某商用车整体式液压助力转向系统设计毕业论文

哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）某商用车整体式液压助力转向系统设计摘 要汽车是一种性能要求高，负荷变化大的运输工具。转向系统作为影响汽车操纵稳定性、行驶安全性和驾驶舒适性的关键部分，更需要了解和掌握。转向器作为转向系统中最重要的组成部件，对它进行深入的研究便显得意义重大。本文以某商用车为研究对象，首先根据需求及行业参考选取适当的转向器类型，再根据该商用车底盘数据计算设计转向器各零件，并建立各零件的三维实体模型。此后对转向系统其他部件进行了设计计算并逐一建立三维实体模型。此外，本文还对转向梯形进行了MATLAB优化设计并对摇臂进行了ANSYS有限元分析。最后，本文对液压助力转向系统各部件进行了设计计算并建立了三维实体模型。在完成上述工作后，对转向系统进行了CAD工程图的绘制，给出了重要零部件、转向器、液压助力元件等的工程图。本文基于CATIA三维设计技术及MATLAB、ANSYS，对液压助力转向系统进行了全面的设计，对商用车液压助力转向系统的设计具有一定的参考价值。关键词：液压助力转向系统；循环球式；三维建模；有限元分析；优化设计A Commercial Integral Hydraulic Power Steering System DesignAbstractAutomobile is a transport machine with high-performance and variable loads. Steering system is the essential part which affects the automobile operation stability, the travel security and the driving comfortable and need to be understood and grasped. As the most important part of steering system, steering gear need to be studied importantly.Taking a commercial for the study, according to the needs and industry reference firstly select the appropriate type of steering gear, steering and then calculate and design each part of the commercial vehicle chassis according to the data, and then establish a three-dimensional solid model of each part. Since then other parts of the steering system has been designed and calculated and establish a three-dimensional solid model one by one. In addition, the paper also carried a steering trapezoid MATLAB optimization design and rocker had ANSYS finite element analysis. Finally, the various components of the hydraulic power steering system has been designed and built to calculate the three-dimensional solid model.Upon completion of the above work, the steering system has been drawn CAD drawings, given the important parts, steering, hydraulic power components engineering drawings.Based on CATIA three-dimensional design technology and MATLAB, ANSYS, hydraulic power steering system has been fully designed and has a certain reference value for the commercial vehicle hydraulic steering system design.Key Words：hydraulic power steering, circulating ball, modeling, FEA,Optimized design目 录摘 要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 本课题研究的目的和意义11.2 国内外研究现状概述21.2.1 国外研究现状21.2.2 国内研究现状21.3 本文主要研究内容3第 2 章 机械转向器的设计与计算42.1 转向轮转向角的计算42.2 转向系计算载荷的确定52.3 主要尺寸参数的选择62.3.1 螺杆、钢球、螺母传动副62.3.2 转向螺杆三维图92.3.3 转向摇臂直径的确定92.3.4 转向器主要参数92.4 齿条、齿扇传动副的设计102.5 循环球式转向器三维图142.6 转向器材料的选择142.7 循环球转向器零件强度计算152.8 循环球转向器零件强度校核162.9 本章小结17第 3 章 动力转向机构计算183.1 液压助力系统主要参数的确定183.1.1 动力缸的设计计算183.1.2 动力转向三维图203.1.3 油泵排量与油罐容积的确定203.1.4 油泵的选择203.1.5 转向油罐的选择213.1.6 转向加力装置示意图213.2 其余参数的确定223.2.1 方向盘直径的确定223.2.2 转向横拉杆直径的计算223.2.3 转向系统总成图233.3 本章小结23第 4 章 基于MATLAB的转向梯形优化244.1 整体式转向梯形结构方案分析244.2 整体式转向梯形机构优化方案分析254.3 MATLAB程序284.3.1 主程序284.3.2 调用子程序284.3.3 优化结果294.4 本章小结29第 5 章 基于ANSYS的摇臂有限元分析305.1 有限元分析理论与ANSYS305.1.1 有限元基本理论305.1.2 ANSYS分析典型过程与功能315.2 摇臂有限元分析315.3 本章小结34结 论35经济性分析36致 谢37参考文献38- IV -哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）第 1 章 绪论1.1 本课题研究的目的和意义汽车转向系统是用来保持和改变汽车行驶方向的专门机构，在汽车行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系，并在受到路面传来的偶然冲击汽车意外偏离行驶方向时，能与行驶系统配合共同保持汽车继续稳定行驶。因此，转向系统的性能直接影响着汽车的操纵稳定性、舒适性和行驶安全性。随着汽车规模化的不断提高，对汽车转向系统产品的需求也在不断发生变化。最初驾驶员只希望比较容易地操纵转向系统，随后则追求汽车在高速行驶时的稳定性、舒适性和良好的操纵感，在这种需求下，动力转向系统应运而生。上世纪中叶，通用汽车公司推出了循环球式液压助力转向系统，由油泵产生的液压力帮助驾驶员克服负载施加在转向系统上的操纵阻力。液压助力转向技术(Hydraulic Power Steering，简称HPS)首先在重型车辆上得到发展1，并于1951年运用在轿车上，随着该技术的日趋成熟，液压助力转向系统已成为大部分轿车的标准装备。然而，液压助力转向系统存在工艺复杂，不转向时也消耗能量、容易漏油等问题，同时随着对车辆经济性、环保以及主动安全性的日益重视，轿车动力转向技术开始逐渐向电子化、信息化方向发展，相继出现了电控液压助力转向系统(Electro-Hydraulic Power steering，简称EHPS)、电动助力转向系统(Electric Power steering，简称EPS)和线控转向系统(Steering By Wire，简称SBW)。电控液压助力转向系统实现了车速感应型变助力特性，但液压装置的存在，使得该系统仍存在渗油，零件增加，管路复杂等问题。另外，由于在原有液压系统的基础上增加了电子系统，使系统更加复杂，成本增加；目前，电动助力转向系统主要用于轻型汽车，其结构复杂，虽有使用，但仍未发展到相当成熟的阶段。相比而言，液压助力转向系统应用的时间较长，技术已经比较成熟，而且在成本上有着巨大的优势，同时具有助力大、转向感觉平顺、安全可靠的优点，对于中等功率（5001000W）和大功率的伺服机构，液压方案仍为最佳选择2。1.2 国内外研究现状概述1.2.1 国外研究现状 1953年通用汽车公司首次使用了液压助力转向系统，此后该技术迅速发展，使得动力转向系统在体积、功率消耗和价格等方面都取得了很大的进步。 80年代后期，国外又出现了变减速比的液压动力转向系统。在接下来的数年内，动力转向系统的技术革新差不多都是基于液压转向系统，比较有代表性的是变流量泵液压动力转向系统(Variable Displacement Power Steering Pump)和电动液压助力转向(Electric Hydraulic Power Steering)，简称EHPS系统3。变流量泵助力转向系统在汽车处于比较高的行驶速度或者不需要转向的情况下，泵的流量会相应地减少，从而有利于减少不必要的功耗。电动液压转向系统采用电动机驱动转向泵，由于电机的转速可调，可以即时关闭，所以也能够起到降低功耗的功效。 液压助力转向系统使驾驶室变得宽敞，布置更方便，降低了转向操纵力，也使转向系统更为灵敏。由于该类转向系统技术成熟、能提供大的转向操纵助力，目前在部分乘用车、大部分商用车特别是重型车辆上广泛应用。但是液压助力转向系统在系统布置、安装、密封性、操纵灵敏度、能量消耗、磨损与噪声等方面存在不足4。国外已有许多公司在转向系统的设计和优化上达到了较高的水平，如德尔福和TRW公司5。1.2.2 国内研究现状我国生产的汽车以配套安装液压助力循环球转向器及液压助力齿轮齿条转向器为主。目前我国转向行业企业生产的产品种类齐全，已形成一定规模并达到较高水平，并向经济规模型、科技创新型方向迈进6。我国汽车转向行业目前呈现出外资品牌厂商及自主品牌厂商相互渗透的格局，竞争较为激烈。自主品牌转向器生产厂商主要在自主品牌整车的配套市场展开激烈竞争。目前，我国自主品牌商用车型，除高端重型车型外，主要配套自主品牌循环球转向器；自主品牌乘用车型主要配套自主品牌齿轮齿条转向器。自主品牌整车厂商主要考虑同步开发能力及产品质量。因此，综合实力较强的自主品牌厂商占据着竞争优势。外资品牌厂商则凭借其产品的技术含量以及与外资品牌整车生产厂商之间的资本关系，主要为外资品牌整车配套。目前，部分综合实力较强的自主品牌厂商已通过技术提升成功进入外资品牌整车市场，实现了部分替代。随着自主品牌厂商实力的不断增强以及自主品牌汽车市场占有率的提高，未来自主品牌厂商的市场份额将进一步扩大7。1.3 本文主要研究内容本论文主要进行商用车整体式液压助力转向控制系统的参数设计、三维建模、二维工程图的绘制、优化设计及关键零部件的有限元分析。具体工作内容如下：（1）详细分析转向系重要组成部分的结构形式。（2）按照传统的转向系设计方法对总体方案、零部件及液压助力系统进行设计计算。（3）利用CATIA对转向系统、液压助力系统、转向梯形进行三维建模。（4）利用CAD软件进行二维工程图的绘制。（5）利用MATLAB/CATIA软件进行液压助力转向系统的优化设计及相关有限元分析。第 2 章 机械转向器的设计与计算2.1 转向轮转向角的计算本设计的设计参数如下：轴距：3815mm，轮距：2260mm前，2230mm后，最大轴荷：前轴1980kg，后轴2970kg，轮胎：8.25R16，最小转弯半径：10m。车轮位置简图见图2-1所示：图 21 车轮位置简图 （2-1） （2-2）式中 最小转弯半径时的外轮转角； 最小转弯半径时的内轮转角；L 轴距(mm)；R 最小转弯半径(mm)；B 前轮距(mm)。将L/R=0.38代入式（2-1）得： =22.33将L/(Rcos-B)=0.546 代入式（2-2）得：=28.62.2 转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，组成转向系的各种零件必须有足够的强度，欲验算转向系的强度，须首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。转向时转向轮要克服的阻力包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向器中的内摩擦力等。精确计算出这些力是困难的。因此用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或混凝土面上的原地转向阻力矩8： （2-3）式中 MR汽车在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩(Nmm)；f 轮胎和路面的滑动摩擦因数，一般取0.7；L 轴距(mm)；G1 转向轴负荷(N)；p 轮胎气压(MPa)。代入数据计算得：MR=1261373.434Nmm 转向系力传动比9： （2-4）式中 w0转向系角传动比，w0w=17.15； Dsw方向盘直径，取400mm； a 主销偏移距，通常a的值在0.40.6倍的轮胎断面宽度尺寸范围内选取，取a=0.5209=104.5mm。所以： p=32.8。轮胎与地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力MR有如下关系： （2-5）作用在方向盘上的手力为： （2-6）根据转向横拉杆与车轮之间的垂直距离算得 （2-7）式中 F 转向横拉杆上的理论推力(N)；MR 汽车在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩(Nm)；L 转向横拉杆与车轮之间的垂直距离(mm)。由式（2-5）、式（2-6）、式（2-7）可分别求得Fwmax=12070N，Fh=700N，F3153.43N。2.3 主要尺寸参数的选择2.3.1 螺杆、钢球、螺母传动副（1）钢球中心距D、螺杆外径D1和螺母内径D2 尺寸D、D1、D2如图2-2所示。钢球中心距是基本尺寸，螺杆外径D1、螺母内径D2及钢球直径d对确定钢球中心距D的大小有影响，而D又对转向器结构尺寸和强度有影响。在保证足够的强度条件下，尽可能将D值取小些。选取D值的规律是随着扇齿模数的增大，钢球中心距D也相应增加。设计时先参考同类型汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。螺杆外径D1通常在2038mm范围内变化，设计时应根据转向轴负荷的不同来选定10。螺母内径D2应大于D1，要求D2-D1=（5%10%）D。图2-2 螺母、钢球传动副（2）钢球直径d及数量n 钢球直径尺寸d取得大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传动机构和转向器的尺寸也随之增大。钢球直径应符合国家标准，一般常在79mm范围内选用。增加钢球数量n，能提高承载能力，但使钢球流动性变坏，从而使传动效率降低。因为钢球本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部钢球数。经验证明，每个环路中的钢球数以不超过60粒为好。为保证尽可能多的钢球都承载，应分组装配。每个环路中的钢球数可用下式计算11： （2-8）式中 D钢球中心距；W一个环路中的钢球工作圈数；n 不包括环流导管中的钢球数；0 螺线导程角，常取058，则cos01。将数据代入式（2-8）中可得n=39。（3）滚道截面 当螺杆和螺母各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，见图2-3，钢球与滚道有四点接触12，传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。图中滚道与钢球之间的间隙，除用来贮存润滑油之外，还能贮存磨损杂质。为了减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径R2应大于钢球半径d/2，一般取R2=(0.510.53) d。图2-3 四段圆弧滚道截面 （4）接触角 钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹角称为接触角，如图2-3所示。角多取为45，以使轴向力和径向力分配均匀。（5）螺距P和螺旋线导程角0 转向盘转动角，对应螺母移动的距离S为： （2-9）式中 P螺纹螺距。与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s，相应摇臂轴转过P角，其间关系可表示如下： （2-10）式中 r齿扇节圆半径。 联立式（2-9）、式（2-10）得，将对求导，得循环球式转向器角传动比为： （2-11）将数据代入式可得w=24.49，由式（2-11）可知，螺距P影响转向器角传动比的值。在螺距不变的条件下，钢球直径d越大，图2-2中的尺寸b越小，要求b=P-d2.5mm。螺距P一般在811mm内选取，在本文中，螺距P选择10mm。（6）工作钢球圈数W 在多数情况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数W又与接触强度有关：增加工作钢球圈数，参加工作的钢球增多，能降低接触应力，提高承载能力；但钢球受力不均匀、螺杆增长而使刚度降低。工作钢球圈数有1.5和2.5圈两种13，参照手册循环球转向器主要参数，本次设计中，工作圈数选择2.5圈14。 （7）导管内径d1 容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径等于钢球直径与内径间隙之和，钢球与导管内径之间的间隙不宜过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心线的距离增大，并使流动阻力增大，推荐间隙在0.40.8mm。导管壁厚取为1mm。在后续的装配中钢球、螺杆、转向螺母、钢球导管应先装配，这是该转向器第一级传动机构的主要部件。2.3.2 转向螺杆三维图经过上述计算，可建立转向螺杆三维图如图2-4所示：图2-4转向螺杆三维图2.3.3 转向摇臂直径的确定摇臂轴是汽车动力转向器中的关键零件，在使用过程中主要承受汽车转向时产生的反复扭转力作用。摇臂轴材料为20CrMnTi，经渗碳、淬回火后使用15。转向摇臂轴的直径可根据转向阻力矩Tr及材料的扭转强度极限0由下式确定： （2-12）式中 k 安全系数，根据使用条件可取2.53.5； Tr转向阻力距； 0 扭转强度极限，300MPa。所以代入式（2-12）中得：mm 本次设计转向摇臂轴直径取38mm。2.3.4 转向器主要参数根据以上计算选择过程查设计手册分析得循环球式转向器主要参数如表2-1所示16。表2-1 循环球式转向器主要参数表名称单位数值齿扇模数mm6.0摇臂轴直径mm38钢球中心距mm35螺杆外径mm34钢球直径mm7.144螺距mm10工作圈数2.5环流行数2螺母长度mm72齿扇齿数 5齿扇整圆齿数 152.4 齿条、齿扇传动副的设计传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性。研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，最好无间隙。若转向器传动副存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，车轮将偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间附近位置因磨损造成的间隙过大时，必须经调整消除该处间隙。齿扇通常有5个齿，它与摇臂轴为一体。齿扇的齿厚沿齿长方向是变化的，这样即可通过轴向移动摇臂轴来调节齿扇与齿条的啮合间隙。由于转向器经常处于中间位置工作，因此齿扇与齿条的中间齿磨损最厉害。为了消除中间齿磨损后产生的间隙而又不致在转弯时使两端齿卡住，则应增大两端齿啮合时的齿侧间隙。这种必要的齿侧间隙的改变可通过使齿扇各齿具有不同的齿厚来达到。即齿扇由中间齿向两端齿的齿厚是逐渐减小的14。为此可在齿扇的切齿过程中使毛坯绕工艺中心O1转动，O1相对于摇臂轴的中心O2, 有距离为n的偏心。这样加工的齿扇在与齿条的啮合中，由中间齿转向两端的齿时，齿侧间隙也逐渐加大，取偏移距离mm，查图2-5得mm17。图2-5 偏心距n的线图设计参数参照表2-2，一般将中间剖面规定为基准剖面，剖面向右时，变位系数为正，向右时由正变零，再变为负。此时计算剖面： 表2-2 齿扇参数表（O-O截面）名称计算公式计算结果分度圆直径80mm齿顶高5mm齿根高6.25mm全齿11.25mm齿顶圆直径90mm齿根圆直径67.5mm齿扇的齿厚沿齿宽方向变化，故称为变厚齿扇。其齿形外观与普通的直齿圆锥齿轮相似。用滚刀加工变厚齿扇的切齿进给运动是滚刀相对工件作垂向进给的同时，还以一定的比例作径向进给，两者合成为斜向进给。这样即可得到变厚齿扇。变厚齿扇的齿顶及齿根的轮廓面为圆锥面，其分度圆上的齿厚是成比例变化的，形成变厚齿扇18。图2-6 齿扇剖面图齿扇轮在从轴线自左向右看是又窄又低的形状，变位系数逐渐增大，设OO面与中间面AA面的间距0= 5mmAA截面: （2-13） （2-14） （2-15）由式（2-13）、式（2-14）、式（2-25）可分别求得1=0.13mm，rf1=34.4mm，ra1=46.9mm。BB截面： （2-16） （2-17） （2-18）由式（2-16）、式（2-17）、式（2-18）可分别求得2=0.48mm，rf2=36.15mm，ra2=47.4mm。CC截面： （2-19） （2-20） （2-21）由式（2-19）、式（2-20）、式（2-21）可分别求得3=-0.23mm，rf3=32.6mm，ra3=43.85mm。分度圆处的齿厚：大端齿厚： （2-22）小端齿厚： （2-23）齿条在与齿扇配合时，因齿扇为变厚齿扇，则满足啮合间隙特性，齿条变厚方向应与齿扇相反，齿条的齿扇与齿扇的齿槽宽相等。二者啮合为等移距变为齿轮啮合传动。齿条与齿扇配合组成转向器第二级传动机构。齿扇连接在摇臂轴上，并将由转向螺母传递来的力矩传递给摇臂轴，摇臂轴通过摇臂将方向盘传递来的力矩传递到转向直拉杆。转向直拉杆的作用是将转向摇臂传来的力和运动传给转向梯形臂或转向节臂，它所受的力既有拉力、又有压力，因此转向直拉杆都是采用优质特种钢制造的，以保证工作可靠。在整体式转向梯形中转向直拉杆传递的力和力矩再通过转向节臂及梯形臂和转向横拉杆传递到各转向轮。转向横拉杆是联系左右梯形臂并使其协调工作的连接件，多采用高强度冷拉钢管制造19。摇臂轴三维图如图2-7所示：图2-7 摇臂轴三维图2.5 循环球式转向器三维图根据以上计算可绘制循环球式转向器三维图如图2-8所示：图2-8转向器三维图2.6 转向器材料的选择螺杆和螺母一般采用20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi、3A钢制造，20CrMnTi的热处理过程是渗碳后淬火加低温回火。表面渗碳处理，渗碳层深度应为0.81.2mm，重型汽车和前轴负荷大的汽车的转向器，渗碳层深度可达到1.051.45mm。淬火后表面硬度为HRC5864。本次设计螺杆和螺母选择的材料都为20CrMnTi，表面渗碳1.0mm。转向摇臂轴一般采用20CrMnTi、22CrMnMo或20CrNi 3A钢制造，表面渗碳处理，渗碳层深度应为0.81.2mm，重型汽车和前轴负荷大的汽车，则为1.051.45mm。淬火后表面硬度为HRC58-63。本次设计循环球转向器的摇臂轴材料选择20CrMnTi，转向器壳体采用球墨铸铁QT400-18或可锻铸铁KTH350-10，KTH370-12制造20。2.7 循环球转向器零件强度计算钢球与滚道之间的接触应力为21： （2-24）式中 k 系数，根据值查表2-3求得，其中用下式计算：，； R2滚道截面半径(mm)； r 钢球半径(mm)； R1螺杆外半径(mm)； E 材料弹性模量， ； F3钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算： （2-25）式中 0螺杆螺线导程角； 接触角； n 参与工作的钢球数；F2 作用在螺杆上的轴向力，如图2-9所示。 （2-26）式中 Fh 作用在转向盘上的手力(N)； Rsw 方向盘半径(mm)； 0 螺旋线导程角； l 钢球接触点至螺杆中心线之距离(mm)。 表2-3系数k与A/B的关系21A/B1.000.900.700.600.500.400.30k0.3880.400.440.4680.4900.5360.600A/B0.200.150.100.050.020.010.007k0.7161.2800.9701.2801.8002.2713.202当接触表面硬度为5864HRC时，许用接触应力=2500N/mm2。图2-9螺杆受力简图式（2-26）中，取rc为钢球直径7.2mm；取db为螺杆外径 30mm；可得： N = 1027 N。 所以可以根据公式（2-24）、（2-25）、（2-26）计算出刚球与滚道之间的接触应力： = 3384MPa。 由于当钢球与滚道的接触表面硬度为HRC5864时，许用接触应力j可取为30003500MPa，取j=3500 MPa。所以 j，故钢球与滚道之间的接触应力强度满足要求。2.8 循环球转向器零件强度校核齿的弯曲应力W为： （2-27）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。许用弯曲应力为W=540N/mm2此外，应根据材料力学提供的公式，对接触应力进行验算。所以： MPa W=540MPa 齿的弯曲应力满足要求，所以此循环球式转向器零件强度满足要求。2.9 本章小结本章首先利用已知的设计参数对转向轮侧偏角以及原地转向阻力矩等参数进行了计算；其次利用已知数据通过计算得到了循环球式转向器的主要参数（螺杆螺母传动副、齿条齿扇传动副等），并对转向器关键部位进行了校核，结果满足强度要求；最后利用计算参数绘制了转向器的二维工程图（包括转向螺杆和转向器图）。第 3 章 动力转向机构计算3.1 液压助力系统主要参数的确定3.1.1 动力缸的设计计算动力缸壳体采用ZL105铸造而成，缸体内表面应光洁，粗糙度为Ra=0.320.63，硬度为HB241285，活塞采用优质碳素钢45号钢；活塞与缸筒之间的间隙采用橡胶密封圈22。动力缸的主要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸体壁厚。则在计算前，应先行确定作用在直拉杆上的力F1，此力应用式（2-3）计算出来的转向阻力矩换算。动力缸产生的推力F为： （3-1）式中 转向摇臂长度(mm)； 转向摇臂轴到动力缸活塞之间的距离(mm)。推力F与工作油液压力p和动力缸截面面积S之间有如下关系： （3-2）因为动力缸活塞两侧的工作面积不同，应按较小一侧的工作面积来计算，即： （3-3）式中 D 动力缸内径(mm)； dp活塞杆直径(mm)，初选dp=0.35D。联立式（3-2）和式（3-3）后得到 （3-4）所以： mm 活塞行程是车轮转制最大转角时，由直拉杆的的移动量换算到活塞杆处的移动量得到的。活塞厚度可取为B=0.3D。动力缸的最大长度s为： （3-5）式中s1为活塞最大位移量，将数据代入式（3-5）可得s=130mm。动力缸壳体壁厚t，根据计算轴向平面拉应力z来确定，即： （3-6）式中 P 油液压力(MPa)； D 动力缸内径(mm)； t 动力缸壳体壁厚(mm)； n 安全系数，； s壳体材料的屈服点。壳体材料用球墨铸铁采用QT50005，抗拉强度为500MPa,屈服点为350MPa。活塞杆的材料采用的是和活塞相同的材料优质碳素钢45号钢，p=122，其中： （3-7）式中 许用应力(MPa)；屈服应力(MPa)； 安全系数。动力缸壳体壁厚为: =5mm 活塞杆的强度校核 （3-8）式中 活塞杆的压应力(MPa)；F 活塞杆受到的压力(N)；dp活塞杆的直径(mm)；p活塞杆的许用应力(MPa)。由式（3-8）求得=20.8p，活塞杆的强度可以达到强度要求。3.1.2 动力转向三维图根据设计参数可绘制液压缸三维图如图3-1所示：图3-1 液压缸三维图3.1.3 油泵排量与油罐容积的确定 （3-9）式中 Q单位时间流过的液压油(ml/min)；D液压缸中活塞外径(mm)；d活塞杆直径(mm)；v活塞杆移动速度(m/s)；p输出功率(W)。由式（3-9）可求得Q=31036.26 ml/min。3.1.4 油泵的选择本设计采用叶片泵，主要因其外形尺寸小，结构紧凑，容易布置，运行平稳，流量均匀，噪声小，使用寿命长，且工作压力高，可实现1315MPa，容积效率高。放弃齿轮泵的原因是工作压力低，流量脉动和压力脉动较大；柱塞泵对油液污染敏感。叶片泵分单作用式和双作用式两大类，本次转向系统采用双作用式叶片泵，其工作原理及主要特点如下，叶片在转子的叶片槽内滑动，由叶片、定子、转子和配油盘间密封腔的变化输出压力油，每转每一密封腔吸、排油各两次。优点为自吸能力较好，压力和流量脉动小，但其抗污染能力较差，转速范围受到一定的限制。根据计算部分得到的流量Q，由液压元件手册及工作情况，选择型号为YB-A25C的叶片泵，其理论排量为24.6ml/r,额定压力为10.5MPa，输出流量32.9L/min，驱动功率8kW,额定转速1500r/min，采用法兰式安装，其质量为12.3kg，油口尺寸：进油口Z11/4，Z3/4，外形尺寸17419215723。3.1.5 转向油罐的选择转向油罐的功能主要为储存油液，向油泵及系统供油；散热、降低油液的工作温度；滤清油液杂质，保证工作油液清洁度，转向油罐直接安装在转向油泵上。转向油罐的容积不宜太小，否则会使高压油中容易产生气泡，影响动力转向的效果，有效容量油泵每分钟排量的10%，取15ml；油箱中油液的工作温度一般为305024，最高不应超过65，最低不低于15。3.1.6 转向加力装置示意图 根据上述选择，可绘制转向加力装置如图3-2所示：图3-2转向加力装置示意图3.2 其余参数的确定3.2.1 方向盘直径的确定方向盘的直径Dsw有一系列尺寸，选用大的直径尺寸时，使驾驶员进出驾驶室感到困难，选用小的直径尺寸，转向时，驾驶员需施加较大力量，参见手册25选取Dsw=400。方向盘三维实体模型如图3-3所示：图3-3方向盘三维图3.2.2 转向横拉杆直径的计算 （3-10）式中 MR车辆原地转向阻力矩(Nm)； a 转向梯形臂长(mm)； 许用应力(MPa)。根据计算结果取d=20mm。根据上述计算得到横拉杆三维图如图3-4所示：图3-4转向横拉杆三维图3.2.3 转向系统总成图根据上述计算，可绘制转向系总成图如图3-5所示： 图3-5 转向系统总成图3.3 本章小结本章完成了转向动力缸的尺寸参数设计和关键部件的强度校核，对动力缸的材料进行了选择，利用所得参数绘制了转向动力缸的工程图，并对液压助力的工作原理绘制了示意图，并最终完成了转向系的三维建模。第 4 章 基于MATLAB的转向梯形优化4.1 整体式转向梯形结构方案分析整体式转向梯形示意图如图4-1所示：图4-1 整体式转向梯形 1转向横拉杆 2转向梯形臂 3前轴整体式转向梯形是由转向横拉杆1，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图4-1所示。其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干涉，所以在布置上有困难。为了保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度。4.2 整体式转向梯形机构优化方案分析汽车转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴延长线上的点滚动，而是绕位于前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。此点位置与前轮和后轮的侧偏角大小有关。因影响轮胎侧偏角的因素很多，且难以精确确定，故下面是在忽略侧偏角影响的条件下，分析有关两轴汽车的转向问题。此时，两转向前轮轴线的延长线应交在后轴延长线上，如图42所示。设i、o分别为内、外转向车轮转角，L为汽车轴距，K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系26： （4-1）图4-2 理想的内、外车轮转角关系简图若自变角为o，则因变角i的期望值为: （4-2）现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图所示的后置梯形机构为例，在图上作辅助用虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角为：式中：m为梯形臂长；为梯形底角。所设计的转向梯形给出的实际因变角，应尽可能接近理论上的期望值。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此再引入加权因子，构成评价设计优劣的目标函数为 ： （4-3）由以上可得： （4-4）式中：x为设计变量；omax为外转向车轮最大转角，由图4-2得： （4-5）式中，Dmin为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。考虑到多数使用工况下转角o小于20，且10以内的小转角使用得更加频繁，因此取： （4-6）建立约束条件时应考虑到：设计变量m及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而优化过程是求的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为： （4-7）梯形臂长度m设计时常取在=0.11K，=0.15K。梯形底角=70此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取min40。如图4-2所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时min即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为：（4-8） 式中：min为最小传动角。min=40，故由式（4-5）可知，min为设计变量m及的函数。由式（4-5）、式（4-6）、式（4-7）和式（4-8）四项约束条件所形成的可行域，如图4-3所示的几种情况。图4-3b适用于要求min较大，而min可小些的车型；图4-3c适用于要求min较大，而min小些的车型；图4-3a适用介于图4-3b、4-3c之间要求的车型。 图4-3 转向梯形机构优化设计的可行域4.3 MATLAB程序4.3.1 主程序（1）优化编程所需数据：轴距：L=23815mm轮距：K=2260mm最小转弯半径：R=5300mm主销偏移距：a=92.5mm（2）主程序如下：x0=8*pi/18;0.1744;lb=7*pi/18;0.1444;ub=pi/2;0.1969;x,fval,exitflag=fmincon(txjg_f,x0,lb,ub,txjg_g);fprintf(r=%3.4fn,x(1);fprintf(m=%3.4fn,x(2);g=txjg_g(x);fprintf(约束为 %3.4f,g(1);4.3.2 调用子程序调用子程序1如图4-4所示： 图4-4 调用子程序1调用子程序2如图4-5所示：图4-5 调用子程序24.3.3 优化结果经优化可得：=68，m=222mm4.4 本章小结本章介绍了动力转向系统中转向梯形的模型建立，并利用MATLAB软件对该转向梯形进行了参数优化，为转向系统的设计和优化提供了更为坚实的理论基础。第 5 章 基于ANSYS的摇臂有限元分析5.1 有限元分析理论与ANSYS5.1.1 有限元基本理论 在科学技术领域，对于许多问题，例如固体力学中的应力应变场和位移场分析、传热学中的温度场分析、流体力学中的流场分析以及电磁学中的电磁场分析、振动模态分析等，都可以看作是在一定的边界条件下求解其基本微分方程的问题。虽然人们已经建立了它们的基本方程和边界条件，但只有少数简单的问题才能求出其解析解。对于那些数学方程比较复杂，物理边界形状又不规则的问题，采用解析法求解在数学上往往会遇到难以克服的困难。通常对这类问题，往往需要借助于各种行之有效的数值计算方法来获得满足工程需要的数值解，这就是数值模拟技术。已经发展的数值分析方法可分为两大类，一种以有限差分法为代表，其特点是将求解域划分为网格，在网格的节点上用差分方程近似微分方程。另一种方法是首先建立与原问题基本方程及相应定解条件相等效的积分提法，然后据之建立近似解法如配点法、最小二分法等。这两种方法得到成功的应用，但是也只能限于几何形状规则的问题。究其基本原因是因为，它们都是在整个求解区域上假设近似函数。因此对于几何形状复杂的问题，不可能建立合乎要求的近似函数。有限单元法的出现是数值分析方法研究领域内重大突破性的进展。它是一种模拟设计载荷条件，并且确定在载荷条件下的响应的方法。其基本思想是将连续的求解区域离散为一组有限个数的、且按一定方式相互连接在一起的单元的组合体，来模型化几何形状复杂的求解域，利用在每个单元内假设的近似函数来分片地表示全求解域上待定的未知函数。单元内的近似函数由未知场函数及其导数在单元的各个节点的数据和插值函数来表达。这样一来，一个问题的有限元分析中，未知场函数及其导数在各个节点上的数值就成为新的未知量（即自由度），从而使一个连续的无限自由度问题变为离散的有限自由度问题27。5.1.2 ANSYS分析典型过程与功能ANSYS分析过程中包含3个主要步骤，每个主要步骤及其子步骤如下提示： 1.建立有限元模型 （1）建立或导入几何模型 （2）定义材料属性 （3）划分网格或建立有限元模型 2. 施加载荷并求解 （1）定义约束 （2）施加载荷 （3）设置分析选项并求解 3. 查看分析结果 （1）查看分析结果 （2）检验分析结果（验证结果是否正确）ANSYS的基本功能包括以下几点： （1）结构静力分析 （2）结构动力学分析 （3）结构非线性分析 （4）动力学分析 （5）热分析 （6）电磁场分析 （7）计算流体动力学分析 （8）声场分析 （9）压电分析此外，它还有物理场耦合分析、优化设计、拓扑优化、用户可扩展功能等的高级功能28。5.2 摇臂有限元分析将CATIA摇臂文件导入ANSYS，如图5-1所示：图5-1 导入图再对其划分网格，效果如图5-2所示：图5-2划分网格 在做ANSYS分析之前，本文假设转向摇臂小头固定不动，由于实际上转向摇臂小臂并不是固定不动而是会有相应的转动，这样我们对其所做的分析就会比实际上摇臂上的受力情况更加恶劣，从而保证实际应用中的可靠性。 将转向摇臂小头一端固定，在活塞杆作用处，即图中摇臂中间孔上加载。此外，在摇臂与转向直拉杆连接处，即图中另一端圆孔处加载则可得到应力应变及总变形图5-3、图5-4、图5-5所示：图5-3摇臂应力图图5-4摇臂应变图图5-5总变形图根据上述应力应变及总变形图可知，摇臂满足使用要求。5.3 本章小结本章介绍了有限元分析的相关知识与ANSYS软件用作有限元分析时的流程，并对转向器中的摇臂进行了简单有限元分析，验证了该摇臂设计的科学性，使本次设计更具说服力。结论本文基于CATIA三维实体设计软件，对商用车整体式液压助力转向系统进行实体设计，并建立了完整的转向系统三维实体模型、转向梯形MATLAB优化设计、摇臂的ANSYS有限元分析。在实体设计和三维建模的过程中，得出以下结论：（1）参照相关论文文献，并结合商用车对转向系统的性能要求，决定选取循环球式转向器。对循环球式转向器的主要尺寸参数进行了设计计算和选择，其中对重要传动部件变齿厚齿扇进行了详细分析和设计。对循环球转向器零件强度进行校核计算，保证设计的科学可靠。 （2）根据所得到的循环球转向器各部件尺寸参数，利用CATIA对各零件进行了三维建模，并实现了转向器的三维装配图，进一步确保了设计的可行性。（3）对液压助力系统进行了设计计算，确定了各液压元件的类型及主要尺寸参数。在此基础上对液压缸、液压泵等重要液压元件进行了三维实体造型。（4）对整体式式液压助力转向系统进行了完整的三维建模，在此基础上绘制了转向器及重要零部件的工程图。虽然本文对循环球转向器及其液压助力系统进行了结构分析和实体建模，基本完成了预期的目标，但是仍然存在一些问题。由于认识深度和水平有限，本文所设计的整体式液压助力转向系统在有限元分析时没有对螺杆滚道接触应力进行分析，而是选择对相对较为简单的摇臂进行分析。此外，在液压系统的设计上还有一些没有考虑到的问题和未知的问题，这有待于进一步的研究才能得出更加完善的结构。经济性分析汽车是一种性能要求高，负荷变化大的运输工具，而汽车经济性是汽车的一个重要性能，也是每个拥有汽车的人最关心的指标之一。它关系到每个人的切身利益，在汽车说明书中最引人注意的技术规格也是燃油消耗。由于要求节约能源和减少消耗能源时产生的温室效应的副作用，所以降低汽车燃油消耗就成了汽车制造者和使用者的一个永恒的课题。转向系统的性能直接影响汽车的经济性。随着汽车规模化的不断提高，对汽车转向系统产品的需求也在不断发生变化。最初驾驶员只希望比较容易地操纵转向系统，随后则追求汽车在高速行驶时的稳定性、舒适性和良好的操纵感，在这种需求下，动力转向系统应运而生。 动力转向系统的性能差异，将直接影响汽车的经济性。本文所设计的循环球式液压助力转向系统，采用常流式液压助力，由油泵产生的液压力帮