中型汽車循環(huán)球液壓助力轉向系統(tǒng)設計【整體式循環(huán)球動力轉向器裝配圖】

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[2] 余志生.汽車理論[M].北京，機械工業(yè)出版社，2007. [3] 王望予.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007. [4] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001. [5] 孫恒.機械原理[M].北京：高等教育出版社，2006. [6] 孫志禮.機械設計[M].沈陽：東北大學出版社，2000. [7] 徐灝.機械設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1992. [8] 鞏云鵬.機械設計課程設計[M]沈陽：東北大學出版社，2000.12. [9] 陳家瑞.汽車構造[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009.2. [10]王慧.液壓與氣壓傳動[M]沈陽：東北大學出版社，2011.9. [11]史文庫，姚為民.汽車構造[M]北京：人民交通出版社.2013.6. [12]臧艷紅，管殿柱.UG NX 8.0三維機械設計[M].北京：機械工業(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.轉向系統(tǒng)[M].北京：化學工業(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、指導教師意見 指導教師簽字： 摘要 汽車的轉向系統(tǒng)在機械式轉向系統(tǒng)的基礎上隨著技術的不斷發(fā)展完善和人們的要求不斷提高，動力式轉向系系統(tǒng)因運而生并成為主流轉向系統(tǒng)。動力轉向系統(tǒng)是在駕駛員靠人力通過各連桿機構作用在轉向輪的基礎上輔助以發(fā)動機的動能通過轉向加力裝置轉化為進行汽車轉向的動能來實現轉向快速，準確，輕便的一套系統(tǒng)。因此，對于動力轉向系統(tǒng)，汽車轉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)動機通過轉向加力裝置提供。而且隨著技術的完善，當動力轉向系統(tǒng)的轉向加力裝置失效時，還可以靠轉向系統(tǒng)的機械部分由駕駛員獨立汽車轉向所需的力，從而實現汽車轉向。因此，動力式轉向系統(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]。 本文所設計的是中型汽車的轉向系統(tǒng)，因此，本文根據中型汽車設計要求，選擇整體式循環(huán)球式轉向器，動力裝置選用液壓動力裝置，并轉向控制閥選用常流式滑閥轉向閥等。通過查閱資料，參考文獻等對動力轉向系統(tǒng)的轉向器各個零部件，液壓動力缸參數及滑閥轉向閥參數，轉向系統(tǒng)的操縱機構和傳動機構進行設計計算和強度校核。最后利用CAXA軟件進行轉向系統(tǒng)裝配圖及各零件圖的繪制，利用UG三維建模軟件對轉向系統(tǒng)各個部分進行三維建模和仿真分析。 關鍵詞：循環(huán)球式轉向系統(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汽車主要參數的確定 2 1.1汽車主要參數的選擇 2 2轉向系的主要參數 3 2.1轉向器的效率 3 2.2轉向系傳動比的變化特性 4 2.2.1轉向系傳動比 4 2.2.2力傳動比與轉向系角傳動比的關系 4 3循環(huán)球式轉向器設計與計算 6 3.1 循環(huán)球式轉向器主要參數的確定 6 3.1.1螺桿、鋼球、螺母傳動副設計 6 3.1.2齒條齒扇傳動副的設計 8 3.2 循環(huán)球式轉向器零件強度計算和校核 9 3.2.1轉向系計算載荷的確定 9 3.2.2鋼球與滾道間的接觸應力 10 3.2.3齒的彎曲應力 11 3.2.4轉向搖臂軸直徑的確定 12 4液壓動力轉向系的設計計算 13 4.1液壓動力轉向機構布置方案的選擇 13 4.2液壓動力缸的設計計算 14 4.2.1動力缸內徑的計算 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轉向控制閥的設計計算 16 4.3.1預開隙 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轉向傳動機構的設計 20 6循環(huán)球式轉向器的三維建模與仿真分析 21 6.1轉向螺桿的UG三維建模 21 6.2齒扇搖臂軸的UG三維建模 22 6.3轉向螺母的UG三維建模 25 6.4轉向扭桿的UG三維建模 27 6.5轉向器殼體的UG三維建模 28 6.6循環(huán)球式轉向器裝配 30 6.7循環(huán)球式轉向器的仿真運動分析 31 6.8循環(huán)球式轉向器扭桿的有限元分析 33 7技術經濟性分析 36 8結論 38 致謝 39 參考文獻 40  前言 本次設計根據所選定的汽車型號是獵豹CT7系車，所設計的汽車轉向器是整體式循環(huán)球式液壓助力轉向器，助力方式采用液壓助力，轉向控制閥則采用結構相對簡單，工作效率高的常流式滑閥轉向閥。在本次設計中，循環(huán)球式轉向器的螺桿與轉向控制閥的閥芯設計為一體，轉向器殼體也作為液壓動力缸的缸體，轉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。轉向螺桿通過銷連接有轉向扭桿，減小了力直接作用在轉向螺桿上使轉向螺桿磨損過快，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，可通過調整齒扇搖臂軸的軸向位移來調節(jié)齒條與齒扇間的工作間隙。 根據本次設計中選定的汽車整車參數，結合理論知識，分析并設計計算整體式循環(huán)球式液壓助力轉向器中機械轉向器部分如轉向螺桿，轉向螺母，齒扇搖臂軸等，液壓助力轉向部分如液壓缸，轉向控制閥等主要結構的基本參數，然后利用相關經驗公式對所設計的各個部件進行強度校核，校核的結果不符合國家相關要求則需要重新設計計算，當結果滿足要求的時候，可確定轉向系統(tǒng)各個零部件相關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 汽車主要參數的確定 1.1 汽車主要參數的選擇 本次設計選取的車型是獵豹CT7系車，該車的整車參數如表1-1所示 表1-1 獵豹CT7整車參數 Table.1-1 parameters of cheetah CT7 vehicle 整車參數 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 最大功率轉速：4000rpm 最大扭矩轉速：3000rpm 最大功率 100 KW 最大扭矩 300 N·m 前軸軸荷 774kg 發(fā)動機排量 1.9L 轉向助力 機械液壓助力 后軸軸荷 986kg 輪胎氣壓 0.3Mpa 輪胎 235/70 R16 2 轉向系的主要參數 2.1 轉向器的效率 功率從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，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，為作用在轉向軸上的功率；為轉向器中的磨擦功率；為作用在轉向搖臂軸上的功率。轉向器應保證正效率高，使駕駛員轉向輕便；同時轉向器也應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉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）轉向器正效率 （2-3） 式（2-3）中 為螺桿的螺線導程角，一般取這里?。? 為摩擦角，； 所以，式（2-3）中正效率，即正效率。 （2）轉向器逆效率 （2-4） 由式（2-4）得，即逆效率。 2.2 轉向系傳動比的變化特性 2.2.1 轉向系傳動比 （1）轉向系的力傳動比 （2-5） 式（2-5）中 ——地面作用在轉向輪上的力； ——駕駛員作用在轉向盤上的手力； （2）轉向系角傳動比 （2-6） 式（2-6）中 ——轉向盤角速度； ——同側轉向節(jié)偏轉角速度； （3）轉向器角傳動比 （2-7） 式（2-7）中 ——轉向盤角速度 ——搖臂軸角速度 2.2.2 力傳動比與轉向系角傳動比的關系 據 （2-8） （2-9） 其中——主銷偏移距，本次設計中所選車型輪胎的胎面寬度為235mm，故本次設計中； ——作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩； ——為作用在轉向盤上的力矩； ——為轉向盤直徑，本次設計用原有車型的數據，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，當一定時，增大能減少作用在方向盤上的手力，使操縱輕便。當和不變時，力傳動比越大，雖然轉向越輕，但也越大，表明轉向不靈敏，且[3]。 3 循環(huán)球式轉向器設計與計算 3.1 循環(huán)球式轉向器主要參數的確定 據吉林大學 王望予《汽車設計》中P235 表7-1,和P237 表7-2循環(huán)球式轉向器主要參數[4]的選擇如下表3-1所示 表3-1循環(huán)球轉向器主要參數 Table.3-1 main parameters of circulating ball steering gear 齒扇模數/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 1.5 環(huán)流行數 2 螺母長度/mm 47 齒扇整圓齒數 13 齒扇壓力角 切削角 齒扇寬/mm 28 3.1.1 螺桿、鋼球、螺母傳動副設計 （1） 鋼球中心距螺桿外徑螺母內徑尺寸、、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 螺母內徑應大于螺桿外徑，據表3-1得，一般要求與鋼球中心距D的關系為 所以 （3-1） （2）鋼球直徑d和鋼球數量n 根據表3-1得鋼球直徑； 每個環(huán)路中的鋼球數可用下式計算： （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； n為不包括環(huán)流導管中的鋼球數； 為螺線導程角，常取，則； 由表3-1得；； 將上述數據代入式（3-2）得 （3-3） 這里n取整數，所以每個環(huán)路中鋼球數。 （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大于鋼球半徑，一般取。所以我們取滾道半徑為 （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）螺距和螺旋線導程角 螺母移動的距離s （3-5） （3-6） 其中，螺紋螺距——； 螺旋線導程角——，這里??； ——轉向盤轉動的角度； ——齒扇節(jié)圓轉過的弧長； ——搖臂軸轉過的角度； ——為齒扇節(jié)圓半徑； 聯立式（3-5），式（3-6）得，將對求導得循環(huán)球式轉向器角傳動比為 （3-7） 式（3-7）中齒扇節(jié)圓半徑——； 螺紋螺距——； 轉向器的角傳動比且 符合要求。 （6） 工作鋼球圈數W 本次設計中一個環(huán)路的工作鋼球圈數據表（3-1）取W=1.5。 （7）導管內徑 本次設計中導管內徑，導管壁厚取為1mm。 （8）螺桿螺母材料的選取 本次設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計 本次設計中齒扇設計有5個齒，齒條設計有4個齒。齒條、齒扇傳動副各對嚙合齒齒側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。將齒條4個齒兩側的齒槽寬制成比中間齒槽大0.20～0.30mm。本次設計采用直齒齒輪[6]。 據表3-1得齒扇模數；齒扇整圓齒數；齒扇寬；齒扇壓力角；齒扇切削角；搖臂軸直徑取。且相應的齒頂高系數即為1.0，齒根高系數為1.25。由以上參數可得到以下數據： 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 齒全高： 3.2 循環(huán)球式轉向器零件強度計算和校核 3.2.1 轉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向阻力矩 （3-8） 式（3-8）中，——輪胎和路面間的滑動摩擦因數，； ——轉向軸負荷，； P——為輪胎氣壓，； 轉向系力傳動比： （3-9） 式（3-9）中——轉向系角傳動比； ——轉向盤直徑??； ——為主銷偏移距，； 且 又據 （3-10） 所以作用在方向盤上的手力 本次設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力 （3-11） 式中K為系數，根據查表（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——螺桿螺線導程角；； ——鋼球與滾道間的接觸角；； ——參與工作的鋼球數；； ——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 將上述數據代入式（3-13）得 同理，將上述數據代入式（3-11）得 當接觸表面硬度為58～64HRC時，許用接觸應力[7] 因為,所以接觸應力符合要求 表3-2 系數K與A/B的關系 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 齒的彎曲應力 齒扇搖臂軸齒扇齒的彎曲應力為 （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 許用彎曲應力為 所以作用在齒扇上的最大圓周力 （3-16） 齒的彎曲應力 滿足要求。 3.2.4 轉向搖臂軸直徑的確定 轉向搖臂軸的直徑[8]可由下式算得： （3-17） 式（3-17）中：——安全系數，； ——轉向阻力矩，已知； ——扭轉強度極限，20CrMnTi鋼為200MPa。 代入數據得 本次設計中取。  4 液壓動力轉向系的設計計算 4.1 液壓動力轉向機構布置方案的選擇 本次設計中根據所選車型原有數據，采用整體式動力轉向器，轉向控制閥采用常流式滑閥結構[9]。其布置方案和滑閥結構如圖4-1，圖4-2所示 圖4-1整體式動力轉向器布置圖 Fig. 4-1 Placement of integral Power steering Gear 轉向控制閥；2-機械轉向器；3-液壓缸； Steering control valve; 2- mechanical steering gear; 3- hydraulic cylinder; 圖4-2滑閥式轉向控制閥結構圖 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 液壓動力缸的設計計算 4.2.1 動力缸內徑的計算 液壓動力缸的內徑由作用于活塞—齒條上的力的平衡條件來確定： （4-1） 式中 ——由轉向車輪的轉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）——車輪原地轉向阻力矩，由前述知； （2）——齒扇的嚙合半徑，由前述知； （3） ——轉向傳動機構的力傳動比，??； （4）——轉向傳動機構的效率，?。? （5）——活塞與缸筒間的摩擦系數，?。? （6）——齒扇的嚙合角，取； （7）——作用在轉向盤上的手力，； （8）——轉向盤的半徑，； （9）——轉向螺桿直徑，； （10）——轉向螺桿螺旋滾道的導程角，； （11）——； （12）——動力缸內徑； （13）——動力缸內的油液壓力，本次設計中 。 將式（4—1）與式（4—2）（4—3）（4—4）（4—5）聯立，經過整理即可求得： （4-6） 將上述參數帶入方程（3—6）解得 。本次設計中取。 4.2.2 活塞行程計算 本次設計中采用整體式液壓助力轉向器，動力缸與轉向器一體，活塞行程可由搖臂軸轉至最大轉角時齒扇轉過的節(jié)圓弧長來求得，即 （4-7） 式中——搖臂軸由中間位置轉至極限位置時的轉角； ——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，與缸體端面間應有的間隙以利活塞桿的導向，活塞移至另一端極限位置時應有的間隙以免與缸蓋碰撞。 4.2.3 動力缸缸筒壁厚計算 據缸體在橫斷平面內的拉伸強度條件（見式4—8）和在軸向平面內的拉伸強度條件（見式4—9） （4-8） （4-9） 式中——缸體材料的屈服點，； ——為安全系數， 將兩式聯立解得： ，本次設計中取。 4.3 轉向控制閥的設計計算 4.3.1 預開隙 整體式動力轉向系分配閥的預開隙為 （4-10） 式中為轉向螺桿的螺距, ； 為相應的轉向盤轉角,； 將數值代入式（4-10）得 值通常約在范圍內，所以取值合理。 4.3.2 滑閥總位移量 本次設計動力轉向系的滑閥總移動量為 （4-11） 式中 ——轉向盤轉動角度，。 4.3.3 滑閥直徑 據滑閥直徑 （4-12） 式中——油液最大排量，； 本次設計液壓油泵采用齒輪泵，最大壓力；排量；最高轉速；控制流量； 當汽車直行時，滑閥處于中間位置，油液流經滑閥后再回到油箱。油液流經滑閥時產生的局部壓力降為 （4-13） 式（4-13）中為油液密度；為局部阻力系數；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，本次設計計算時??； ——油液動力粘度，本次設計計算選擇運動粘度為，取油液密度為，所以則有； 所以本次設計中，滿足要求。 4.3.6 回位彈簧設計計算 與分配閥的反作用力矩相平衡的轉向盤力矩為 （4-17） 式中——反作用閥的對數，一般情況下，本次設計??； ——回位彈簧預緊力； ——反作用閥直徑； ——一個回位彈簧的剛度,本次設計中； ——反作用閥的行程,本次設計中； ——轉向螺桿直徑，本次設計中??； ——轉向螺桿螺旋滾道的導程角，本次設計中； ——換算摩擦角，本次設計中。 回位彈簧預緊力的選擇條件為：動力轉向開始起作用時作用在轉向盤上的切向力應達到預定值。根據不同的車型，它的取值范圍為,取。 當動力轉向開始起作用時，及，代入式（4—17）求得回位彈簧的預緊力為 （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，本次設計取； ——漏瀉系數，一般取，本次設計??； ——動力缸內徑； ——動力缸活塞移動速度，； ——轉向盤轉動的最大可能頻率，??； 所以動力轉向系的油泵排量可表達為 （4-20） 將上述數據代入式（4-20）得 油罐容積取油泵在溢流閥限制下最大排量的。 5 轉向傳動機構的設計 本次設計中所選汽車車型中轉向傳動機構由轉向搖臂、轉向直拉桿、轉向節(jié)臂、兩個相同的轉向梯形臂和轉向橫拉桿組成。后者與左、右轉向梯形臂又組成轉向梯形機構[11]。本次設計中根據所選車型，轉向傳動機構中各個零部件的設計結果如下：轉向搖臂240mm；轉向縱拉桿340mm；轉向節(jié)臂240mm；轉向梯形臂283mm；轉向橫拉桿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轉向傳動機構 Fig.5-1 the transmission system of steering 1-轉向搖臂；2-轉向直拉桿；3-轉向節(jié)臂；4-轉向梯形臂；5-轉向橫拉桿 1-steering rocker; 2- Steering rod; 3-steering arm;4-pitman arm;5-tie-rod 6 循環(huán)球式轉向器的三維建模與仿真分析 6.1 轉向螺桿的UG三維建模 由之前的設計計算可知，螺桿的尺寸參數有： 螺桿外徑：；螺桿螺距：；螺桿螺旋導程角： 鋼球直徑：；本次設計螺桿有效長度 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?！棵?，進入建模模塊； （2）單擊【插入】/【設計特征】/【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平面； （5）單擊【草圖】選擇新建的基準平面為繪圖平面，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】/【沿引導線掃掠】，選擇截面為上一步驟繪制的圓，選擇引導線為螺旋線，偏置為0mm,布爾運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，布爾運算選擇與圓柱體求差，拉伸長度到貫通整個轉向螺桿，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，布爾運算選擇與圓柱體求差，建立兩個連接轉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】/【設計特征】/【旋轉】命令，選擇上一步驟繪制的草圖曲線，指定矢量為轉向螺桿軸線方向，布爾運算選擇與圓柱體求和，旋轉一周； 所以，與轉向閥滑閥體為一體的轉向螺桿的三維建模如圖6-2所示； 圖6-2轉向螺桿 Fig.6-2 steering screw 6.2 齒扇搖臂軸的UG三維建模 由之前的設計計算可知，齒扇搖臂軸的尺寸參數如下： 齒扇搖臂軸直徑：；齒扇模數：；齒扇整圓齒數： 齒扇有效工作齒數： ；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?！棵?，進入建模模塊； （2）單擊【菜單】/【GC工具箱】/【齒輪建模】/【柱齒輪】命令，在彈出的對話框中分別輸入齒輪的模數，齒數，壓力角，齒輪寬度，選擇矢量方向為X軸向，原點為基準坐標系原點，建立模數是4，齒數是13的圓柱齒輪模型； （3）單擊【草圖】命令，選擇圓柱齒輪一側平面為繪制平面，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，布爾運算選擇與齒輪求差，建立5個齒的齒扇模型； （5）單擊【插入】/【設計特征】/【凸臺】命令，以圓柱齒輪圓心為基準點，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】/【設計特征】/【凸臺】命令，以上一步驟建立的圓柱體圓心為基準點，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，以調整齒輪與齒條間的嚙合間隙； （8）單擊【插入】/【設計特征】/【凸臺】命令，以圓柱齒輪另一面圓心為基準點，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】/【設計特征】/【凸臺】命令，以上一步驟建立的圓柱體圓心為基準點，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，布爾運算選擇與圓柱體求和，建立矩形花鍵； （12）單擊【插入】/【細節(jié)特征】/【倒角】命令，選擇各個圓柱凸臺的邊，設置倒角尺寸為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 轉向螺母的UG三維建模 由之前的設計計算知轉向螺母與動力缸活塞制成一體，所涉及到的尺寸參數如下： 轉向螺母長度：；螺母螺孔直徑：；螺母螺孔螺距：； 齒條齒距：； 齒條齒數：； 活塞直徑：； 轉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平面； （6）單擊【草圖】選擇新建的基準平面為繪圖平面，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】/【沿引導線掃掠】，選擇截面為上一步驟繪制的圓，選擇引導線為螺旋線，偏置為0mm,布爾運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】/【細節(jié)特征】/【拔?！棵?，選取上一步驟拉伸的長方體底面為分型面，與其相連的兩側面為拔模面，建立單個齒模型； （11）單擊【插入】/【關聯復制】/【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，陣列個數是4，陣列節(jié)距是6.28mm，布爾運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向螺母，布爾運算選擇與之前建立的螺母建模求差； （18）利用【管道】命令在轉向螺母上建立兩個鋼球滾道模型；所以轉向螺母的模型建立如下圖6-6、6-7所示； 圖6-6 轉向螺母 Fig.6-6 steering nut 圖6-7 轉向螺母 Fig.6-7 steering nut 6.4 轉向扭桿的UG三維建模 由之前的計算可知與轉向螺桿相匹配的轉向扭桿的尺寸參數如下： 轉向扭桿直徑：；轉向扭桿長度：； 轉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?！棵睿M入建模模塊； （2）單擊【草圖】命令，以X-Y基準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】/【設計特征】/【旋轉】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，布爾運算選擇與之前建立的扭桿建模求差； 所以最后建立的轉向扭桿模型如圖6-9所示； 圖6-9轉向扭桿 Fig.6-9 steering torsion bar 6.5 轉向器殼體的UG三維建模 根據以上計算的轉向螺桿，轉向扭桿，轉向螺母，齒扇搖臂軸等循環(huán)球式轉向器各零部件的裝配尺寸，利用【草圖】，【拉伸】等命令繪制的轉向器殼體的三維建模如圖6-10、6-11所示； 圖6-10轉向器殼體 Fig.6-10 steering gear housing 圖6-11轉向器殼體 Fig.6-11 steering gear housing 6.6 循環(huán)球式轉向器裝配 循環(huán)球式轉向器的裝配過程： （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，將之前建立的轉向螺桿，轉向扭桿，轉向螺母，齒扇搖臂軸和殼體等循環(huán)球式轉向器各零部件，添加到裝配模塊下； （3）單擊裝配模塊下的【移動組件】命令，將添加到絕對坐標原點的轉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，對轉向器各個部件進行裝配，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，通過移動轉向器各個零部件完成循環(huán)球式轉向器的爆炸圖繪制；所建立的整體式循環(huán)球式轉向器裝配圖和爆炸圖如圖6-12，圖6-13所示； 圖6-12循環(huán)球式轉向器裝配圖 Fig.6-12 Assembly drawings of circular ball steering gear 圖6-13循環(huán)球式轉向器爆炸圖 Fig.6-13 explosion diagram of circular ball steering gear 6.7 循環(huán)球式轉向器的仿真運動分析 本次設計中循環(huán)球式轉向器仿真運動建模步驟如下： （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，進入裝配模塊； （2）單擊【文件】/【打開】/【運動仿真】命令，進入運動仿真模塊，新建一個名為motion1.sim的仿真運動部件文件； （3）單擊仿真運動模塊下的【連桿】命令，首先將殼體，軸承蓋，螺母等非運動部件設置為固定連桿L001；然后將扭桿，銷和轉向螺桿設置為非固定連桿L002；將轉向螺母設置為非固定連桿L003；最后將齒扇搖臂軸設置為非固定連桿L004； （4）單擊仿真運動模塊下的【運動副命令】命令，將連桿L002，L004設置為旋轉副J002和J003；將L003設置為移動副J004；將L002和L003設置為螺旋副J004，比例設置為9.525，同時在旋轉副J002中添加簡諧運動驅動，幅度是540，頻率是180，如圖6-14所示； 圖6-14驅動副設計對話框 Fig.6-14 driver pair design dialog box （5）單擊仿真運動模塊下的【耦合副】命令下的【齒輪齒條副】，分別選擇滑動副J004和旋轉副J003，比例設置為26，如圖6-15所示； 圖6-15齒輪齒條副設計對話框 Fig.6-15 Design dialog box for gear rack pair （6）單擊仿真運動模塊下的【結算方案】/【求解】命令，設置時間為10，步長為1000，結算結果達100%； （7）單擊仿真運動模塊下的【動畫】命令，循環(huán)球式轉向器按預期結果進行運動，仿真結束。 6.8 循環(huán)球式轉向器扭桿的有限元分析 如圖6-16所示為本次設計的循環(huán)球式轉向器的扭桿，扭桿材料為20CrMnTi,查閱相關資料得該材料的楊氏模量為；質量密度為；主泊松比為；材料的屈服強度為；抗拉強度[13]；本次設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，質量密度等參數； （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四面體網格】圖標，彈出【3D四面體網格】對話框，選擇網格面和網格單元大小為6.97mm，網格劃分如圖6-17所示； 圖6-17扭桿網格劃分 Fig. 6-17 mesh division of torsion bar （5）點擊【仿真導航器】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【solution_1完成】提示信息，即可關閉信息窗口； （8）雙擊仿真導航器窗口分級樹中出現的【結果】節(jié)點，切換到【后處理導航器】窗口，點擊分級樹中的【Solution 1】節(jié)點，查看結果，得到扭桿應力和變形量的云圖，如圖6-20，6-21所示； 圖6-20扭桿應力-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）結果分析：由圖6-20得最大平均應力為97.98MPa,遠小于材料屈服極限，滿足要求；由圖6-21得扭桿最大變形量為，遠遠小于扭桿長度，滿足要求。  7 技術經濟性分析 本次設計根據所選定的汽車型號是獵豹CT7系車，所設計的汽車轉向器是整體式循環(huán)球式液壓助力轉向器，助力方式采用液壓助力，轉向控制閥則采用結構相對簡單，工作效率高的常流式滑閥轉向閥。在本次設計中，循環(huán)球式轉向器的螺桿與轉向控制閥的閥芯設計為一體，減輕裝配難度，同時大大提高了轉向器的工作效率。轉向器殼體也作為液壓動力缸的缸體，轉向螺母和液壓動力缸的活塞制成一體，當轉向器工作時，液壓泵中的高壓油經轉向滑閥進入轉向器中（即液壓動力缸中）可直接作用于轉向螺母（即液壓缸活塞），在高壓油的推力下使轉向螺母進行橫向進給運動，從而大大減輕轉向螺桿需要通過鋼球提供給轉向螺母的力，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，當轉向螺桿進行簡協旋轉運動時，因為轉向螺桿與轉向螺母之間的螺旋軌道有循環(huán)流動的鋼球，大大減小了轉向螺桿與轉向螺母之間的摩擦力，減小了轉向器在工作過程中因為大的摩擦力而帶來機械能的損耗，同時也減小了施加在轉向螺桿的力，使轉向輕便的同時也大大提高了轉向器的工作效率。轉向螺桿通過銷連接有轉向扭桿，駕駛員轉動方向盤得的力通過轉向軸，萬向節(jié)作用在扭桿上才傳遞給轉向螺桿，這樣就減小了力直接作用在轉向螺桿上使轉向螺桿磨損過快，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轉向傳動機構，轉向器，傳遞到轉向螺桿，有轉向扭桿的存在可相應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