畢業(yè)設計（論文）-南駿某載貨車汽車轉向系統(tǒng)的設計（循環(huán)球式轉向器）

II摘要本次畢業(yè)設計的題目是南駿某載貨車汽車轉向系統(tǒng)的設計（循環(huán)球式轉向器），該設計是以轉向系統(tǒng)的匹配計算、基于CATIA建立模型以及分析、根據(jù)人機工程等計算設計轉向梯形機構、循環(huán)球式轉向器設計為主。首先對汽車轉向系統(tǒng)的分類及發(fā)展情況進行了概述，然后進行了主要車型參數(shù)選擇，進而確定轉向器的形式以及初定其各個參數(shù)，進而對轉向系統(tǒng)的循環(huán)球式轉向器的主要部件進行數(shù)據(jù)校核與受力分析，再后根據(jù)前橋的載重情況及人機工程計算轉向系傳動比，對轉向梯形機構進行計算，根據(jù)計算結果確定轉向梯形機構的形狀。最后，使用CATIA軟件進行建模和對其進行運動分析。本次畢業(yè)設計選用的是循環(huán)球式轉向器，該轉向器應用于當前大多數(shù)汽車上，而循環(huán)球式轉向器一般的包含了兩級傳動副，其中第一級傳動副是螺桿、鋼球、螺母傳動副和第二級傳動副是齒條、齒扇傳動副，第一級傳動副是依據(jù)相同類型的車輛，從而確定出鋼球的中心距離，再計算出其他尺寸，第二級傳動副是根據(jù)汽車前橋的載重情況計算出齒扇的模數(shù)，進而計算出其他一系列尺寸。本次畢業(yè)設計中轉向系統(tǒng)的轉向梯形機構選用的是應用較多的整體式轉向梯形，其中轉向梯形機構的設計是選用根據(jù)經驗公式對梯形機構進行形狀和尺寸的確定。關鍵詞：轉向系統(tǒng)，轉向器，轉向梯形，CATIA畢業(yè)設計（論文）畢業(yè)設計（論文）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

目錄摘要 IAbstract II1緒論 11.1純機械式轉向系統(tǒng) 11.2液壓助力轉向系統(tǒng) 11.3汽車電動助力轉向系統(tǒng) 21.4線控轉向系統(tǒng) 21.5結束語 32參數(shù)選擇 42.1整車參數(shù) 42.2質量參數(shù) 43轉向系統(tǒng)設計概述 53.1對轉向系統(tǒng)的設計要求 53.2轉向操縱機構 53.3轉向傳動機構 63.4轉向器 73.5轉角及最小轉彎半徑 74汽車轉向系方案的選擇 94.1轉向系的主要性能參數(shù) 94.1.1轉向系的效率 94.1.2傳動比變化特性 104.1.3轉向器傳動副的嚙合間隙 124.1.4轉向盤的總轉動圈數(shù) 124.2轉向系的選擇 134.3機械式轉向器的選擇 134.3.1齒輪齒條式轉向器 134.3.2循環(huán)球式轉向器 134.3.3蝸桿滾輪式轉向器 144.4轉向梯形的選擇 145轉向系的設計計算 155.1轉向器的設計計算 155.1.1螺桿、鋼球、螺母傳動副的設計 155.1.2齒條、齒扇傳動副的設計 195.2循環(huán)球式轉向器的強度計算 225.3轉向搖臂軸直徑的確定 256整體式轉向梯形結構的設計 266.1整體式轉向梯形機的計算 267基于CATIA軟件進行建模與分析 297.1CATIA軟件介紹 297.2基于CATIA建模與分析 297.2.1利用CATIA建立模型 297.2.2利用CATIA對轉向系統(tǒng)部分零部件進行分析……357.3本章小結……41參考文獻 42致謝 431緒論汽車的轉向系統(tǒng)是汽車根據(jù)駕駛人員的意愿對汽車行駛方向進行控制的一個系統(tǒng)，是汽車必要的組成機構之一。其中轉向系統(tǒng)在汽車的安全行駛、穩(wěn)定性和舒適性等方面影響巨大，轉向系統(tǒng)在確保車輛行駛安全、減少交通事故以及改善駕駛人員工作條件等方面發(fā)揮著重要作用。汽車的轉向系統(tǒng)可以簡單的分為兩類，一類是純機械式轉向系統(tǒng)，另一類是動力轉向系統(tǒng)，隨著現(xiàn)代科技的高速發(fā)展，動力轉向系統(tǒng)又可大致分為三類，其中包括液壓助力轉向系統(tǒng)、電動助力轉向系統(tǒng)、線控轉向系統(tǒng)。1.1純機械式轉向系統(tǒng)機械式轉向系統(tǒng)是單一的以駕駛員的體力為動力來源的轉向系統(tǒng)，它主要是由駕駛人員通過轉動轉向盤，然后轉向盤通過轉向傳動軸和轉向器等一些傳力裝置將轉向盤的轉動轉變?yōu)檐囕喌霓D動，進而實現(xiàn)汽車的轉向，其中所有的力矩傳遞都是通過機械之間相互傳遞的。由于機械式轉向系統(tǒng)是駕駛人員作為動力來源，同時完全靠機械部件來傳遞力，如果汽車轉向困難或者說駕駛人員轉動方向盤很吃力，那么為了使駕駛人員能夠輕易地轉動方向盤便要求轉向盤大的直徑，但是這樣便使得汽車駕駛室所在的空間變得擁擠，從而降低了駕駛汽車的舒適性，一般對于載重比較多的載貨汽車，常常會遇見轉向阻力大的情況，而此時僅僅靠人力來轉向難以實現(xiàn)，這邊大大的限制了其使用范圍。但是由于機械式轉向系統(tǒng)的制造成本低，結構簡單，便于維修等原因，所以基本應用于一些成本低廉和舒適性低的轎車和一些農用車上面。1.2液壓助力轉向系統(tǒng)液壓助力轉向系統(tǒng)是將人力和其他動力一起作為轉向動力的轉向系統(tǒng)。它與機械式轉向系統(tǒng)最大的區(qū)別在于，它在其基礎上裝有液壓泵等液壓助力裝置，其中液壓助力轉向系統(tǒng)通過液壓泵對機械轉向器進行加力，從而實現(xiàn)轉向功能。當駕駛員轉動方向盤時（左轉動），轉向盤將轉向力矩傳遞給轉向傳動軸，轉向傳動軸通過轉向器中的轉向搖臂軸將力傳遞給轉向搖臂，從而帶動轉向直拉桿移動，轉向直拉桿通過轉向節(jié)臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿使轉向輪左轉。此時，液壓泵輸出液壓力通過推桿帶動橫拉桿，也使轉向輪左轉。這樣便實現(xiàn)了駕駛人員可以用較小的力對汽車進行輕便的轉向操作。從液壓助力轉向系統(tǒng)的出現(xiàn)開始，該轉向系統(tǒng)的技術發(fā)展迅速。研究人員在該系統(tǒng)的質量、功率、制造成本上等方面逐步改善性能，后來，在液壓助力轉向系統(tǒng)的基礎上動力轉向系統(tǒng)得到很大的發(fā)展，隨后更是出現(xiàn)了變流量泵液壓助力轉向系統(tǒng)和電動液壓混合助力轉向系統(tǒng)?？勺兞髁勘脛恿D向系統(tǒng)降低了泵在高速或不需要轉彎時的流量，從而減少了不必要的功耗。電動液壓助力轉向系統(tǒng)采用的是電機和液壓泵共同助力，由于電機轉動的速度可以調整，可以立即關閉，也可以減少功耗。液壓助力轉向系統(tǒng)減輕了駕駛人員轉向的操控力，同時也避免轉向阻力大時，需要轉向盤大的直徑的尷尬，節(jié)省了駕駛室的占用空間，使轉向系統(tǒng)操控更加輕便。由于液壓助力轉向系統(tǒng)發(fā)展歷時較長，技術比較成熟，因此得到廣泛應用。然而，液壓動力轉向系統(tǒng)在裝配、功耗、密封性、轉向靈敏性等方面都不夠完善。1.3電動助力轉向系統(tǒng)電動助力轉向系統(tǒng)（EPS,ElectricalPowerSteering）與液壓助力轉向系統(tǒng)原理相似，只不過它是由電機作為助力裝置。在汽車轉向行駛過程中，電動助力轉向系統(tǒng)中的轉矩傳感器通過檢測方向盤的力矩和旋動方向轉變?yōu)殡娦盘?，并將電信號傳送給電子控制單元，ECU向電機控制器發(fā)出命令，使電機產生相應的電動助力。當其不轉動時，ECU不會對其電機產生助力信號，此時電動機不工作。同時，電子控制單元根據(jù)車速信號，確定傳輸給轉向盤的作用力，以此降低駕駛人員在高速度的行駛情況下產生方向盤“飄”的感覺。因為電機助力轉向系統(tǒng)只需要電機助力，與液壓助力轉向系統(tǒng)相比，省略了很多部件。其電動助力轉向系統(tǒng)具有結構簡單，維修方便，重量輕等優(yōu)點。電動助力轉向系統(tǒng)能夠適應更多的路況，提升汽車的整車性能，所以這也是以后汽車轉向系統(tǒng)發(fā)展的方向之一。1.4線控轉向系統(tǒng)隨著科技的高速發(fā)展，線控轉向系統(tǒng)(SBW,SteeringbyWire)出現(xiàn),一般的轉向系統(tǒng)在轉向盤與車輪之間都存在有機械連接，而線控轉向系統(tǒng)直接取消了這一部分。線控轉向系統(tǒng)用路面控制傳感器檢測轉向數(shù)據(jù)，并將信號傳送給電子控制單元，并且從轉向控制系統(tǒng)獲得反饋命令，進而控制整個轉向系統(tǒng)的運動。線控轉向系統(tǒng)對于提高汽車駕駛安全性有很大的幫助,在汽車制造、乘坐舒適性方面有很大的提升。一般的駕駛人員轉動汽車要從實際路況中獲得信息，從而做出判斷，而轉向盤與轉向輪之間的機械連接可以使駕駛人員更多的獲知路面情況，但是由于線控轉向系統(tǒng)取消了這一部分，從而使得駕駛人員對于路面情況很難獲取，而對于線控轉向系統(tǒng)依據(jù)電子元件獲得信息使得太過于依靠電子元件，故而線控轉向系統(tǒng)此前還處于研究階段,不具有實際大量生產的情況。目前線控轉向技術難以得到發(fā)展主要是因為以下兩個方面：1)傳感器技術傳感技術就目前而言無論是國內還是國外發(fā)展都比較緩慢，無論是電子控制單元的信號傳達還是獲得實況信息反饋給電子控制單元，傳感器對于汽車而言也顯得越來越重要，因為要更加真實的反映路面情況，所以線控轉向系統(tǒng)對于傳感器的應用比起其他類型的轉向系統(tǒng)占據(jù)的比例要大的多，這也是限制汽車線控轉向系統(tǒng)發(fā)展的重要因素之一，使傳感器對于實際路況獲取更多的信息，是傳感器技術發(fā)展的主要趨勢。2)助力電機的研究助力電機是電動助力類型轉向系統(tǒng)的主要元件之一。電動助力可減少動力損失，提高轉向跟隨性并改善轉向回復特性。同時，其還具有結構緊湊、不需要頻繁的維修、具有高的效率等眾多優(yōu)點，正因為如此助力電機受到各大汽車制造商和汽車研究人員的廣泛關注。1.5結束語機械式轉向助力系統(tǒng)雖然結構簡單，汽車舒適性低，但是由于其對于路面實況的感知以及成本較低等原因而應用于一些對駕駛舒適性要求低的微型轎車和部分農用車上；液壓助力轉向系統(tǒng)雖然在裝配、功耗、密封性、轉向靈敏性等方面都不夠完善。但是由于這種轉向系統(tǒng)發(fā)展時間較長，技術比較完善，同時還可以使轉向輕便，因此廣泛應用于一些客車、多數(shù)商用汽車、特別是載貨汽車；而電動助力轉向系統(tǒng)與機械式和液壓式轉向系統(tǒng)相比較，具有較高的性價比和操作輕便性，而得到廣泛的應用；對于線控轉向系統(tǒng)由于發(fā)展較晚，技術不完善，所以現(xiàn)階段還在研究，無法得到大量市場化的生產，但是線控轉向系統(tǒng)在汽車操作穩(wěn)定性和駕駛安全性等方面有很大的優(yōu)點，它必定是以后汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展趨勢。2參數(shù)選擇本設計汽車整車參數(shù)擬采用南駿某型載貨汽車494ZD33，現(xiàn)將數(shù)據(jù)列表如下：2.1整車信息表2.1整車信息車輛類型494ZD33基本參數(shù)軸距（cm）3300輪距（cm）前/后1630/1540車架寬（cm）前/后800/800后橋速比5.375輪胎7.00R162.2質量參數(shù)表2.2質量參數(shù)整備質量(kg)2940總質量(kg)4680前軸1700后軸12403轉向系統(tǒng)設計概述3.1對轉向系統(tǒng)的設計要求轉向系統(tǒng)應使全部轉向輪繞瞬時的轉向中心轉動。汽車在行駛過程中，轉向系統(tǒng)的轉向盤不得隨意轉動。轉向系統(tǒng)的轉向傳動機構和其他機構運動不一致時，要使車輪的擺動盡可能最小化。汽車轉向系統(tǒng)的靈敏度要高，使得汽車的轉彎角度小。汽車轉向系統(tǒng)應操縱輕便。汽車轉向行駛過程中，方向盤得到路面?zhèn)鹘o轉向輪的反沖力要盡量減小。如果轉向系統(tǒng)中在轉向器和轉向傳動裝置中存有間隙，其中應有調整間隙的機構。轉向系統(tǒng)中要有事故發(fā)生時能使駕駛人員減傷的保護裝置。轉動轉向系統(tǒng)中的轉向盤時，要使汽車轉向方向一致。3.2轉向操縱機構汽車的轉向操縱機構（如圖3.2.2）主要由方向盤（如圖3.2.1）、轉向傳動軸、轉向管柱等零件組成，轉向操縱機構是將駕駛人員對方向盤施加的轉向力矩傳遞給轉向器。在多數(shù)汽車上，有些轉向系統(tǒng)為了減少由于轉向系統(tǒng)對車架的變形影響，往往會在轉向傳動軸和轉向管柱之間加一個轉向萬向節(jié)。撓性萬向節(jié)的采取可以減少因為路面沖擊而間接傳遞給轉向盤的沖擊力，提高汽車駕駛舒適性和操作穩(wěn)定性。圖3.2.1方向盤1.輪緣2.輪輻3.輪轂圖3.2.2轉向操縱機構轉向萬向節(jié)；2-轉向傳動軸；3-轉向管柱；4-轉向軸；5-轉向盤3.3轉向傳動機構轉向傳動機構是指從轉向車輪到轉向器的所有部件，轉向傳動機構的功用是將通過轉向器傳遞的力傳輸給轉向節(jié)臂，從而使汽車轉向輪轉動。轉向傳動機構一般由轉向搖臂、轉向直拉桿、轉向節(jié)臂、轉向梯形等組成，其中與非獨立懸架相配用的轉向傳動機構和與獨立懸架相配用的轉向傳動機構的區(qū)別在于，獨立懸架相配用的轉向傳動機構的轉向橫拉桿和轉向梯形臂分左右。與非獨立懸架配用的轉向傳動機構（圖3.3.1），與獨立懸架配用的轉向機構（圖3.3.2）。圖3.3.1與非獨立式懸架配用的轉向傳動機構1-轉向器；2-轉向搖臂；3-轉向直拉桿；4-轉向節(jié)臂；5-梯形臂；6-轉向橫拉桿圖3.3.2與獨立懸架配用的轉向傳動機構1-轉向搖臂；2-轉向直拉桿；3-左轉向橫拉桿；4-右轉向橫拉桿；5-左梯形臂；6-右梯形臂；7-搖桿；8-懸架左擺臂；9-懸架右擺臂3.4轉向器轉向器的功用是將駕駛人員對轉向盤施加的轉向力矩放大，然后傳遞給轉向傳動機構，目前較為常用的轉向器有以下幾種，如齒輪齒條式轉向器、循環(huán)球曲柄指銷式轉向器和蝸桿曲柄指銷式轉向器等。3.5轉角及最小轉彎半徑在汽車轉向行駛過程中，汽車車輪都應做純滾動運動，為了減少或無滑動，汽車車輪應要繞瞬時中心轉動。因為每個車輪的轉向半徑有所差異，所以汽車車輪的轉角應是不相同的，它們應符合以下關系式（3-1）；其次，一般的在汽車轉向盤由中間位置旋轉至無法轉動的位置時的圈數(shù)不應多于3.0圈。當汽車轉向時，如果輪胎與汽車的橫向偏移被忽略，其理想的內、外轉向輪轉角關系如圖3.5.1所示。轉角之間應滿足的關系式如下：cotθ0-cotθ式中：—外轉向輪轉角；—內轉向輪轉角；K—兩主銷中心線延長線與地面交點間的距離；L—軸距圖3.5.1理想的內、外轉向輪轉角關系圖汽車的最小轉彎半徑與汽車的內轉向輪最大轉角、外轉向輪在最大轉角、汽車的軸間間距L、車輪主銷之間的間距K及轉向臂等因素有關。在轉向過程中，除轉角外，其他因素基本是不變的。

當汽車在方向盤的轉向角處于極限位置的情況下以低速轉彎時，汽車的最小轉彎半徑是前外輪與地面之間的接觸點的軌跡。其最小轉彎半徑可按下列關系式計算：Rmin=L=通常為35o～40o，為了減小值，值有時可達到45o因為在實際中不可能忽略掉側向偏離的影響，所以理論的最小轉彎半徑與實際的計算結果不完全相同。4汽車轉向系方案的選擇4.1轉向系的主要性能參數(shù)4.1.1轉向器的效率對于功率輸入和輸出的不同，對應的轉向器效率也不盡相同，即正效率和逆效率。轉向器的逆效率是指從轉向搖臂輸入，經轉向器輸出的效率，用符號表示，；反之稱為正效率，用符號表示。正效率計算公式：η+=P1逆效率計算公式：η-=P3-式中:—作用在轉向盤上的功率；—轉向器中的磨擦功率；—作用在轉向搖臂軸上的功率。轉向是否輕便由轉向器效率的高地決定，轉向器的正效率高使得轉向輕便，反之轉向困難；轉向器逆效率高，對于方向盤的自動回正有幫助，但是對于壞路面的情況下可能將路面對車輪的沖擊力傳至轉向盤以發(fā)生“打手”情況。1）轉向器的正效率η影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特征、結構參數(shù)和制造質量等。（1）轉向器類型、結構特點與效率一般的，應用于汽車上較多的轉向器類型主要有四類，其中包括循環(huán)球式，球面蝸桿滾輪式，齒輪、齒條式和蝸桿曲柄指銷式。轉向器的種類不同，其轉向器的效率是有差異的。就轉向器的正效率而言，一般循環(huán)球式要比蝸桿曲柄指銷式和球面蝸桿滾輪式要略高一些。對于相同種類的轉向器，由于其結構的差別其轉向器的效率也大有差距。一般的，蝸桿曲柄銷式轉向器主要有兩類，一類是固定銷式，另一類是旋轉銷式，所以在其效率上旋轉銷式的可以達到70%以上，比起固定銷式的要高于15%左右；球面蝸桿滾輪式轉向器對于軸承的不同效率也不相同，例如裝有滾針軸承的轉向器效率在54%左右，而裝有錐軸承的效率顯著提高達到了70%左右。（2）轉向器的結構參數(shù)與效率轉向器的結構參數(shù)對于效率也有一定的影響，如果考慮較理想的情況，忽略其他的摩擦損失，只考慮傳動副的摩擦損失，其效率可用下式計算:η+=tanα式中:α0—ρ—摩擦角，ρ=tg-1μ—磨擦因數(shù)。汽車的駕駛舒適性和安全性取決于轉向器的逆效率。2）轉向器的逆效率η根據(jù)逆效率的不同，轉向器可分為可逆式轉向器，極限可逆式轉向器，不可逆式轉向器。可逆式轉向器是指逆效率很高的轉向器很容易將路面?zhèn)鹘o車輪的沖擊反力傳到方向盤上；逆效率很低的轉向器被稱為不可逆式轉向器；而極限可逆式的轉向器是指逆效率在不可逆和可逆之間的轉向器。不可逆式轉向器多數(shù)汽車一般不采用，而常采用可逆式轉向器，而越野汽車上經?？梢钥吹綐O限可逆式的轉向器。如果考慮較理想的情況，忽略其他的摩擦損失，只考慮傳動副的摩擦損失，其效率可用下式計算:從上述兩式可以看出：導程角對于轉向器的效率也有很大影響。隨著導程角α0增大，轉向器的正、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”現(xiàn)象，所以導程角不能太大。但是導程角也不能過小，如果過小或者無限趨近于摩擦角，此時可以發(fā)現(xiàn)其轉向器的逆效率將趨于零或負數(shù)，此時的轉向器便變成了不可逆式的轉向器，而不可逆式轉向器在多數(shù)汽車上是不予采用的，所以其轉向器的導程角一般在80~4.1.2傳動比變化特性1）轉向系傳動比組成轉向系的傳動比由轉向系的角傳動比iw0和轉向系的力傳動比ip轉向輪輪胎受地面反作用力的合力2與轉向盤的受力之比，稱為力傳動比，即ip=2F方向盤轉動的角速度與方向盤轉動方向一邊的轉向節(jié)轉動的角速度之比，稱為轉向系角傳動比，即iwo=WWW式中，為轉向盤轉角增量；為轉向節(jié)轉角增量；為時間增量。又由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動比所組成，即iwo=i轉向盤角速度與搖臂軸角速度之比，稱為轉向器角傳動比，即iw=WwW式中，為搖臂軸轉角增量。齒扇軸轉動的角速度與齒扇軸帶動相同一邊的轉向節(jié)轉動的角速度之比，稱為轉向傳動機構角傳動比，即iw`=2）傳動比之間的關系汽車車輪所受阻力和轉向節(jié)受到的轉向阻力矩有以下關系：Fw式中,為為主銷偏移距。駕駛人員作用在方向盤的力可用下式表示：Fh=式中，為作用在轉向盤上的力矩；Rsw為轉向盤的作用半徑。將式（4-9），式（4-10）代入ipip=如果忽略摩擦損失，可以用下式表示：2Mr將式（4-11）代入式（4-12）后得到ip=由上述可知，轉向盤的轉向的輕便與否與轉向系的力傳動比有很大關系，力傳動比越大，汽車轉向越輕便。而力傳動比大小與轉向盤的半徑、主銷偏移距有關，如果轉向盤的半徑足夠大，雖然能夠增加力傳動比，使轉向輕便，但轉向盤半徑過大將會使得駕駛室內空間變小，汽車的駕駛舒適性降低，而轉向盤半徑太小，又會使駕駛人員過于勞累；而主銷偏移距的參數(shù)過小反而會增大轉向阻力，同樣也會降低駕駛舒適性。通常貨車的主銷偏移距的值一般在40-60mm左右。但是對于大多數(shù)汽車而言其轉向盤半徑和主銷偏移距都是常數(shù)值，通常不會改變，所以一般來說其轉向系的力傳動比和角傳動比是成線型變化的。3）轉向器角傳動比和變化特性角傳動比的大小對駕駛人員對轉向系統(tǒng)操作是否靈敏、輕便以及穩(wěn)定有著絕對影響。從式（4-13）可知，力傳動比和角傳動比成正比關系，增大角傳動比可以增加力傳動比，從而使得駕駛人員操作轉向盤輕便。但是隨著角傳動比逐漸增加，轉向盤轉動而轉向輪并不會立即轉動，從而使得汽車轉向靈敏性降低，這樣便形成了“輕”與“靈”的矛盾。大多數(shù)汽車對于這一矛盾采用可變角傳動比的轉向器。圖4.1轉向器角傳動比變化關系由圖可以看出，轉向器角傳動比在iw較小時，汽車的轉向盤轉動較小，而隨著iw增加，4.1.3轉向器傳動副的嚙合間隙轉向器傳動副的嚙合間隙是指汽車的所有轉向器中的傳動副間的間隙。該間隙又被成為傳動間隙，該間隙根據(jù)轉向盤的轉動角度的大小變化而變化。而該間隙對于汽車的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有重大影響。4.1.4轉向盤的總轉動圈數(shù)汽車轉向盤轉動的圈數(shù)是指汽車在轉向過程中方向盤從一個位置轉到另一個位置，這兩個位置都是方向盤轉動的極限位置，其中方向盤轉過的圈數(shù)。其轉向盤轉動圈數(shù)的多少對汽車的轉向輕便性有一定影響。重型卡車一般應低于7圈，對于多數(shù)汽車來說，一般應低于3.5圈。4.2轉向系的選擇前面已經介紹了，汽車轉向系總體可以分為兩類，一類是機械式轉向系，另一類是動力式轉向系。機械式轉向系和動力式轉向系最大的區(qū)別在于機械式轉向系幾乎全是機械機件，全靠人力轉向；而動力式轉向系轉動方向盤時，人力和其他外力同時施加，使得轉向輕便。在本設計中，選用機械式轉向系。4.3機械式轉向器的選擇轉向器的類型多種多樣，傳動副不同，轉向器也大有差異。在目前應用較為廣泛的轉向器有循環(huán)球式、齒輪齒條式、蝸桿曲柄銷式等。循環(huán)球式轉向器是目前應用最為廣泛的轉向器，其工作效率高、使用壽命長、工作可靠；齒輪齒條式轉向器結構簡單，制造成本低、易于使用；蝸桿曲柄銷式有單、雙銷之分，其角傳動比可變，其結構復雜，不便于維修，重量大。在本次畢業(yè)設計中，轉向器的結構選為循環(huán)球式轉向器。4.3.1齒輪齒條式轉向器齒輪齒條式轉向器結構簡易，加工便捷，制造成本低，工作穩(wěn)定，在一些大型汽車制造商中得到廣泛應用，例如，一汽捷達、上海桑塔納、廣州本田等。4.3.2循環(huán)球式轉向器在前面介紹中可知，循環(huán)球式轉向器有螺桿、鋼球、螺母傳動副和齒條、齒扇傳動副兩級傳動副。如圖4-3。圖4-3循環(huán)球式轉向器螺桿螺母傳動副是與轉向軸連接的，其中螺母既是從動件又是主動件，其中，為了減少螺桿與螺母間的磨擦，螺桿和螺母之間有很多鋼珠，使得螺桿和螺母之間的直接磨擦變?yōu)闈L動摩擦。當方向盤轉動時，轉向軸帶動螺桿旋轉，從而通過鋼珠將轉向力矩傳遞給螺母，從而使得螺母軸向移動，這樣便也實現(xiàn)了力的方向轉變，螺母軸向移動后通過第二級傳動副帶動齒扇轉動，從而實現(xiàn)轉動車輪。4.3.3蝸桿曲柄銷式轉向器蝸桿曲柄銷式轉向器有單、雙銷式之分，單銷式與雙銷式相比，結構簡單，尺寸大，重量增加。該轉向器的傳動副以蝸桿為主動件，以指銷為從動件，轉動蝸桿從而帶動指銷繞軸線做圓周運動，并帶動轉向搖臂軸從而實現(xiàn)汽車轉向。4.4轉向梯形的選擇轉向梯形的類型有整體式和斷開式兩類，轉向梯形的選擇必須要求在汽車轉向行駛時，使得汽車轉向輪繞轉向瞬時中心旋轉，而不在同一圓周上作運動。本設計中采用的是整體式轉向梯形。整體式轉向梯形機構一般都后置于前軸，兩個梯形臂向汽車縱向中心線靠近并向汽車尾部方向延伸，這樣布置轉向梯形可以使得汽車在調整車輪的前束便捷，結構簡易，但是這樣布置使得汽車在凹凸不平的路面行駛時，汽車車輪的一側車輪上下跳動可能會影響到另外一側車輪的上下跳動，使得行駛穩(wěn)定性降低。5轉向系的設計計算5.1轉向器的設計計算在本次畢業(yè)設計中，選用的是循環(huán)球式轉向器，循環(huán)球式轉向器是目前國內汽車上最常見的轉向器，和其他轉向器相比，雖然其結構相對復雜，對于其中的一些主要零部件加工精度要求較高，但是它工作效率高、壽命長、工作可靠。5.1.1螺桿、鋼球、螺母傳動副的設計表5.1轉向器的齒扇模數(shù)齒扇模數(shù)m/mm3.03.54.04.55.06.0乘用車排量/L0.51-1.81.6-2.02.02.22.2前橋負荷/KN3.5-3.84.7-7.357.0-9.08.3-1110-1111-12.3商用車前橋負荷/KN3.0-5.04.5-7.55.5-18.57.0-19.59.0-2417-37最大裝載質量/kg35010002500270040006000由上表可知，本設計的汽車最大裝載質量為1740kg，前軸負荷為1.7t，即16660N，所以齒扇模數(shù)選4.0mm。（1）鋼球中心距D、螺桿外徑D1和螺母內徑鋼球中心距是指螺桿兩側鋼球中心之間的距離，它是一個基本參數(shù)，對汽車轉向器的使用壽命和使用強度有很大影響，在選取鋼球中心距時，一般多數(shù)參考同類汽車的數(shù)據(jù)，再根據(jù)設計要求的載荷進行尺寸修改，一般的鋼球中心距選取的數(shù)值要盡可能的小。表5.2循環(huán)球式轉向器主要參數(shù)齒扇模數(shù)/mm3.03.54.04.55.06.0搖臂軸直徑/mm2226303232-3538-40鋼球中心距/mm2023-25252830-3235螺桿外徑/mm2023-2525282934鋼球直徑/mm5.5565.556-6.356.356.357.1447.144-8螺距/mm7.9388.7319.5259.5259.525-1010-11工作圈數(shù)1.51.5-2.52.5環(huán)流行數(shù)2螺母長度/mm4145-5246-475856-5972-78齒扇齒數(shù)3-55齒扇整圓齒數(shù)12-131313-14齒扇壓力角22°30′-27°30′切削角6°30′6°30′-7°30′齒扇寬/mm22-2525-2725-283028-3234-39在選取螺桿外徑和螺母內徑時，要保證外徑和內徑不得相互摩擦，在設計時要保證D1<D2，一般的D2-D1=5%~10%D,根據(jù)表5-2，鋼球中心距為25mm，螺桿外徑D1為（2）鋼球的直徑d及鋼球的數(shù)量n鋼球直徑尺寸的選取對第一級傳動副，即螺桿螺母的傳動副的承載能力有影響，雖然選取大直徑的鋼球能增加鋼球的承受載荷能力，但是這也使得轉向器的結構變大，一般選取鋼球直徑參數(shù)參考同類車型數(shù)據(jù)。本設計中鋼球直徑選取為6.35mm。對于鋼球數(shù)量來說，原理同鋼球直徑一樣，數(shù)量多的鋼球能夠提升轉向器的承載能力，但是也會影響鋼球的流動速度，鋼球的數(shù)量增加使得鋼球的流動速度降低，這樣反而影響了轉向器的工作效率。根據(jù)資料收集，一般的轉向器的鋼球數(shù)目n不宜多于60顆，下列關系式為鋼球數(shù)量計算關系式：n=πWD式中:D—鋼球中心距；W—鋼球滾過一個回路的鋼球工作圈數(shù)；d—鋼球直徑：n—環(huán)流導管中儲存的鋼球數(shù)目除外；由上表中可知，鋼球在一個環(huán)路中的工作圈數(shù)W為1.5，所以計算得出鋼球的數(shù)量為18。（3）滾道截面滾道截面是指鋼球在螺桿和螺母之間滾動時滾過的環(huán)路截面，按截面的不同可以分為：單圓弧滾道截面、四段圓弧滾道截面、橢圓滾道截面等。單圓弧滾道截面的形狀簡單，僅由一段固定的半徑圓弧構成，因為鋼球在其截面運動時容易產生軸向定位不穩(wěn)定，對轉向不利，所以這種滾道截面的轉向器在早期發(fā)展不成熟的時候采用較多。下圖為單圓弧滾道截面（如圖5-1）圖5.1.1單圓弧滾道截面四段圓弧滾道截面是指滾道截面由四段圓弧組成。這種截面相比單圓弧截面滾道，能夠消除軸向定位不穩(wěn)定的缺點，在承受載荷時能夠消除軸向位移，并且因為四段圓弧的關系使得滾道與鋼球之間存在間隙，能夠減少鋼球與滾道的磨損。所以這種截面滾道得到廣泛應用。圖5.2.2四段圓弧的滾道截面在選取滾道截面半徑時，為了減少滾道與鋼球的磨損，應要求滾道半徑大于鋼球直徑的1/2，一般取rc=（0.51-0.53）d。在本設計中，計算得出rc=0.53d=3.（4）接觸角接觸角θ是指滾道受到鋼球的正壓力方向的延長線與滾道軸線方向的延長線的角度，其角度的大小對滾道受到的正壓力和軸向力有影響，一般的隨著角度的越大，滾道受到的正壓力越大，而沿滾道的軸線方向的力越小，反之，結果相反。一般的為了使?jié)L道受力均勻，所以接觸角θ多取為45°，在本次畢業(yè)設計中接觸角θ取45°。（5）螺距P和螺旋線導程角方向盤轉動φ角，對應螺母運動α0的距離s為（5-2）式中，P為螺紋螺距。與此同時，螺母移動的距離即為齒扇節(jié)圓轉過一定角度的弧長，與此對應的齒扇軸轉過角，下式為其關系式：r=式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。通過上面計算公式得，用對求取導數(shù)，可以得到轉向器的角速度傳動比為：iw=2πr由上式可知，螺距的大小對轉向器的角傳動比也有影響。螺距P一般在811mm內選取。所以在本設計中，計算得出螺距P為10.0mm。下式為螺旋線的導程角α0的計算公式D=P式中:—螺桿與螺母滾道的螺距；α0—螺旋由上述計算公式，帶入數(shù)據(jù)可以得到螺旋線導程角為5°（6）工作鋼球圈數(shù)W工作鋼球圈數(shù)即為鋼球在螺桿和螺母滾動過程中滾過的圈數(shù)，它對轉向器的強度有影響，因為鋼球圈數(shù)增加以后勢必會增加工作的鋼球，這樣使得轉向器的強度增加，由前面的表可知，本次畢業(yè)設計選取的鋼球工作圈數(shù)為1.5圈。5.1.2齒條、齒扇傳動副的設計在設計計算齒扇、齒條傳動副之前，先對轉向器的傳動特性進行分析，研究轉向器嚙合特性的意義在于轉向器的嚙合特性對于轉向穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有很大影響。當汽車處于直線行駛時，傳動副之間的嚙合可以大致分為有間隙或沒有間隙兩類，在傳動副有間隙時，汽車從直線行駛轉變?yōu)閺澋佬旭偟倪^程中，汽車受到側向力的影響，因為傳動副存在間隙，使得汽車車輪不能再固定位置轉動，從而使汽車出現(xiàn)行駛不穩(wěn)定現(xiàn)象。為了避免這種情況的發(fā)生，傳動副的嚙合間隙要盡可能的小甚至沒有，這樣才能保證汽車在轉向行駛時能夠平穩(wěn)。同時汽車在現(xiàn)實行駛時，一般方向盤轉動角度較小的情況較多，這樣便會形成轉向器傳動副在中間位置的磨損更加嚴重，隨著磨損的增大將會使得汽車在進入直線行駛時無法確保汽車平穩(wěn)行駛，所以在設計轉向器的傳動副時，轉向器傳動副之間的間隙不宜均勻的存在間隙，而是從中間位置向兩端逐漸增加間隙，所以傳動副的嚙合特性要像圖5-2中所示。圖5.1.3轉向器傳動副傳動間隙變化特性在制造循環(huán)球式轉向器的齒條齒扇傳動副的嚙合間隙時，可以將齒扇的齒輪大小做成變厚齒扇，這樣便可以獲得不均勻嚙合間隙。在變厚齒扇的加工中，可以將齒扇在切齒的毛坯繞o1旋轉，o1偏離搖臂軸n的距離，這樣便可加工出變厚齒扇，使得齒側間隙?s也增大，下式?s=2?rtanα=2式中:—徑向間隙；—嚙合角；—齒扇的分度圓半徑；—搖臂軸的轉角。當α、rw確定后，根據(jù)齒側間隙的關系式繪制線圖，如圖5.1.4所示，線圖的繪制便于選擇合適的偏心距n，這樣便可計算出尺側間隙，以滿足齒扇齒條傳動副的運動需要圖5.1.4變厚齒扇的嚙合間隙加工圖圖5.1.5用于選擇偏心n的線圖變厚齒扇與直齒園錐齒輪形狀相似，但是對于變厚齒扇的基圓來說大有不同，直齒圓錐齒輪的漸開線基圓呈圓錐形狀。而變厚齒扇的基圓是圓錐面，其分度圓的齒厚是呈現(xiàn)線性變化的。如下圖5—5所示：圖5.1.6變厚齒扇的截面在上圖中，一般將最上面的剖面1-1定義為基準面，所以由最上面的剖面逐漸向右時，變位系數(shù)首先從正值變?yōu)榱?，最后再變?yōu)樨撝怠＜慈鐖D中所示，0-0截面的變位系數(shù)為0。由于在不同位置的截面均是在同一基圓的漸開線，所以該變厚齒扇依然屬于圓柱齒輪范圍。在圖中，如果0-0剖面距離1-1剖面的距離為α0，α0=ξ1m/式中，—在1-1剖面處的起初齒形的變位系數(shù)；m—模數(shù)；—切削角。根據(jù)前面介紹，γ常見的角度有6°30′和7°30′兩種。在的值不變的情況下，距離基準剖面的距離決定了變位系數(shù)的大小。變厚齒扇齒形的計算公式：在計算變厚齒扇齒形之前，要先確定計算設計的參數(shù)。根據(jù)表5.2，法向壓力角定為22°30′，切削角為6°30′，在本次畢業(yè)設計中，齒頂高系數(shù)初選為1.0，徑向間隙系數(shù)，取0.2，這里的齒數(shù)z選定為13，最后齒扇的寬度為30mm?；鶞势拭?-1的齒形計算如下：分度圓直徑d=mZ=52mm齒頂高h齒根高h齒全高h=徑向間隙c齒頂圓直徑D分度圓齒厚S頂圓壓力角α轉向器角傳動比為：iw=2πrp參數(shù)名稱參數(shù)齒頂高系數(shù)1.0齒頂高4.0齒根高4.8齒全高8.8徑向間隙c0.8變位系數(shù)0.14齒頂圓直徑D71.2分度圓弧齒厚S6.52表5.3變厚齒扇在基準剖面時的的齒形參數(shù)（mm）5.2循環(huán)球式轉向器的強度計算循環(huán)球式轉向器的零件強度計算對于汽車行駛安全有一定影響，在計算零件強度之前，要先計算循環(huán)球式轉向器各個零部件所受的力。作用在零件上的力主要是轉向軸的載荷以及傳動副之間的接觸應力等，而轉向輪的阻力主要包括轉向器繞主銷轉動的阻力、原地轉向阻力等。對于其計算公式，沒有其規(guī)定的準確公式，大多數(shù)是根據(jù)經驗來計算的，下式為原地轉向阻力矩（N·mm）的計算公式，即MR式中,f—滑動摩擦因數(shù)，取值為0.7—為轉向軸負荷（N）P—為輪胎氣壓（MPa）在本設計中，根據(jù)同類車型數(shù)據(jù)，其輪胎氣壓一般取為0.42MPa，轉向軸負載=28900.0N。代入式（5-9）得:MR=作用在轉向盤上的手力為：Fh=式中：—轉向搖臂長—轉向節(jié)臂長—轉向盤直徑—轉向器角傳動比—轉向器正效率一般的選取轉向搖臂長為200mm；轉向節(jié)臂長為220mm；轉向盤的直徑參考同類車型并符合國家標準選定為400mm；角傳動比為16.328；而一般的循環(huán)球式轉向器的效率取為85%。代入式（5-10）得

F在得出計算載荷后，便可進一步確定循環(huán)球式轉向器的零件強度。1）鋼球與滾道間的接觸應力σjσj=K3F式中K為系數(shù)，根據(jù)下表5-4求得:表5.4鋼球與滾道間的接觸應力系數(shù)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用下式計算：A=1/r-1/r式中，—鋼球半徑，見圖5-1；取為3.175—滾道圓弧截面半徑；取為3.3655—螺桿外半徑；取為12.5mmE—材料彈性模量，MPa—鋼球與滾道間接觸的徑向載荷：F3式中，F(xiàn)hR—轉向盤輪緣半徑；為250—螺桿螺線導程角；已知為5°—鋼球與滾道間的接觸角；已知計為45°—參與工作的鋼球數(shù)；已知為18個—鋼球與滾道間接觸點到螺桿軸線之間的距離，可用下列關系式計算：l=D2-d2式中：D為鋼球中心距；d為鋼球直徑。由表5-4可知，A/B與k之間的關系，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為1.280.由公式（5-11）可得:σ國外推薦螺桿用鉻鉬鋼、螺母用鎳鉻鉬鋼制造，其中表面滲碳，滲碳層深度為0.8-1.2mm，一般的根據(jù)經驗可以知道，鋼球與滾道間的許用接觸應力可取為2800～3600MPa。顯然，因為σj≤σj2）齒扇、齒條間齒輪接觸時的彎曲應力σ齒扇齒的彎曲應力為:σw式中,F—作用在齒扇上的圓周力；h—齒扇的齒高；B—齒扇的齒寬；S—基圓齒厚；作用在齒扇上的圓周力F：F=T式中,—轉向傳動機構的力傳動比；—轉向傳動機構的效率；—即轉向阻力矩；—齒扇節(jié)圓半徑；將數(shù)據(jù)代入式（5-18）計算得：F=T再將上式代入式（5-17）得σ按照國家標準，齒扇、齒條間齒輪的接觸許用彎曲應力為，顯然σw≤σw，所以符合要求。5.3轉向搖臂軸直徑的確定轉向搖臂軸直徑可以按照下列關系式計算：d=式中,K—安全系數(shù)，根據(jù)經驗在本次畢業(yè)設計中，取值K為3.5；MR—T0—扭轉強度極限，查得[τ0帶入數(shù)據(jù)計算得出T0國外推薦搖臂軸用鎳鉻鉬鋼制造，表面滲碳，滲碳深度為0.8-1.2mm。表面硬度為HRC58~63。6整體式轉向梯形機構的設計6.1整體式轉向梯形機構的計算在汽車從直線行駛轉變?yōu)閺澋佬旭倳r，一般的汽車車輪都是繞一個中心旋轉運動的，但是因為汽車轉向輪或路面的影響使得汽車的瞬時轉向中心將落在距汽車中心很遠的地方，這個中心點與汽車轉向輪的側偏角有關。因為路面情況難以固定，所以使得汽車車輪發(fā)生側偏的因素也難以確定，故而一般在設計計算時都忽略了這一影響，從而使得汽車車輪的瞬時轉向中心在汽車后軸的延長線上。如圖6-1所示。圖6.1.1內、外轉向輪理想的轉角關系簡圖對于其理想的內、外輪轉角關系，前面已經闡述，有如下關系cotθ0-若自變角為θ0,則因變角θi的期望值為θi=fθ0=arc因為上式屬于期望值，所以對于實際情況的轉向梯形機構僅能無限接近于該值。由上述公式可以推導出轉向梯形機構所給出的實際因變角θi為θi、式中,m—梯形臂長—梯形底角因為其實際計算值與理想的計算值存在一定偏差，但是為了減少汽車在行駛時的車輪磨損，所以在經常使用的位置的偏差要盡可能的小。因此，再引入加權因子，構成評價設計優(yōu)劣的目標函數(shù)為:fx=θ0i將式（6－2）、式（6－3）代人式（6－4）得:fx=θ式中,x—設計變量，—外轉向輪最大轉角，由圖6-1得:θomax式中，—汽車最小轉彎直徑—主銷偏移距由于在實際路況中，汽車轉向行駛中的轉角轉動大小多處于20°，并且轉動范圍在10°的居多，所以取ωθ上式中，變量m為梯形臂的長度，變量γ為梯形底角，如果在設計轉向梯形機構時，梯形臂長度過長，將會使得梯形機構的裝配變得困難，所以在此處應該對梯形臂長度和梯形底角建立約束。由于梯形機構的底角γ越大，將會使得轉向梯形變得像矩形，而是評價優(yōu)劣的目標函數(shù)，說明該函數(shù)值越小表示梯形機構越優(yōu)，所以此處計算時可以忽略該函數(shù)值的最大值，只需要求得其最小值。下列關系式為求取各個變量值的約束條件：m-mmaxγ-γmin≥0梯形臂長度m設計時常取在，。梯形底角。一般的，轉向梯形機構是四連桿機構，所以一般取δ≥δmin=400cosδmin-2式中，δmin已知θomax=arcsinLDmin2-a，故由式(6—11)可知，為設計變量m及的函數(shù)。利用上述各式求得變量的約束條件的可行區(qū)域為，如圖6.2所示的幾種情況。圖6.2b適用于要求較大，而可小些的車型；圖6.2c適用于要求較大，而小些的車型；圖6.2a適用介于圖圖6.2轉向梯形機構設計的可行域在本次畢業(yè)設計中，從給出的車輛信息可以知道軸距L=3300m，汽車的前輪距B1=1630mm，汽車的后輪距B2=1540mm,一般主銷內傾角，距離一般為，本次畢業(yè)設計取為，所以主銷偏移距K為K=B-2C=1530mm（6－11）由式（6-6）可得外轉向車輪最大轉角θ綜上所述，在本次畢業(yè)設計中，梯形臂長度在151.8到170之間取值。

基于CATIA軟件進行建模及分析7.1CATIA軟件介紹隨著計算機輔助軟件設計CAD（ComputerAidedDesign）技術飛速發(fā)展，越來越多的工程設計人員開始利用計算機進行產品的設計和開發(fā)，而CATIA作為當前汽車行業(yè)流行的高端三維建模軟件，受到許多汽車設計人員的喜愛。CATIA軟件是法國達索系統(tǒng)公司開發(fā)的三維軟件，在世界CAD/CAE/CAM領域中處于領先水平，其內容主要包括了產品從概念模型建立、動態(tài)仿真分析、三維模型轉二維工程圖等內容，從產品設計到產品加工的全過程，其應用范圍設計航空、汽車、造船、機械設計等，CATIA是當前汽車行業(yè)公認的最好用的軟件之一，與其他同類型軟件相比具有絕對的領導地位。從1982年到1988年，達索公司相繼推出了CATIA的V1、V2、V3版本，并在1993年發(fā)布了V4版本，在本設計中采用的V5版本，V5版本可用于UNIX系統(tǒng)和Windows系統(tǒng)。總而言之，CATIA是目前汽車行業(yè)公認的軟件，得到汽車設計人員以及工程師的一致好評。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：進入CATIA后建立一個產品,并進入草圖繪制。如圖7-1所示。圖7.1CATIA草圖界面第二步:首先繪制轉向盤，進入草圖界面，建立方向盤截面模型，圓形截面的直徑是方向盤最外圈輪廓的直徑，圓形截面的圓心到H或V的距離為方向盤的直徑，它控制方向盤的大小。退出草圖界面，選擇旋轉成體圖標，選擇剛剛創(chuàng)建的草圖，使用拉伸命令為方向盤創(chuàng)建盤幅。轉向盤幅的粗細可自行調節(jié)。如圖7-2所示。圖7.2CATIA的轉向盤第三步：從轉向盤逐步向下建立其他零部件模型。如下列圖所示。圖7.3CATIA的轉向軸圖7.4CATIA的萬向節(jié)圖7.5CATIA的轉向轉動軸圖7.6CATIA的循環(huán)球式轉向器圖7.7CATIA的轉向搖臂圖7-8CATIA的轉向直拉桿圖7.9CATIA的轉向節(jié)臂圖7.10CATIA的梯形臂圖7.11CATIA的轉向橫拉桿第四步：將以上建立的所有的轉向系統(tǒng)的零部件，利用CATIA軟件建立裝配。轉向系統(tǒng)裝配圖如下圖7-12所示。圖7.12CATIA的轉向系統(tǒng)7.2.2利用CATIA對轉向系統(tǒng)的部分零部件進行分析(1)對轉向搖臂進行分析轉向搖臂在汽車轉向系統(tǒng)中非常重要的零部件之一，其功用是將轉向器輸出的力矩通過轉向搖臂傳遞給轉向直拉桿，進而通過轉向梯形機構帶動轉向輪轉動。在這里將對轉向搖臂進行受力分析和結構優(yōu)化，在建立轉向系統(tǒng)零部件模型時已經將轉向搖臂的CATIA模型建好，接下來將用CATIA對轉向搖臂進行簡單的靜力分析。具體操作步驟如下:1、對已經建好的CATIA轉向搖臂模型進行附著材料，此處我們采用鋼材。如圖7.13所示。圖7.13對轉向搖臂附著材料2、對CATIA的轉向搖臂模型進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分是進行數(shù)值模擬的重要步驟，它直接影響后面計算數(shù)值分析的精確度，一般的在進行網(wǎng)格劃分運用hypermesh軟件對三維模型進行網(wǎng)格劃分，它比CATIA的網(wǎng)格劃分要精細的多，但在本設計中依然采用CATIA進行網(wǎng)格劃分，如圖7-14所示。圖7.14轉向搖臂的網(wǎng)格劃分3、對CATIA的轉向搖臂施加約束，由于轉向搖臂在轉向系統(tǒng)中起承上啟下的作用，上面承接轉向器，下面帶動轉向直拉桿，所以對轉向搖臂施加約束圖如7.15所示。圖7.15對轉向搖臂施加約束4、對CATIA的轉向搖臂施加載荷，一般是將車輪一側卡死，這樣轉向搖臂所受到通過車輪的傳到轉向直拉桿的最大阻力矩，施加載荷如圖7.16所示。圖7.16對轉向搖臂施加載荷5、對CATIA的轉向搖臂進行計算分析，一般的計算分析可以在后處理器中做，但是在本設計中基于設計要求依然在CATIA中作計算分析。如圖7.17所示。圖7.17轉向搖臂的應力分布圖圖7.18轉向搖臂施加載荷后的變形圖從以上建模分析可以看出，在對轉向搖臂施加允許范圍內的載荷486.3Mpa時，轉向搖臂在與轉向直拉桿相連的一端相比與轉向器相連的一端應力更加集中，其主要集中在內孔的左右兩側，從上圖中可以看出轉向搖臂與轉向直拉桿相連的一端的最大集中應力為31.5MPa，同時從轉向搖臂的位移變形圖可以看出，變形量較大的集中在與轉向直拉桿相連的一端，并且從與轉向直拉桿相連的一端到與轉向器相連的一端變形量逐漸減小。在此處我們可以加大轉向搖臂與轉向直拉桿相連的一端的配合尺寸，減小與轉向器相連的一端的尺寸，使其總長度達到200mm，同時與轉向器相連的一端內孔直徑為60mm，與轉向直拉桿相連的一端直徑為40mm。這樣不僅可以使得轉向搖臂強度和剛度增加，同時還可以節(jié)省轉向搖臂制造加工時的材料。（2）對轉向橫拉桿進行分析轉向橫拉桿是轉向梯形主要構成組件之一，一般的轉向橫拉桿由轉向橫拉桿桿體和兩端的橫拉桿接頭組成，轉向橫拉桿為空心的鋼鐵桿件，其兩端有正、反螺紋，轉向橫拉桿可以隨意調整其長度，以調整轉向輪的前束值，轉向橫拉桿的兩端有球頭，以減少轉向橫拉桿在頻繁的運動中的磨損，提高其使用壽命，同時其球頭與球頭座相互嵌合，起到緩沖作用，其中球頭與球頭座的緊密嵌合由其裝配的螺塞調整。此處對轉向橫拉桿的分析，同前面對轉向搖臂的分析步驟相差不多，一樣的要對轉向橫拉桿進行建模，然后對其附著材料、網(wǎng)格劃分、施加約束、施加載荷、計算分析等，此處對轉向橫拉桿進行施加約束，一般的假定將車輪的一端卡死，即對轉向橫拉桿施加約束，對另一端施加足夠大的拉力，以此