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)
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),中型,汽車,循環(huán),液壓,助力,轉向,系統(tǒng),設計,整體,動力,轉向器
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(xiàn)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(xiàn)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(shù)及滑閥轉向閥參數(shù),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IAbstractThe 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 modelingIII目錄前言11汽車主要參數(shù)的確定21.1汽車主要參數(shù)的選擇22轉向系的主要參數(shù)32.1轉向器的效率32.2轉向系傳動比的變化特性42.2.1轉向系傳動比42.2.2力傳動比與轉向系角傳動比的關系43循環(huán)球式轉向器設計與計算63.1循環(huán)球式轉向器主要參數(shù)的確定63.1.1螺桿、鋼球、螺母傳動副設計63.1.2齒條齒扇傳動副的設計83.2循環(huán)球式轉向器零件強度計算和校核93.2.1轉向系計算載荷的確定93.2.2鋼球與滾道間的接觸應力103.2.3齒的彎曲應力113.2.4轉向搖臂軸直徑的確定124液壓動力轉向系的設計計算134.1液壓動力轉向機構布置方案的選擇134.2液壓動力缸的設計計算144.2.1動力缸內徑的計算144.2.2活塞行程計算154.2.3動力缸缸筒壁厚計算154.3轉向控制閥的設計計算164.3.1預開隙164.3.2滑閥總位移量164.3.3滑閥直徑164.3.4滑閥中間位置時油液流速174.3.5分配閥得泄漏量174.3.6回位彈簧設計計算174.4液壓油罐容積和液壓油泵排量的確定185轉向傳動機構的設計206循環(huán)球式轉向器的三維建模與仿真分析216.1轉向螺桿的UG三維建模216.2齒扇搖臂軸的UG三維建模226.3轉向螺母的UG三維建模256.4轉向扭桿的UG三維建模276.5轉向器殼體的UG三維建模286.6循環(huán)球式轉向器裝配306.7循環(huán)球式轉向器的仿真運動分析316.8循環(huán)球式轉向器扭桿的有限元分析337技術經濟性分析368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(xiàn),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(shù),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(shù),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。11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最大功率轉速:4000rpm最大扭矩轉速:3000rpm最大功率100 KW最大扭矩300 Nm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 R162轉向系的主要參數(shù)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,一般取這里取;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(shù)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(shù)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(shù)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(shù)Table.3-1 main parameters of circulating ball steering gear齒扇模數(shù)/mm4搖臂軸直徑/mm28鋼球中心距/mm25螺桿外徑/mm25鋼球直徑/mm6.350工作圈數(shù)1.5環(huán)流行數(shù)2螺母長度/mm47齒扇整圓齒數(shù)13齒扇壓力角切削角齒扇寬/mm283.1.1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(shù)量n根據表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)流導管中的鋼球數(shù);為螺線導程角,常取,則;由表3-1得; 將上述數(shù)據代入式(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(lián)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(shù)W本次設計中一個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)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(xiàn)。將齒條4個齒兩側的齒槽寬制成比中間齒槽大0.200.30mm。本次設計采用直齒齒輪6。據表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: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(shù),;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?。粸橹麂N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(shù),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(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)據代入式(3-13)得同理,將上述數(shù)據代入式(3-11)得當接觸表面硬度為5864HRC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(shù)K與A/B的關系Table.3-2 relation between coefficient K and A / BA/B1.00.90.80.70.60.50.40.3K0.3880.4000.4100.4400.4680.4900.5360.600A/B0.20.150.10.050.020.010.007K0.7160.8000.9701.2801.82.2713.2023.2.3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(shù),;轉向阻力矩,已知;扭轉強度極限,20CrMnTi鋼為200MPa。代入數(shù)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(shù)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 valve1-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 channel4.2 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(shù),取;(6)齒扇的嚙合角,??;(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(41)與式(42)(43)(44)(45)聯(lián)立,經過整理即可求得: (4-6)將上述參數(shù)帶入方程(36)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48)和在軸向平面內的拉伸強度條件(見式49) (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(shù)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(shù);為油液的流速;的允許值;將的允許值帶入上式(413)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(412),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(shù),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?;匚粡椈深A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(417)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?。宦a系數(shù),一般取,本次設計取;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,?。凰詣恿D向系的油泵排量可表達為 (4-20)將上述數(shù)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 steering1-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-rod6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(shù)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 screw6.2 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(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,原點為基準坐標系原點,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 shaft6.3 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(shù)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(shù):; 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(lián)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(shù)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 nut6.4 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(shù)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 bar6.5 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 housing6.6 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 gear6.7 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(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(xiàn)【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(xiàn)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(xié)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,齒條與齒扇各齒間的嚙合
收藏