轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計【含CAD圖紙、說明書】

轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,轎車,轉(zhuǎn)向,設(shè)計,cad,圖紙,說明書,仿單 畢 業(yè) 設(shè) 計（論 文） 設(shè)計(論文)題目： 轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計 學(xué)生姓名：二級學(xué)院：班級：提交日期： 目錄目 錄摘 要IIIAbstractIV1、緒 論12、選擇轉(zhuǎn)向系方案及轉(zhuǎn)向器設(shè)計22.1轉(zhuǎn)向系方案的選擇22.2 確定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)42.3 轉(zhuǎn)向器的設(shè)計62.4 本章小結(jié)83、轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計93.1 數(shù)據(jù)確定93.2 轉(zhuǎn)向梯形的布置93.3 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)尺寸的確定103.4 梯形校核123.5 本章小結(jié)134、液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計144.1 動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案144.2 動力缸尺寸計算154.3 本章小結(jié)175、三維建模及二維工程圖185.1 Pro/E 軟件簡介185.2 建模185.3 CAD制圖215.4 本章小結(jié)226、主要零部件的仿真分析236.1 有限元模型建立236.2仿真分析256.3本章小結(jié)277、結(jié)論28參考文獻29致謝30IV 摘要轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計摘 要本次設(shè)計首先對普通轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了介紹。確定轉(zhuǎn)向器的類型，確定它的布置形式，并設(shè)計液壓動力系統(tǒng)并計算參數(shù)，選定此系統(tǒng)的尺寸和結(jié)構(gòu)。通過三維軟件對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)關(guān)鍵部分進行建模，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行三維和二維圖的繪制。最后將三維軟件圖進行導(dǎo)入分析軟件處理，建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)關(guān)鍵部分有限元模型，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)關(guān)鍵部分進行有限元分析，分析仿真結(jié)果，得出結(jié)論，并為轉(zhuǎn)向系的設(shè)計提出優(yōu)化方案，為以后的轉(zhuǎn)向設(shè)計提出建議。關(guān)鍵詞：液壓動力系統(tǒng)；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；轉(zhuǎn)向盤；有限元分析 AbstractDesign of steering system of carAbstractThisprojectfirstintroducesthedefinitionandbackgroundofordinarycarsteeringsystem.Then,thebasicstructureofsteeringsystemisintroducedandtheoperatingmodeisdecidedaccordingtotheactuator.Basedontheschemeofsteeringsystemandtheselectionofmainparametersdesign,thetypeandformofredirectorischosenandarranged.Further,thehydraulicpowersystemisdesignedandcalculatedandthestructureandsizeofsteeringsystemisdetermined.Afterthat,thekeypartsteeringismodeled.Finally,themodelisimportedintothesoftwareandisanalyzed.Thefiniteelementmodelofthesystemisestablishedandanalyzed.Withthesimulationresultsandconclusion,theoptimizationschemeandsomesuggestionsareputforwardforthedesignofthesteeringsystem.Keywords:hydraulicpowersystem;steeringsystem;steeringwheel;finite element analysis 1、緒論1、緒 論轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是能夠按照駕駛員的轉(zhuǎn)向意圖以及操作能夠?qū)崿F(xiàn)汽車正確轉(zhuǎn)向的系統(tǒng)。它對操縱穩(wěn)定性和平順性起著決定性作用，對駕駛員的駕駛感受以及對乘員的舒適性也有著不可替代的作用。駕駛員的駕駛感受是現(xiàn)代汽車都在追求的，也是消費者在購買車輛時的最重要的評價標準。這些年來汽車發(fā)展非常快速，轎車轉(zhuǎn)向系從最初的純機械式轉(zhuǎn)向系到了液壓助力轉(zhuǎn)向系再變?yōu)殡娍匾簤褐D(zhuǎn)向系最后變?yōu)榫€控轉(zhuǎn)向系。 實際上，人就是機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要的動力來源，人員和機械構(gòu)件可以提供動力。方向盤、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)和轉(zhuǎn)向器就是機械操縱機構(gòu)。除了上面已經(jīng)說的三種部件，助力裝置也是動力轉(zhuǎn)向系動力的來源。液壓裝置也能實現(xiàn)轉(zhuǎn)向助力裝置。活塞、油管、儲油罐和泵等部件組成轉(zhuǎn)向助力裝置，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要的作用有以下：（1）轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方向和轉(zhuǎn)動轎車轉(zhuǎn)向盤的方向要一致；（2）當轎車要轉(zhuǎn)向的時候，車輪側(cè)滑是不可以發(fā)生的；（3）當轉(zhuǎn)向發(fā)生后，不需要駕駛員操作轎車，轉(zhuǎn)向盤要能夠回到原來的正面位置；（4）在事故發(fā)生時，轎車轉(zhuǎn)向盤可以起到保護駕駛員的作用。圖1.1某車型轉(zhuǎn)向系臺架30 第2章 選擇轉(zhuǎn)向系方案及轉(zhuǎn)向器設(shè)計2、選擇轉(zhuǎn)向系方案及轉(zhuǎn)向器設(shè)計2.1轉(zhuǎn)向系方案的選擇 2.1.1轎車轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向盤是操縱力的接受機構(gòu)，是駕駛員直接控制的操縱機構(gòu)，現(xiàn)代汽車的轉(zhuǎn)向系都是經(jīng)過轉(zhuǎn)向盤接受力來實現(xiàn)對轉(zhuǎn)向系的控制，汽車上常用的方向盤大致上分為三個部分，分別為輪輻、盤轂與輪緣。現(xiàn)代汽車設(shè)計的方向盤輪輻一般是圓形的兩根和三根的。由于我們的交通規(guī)則以及形式習(xí)慣是靠右行駛，我們國家的所有交通工具的方向盤左置。一般會把前排駕駛員正面安全氣囊內(nèi)置到方向盤內(nèi)，因此安全氣囊設(shè)計的中心位置會為安全氣囊留有適當?shù)目臻g用于存放安全氣囊及其機構(gòu)。同樣，方向盤的大小的選擇也是至關(guān)重要的，當我們選用尺寸較小的方向盤的時候，我們的操縱力會增大，從而給操縱帶來不便。相反尺寸較大的方向盤會減小操縱力但是會給駕駛員進出帶來不便，同樣會增大駕駛員的操縱幅度。太大的方向盤會使駕駛員和方向盤的距離太近，在發(fā)生正面碰撞的時候會給駕駛員的傷害增大。如圖2.1所示為某車型在轉(zhuǎn)向時方向盤狀態(tài)。圖2.1 某車型在轉(zhuǎn)向時方向盤狀態(tài)現(xiàn)代汽車的方向盤同樣會集成各種最汽車電子系統(tǒng)的控制，也會加入一些如藍牙等附屬功能的開關(guān)。在汽車方向盤設(shè)計時分為兩種，分別為已有的方向盤和符合國家標準的方向盤。根據(jù)國家轉(zhuǎn)向盤標準尺寸的要求：轎車方向盤的直徑尺寸被規(guī)定為以下幾種。圓柱花鍵漸開線是用來連接轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤的。結(jié)合各種因素和實際情況，在本次畢業(yè)設(shè)計中轉(zhuǎn)向盤的直徑選擇了。 2.1.2轎車轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)向軸用來傳遞方向盤接受駕駛員的操縱力，轉(zhuǎn)向器的力也是由此傳遞而來。兩個沒有縫的具有轉(zhuǎn)向節(jié)的鋼管組合成轉(zhuǎn)向軸，使其結(jié)構(gòu)相對簡單，成本比較低等優(yōu)勢。為考慮安全性，也有一些轉(zhuǎn)向軸被設(shè)計成蜂窩狀，具有在交通事故中過載保護的功能。萬向節(jié)一般也會被設(shè)計在其中，這樣轉(zhuǎn)向系統(tǒng)就能調(diào)整到最合理的位置，保證了轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)更加輕便和安全駕駛。在正面碰撞的時候，駕駛員會因轉(zhuǎn)向盤而受到傷害。因此為了減少駕駛員在正面撞擊中受到的傷害，現(xiàn)代汽車上過載保護的機構(gòu)也一直被運用上。2.1.3 轎車轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向器這個機構(gòu)是使力矩傳遞方向發(fā)生改變的，有4種常用的如下：球面蝸桿滾輪式、曲柄式、循環(huán)球式與齒輪齒條式。當然，隨著工藝的進步和對汽車性能要求的提高，一般的轉(zhuǎn)向器漸漸被齒輪齒條和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器取代。在眾多的轉(zhuǎn)向器中，運用最多的是液壓助力轉(zhuǎn)向器，因為地面帶來的沖擊能有效的被吸收，同時液力助力系統(tǒng)能夠減少駕駛員的操縱力實現(xiàn)省力效果。轉(zhuǎn)向效率達到70%以上的只有齒輪齒條式了，它的可逆程度也非常的大，能夠?qū)崿F(xiàn)大批量的生產(chǎn)，所以在現(xiàn)代汽車中使用最多。根據(jù)此畢業(yè)設(shè)計要求，本文擬采用被成熟運用的齒輪齒條式。原因如下：這次畢業(yè)設(shè)計的轉(zhuǎn)向器正效率需要比60%高，逆效率需要比50%高，所以齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器被運用在此設(shè)計：正效率應(yīng)該為， 逆效率應(yīng)該為。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器之所以能夠被現(xiàn)代汽車廣泛運用，結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量不大是其重要原因。該轉(zhuǎn)向器本身的結(jié)構(gòu)的原因使其不需要很多的零部件，轉(zhuǎn)向器的外殼在現(xiàn)代工藝中也基本會用鎂合金和鎂鋁合金鍛造而成，其結(jié)構(gòu)更加簡單質(zhì)量也相對更小。決定轉(zhuǎn)向器好壞的很重要的標準取決于傳動效率，而齒輪的傳動效率高。所以，轉(zhuǎn)向器的傳動效率也變得非常高，可以高達90；相對高的傳動效率并不意味著齒輪器就沒有缺點，齒輪的摩擦是非常嚴重的，超時間工作會有間隙出現(xiàn)。齒輪背部的使用緊壓力來調(diào)節(jié)彈簧能夠減少此問題，用來自動消除齒輪齒條見由于摩擦引起的間隙。為了節(jié)約成本，該轉(zhuǎn)向器沒有直拉桿和轉(zhuǎn)向搖臂，這樣的機構(gòu)也增大了轉(zhuǎn)向角。也有缺點，汽車在不平的路面行駛時，很多能量會被傳遞到轉(zhuǎn)向盤上。這個現(xiàn)象可能會發(fā)生很多問題，比如會使駕駛者緊張；駕駛員手被轉(zhuǎn)向盤打到的現(xiàn)象。四種典型形式轉(zhuǎn)向器布置在現(xiàn)代汽車的運用如圖2.2所示 1）轉(zhuǎn)向器在前軸前方，梯形后置； 2）轉(zhuǎn)向器在前軸前方，梯形前置。 3）轉(zhuǎn)向器在前軸后面，梯形后置； 4）轉(zhuǎn)向器在前軸后面，梯形前置； 行駛方向行駛方向 圖2.2 梯形布置形式根據(jù)此設(shè)計要求此方案擬采用第三種轉(zhuǎn)向器布置方案。2.2 確定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)選定了轉(zhuǎn)向器的形式和梯形的布置形式以后，確定參數(shù)非常重要。2.2.1轉(zhuǎn)向系設(shè)計的前提條件轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計并不是于汽車其他部分相互獨立，汽車的設(shè)計必須要整體進行匹配。設(shè)計轉(zhuǎn)向系統(tǒng)要先確定整車的設(shè)計；比如車頭的布置，發(fā)動機構(gòu)造等。2.2.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動比傳動比是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的很重要的參數(shù)，所以再設(shè)計的時候要先把傳動比確認。力傳動比和角傳動比是這個設(shè)計的重要參數(shù)。而現(xiàn)代汽車的各種性能包括平順性和駕駛安全等與傳動比是聯(lián)系在一起的。轉(zhuǎn)向系的力傳動比在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中轎車輪胎和地面中心接觸產(chǎn)生的力，反作用在兩個輪子的合力和轉(zhuǎn)向盤上受到的手力的比就這個系統(tǒng)的力傳動比。公式是： （2-1）是轉(zhuǎn)向阻力，是轉(zhuǎn)向阻力矩，它們的關(guān)系是 2= （2-2）a就是主銷偏移距；轉(zhuǎn)向盤上的手力= 得 = （2-3）可認為等于轉(zhuǎn)向系的角傳動比，因此力傳動比可寫為 = （2-4）所以要使傳向更加方便，就需要大，角傳動比跟著力傳動變大而變大，而傳動臂就越小。一般的設(shè)計的乘用車的主銷偏移距值為輪胎臺面寬度的0.4到0.6倍。根據(jù)已經(jīng)有的輪胎得出主銷偏移距在74到111，這個設(shè)計我們選取它為100。轉(zhuǎn)向系中角傳動比 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的角傳動比其實就是汽車轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角和在駕駛員一個方向的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的比，轉(zhuǎn)向器的角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動裝置角傳動比的乘積決定的大小，即 （2-5）在轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)中轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長和搖臂臂長的比可以用來表示角傳動比，即 （2-6）如今我們用的轎車，轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長與搖臂臂長的比一般在0.85到1.10之間。在齒輪齒條轉(zhuǎn)向器沒有轉(zhuǎn)向搖臂的時候，這個比等于1.所以。根據(jù)這個設(shè)計的要求角傳動比在15到20之間，當然角傳動比越小汽車轉(zhuǎn)向也越加方便，所以15被用在此設(shè)計中，因為，所以角傳動比小相應(yīng)的力傳動比小，液壓助力可以來解決這些問題從而使操縱輕便。2.2.3 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定（1）轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向阻力矩 阻力矩的計算一般我們是在汽車停止時在原地做的阻力矩，因為要計算是很難的，有3個常用的公式如下：半經(jīng)驗公式 （2-7）雷索夫推薦公式 （2-8） 塔布萊克推薦公式 （2-9） 在公式中輪胎的氣壓為p；轉(zhuǎn)向軸的負荷為；滑動摩擦系數(shù)為。在此設(shè)計中，令=0.7。輪胎滾動摩擦系數(shù)為f，在這個設(shè)計中；有效摩擦系數(shù)為。輪胎和地面相互接觸的中心到轉(zhuǎn)向主銷和地面相互交叉的距離為a；輪胎寬度為b；，輪胎的自由半徑、輪胎的靜力半徑；一般輪胎的靜力半徑為自由半徑的0.95；輪胎和地面轉(zhuǎn)動慣性力矩就是k。，轉(zhuǎn)向節(jié)為。汽車的原地轉(zhuǎn)向阻力矩可以從這三個式子中反應(yīng)出來。子午線輪胎輪胎型號是185/60R14T被運用在這次的設(shè)計中。輪胎胎面寬度的為185毫米，現(xiàn)在一般情況下選用的胎壓為0.15MPa到0.45MPa，因為輪胎的胎壓小會有很多的優(yōu)點，比如彈性好，斷面寬等。所以前輪胎壓在這次設(shè)計中選定為0.3MPa。這里汽車的整備質(zhì)量為1600千克，前軸的符合假定為60%,而后軸的符合是40%。計算可知轉(zhuǎn)向軸的負荷是706N,因為=0.7，得 計算可以得到=782.1KNmm。(2) 轉(zhuǎn)向盤上的作用力 從轉(zhuǎn)向阻力矩可以計算出轉(zhuǎn)向盤上的作用力 （2-10） 式中轉(zhuǎn)向器角傳動比是；轉(zhuǎn)向盤直徑是；轉(zhuǎn)向搖臂長是；轉(zhuǎn)向節(jié)臂長是；轉(zhuǎn)向器正效率是。正效率轉(zhuǎn)向器大才符合本設(shè)計采用的液壓助力，所以齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的效率選80%。因為，而轉(zhuǎn)向阻力矩為。得轉(zhuǎn)向盤上的手力為150N比規(guī)定的200N要小。（3）轉(zhuǎn)向盤總回轉(zhuǎn)圈數(shù) 評價轉(zhuǎn)向盤操縱輕便性的指標之一是轉(zhuǎn)動圈數(shù)，公式為：外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角為，內(nèi)轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角為。此設(shè)計中汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑為5.5米，在理想情況下根據(jù)轉(zhuǎn)向輪的運動規(guī)律得到的，其中軸距是L=2552mm，由此計算為27.6，從,兩側(cè)主銷軸線與地面相交點之間的距離B=1430mm，可得內(nèi)轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角為36.5。計算得到總轉(zhuǎn)動圈數(shù)大約為3,是滿足這個設(shè)計的。2.3 轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 2.3.1轉(zhuǎn)向器參數(shù)選取斜齒輪一般情況下使用在齒輪齒條轉(zhuǎn)向器上，齒輪的模數(shù)是2，壓力角取等于20,螺旋角等于13。主動小齒輪的齒數(shù)為30個，精度等級為八級。根據(jù)前面已經(jīng)得到的數(shù)據(jù)：轉(zhuǎn)向節(jié)原地轉(zhuǎn)向阻力矩為782.2KN.mm方向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)n為3轉(zhuǎn)向器角傳動比為15方向盤上的手力為150N轎車上作用在轉(zhuǎn)向盤的載荷不大于150到200N，貨車上作用在轉(zhuǎn)向盤的載荷不超過500N。因此是合格的力傳動比：取齒寬系數(shù)為1.2，齒條寬度取整數(shù)為73mm所以齒輪齒寬比大10mm為87mm2.3.2強度校核（1）對齒輪接觸疲勞強度進行校核選擇參數(shù)，根據(jù)ME級的要求選取下面的值的值為1500MPa，的值為650MPa ； ， ， 故以 計算 查得： ， ， ， ； ， ， ， 則， 由此結(jié)果可知是合格的（2）校核齒輪彎曲疲勞強度選擇參數(shù)，根據(jù)ME級的要求選取下面的值； ； ； ； 故以 計算 據(jù)齒數(shù)查表有：； ； ； 。則齒輪彎曲疲勞強度合格2.4 本章小結(jié)本章對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)整體的設(shè)計給予了初步的選擇方案，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要部件進行了初步的確定，對方向盤尺寸和、傳動比和轉(zhuǎn)動圈數(shù)進行了計算。確定了轉(zhuǎn)向器的種類和主要參數(shù)，設(shè)計轉(zhuǎn)向器。 第3章 轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計3、轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形在轎車轉(zhuǎn)向系中要符合以下要求：（1） 前輪轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)；（2）轉(zhuǎn)向梯形能夠較好的傳遞轉(zhuǎn)向力在轉(zhuǎn)向過程中。3.1 數(shù)據(jù)確定根據(jù)上面的計算得出此設(shè)計的數(shù)據(jù)輪距軸距滿載軸荷分配：前/后 總質(zhì)量/kg輪胎主銷偏移距a 輪胎壓力p/MPa方向盤直徑最小轉(zhuǎn)彎半徑轉(zhuǎn)向梯形臂3.2 轉(zhuǎn)向梯形的布置轉(zhuǎn)向輪前輪偏轉(zhuǎn)角在汽車轉(zhuǎn)向時會讓前橋和后橋車輪的轉(zhuǎn)向中心出現(xiàn)不重合，會引起車輪發(fā)生側(cè)滑。磨損會在車輪輪胎的胎面上產(chǎn)生，汽車行駛的阻力就變大了，轉(zhuǎn)向變得更加不容易。阿克曼理論轉(zhuǎn)向特性就是轎車轉(zhuǎn)向的時候所有的車輪跟著同一個順心而轉(zhuǎn)動。而轎車要不產(chǎn)生偏移就需要所有的車輪圍繞一個點轉(zhuǎn)動。如圖3.1圖3.1 阿克曼轉(zhuǎn)向特性3.3 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)尺寸的確定如圖3.2是轉(zhuǎn)向特性圖：梯形臂長m和底角是基本尺寸圖3.2轉(zhuǎn)向特性圖其中L為汽車的軸距，是轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角、是外轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角；兩個主銷中心線的延長線和地面的距離是K。要想保證全部車輪繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心行駛，則梯形機構(gòu)應(yīng)保證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系。要使4個車輪都圍繞同一個轉(zhuǎn)向中心行駛，梯形機構(gòu)車輪的內(nèi)轉(zhuǎn)角和外轉(zhuǎn)角的關(guān)系如下因變角的期望值為 ： （3-1）其中是自變角現(xiàn)在的轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)和上面的公式大致上是滿足的。內(nèi)測輪的實際轉(zhuǎn)角在置梯形機構(gòu)轉(zhuǎn)向梯形中可以運用弦定理解出。 （3-2） （3-3）一般理論上的期望值應(yīng)該和實際因變角為即設(shè)計的轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)接近。比較常用的中間位置誤差應(yīng)該越小越好，而在用的比較少的大轉(zhuǎn)角而且車速低的時候誤差可以放寬要求。因此加進去了權(quán)因子， f（x）就是用來衡量這個設(shè)計好壞的公式： （3-4）得出： （3-5）式中設(shè)計變量 ；外轉(zhuǎn)向車輪最大轉(zhuǎn)角是；汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑=5500m；主銷偏移距a=100mm。 綜合考慮下，取 （3-6）因為轉(zhuǎn)向力是受到M 、的影響而受到的影響，因此各變量的取值范圍有以下約束 （3-7） 梯形臂長度一般情況下、。梯形底 。根據(jù)機械原理可以知道，即連桿機構(gòu)的傳動角不能夠太小， 一般情況下取。汽車右轉(zhuǎn)彎的時候滿足這樣可以保證汽車右轉(zhuǎn)彎時梯形機構(gòu)是最小的值。最小傳動角約束可以由這個圖的輔助線和余弦定理結(jié)合得到，具體如下 （3-8）此次設(shè)計中，各種參數(shù)為：輪距B=1429mm，軸距L=2550mm。兩主銷中心線延長線和地面交點相距K （3-9）1、銷后傾角可以選定2；2、主銷內(nèi)傾角為8；3、前輪外傾角可以選定為1；4、前輪前束在這次設(shè)計中選定為（一般為0到12）所以 （3-10）可得最大轉(zhuǎn)向角在外轉(zhuǎn)向輪中是74.1；一般梯形臂長度選為之間 ，即，得到m為160mm。梯形底角為；梯形橫拉桿長為。3.4 梯形校核實際因變角在這個轉(zhuǎn)向梯形為： （3-11）根據(jù)已經(jīng)計算出的數(shù)據(jù)，實際因變角可以得出；為變角的期望值；在ABE中，由余弦定理可以知道： （3-12）得BE等于1287.8mm在BEF 中，根據(jù)余弦定理可以算出求得傳動角的最小值等于47.0符合傳動角的最小值大于等于40 的要求。用下面的公式計算： （3-13）根據(jù)上面知道這樣是符合要求的，參數(shù)如下：梯形底角 ；主銷中心距；梯形臂長m為： m=160mm；梯形橫拉桿n為： n=1145mm。3.5 本章小結(jié)本章根據(jù)整車參數(shù)，對轉(zhuǎn)向梯形進行了介紹，對轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)進行了計算，設(shè)計出轉(zhuǎn)向梯形。 第4章 液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計4、液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計各國的汽車都在不斷的創(chuàng)新，人們對于汽車有更高的追求包括馬力，速度和操縱方便性等。轉(zhuǎn)向動力裝置被運用在所有汽車上。而液壓動力轉(zhuǎn)向器性能更加優(yōu)越。當汽車直行的時候是不需要的，但是轉(zhuǎn)彎的時候，汽車活塞兩側(cè)壓力不一樣，就可以有助力。這個時候，助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的作用就在這里顯現(xiàn)了，和方向盤一起使車輪轉(zhuǎn)向，從而使駕駛者更方便的操縱汽車。如圖4.1所示為某型號液壓助力轉(zhuǎn)向器。圖4.1 液壓動力轉(zhuǎn)向器4.1 動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方案根據(jù)分配閥位置不一樣轉(zhuǎn)向機構(gòu)又可以分為2種如圖4.2所示：（1）半分置式即分配閥裝在轉(zhuǎn)向器上；（2）聯(lián)閥式分配閥裝在動力缸上；（3）連桿式分配閥裝在轉(zhuǎn)向器和動力缸之間的拉桿上圖4.2 動力轉(zhuǎn)向的方案圖4.2 動力缸尺寸計算 動力缸的內(nèi)徑，活塞桿D，活塞行程等在計算動力缸的時候是很重要的參數(shù)，如下圖所示。圖4.3 動力缸布置圖4.2.1 動力缸直徑由上面的圖形得出 F=/L （4-1）轉(zhuǎn)向搖臂長度為，直拉桿上的力為；所以 和的積為轉(zhuǎn)向阻力矩；轉(zhuǎn)向搖臂軸到動力缸活塞之間的距離是L；而在齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器中它就L即轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長L=100mm；F=推力F與工作油液壓力p和動力缸截面面積S之間的關(guān)系：動力缸截面S和力F與工作油壓力的相互關(guān)系為： F=PS得S= （4-2）動力缸的截面積為 （4-3）則動力缸直徑 D= （4-4）為活塞桿直徑，D為動力缸內(nèi)徑； 一開始選擇是等于0.35D， 而壓力在6.0到10.0Mpa之間，壓力選取為7Mpa，由此算得D等于40.3mm；=0.35D=14.2mm。4.2.2 動力缸的最大長度力缸的主要尺寸如圖4.4所示。活塞首先向左移動，端面帶缸體應(yīng)該也有大約10毫米的空檔。同樣當活塞在最右側(cè)時，端面到缸蓋之間的間隙e為（0.50.6）D，導(dǎo)向就是依靠這些間隙。圖4.4動力缸尺寸活塞厚度B為0.3D，s就是動力缸的最大長度 S= （4-5）活塞左右移動的長度為。計算得s等于91.5mm；4.2.3 確定動力缸的壁厚通過軸向平面拉應(yīng)力的計算能夠得到動力缸殼體壁厚t。= （4-6）球墨鑄鐵QT500-05是合適的缸體外殼材料，他的抗拉強度為500MPa，屈服應(yīng)力為350MPa，意味著在350Mpa的時候發(fā)生變形，安全系數(shù)n的范圍是3到50之間，再此我們?nèi)“踩禂?shù)為4；計算知道壁厚t=4mm。4.3 本章小結(jié)本章對液壓動力轉(zhuǎn)向器的背景和工作原理進行了簡單的介紹，對動力缸的尺寸進行了計算，對動力缸的直徑、最大長度和壁厚進行了計算。確定了主要部分的材料。完成轉(zhuǎn)向系輔助動力部分的設(shè)計。 第5章 三維建模及二維工程圖5、三維建模及二維工程圖5.1 Pro/E 軟件簡介 三維造型軟件中最先進，最高效的是Pro/E軟件，人們更多的運用這種有魅力的軟件。Pro/E運用在各種行業(yè)內(nèi)里，比如汽車行業(yè)。它使人們各種想法變成了現(xiàn)實，運動仿真也可以通過此軟件進行。三維軟件和仿真軟件的聯(lián)合使用，有利于汽車以及其零部件的設(shè)計及優(yōu)化并大大的縮減了機械零件的發(fā)明的周期。5.2 建模5.2.1 方向盤建模方向盤主要的參數(shù)有：方向盤直徑400mm和圈直徑40mm。如下圖5.1和5.2 圖5.1 方向盤5.2.2 轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)動機構(gòu)建模轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的萬向節(jié)的直徑是60毫米，高是100毫米，銷孔直徑是20毫米，銷高是45毫米。如圖所示5.2：圖5.2 萬向節(jié)5.2.3 轉(zhuǎn)向軸的建模由下面的圖可以得出轉(zhuǎn)向軸直徑是40毫米，長是50毫米，萬向節(jié)直徑是60毫米，高是100毫米，銷孔直徑是20毫米，銷高是45毫米圖5.3 傳動軸圖5.4 傳動軸5.2.4 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的建模根據(jù)下面5.5和5.6的圖得出模數(shù)M為2,壓力角ALPHA為20，齒輪寬度B為30，螺旋角BETA為12，齒數(shù)z為30。圖5.5 齒輪圖5.6齒輪齒條5.2.5總裝配圖總裝配圖如圖5.7所示圖總裝配圖方向盤、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器、梯形臂和拉桿等組成總裝配圖。5.3 CAD制圖上面已經(jīng)進行了轉(zhuǎn)向系的三維圖轉(zhuǎn)配圖的繪制，但是三維圖紙是不能直接進行生產(chǎn)的加工的。因此二維CAD圖紙的繪制是有必要的。利用pro/E軟件的剖面功能能夠?qū)⑷S圖紙里面的大部分截面特征轉(zhuǎn)換成二維圖。利用這個功能進行對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最關(guān)鍵部分即齒輪齒條和萬向節(jié)進行二維圖紙的繪制。5.4 本章小結(jié)本章對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向傳動軸、轉(zhuǎn)向器等機構(gòu)進行了模型建立并搭建的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)配圖。構(gòu)建了整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的三維模型。另外，本章最轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的主要零部件進行了二維CAD圖紙的繪制。 第6章 主要零部件的仿真分析6、主要零部件的仿真分析6.1 有限元模型建立雖然在之前已經(jīng)進行了傳統(tǒng)意義上的轉(zhuǎn)向系設(shè)計力學(xué)校核，但是隨著科技的進步以及計算機計算能力的提高，有限元仿真已經(jīng)逐漸取代傳統(tǒng)意義上的校核能夠很好的驗證汽車零部件的力學(xué)特性。因此，我大膽的嘗試，力圖在本次設(shè)計最后進行轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要部分的線性靜力學(xué)分析。將已經(jīng)畫好的ProE模型導(dǎo)入到專業(yè)的CAE軟件Hypermesh， 進行有限元網(wǎng)格的劃分，傳動軸是傳動系統(tǒng)重要的組成部分，本次設(shè)計將傳動軸作為主要的仿真對象進行線性受力分析，具體步驟如下：1，將幾何模型到Hypermesh進行簡單的幾何處理，去除如導(dǎo)角等對仿真分析結(jié)果影響的部分。2，將處理好的CAD模型進行網(wǎng)格劃分。3，進行載荷的施加和約束的定義。4，進行工況的設(shè)定并保存文件。5提交計算。6.1.1 幾何處理將有限元模型導(dǎo)入Hypermesh，去除細小對仿真結(jié)果不產(chǎn)生影響的部分，去除不受力的組件。如圖6.1所示為進行幾何處理后的轉(zhuǎn)向軸。圖6.1進行幾何處理后的轉(zhuǎn)向軸6.1.2 進行網(wǎng)格劃分將處理過的幾何模型進行有限元網(wǎng)格的劃分，選中2D面板下automesh工具，因為幾何模型已經(jīng)被處理過，根據(jù)經(jīng)驗可已將全部幾何選中進行網(wǎng)格劃分。點擊surfs all選中全部面，網(wǎng)格尺寸選擇6mm.點擊mesh進行網(wǎng)格劃分。如圖6.2所示為已經(jīng)畫好的轉(zhuǎn)向軸的網(wǎng)格如圖6.2所示為已經(jīng)畫好的轉(zhuǎn)向軸的網(wǎng)格雖然模型較為簡單，但是radioss對網(wǎng)格質(zhì)量要求較高，所以還是進行模型網(wǎng)格質(zhì)量的檢查。用qualityindex工具進行所有網(wǎng)格質(zhì)量的檢查，對于黃色和紅色的單元進行質(zhì)量修改，紅色單元是絕對不符合要求的，必須要改掉。然后F10檢查模型質(zhì)量，主要檢查最小單元和雅克比。6.1.3 載荷和材料的施加對于已經(jīng)畫好網(wǎng)格的模型并不能直接的進行分析，將不同組件的網(wǎng)格進行賦予材料和屬性。數(shù)日材料的密度、彈性模量和泊松比。如圖6.3新建不同組件的材料，然后依次輸入材料的特性。如圖6.3新建不同組件的材料6.1.4 工況的設(shè)定將建立好的模型用施加載荷和約束。在1D面板下，用spotweld模擬萬向節(jié)鏈接。Analysis面板下force選取作用的節(jié)點并賦予力，constrain選擇約束的點模擬實際工作中的受約束部分，約束1，2,3，4,5方向上的自由度，釋放Z軸的轉(zhuǎn)動。然后loadstep進行工況的設(shè)定，新建一種工況，選擇約束和載荷并選擇工作狀態(tài)。保存文件。施加工況后的轉(zhuǎn)向軸如圖6.4所示圖6.4施加工況后的轉(zhuǎn)向軸6.2仿真分析將文件提交radioss，因為radioss就是hyperworks里面的一個模塊，因此直接提交就可以。Export option選擇all點擊radioss計算，用hyperview打開結(jié)果h3d文件。Result type選擇displacement，查看在受線性約束情況下的材料位移，位移云圖如圖6.5所示。圖6.5位移云圖由仿真結(jié)果可知，在轉(zhuǎn)動方向盤時，位移最大部分在傳動軸與方向盤和齒輪接觸的地方。最大位移量為7毫米，對于整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來說這是一個可以接受的位移量，但是7毫米的位移量表明在傳動軸的材料和尺寸的設(shè)計上存在瑕疵，完全可以通過增大材料剛度等措施減小轉(zhuǎn)動軸在受力的時候減小不必要的位移。在以后的設(shè)計中可以進行轉(zhuǎn)向傳動軸的優(yōu)化，對于大變形的地方進行適當?shù)募哟只蜻M行更換剛度大的材料。當然，由于數(shù)據(jù)缺乏，仿真結(jié)果也存在一定的局限性，可以進行試驗測得材料的應(yīng)力應(yīng)變曲線完成更加精確的仿真，也可以通過真實試驗測得實際位移量?？傊撃Ｐ瓦€存在進一步研究的空間。Result type選擇element stress，選擇complement all，查看轉(zhuǎn)向軸所受應(yīng)力，應(yīng)力分布云圖如圖6.6所示。圖6.6應(yīng)力分布云圖由仿真結(jié)果可知，應(yīng)力分布最大的地方在焊點模擬的萬向節(jié)和轉(zhuǎn)向傳動軸接觸的地方。而存在最大位移的兩處并不是應(yīng)力最大的地方。主要應(yīng)力分布圖如圖6.7所示。圖6.7 主要應(yīng)力分布云圖如圖所示應(yīng)力主要分布在鏈接兩個轉(zhuǎn)向傳動軸的萬向節(jié)處，最大應(yīng)力為500Mpa，分布在與方向盤連接的軸與萬向節(jié)相連處。在應(yīng)力分布集中的地方容易產(chǎn)生破壞，因此在優(yōu)化的時候可以將中間的材料進行適當?shù)募雍裉幚怼Ｈ缓笤俅芜M行仿真最后試驗驗證。齒輪齒條也是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要部分，由于時間有限在僅有的時間里無法完成所有的分析工作，在以后的研究中進行齒輪齒條的應(yīng)力和疲勞分析。6.3本章小結(jié)本章在已經(jīng)建立的三維模型機的基礎(chǔ)上進行了網(wǎng)格的劃分和有限元模型的搭建。并賦予了轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)材料及屬性。因為采用殼單元形式的網(wǎng)格，所以后面要對殼單元賦予厚度。對已經(jīng)建好的傳動軸部分進行載荷和約束的施加。最后設(shè)置工況，提交計算。并分析結(jié)果，發(fā)現(xiàn)了現(xiàn)有仿真模型的存在的一些問題，并提出優(yōu)化建議。 第7章 結(jié)論7、結(jié)論1整體設(shè)計轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，確定主要部件，選取和設(shè)計轉(zhuǎn)向器，并確定其主要參數(shù)。2介紹轉(zhuǎn)向梯形，根據(jù)整車參數(shù)，設(shè)計出轉(zhuǎn)向梯形。3介紹液壓動力轉(zhuǎn)向器工作原理，計算動力缸，確定主要部分材料，設(shè)計出轉(zhuǎn)向系輔助動力部分。4對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向傳動軸、轉(zhuǎn)向器等機構(gòu)進行了模型建立并搭建的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)配圖，構(gòu)建了整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的三維模型。并繪制主要零部件二維CAD圖紙。5對三維模型進行網(wǎng)格的劃分和有限元模型的搭建，并賦予了轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)材料及屬性。對已經(jīng)建好的傳動軸部分進行載荷和約束的施加，設(shè)置工況，分析結(jié)果提出優(yōu)化建議。選擇齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，其結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量不大，而傳動效率高。而液壓動力機構(gòu)的選擇也使轎車轉(zhuǎn)向時提供良好的助力。本文選擇用有限元法的模擬仿真設(shè)計，可以大大節(jié)省大量的人力物力和開發(fā)成本，提高開發(fā)的技術(shù)水平和產(chǎn)品的競爭力。在未來，有限元法會用在更多的CAE相關(guān)軟件上，對于轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計計算和分析也會更加的精準化可科學(xué)化。 參考文獻參考文獻1 陳家瑞.汽車構(gòu)造（上下冊）（第3版）M.北京：機械工業(yè)出版社，2009.2 余志生.汽車理論(第5版)M.北京：機械工業(yè)出版社，2009.3 王望予.汽車設(shè)計(第4版)M.北京：機械工業(yè)出版社，2004.4 喻凡，林逸.汽車系統(tǒng)動力學(xué)M.北京：機械工業(yè)出版社，2005.5 徐石安.汽車構(gòu)造底盤工程M.北京：清華大學(xué)出版社，2008.6 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