很多部件。其电动助力转向系统具有结构简单，维修方便，重量轻等优点。电动助力转向系统能够适应更多的路况，提升汽车的整车性能，所以这也是以后汽车转向系统发展的方向之一。1.4线控转向系统随着科技的高速发展，线控转向系统(SBW,SteeringbyWire)出现,一般的转向系统在转向盘与车轮之间都存在有机械连接，而线控转向系统直接取消了这一部分。线控转向系统用路面控制传感器检测转向数据，并将信号传送给电子控制单元，并且从转向控制系统获得反馈命令，进而控制整个转向系统的运动。线控转向系统对于提高汽车驾驶安全性有很大的帮助,在汽车制造、乘坐舒适性方面有很大的提升。一般的驾驶人员转动汽车要从实际路况中获得信息，从而做出判断，而转向盘与转向轮之间的机械连接可以使驾驶人员更多的获知路面情况，但是由于线控转向系统取消了这一部分，从而使得驾驶人员对于路面情况很难获取，而对于线控转向系统依据电子元件获得信息使得太过于依靠电子元件，故而线控转向系统此前还处于研究阶段,不具有实际大量生产的情况。目前线控转向技术难以得到发展主要是因为以下两个方面：1)传感器技术传感技术就目前而言无论是国内还是国外发展都比较缓慢，无论是电子控制单元的信号传达还是获得实况信息反馈给电子控制单元，传感器对于汽车而言也显得越来越重要，因为要更加真实的反映路面情况，所以线控转向系统对于传感器的应用比起其他类型的转向系统占据的比例要大的多，这也是限制汽车线控转向系统发展的重要因素之一，使传感器对于实际路况获取更多的信息，是传感器技术发展的主要趋势。2)助力电机的研究助力电机是电动助力类型转向系统的主要元件之一。电动助力可减少动力损失，提高转向跟随性并改善转向回复特性。同时，其还具有结构紧凑、不需要频繁的维修、具有高的效率等众多优点，正因为如此助力电机受到各大汽车制造商和汽车研究人员的广泛关注。1.5结束语机械式转向助力系统虽然结构简单，汽车舒适性低，但是由于其对于路面实况的感知以及成本较低等原因而应用于一些对驾驶舒适性要求低的微型轿车和部分农用车上；液压助力转向系统虽然在装配、功耗、密封性、转向灵敏性等方面都不够完善。但是由于这种转向系统发展时间较长，技术比较完善，同时还可以使转向轻便，因此广泛应用于一些客车、多数商用汽车、特别是载货汽车；而电动助力转向系统与机械式和液压式转向系统相比较，具有较高的性价比和操作轻便性，而得到广泛的应用；对于线控转向系统由于发展较晚，技术不完善，所以现阶段还在研究，无法得到大量市场化的生产，但是线控转向系统在汽车操作稳定性和驾驶安全性等方面有很大的优点，它必定是以后汽车转向系统的发展趋势。2参数选择本设计汽车整车参数拟采用南骏某型载货汽车494ZD33，现将数据列表如下：2.1整车信息表2.1整车信息车辆类型494ZD33基本参数轴距（cm）3300轮距（cm）前/后1630/1540车架宽（cm）前/后800/800后桥速比5.375轮胎7.00R162.2质量参数表2.2质量参数整备质量(kg)2940总质量(kg)4680前轴1700后轴12403转向系统设计概述3.1对转向系统的设计要求转向系统应使全部转向轮绕瞬时的转向中心转动。汽车在行驶过程中，转向系统的转向盘不得随意转动。转向系统的转向传动机构和其他机构运动不一致时，要使车轮的摆动尽可能最小化。汽车转向系统的灵敏度要高，使得汽车的转弯角度小。汽车转向系统应操纵轻便。汽车转向行驶过程中，方向盘得到路面传给转向轮的反冲力要尽量减小。如果转向系统中在转向器和转向传动装置中存有间隙，其中应有调整间隙的机构。转向系统中要有事故发生时能使驾驶人员减伤的保护装置。转动转向系统中的转向盘时，要使汽车转向方向一致。3.2转向操纵机构汽车的转向操纵机构（如图3.2.2）主要由方向盘（如图3.2.1）、转向传动轴、转向管柱等零件组成，转向操纵机构是将驾驶人员对方向盘施加的转向力矩传递给转向器。在多数汽车上，有些转向系统为了减少由于转向系统对车架的变形影响，往往会在转向传动轴和转向管柱之间加一个转向万向节。挠性万向节的采取可以减少因为路面冲击而间接传递给转向盘的冲击力，提高汽车驾驶舒适性和操作稳定性。图3.2.1方向盘1.轮缘2.轮辐3.轮毂图3.2.2转向操纵机构转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘3.3转向传动机构转向传动机构是指从转向车轮到转向器的所有部件，转向传动机构的功用是将通过转向器传递的力传输给转向节臂，从而使汽车转向轮转动。转向传动机构一般由转向摇臂、转向直拉杆、转向节臂、转向梯形等组成，其中与非独立悬架相配用的转向传动机构和与独立悬架相配用的转向传动机构的区别在于，独立悬架相配用的转向传动机构的转向横拉杆和转向梯形臂分左右。与非独立悬架配用的转向传动机构（图3.3.1），与独立悬架配用的转向机构（图3.3.2）。图3.3.1与非独立式悬架配用的转向传动机构1-转向器；2-转向摇臂；3-转向直拉杆；4-转向节臂；5-梯形臂；6-转向横拉杆图3.3.2与独立悬架配用的转向传动机构1-转向摇臂；2-转向直拉杆；3-左转向横拉杆；4-右转向横拉杆；5-左梯形臂；6-右梯形臂；7-摇杆；8-悬架左摆臂；9-悬架右摆臂3.4转向器转向器的功用是将驾驶人员对转向盘施加的转向力矩放大，然后传递给转向传动机构，目前较为常用的转向器有以下几种，如齿轮齿条式转向器、循环球曲柄指销式转向器和蜗杆曲柄指销式转向器等。3.5转角及最小转弯半径在汽车转向行驶过程中，汽车车轮都应做纯滚动运动，为了减少或无滑动，汽车车轮应要绕瞬时中心转动。因为每个车轮的转向半径有所差异，所以汽车车轮的转角应是不相同的，它们应符合以下关系式（3-1）；其次，一般的在汽车转向盘由中间位置旋转至无法转动的位置时的圈数不应多于3.0圈。当汽车转向时，如果轮胎与汽车的横向偏移被忽略，其理想的内、外转向轮转角关系如图3.5.1所示。转角之间应满足的关系式如下：cotθ0-cotθ式中：—外转向轮转角；—内转向轮转角；K—两主销中心线延长线与地面交点间的距离；L—轴距图3.5.1理想的内、外转向轮转角关系图汽车的最小转弯半径与汽车的内转向轮最大转角、外转向轮在最大转角、汽车的轴间间距L、车轮主销之间的间距K及转向臂等因素有关。在转向过程中，除转角外，其他因素基本是不变的。

当汽车在方向盘的转向角处于极限位置的情况下以低速转弯时，汽车的最小转弯半径是前外轮与地面之间的接触点的轨迹。其最小转弯半径可按下列关系式计算：Rmin=L=通常为35º～40º，为了减小值，值有时可达到45º因为在实际中不可能忽略掉侧向偏离的影响，所以理论的最小转弯半径与实际的计算结果不完全相同。4汽车转向系方案的选择4.1转向系的主要性能参数4.1.1转向器的效率对于功率输入和输出的不同，对应的转向器效率也不尽相同，即正效率和逆效率。转向器的逆效率是指从转向摇臂输入，经转向器输出的效率，用符号表示，；反之称为正效率，用符号表示。正效率计算公式：η+=P1逆效率计算公式：η-=P3-式中:—作用在转向盘上的功率；—转向器中的磨擦功率；—作用在转向摇臂轴上的功率。转向是否轻便由转向器效率的高地决定，转向器的正效率高使得转向轻便，反之转向困难；转向器逆效率高，对于方向盘的自动回正有帮助，但是对于坏路面的情况下可能将路面对车轮的冲击力传至转向盘以发生“打手”情况。1）转向器的正效率η影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结构特征、结构参数和制造质量等。（1）转向器类型、结构特点与效率一般的，应用于汽车上较多的转向器类型主要有四类，其中包括循环球式，球面蜗杆滚轮式，齿轮、齿条式和蜗杆曲柄指销式。转向器的种类不同，其转向器的效率是有差异的。就转向器的正效率而言，一般循环球式要比蜗杆曲柄指销式和球面蜗杆滚轮式要略高一些。对于相同种类的转向器，由于其结构的差别其转向器的效率也大有差距。一般的，蜗杆曲柄销式转向器主要有两类，一类是固定销式，另一类是旋转销式，所以在其效率上旋转销式的可以达到70%以上，比起固定销式的要高于15%左右；球面蜗杆滚轮式转向器对于轴承的不同效率也不相同，例如装有滚针轴承的转向器效率在54%左右，而装有锥轴承的效率显著提高达到了70%左右。（2）转向器的结构参数与效率转向器的结构参数对于效率也有一定的影响，如果考虑较理想的情况，忽略其他的摩擦损失，只考虑传动副的摩擦损失，其效率可用下式计算:η+=tanα式中:α0—ρ—摩擦角，ρ=tg-1μ—磨擦因数。汽车的驾驶舒适性和安全性取决于转向器的逆效率。2）转向器的逆效率η根据逆效率的不同，转向器可分为可逆式转向器，极限可逆式转向器，不可逆式转向器。可逆式转向器是指逆效率很高的转向器很容易将路面传给车轮的冲击反力传到方向盘上；逆效率很低的转向器被称为不可逆式转向器；而极限可逆式的转向器是指逆效率在不可逆和可逆之间的转向器。不可逆式转向器多数汽车一般不采用，而常采用可逆式转向器，而越野汽车上经常可以看到极限可逆式的转向器。如果考虑较理想的情况，忽略其他的摩擦损失，只考虑传动副的摩擦损失，其效率可用下式计算:从上述两式可以看出：导程角对于转向器的效率也有很大影响。随着导程角α0增大，转向器的正、逆效率均增大，但是逆效率的增幅要比正效率的增幅大些，而逆效率太大容易造成“打手”现象，所以导程角不能太大。但是导程角也不能过小，如果过小或者无限趋近于摩擦角，此时可以发现其转向器的逆效率将趋于零或负数，此时的转向器便变成了不可逆式的转向器，而不可逆式转向器在多数汽车上是不予采用的，所以其转向器的导程角一般在80~4.1.2传动比变化特性1）转向系传动比组成转向系的传动比由转向系的角传动比iw0和转向系的力传动比ip转向轮轮胎受地面反作用力的合力2与转向盘的受力之比，称为力传动比，即ip=2F方向盘转动的角速度与方向盘转动方向一边的转向节转动的角速度之比，称为转向系角传动比，即iwo=WWW式中，为转向盘转角增量；为转向节转角增量；为时间增量。又由转向器角传动比和转向传动机构角传动比所组成，即iwo=i转向盘角速度与摇臂轴角速度之比，称为转向器角传动比，即iw=WwW式中，为摇臂轴转角增量。齿扇轴转动的角速度与齿扇轴带动相同一边的转向节转动的角速度之比，称为转向传动机构角传动比，即iw`=2）传动比之间的关系汽车车轮所受阻力和转向节受到的转向阻力矩有以下关系：Fw式中,为为主销偏移距。驾驶人员作用在方向盘的力可用下式表示：Fh=式中，为作用在转向盘上的力矩；Rsw为转向盘的作用半径。将式（4-9），式（4-10）代入ipip=如果忽略摩擦损失，可以用下式表示：2Mr将式（4-11）代入式（4-12）后得到ip=由上述可知，转向盘的转向的轻便与否与转向系的力传动比有很大关系，力传动比越大，汽车转向越轻便。而力传动比大小与转向盘的半径、主销偏移距有关，如果转向盘的半径足够大，虽然能够增加力传动比，使转向轻便，但转向盘半径过大将会使得驾驶室内空间变小，汽车的驾驶舒适性降低，而转向盘半径太小，又会使驾驶人员过于劳累；而主销偏移距的参数过小反而会增大转向阻力，同样也会降低驾驶舒适性。通常货车的主销偏移距的值一般在40-60mm左右。但是对于大多数汽车而言其转向盘半径和主销偏移距都是常数值，通常不会改变，所以一般来说其转向系的力传动比和角传动比是成线型变化的。3）转向器角传动比和变化特性角传动比的大小对驾驶人员对转向系统操作是否灵敏、轻便以及稳定有着绝对影响。从式（4-13）可知，力传动比和角传动比成正比关系，增大角传动比可以增加力传动比，从而使得驾驶人员操作转向盘轻便。但是随着角传动比逐渐增加，转向盘转动而转向轮并不会立即转动，从而使得汽车转向灵敏性降低，这样便形成了“轻”与“灵”的矛盾。大多数汽车对于这一矛盾采用可变角传动比的转向器。图4.1转向器角传动比变化关系由图可以看出，转向器角传动比在iw较小时，汽车的转向盘转动较小，而随着iw增加，4.1.3转向器传动副的啮合间隙转向器传动副的啮合间隙是指汽车的所有转向器中的传动副间的间隙。该间隙又被成为传动间隙，该间隙根据转向盘的转动角度的大小变化而变化。而该间隙对于汽车的稳定性和转向器的使用寿命有重大影响。4.1.4转向盘的总转动圈数汽车转向盘转动的圈数是指汽车在转向过程中方向盘从一个位置转到另一个位置，这两个位置都是方向盘转动的极限位置，其中方向盘转过的圈数。其转向盘转动圈数的多少对汽车的转向轻便性有一定影响。重型卡车一般应低于7圈，对于多数汽车来说，一般应低于3.5圈。4.2转向系的选择前面已经介绍了，汽车转向系总体可以分为两类，一类是机械式转向系，另一类是动力式转向系。机械式转向系和动力式转向系最大的区别在于机械式转向系几乎全是机械机件，全靠人力转向；而动力式转向系转动方向盘时，人力和其他外力同时施加，使得转向轻便。在本设计中，选用机械式转向系。4.3机械式转向器的选择转向器的类型多种多样，传动副不同，转向器也大有差异。在目前应用较为广泛的转向器有循环球式、齿轮齿条式、蜗杆曲柄销式等。循环球式转向器是目前应用最为广泛的转向器，其工作效率高、使用寿命长、工作可靠；齿轮齿条式转向器结构简单，制造成本低、易于使用；蜗杆曲柄销式有单、双销之分，其角传动比可变，其结构复杂，不便于维修，重量大。在本次毕业设计中，转向器的结构选为循环球式转向器。4.3.1齿轮齿条式转向器齿轮齿条式转向器结构简易，加工便捷，制造成本低，工作稳定，在一些大型汽车制造商中得到广泛应用，例如，一汽捷达、上海桑塔纳、广州本田等。4.3.2循环球式转向器在前面介绍中可知，循环球式转向器有螺杆、钢球、螺母传动副和齿条、齿扇传动副两级传动副。如图4-3。图4-3循环球式转向器螺杆螺母传动副是与转向轴连接的，其中螺母既是从动件又是主动件，其中，为了减少螺杆与螺母间的磨擦，螺杆和螺母之间有很多钢珠，使得螺杆和螺母之间的直接磨擦变为滚动摩擦。当方向盘转动时，转向轴带动螺杆旋转，从而通过钢珠将转向力矩传递给螺母，从而使得螺母轴向移动，这样便也实现了力的方向转变，螺母轴向移动后通过第二级传动副带动齿扇转动，从而实现转动车轮。4.3.3蜗杆曲柄销式转向器蜗杆曲柄销式转向器有单、双销式之分，单销式与双销式相比，结构简单，尺寸大，重量增加。该转向器的传动副以蜗杆为主动件，以指销为从动件，转动蜗杆从而带动指销绕轴线做圆周运动，并带动转向摇臂轴从而实现汽车转向。4.4转向梯形的选择转向梯形的类型有整体式和断开式两类，转向梯形的选择必须要求在汽车转向行驶时，使得汽车转向轮绕转向瞬时中心旋转，而不在同一圆周上作运动。本设计中采用的是整体式转向梯形。整体式转向梯形机构一般都后置于前轴，两个梯形臂向汽车纵向中心线靠近并向汽车尾部方向延伸，这样布置转向梯形可以使得汽车在调整车轮的前束便捷，结构简易，但是这样布置使得汽车在凹凸不平的路面行驶时，汽车车轮的一侧车轮上下跳动可能会影响到另外一侧车轮的上下跳动，使得行驶稳定性降低。5转向系的设计计算5.1转向器的设计计算在本次毕业设计中，选用的是循环球式转向器，循环球式转向器是目前国内汽车上最常见的转向器，和其他转向器相比，虽然其结构相对复杂，对于其中的一些主要零部件加工精度要求较高，但是它工作效率高、寿命长、工作可靠。5.1.1螺杆、钢球、螺母传动副的设计表5.1转向器的齿扇模数齿扇模数m/mm3.03.54.04.55.06.0乘用车排量/L0.51-1.81.6-2.02.02.22.2前桥负荷/KN3.5-3.84.7-7.357.0-9.08.3-1110-1111-12.3商用车前桥负荷/KN3.0-5.04.5-7.55.5-18.57.0-19.59.0-2417-37最大装载质量/kg35010002500270040006000由上表可知，本设计的汽车最大装载质量为1740kg，前轴负荷为1.7t，即16660N，所以齿扇模数选4.0mm。（1）钢球中心距D、螺杆外径D1和螺母内径钢球中心距是指螺杆两侧钢球中心之间的距离，它是一个基本参数，对汽车转向器的使用寿命和使用强度有很大影响，在选取钢球中心距时，一般多数参考同类汽车的数据，再根据设计要求的载荷进行尺寸修改，一般的钢球中心距选取的数值要尽可能的小。表5.2循环球式转向器主要参数齿扇模数/mm3.03.54.04.55.06.0摇臂轴直径/mm2226303232-3538-40钢球中心距/mm2023-25252830-3235螺杆外径/mm2023-2525282934钢球直径/mm5.5565.556-6.356.356.357.1447.144-8螺距/mm7.9388.7319.5259.5259.525-1010-11工作圈数1.51.5-2.52.5环流行数2螺母长度/mm4145-5246-475856-5972-78齿扇齿数3-55齿扇整圆齿数12-131313-14齿扇压力角22°30′-27°30′切削角6°30′6°30′-7°30′齿扇宽/mm22-2525-2725-283028-3234-39在选取螺杆外径和螺母内径时，要保证外径和内径不得相互摩擦，在设计时要保证D1<D2，一般的D2-D1=5%~10%D,根据表5-2，钢球中心距为25mm，螺杆外径D1为（2）钢球的直径d及钢球的数量n钢球直径尺寸的选取对第一级传动副，即螺杆螺母的传动副的承载能力有影响，虽然选取大直径的钢球能增加钢球的承受载荷能力，但是这也使得转向器的结构变大，一般选取钢球直径参数参考同类车型数据。本设计中钢球直径选取为6.35mm。对于钢球数量来说，原理同钢球直径一样，数量多的钢球能够提升转向器的承载能力，但是也会影响钢球的流动速度，钢球的数量增加使得钢球的流动速度降低，这样反而影响了转向器的工作效率。根据资料收集，一般的转向器的钢球数目n不宜多于60颗，下列关系式为钢球数量计算关系式：n=πWD式中:D—钢球中心距；W—钢球滚过一个回路的钢球工作圈数；d—钢球直径：n—环流导管中储存的钢球数目除外；由上表中可知，钢球在一个环路中的工作圈数W为1.5，所以计算得出钢球的数量为18。（3）滚道截面滚道截面是指钢球在螺杆和螺母之间滚动时滚过的环路截面，按截面的不同可以分为：单圆弧滚道截面、四段圆弧滚道截面、椭圆滚道截面等。单圆弧滚道截面的形状简单，仅由一段固定的半径圆弧构成，因为钢球在其截面运动时容易产生轴向定位不稳定，对转向不利，所以这种滚道截面的转向器在早期发展不成熟的时候采用较多。下图为单圆弧滚道截面（如图5-1）图5.1.1单圆弧滚道截面四段圆弧滚道截面是指滚道截面由四段圆弧组成。这种截面相比单圆弧截面滚道，能够消除轴向定位不稳定的缺点，在承受载荷时能够消除轴向位移，并且因为四段圆弧的关系使得滚道与钢球之间存在间隙，能够减少钢球与滚道的磨损。所以这种截面滚道得到广泛应用。图5.2.2四段圆弧的滚道截面在选取滚道截面半径时，为了减少滚道与钢球的磨损，应要求滚道半径大于钢球直径的1/2，一般取rc=（0.51-0.53）d。在本设计中，计算得出rc=0.53d=3.（4）接触角接触角θ是指滚道受到钢球的正压力方向的延长线与滚道轴线方向的延长线的角度，其角度的大小对滚道受到的正压力和轴向力有影响，一般的随着角度的越大，滚道受到的正压力越大，而沿滚道的轴线方向的力越小，反之，结果相反。一般的为了使滚道受力均匀，所以接触角θ多取为45°，在本次毕业设计中接触角θ取45°。（5）螺距P和螺旋线导程角方向盘转动φ角，对应螺母运动α0的距离s为（5-2）式中，P为螺纹螺距。与此同时，螺母移动的距离即为齿扇节圆转过一定角度的弧长，与此对应的齿扇轴转过角，下式为其关系式：r=式中，r为齿扇节圆半径。通过上面计算公式得，用对求取导数，可以得到转向器的角速度传动比为：iw=2πr由上式可知，螺距的大小对转向器的角传动比也有影响。螺距P一般在811mm内选取。所以在本设计中，计算得出螺距P为10.0mm。下式为螺旋线的导程角α0的计算公式D=P式中:—螺杆与螺母滚道的螺距；α0—螺旋由上述计算公式，带入数据可以得到螺旋线导程角为5°（6）工作钢球圈数W工作钢球圈数即为钢球在螺杆和螺母滚动过程中滚过的圈数，它对转向器的强度有影响，因为钢球圈数增加以后势必会增加工作的钢球，这样使得转向器的强度增加，由前面的表可知，本次毕业设计选取的钢球工作圈数为1.5圈。5.1.2齿条、齿扇传动副的设计在设计计算齿扇、齿条传动副之前，先对转向器的传动特性进行分析，研究转向器啮合特性的意义在于转向器的啮合特性对于转向稳定性和转向器的使用寿命有很大影响。当汽车处于直线行驶时，传动副之间的啮合可以大致分为有间隙或没有间隙两类，在传动副有间隙时，汽车从直线行驶转变为弯道行驶的过程中，汽车受到侧向力的影响，因为传动副存在间隙，使得汽车车轮不能再固定位置转动，从而使汽车出现行驶不稳定现象。为了避免这种情况的发生，传动副的啮合间隙要尽可能的小甚至没有，这样才能保证汽车在转向行驶时能够平稳。同时汽车在现实行驶时，一般方向盘转动角度较小的情况较多，这样便会形成转向器传动副在中间位置的磨损更加严重，随着磨损的增大将会使得汽车在进入直线行驶时无法确保汽车平稳行驶，所以在设计转向器的传动副时，转向器传动副之间的间隙不宜均匀的存在间隙，而是从中间位置向两端逐渐增加间隙，所以传动副的啮合特性要像图5-2中所示。图5.1.3转向器传动副传动间隙变化特性在制造循环球式转向器的齿条齿扇传动副的啮合间隙时，可以将齿扇的齿轮大小做成变厚齿扇，这样便可以获得不均匀啮合间隙。在变厚齿扇的加工中，可以将齿扇在切齿的毛坯绕o1旋转，o1偏离摇臂轴n的距离，这样便可加工出变厚齿扇，使得齿侧间隙∆s也增大，下式∆s=2∆rtanα=2式中:—径向间隙；—啮合角；—齿扇的分度圆半径；—摇臂轴的转角。当α、rw确定后，根据齿侧间隙的关系式绘制线图，如图5.1.4所示，线图的绘制便于选择合适的偏心距n，这样便可计算出尺侧间隙，以满足齿扇齿条传动副的运动需要图5.1.4变厚齿扇的啮合间隙加工图图5.1.5用于选择偏心n的线图变厚齿扇与直齿园锥齿轮形状相似，但是对于变厚齿扇的基圆来说大有不同，直齿圆锥齿轮的渐开线基圆呈圆锥形状。而变厚齿扇的基圆是圆锥面，其分度圆的齿厚是呈现线性变化的。如下图5—5所示：图5.1.6变厚齿扇的截面在上图中，一般将最上面的剖面1-1定义为基准面，所以由最上面的剖面逐渐向右时，变位系数首先从正值变为零，最后再变为负值。即如图中所示，0-0截面的变位系数为0。由于在不同位置的截面均是在同一基圆的渐开线，所以该变厚齿扇依然属于圆柱齿轮范围。在图中，如果0-0剖面距离1-1剖面的距离为α0，α0=ξ1m/式中，—在1-1剖面处的起初齿形的变位系数；m—模数；—切削角。根据前面介绍，γ常见的角度有6°30′和7°30′两种。在的值不变的情况下，距离基准剖面的距离决定了变位系数的大小。变厚齿扇齿形的计算公式：在计算变厚齿扇齿形之前，要先确定计算设计的参数。根据表5.2，法向压力角定为22°30′，切削角为6°30′，在本次毕业设计中，齿顶高系数初选为1.0，径向间隙系数，取0.2，这里的齿数z选定为13，最后齿扇的宽度为30mm。基准剖面1-1的齿形计算如下：分度圆直径d=mZ=52mm齿顶高h齿根高h齿全高h=径向间隙c齿顶圆直径D分度圆齿厚S顶圆压力角α转向器角传动比为：iw=2πrp参数名称参数齿顶高系数1.0齿顶高4.0齿根高4.8齿全高8.8径向间隙c0.8变位系数0.14齿顶圆直径D71.2分度圆弧齿厚S6.52表5.3变厚齿扇在基准剖面时的的齿形参数（mm）5.2循环球式转向器的强度计算循环球式转向器的零件强度计算对于汽车行驶安全有一定影响，在计算零件强度之前，要先计算循环球式转向器各个零部件所受的力。作用在零件上的力主要是转向轴的载荷以及传动副之间的接触应力等，而转向轮的阻力主要包括转向器绕主销转动的阻力、原地转向阻力等。对于其计算公式，没有其规定的准确公式，大多数是根据经验来计算的，下式为原地转向阻力矩（N·mm）的计算公式，即MR式中,f—滑动摩擦因数，取值为0.7—为转向轴负荷（N）P—为轮胎气压（MPa）在本设计中，根据同类车型数据，其轮胎气压一般取为0.42MPa，转向轴负载=28900.0N。代入式（5-9）得:MR=作用在转向盘上的手力为：Fh=式中：—转向摇臂长—转向节臂长—转向盘直径—转向器角传动比—转向器正效率一般的选取转向摇臂长为200mm；转向节臂长为220mm；转向盘的直径参考同类车型并符合国家标准选定为400mm；角传动比为16.328；而一般的循环球式转向器的效率取为85%。代入式（5-10）得

F在得出计算载荷后，便可进一步确定循环球式转向器的零件强度。1）钢球与滚道间的接触应力σjσj=K3F式中K为系数，根据下表5-4求得:表5.4钢球与滚道间的接触应力系数A/B1.050.10.050.020.01k0.3380.40.410.440.4680.490.5360.60.7160.80.971.281.82.271其中A／B用下式计算：A=1/r-1/r式中，—钢球半径，见图5-1；取为3.175—滚道圆弧截面半径；取为3.3655—螺杆外半径；取为12.5mmE—材料弹性模量，MPa—钢球与滚道间接触的径向载荷：F3式中，FhR—转向盘轮缘半径；为250—螺杆螺线导程角；已知为5°—钢球与滚道间的接触角；已知计为45°—参与工作的钢球数；已知为18个—钢球与滚道间接触点到螺杆轴线之间的距离，可用下列关系式计算：l=D2-d2式中：D为钢球中心距；d为钢球直径。由表5-4可知，A/B与k之间的关系，所以由公式（5-13）可得F由公式（5-12）可得A/B=0.044，查表5.4可得K为1.280.由公式（5-11）可得:σ国外推荐螺杆用铬钼钢、螺母用镍铬钼钢制造，其中表面渗碳，渗碳层深度为0.8-1.2mm，一般的根据经验可以知道，钢球与滚道间的许用接触应力可取为2800～3600MPa。显然，因为σj≤σj2）齿扇、齿条间齿轮接触时的弯曲应力σ齿扇齿的弯曲应力为:σw式中,F—作用在齿扇上的圆周力；h—齿扇的齿高；B—齿扇的齿宽；S—基圆齿厚；作用在齿扇上的圆周力F：F=T式中,—转向传动机构的力传动比；—转向传动机构的效率；—即转向阻力矩；—齿扇节圆半径；将数据代入式（5-18）计算得：F=T再将上式代入式（5-17）得σ按照国家标准，齿扇、齿条间齿轮的接触许用弯曲应力为，显然σw≤σw，所以符合要求。5.3转向摇臂轴直径的确定转向摇臂轴直径可以按照下列关系式计算：d=式中,K—安全系数，根据经验在本次毕业设计中，取值K为3.5；MR—T0—扭转强度极限，查得[τ0带入数据计算得出T0国外推荐摇臂轴用镍铬钼钢制造，表面渗碳，渗碳深度为0.8-1.2mm。表面硬度为HRC58~63。6整体式转向梯形机构的设计6.1整体式转向梯形机构的计算在汽车从直线行驶转变为弯道行驶时，一般的汽车车轮都是绕一个中心旋转运动的，但是因为汽车转向轮或路面的影响使得汽车的瞬时转向中心将落在距汽车中心很远的地方，这个中心点与汽车转向轮的侧偏角有关。因为路面情况难以固定，所以使得汽车车轮发生侧偏的因素也难以确定，故而一般在设计计算时都忽略了这一影响，从而使得汽车车轮的瞬时转向中心在汽车后轴的延长线上。如图6-1所示。图6.1.1内、外转向轮理想的转角关系简图对于其理想的内、外轮转角关系，前面已经阐述，有如下关系cotθ0-若自变角为θ0,则因变角θi的期望值为θi=fθ0=arc因为上式属于期望值，所以对于实际情况的转向梯形机构仅能无限接近于该值。由上述公式可以推导出转向梯形机构所给出的实际因变角θi为θi、式中,m—梯形臂长—梯形底角因为其实际计算值与理想的计算值存在一定偏差，但是为了减少汽车在行驶时的车轮磨损，所以在经常使用的位置的偏差要尽可能的小。因此，再引入加权因子，构成评价设计优劣的目标函数为:fx=θ0i将式（6－2）、式（6－3）代人式（6－4）得:fx=θ式中,x—设计变量，—外转向轮最大转角，由图6-1得:θomax式中，—汽车最小转弯直径—主销偏移距由于在实际路况中，汽车转向行驶中的转角转动大小多处于20°，并且转动范围在10°的居多，所以取ωθ上式中，变量m为梯形臂的长度，变量γ为梯形底角，如果在设计转向梯形机构时，梯形臂长度过长，将会使得梯形机构的装配变得困难，所以在此处应该对梯形臂长度和梯形底角建立约束。由于梯形机构的底角γ越大，将会使得转向梯形变得像矩形，而是评价优劣的目标函数，说明该函数值越小表示梯形机构越优，所以此处计算时可以忽略该函数值的最大值，只需要求得其最小值。下列关系式为求取各个变量值的约束条件：m-mmaxγ-γmin≥0梯形臂长度m设计时常取在，。梯形底角。一般的，转向梯形机构是四连杆机构，所以一般取δ≥δmin=400cosδmin-2式中，δmin已知θomax=arcsinLDmin2-a，故由式(6—11)可知，为设计变量m及的函数。利用上述各式求得变量的约束条件的可行区域为，如图6.2所示的几种情况。图6.2b适用于要求较大，而可小些的车型；图6.2c适用于要求较大，而小些的车型；图6.2a适用介于图图6.2转向梯形机构设计的可行域在本次毕业设计中，从给出的车辆信息可以知道轴距L=3300m，汽车的前轮距B1=1630mm，汽车的后轮距B2=1540mm,一般主销内倾角，距离一般为，本次毕业设计取为，所以主销偏移距K为K=B-2C=1530mm（6－11）由式（6-6）可得外转向车轮最大转角θ综上所述，在本次毕业设计中，梯形臂长度在151.8到170之间取值。

基于CATIA软件进行建模及分析7.1CATIA软件介绍随着计算机辅助软件设计CAD（ComputerAidedDesign）技术飞速发展，越来越多的工程设计人员开始利用计算机进行产品的设计和开发，而CATIA作为当前汽车行业流行的高端三维建模软件，受到许多汽车设计人员的喜爱。CATIA软件是法国达索系统公司开发的三维软件，在世界CAD/CAE/CAM领域中处于领先水平，其内容主要包括了产品从概念模型建立、动态仿真分析、三维模型转二维工程图等内容，从产品设计到产品加工的全过程，其应用范围设计航空、汽车、造船、机械设计等，CATIA是当前汽车行业公认的最好用的软件之一，与其他同类型软件相比具有绝对的领导地位。从1982年到1988年，达索公司相继推出了CATIA的V1、V2、V3版本，并在1993年发布了V4版本，在本设计中采用的V5版本，V5版本可用于UNIX系统和Windows系统。总而言之，CATIA是目前汽车行业公认的软件，得到汽车设计人员以及工程师的一致好评。7.2基于CATIA建立模型及分析7.2.1利用CATIA建立模型第一步：进入CATIA后建立一个产品,并进入草图绘制。如图7-1所示。图7.1CATIA草图界面第二步:首先绘制转向盘，进入草图界面，建立方向盘截面模型，圆形截面的直径是方向盘最外圈轮廓的直径，圆形截面的圆心到H或V的距离为方向盘的直径，它控制方向盘的大小。退出草图界面，选择旋转成体图标，选择刚刚创建的草图，使用拉伸命令为方向盘创建盘幅。转向盘幅的粗细可自行调节。如图7-2所示。图7.2CATIA的转向盘第三步：从转向盘逐步向下建立其他零部件模型。如下列图所示。图7.3CATIA的转向轴图7.4CATIA的万向节图7.5CATIA的转向转动轴图7.6CATIA的循环球式转向器图7.7CATIA的转向摇臂图7-8CATIA的转向直拉杆图7.9CATIA的转向节臂图7.10CATIA的梯形臂图7.11CATIA的转向横拉杆第四步：将以上建立的所有的转向系统的零部件，利用CATIA软件建立装配。转向系统装配图如下图7-12所示。图7.12CATIA的转向系统7.2.2利用CATIA对转向系统的部分零部件进行分析(1)对转向摇臂进行分析转向摇臂在汽车转向系统中非常重要的零部件之一，其功用是将转向器输出的力矩通过转向摇臂传递给转向直拉杆，进而通过转向梯形机构带动转向轮转动。在这里将对转向摇臂进行受力分析和结构优化，在建立转向系统零部件模型时已经将转向摇臂的CATIA模型建好，接下来将用CATIA对转向摇臂进行简单的静力分析。具体操作步骤如下:1、对已经建好的CATIA转向摇臂模型进行附着材料，此处我们采用钢材。如图7.13所示。图7.13对转向摇臂附着材料2、对CATIA的转向摇臂模型进行网格划分，网格划分是进行数值模拟的重要步骤，它直接影响后面计算数值分析的精确度，一般的在进行网格划分运用hypermesh软件对三维模型进行网格划分，它比CATIA的网格划分要精细的多，但在本设计中依然采用CATIA进行网格划分，如图7-14所示。图7.14转向摇臂的网格划分3、对CATIA的转向摇臂施加约束，由于转向摇臂在转向系统中起承上启下的作用，上面承接转向器，下面带动转向直拉杆，所以对转向摇臂施加约束图如7.15所示。图7.15对转向摇臂施加约束4、对CATIA的转向摇臂施加载荷，一般是将车轮一侧卡死，这样转向摇臂所受到通过车轮的传到转向直拉杆的最大阻力矩，施加载荷如图7.16所示。图7.16对转向摇臂施加载荷5、对CATIA的转向摇臂进行计算分析，一般的计算分析可以在后处理器中做，但是在本设计中基于设计要求依然在CATIA中作计算分析。如图7.17所示。图7.17转向摇臂的应力分布图图7.18转向摇臂施加载荷后的变形图从以上建模分析可以看出，在对转向摇臂施加允许范围内的载荷486.3Mpa时，转向摇臂在与转向直拉杆相连的一端相比与转向器相连的一端应力更加集中，其主要集中在内孔的左右两侧，从上图中可以看出转向摇臂与转向直拉杆相连的一端的最大集中应力为31.5MPa，同时从转向摇臂的位移变形图可以看出，变形量较大的集中在与转向直拉杆相连的一端，并且从与转向直拉杆相连的一端到与转向器相连的一端变形量逐渐减小。在此处我们可以加大转向摇臂与转向直拉杆相连的一端的配合尺寸，减小与转向器相连的一端的尺寸，使其总长度达到200mm，同时与转向器相连的一端内孔直径为60mm，与转向直拉杆相连的一端直径为40mm。这样不仅可以使得转向摇臂强度和刚度增加，同时还可以节省转向摇臂制造加工时的材料。（2）对转向横拉杆进行分析转向横拉杆是转向梯形主要构成组件之一，一般的转向横拉杆由转向横拉杆杆体和两端的横拉杆接头组成，转向横拉杆为空心的钢铁杆件，其两端有正、反螺纹，转向横拉杆可以随意调整其长度，以调整转向轮的前束值，转向横拉杆的两端有球头，以减少转向横拉杆在频繁的运动中的磨损，提高其使用寿命，同时其球头与球头座相互嵌合，起到缓冲作用，其中球头与球头座的紧密嵌合由其装配的螺塞调整。此处对转向横拉杆的分析，同前面对转向摇臂的分析步骤相差不多，一样的要对转向横拉杆进行建模，然后对其附着材料、网格划分、施加约束、施加载荷、计算分析等，此处对转向横拉杆进行施加约束，一般的假定将车轮的一端卡死，即对转向横拉杆施加约束，对另一端施加足够大的拉力，以此