齒輪齒條轉(zhuǎn)向器設計【含CAD圖紙、說明書】
1目錄第 1 章 轉(zhuǎn)向器的總體結(jié)構(gòu)設計 11.1 轉(zhuǎn)向器類型的選擇 11.2 計算載荷的確定 11.2.1 轉(zhuǎn)向力矩的計算 .21.2.2 轉(zhuǎn)向器傳動比的計算 .21.2.3 作用在轉(zhuǎn)向盤上的力 .31.2.4 轉(zhuǎn)向橫拉桿的計算 .31.2.5 主動齒輪軸的計算 .41.3 齒輪齒條的設計計算 41.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計要求 .41.3.2 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器部件設計 .41.4 轉(zhuǎn)向器的材料選擇及強度校核 6第 2 章 轉(zhuǎn)向器的主要零部件結(jié)構(gòu)設計 82.1 轉(zhuǎn)向器的受力分析 .82.2 齒輪軸的設計計算 92.3 齒輪軸的強度校核 11第 3 章 轉(zhuǎn)向工況校核與驗算 143.1 選擇材料 .143.2 計算彈簧絲直徑 143.3 穩(wěn)定性驗算 .15第 4 章 轉(zhuǎn)向器其他附件的選擇 174.1 軸承的選擇 .174.2 潤滑方式的確定 174.3 密封結(jié)構(gòu)的確定 1821 轉(zhuǎn)向器的總體結(jié)構(gòu)設計1.1 轉(zhuǎn)向器類型的選擇汽車轉(zhuǎn)向系可按轉(zhuǎn)向能源的不同分為機械式轉(zhuǎn)向系和動力轉(zhuǎn)向系兩大類。汽車轉(zhuǎn)向器是用來保持或改變汽車行駛方向的機構(gòu),在汽車轉(zhuǎn)向行駛時,還要保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。駕駛員通過操縱轉(zhuǎn)向系統(tǒng),使汽車保持直線或轉(zhuǎn)彎運動狀態(tài),或者上述兩種運動狀態(tài)相互轉(zhuǎn)換。機械轉(zhuǎn)向系的能量來源是人力,所有傳力件都是機械的,由轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)三大部分組成。其中轉(zhuǎn)向器是將操縱機構(gòu)的旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)閭鲃訖C構(gòu)的直線運動的機構(gòu),是轉(zhuǎn)向系的核心部件。轉(zhuǎn)向器按結(jié)構(gòu)形式可分為多種類型。歷史上曾出現(xiàn)過許多種形式的轉(zhuǎn)向器,目前較常用的有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環(huán)球-齒條齒扇式、循環(huán)球曲柄指銷式、蝸桿滾輪式等。其中第二、第四種分別是第一、第三種的變形形式,而蝸桿滾輪式則更少見。如果按照助力形式,又可以分為機械式(無助力),和動力式(有助力)兩種,其中動力轉(zhuǎn)向器又可以分為氣壓動力式、液壓動力式、電動助力式、電液助力式等種類通過對不同形式的轉(zhuǎn)向器對比,最終選擇采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。1.2 計算載荷的確定為了保證行駛安全,組成轉(zhuǎn)向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度,需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力,包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。表 3.1 設計的基本參數(shù)名稱 軸距 L 前輪距 L1 后輪距 L2 方向盤直徑數(shù)值 2750mm 1425mm 1435mm 380mm名稱 整車質(zhì)量 輪胎氣壓 轉(zhuǎn)彎半徑 最小離地間隙數(shù)值 1325kg 200KPa 5000mm 170mm1.2.1 轉(zhuǎn)向力矩的計算 mN4.5931=.01237.=1pGfMR(1.1)其中式中:3f輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù),一般取 f=0.7;G1轉(zhuǎn)向軸負荷,G 1=10902.5N,單位為 N;P輪胎氣壓,P=0.2MPa ,單位為 MPa。1.2.2 轉(zhuǎn)向器傳動比的計算轉(zhuǎn)向系的傳動比由轉(zhuǎn)向系的角傳動比 i和轉(zhuǎn)向系的力傳動比 ip 組成從輪胎接觸地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力 2Fw 與作用在方向盤上的手力Fh 之比稱為力傳動比 ip。方向盤的轉(zhuǎn)角和駕駛員同側(cè)的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比 i.它又由轉(zhuǎn)向器傳動比 io 轉(zhuǎn)向傳動裝置角傳動比 ip 所組成 5.0=27sinRL=33.3799975.0142537.33cos5000 2750costan BRL=44.73 1.6.7821.3605KWi式中:L汽車軸距, L=2750,單位為 mm;R汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑,R=5000,單位為 mm;B前輪輪距,B=1425,單位為 mm;W轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角(速度), W=1260;K轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角(速度), K=78.1;i轉(zhuǎn)向器傳動比,i =16.1。4圖 1.1 轉(zhuǎn)向原理圖1.2.3 作用在轉(zhuǎn)向盤上的力(1.2)式中:L1轉(zhuǎn)向搖臂長,單位為 mm;MR原地轉(zhuǎn)向阻力矩, MR=593951.4Nmm;L2轉(zhuǎn)向節(jié)臂長,單位為 mm;DSW轉(zhuǎn)向盤直徑,D SW =380mm;i轉(zhuǎn)向器角傳動比,i =16.1;+轉(zhuǎn)向器正效率, +=0.9。因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂,故 L1、L 2 不代入數(shù)值。NDLMFSWR 74.2159.0163852ih 51.2.4 轉(zhuǎn)向橫拉桿的計算 4.678m10261.095.343aMdR(1.3)式中:a=L2;=216MPa MR=593.95Nm取 dmin=15mm1.2.5 主動齒輪軸的計算 m9.101406.25162max Mn(1.4)式中:=140MPa取 dmin=18mm1.3 齒輪齒條的設計計算1.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計要求齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器若用直齒圓柱齒輪則會使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性降低、沖擊大、噪聲增加。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù) m 的取值范圍多在 2-3mm之間,主動小齒輪齒數(shù) z 多數(shù)在 5-7 個齒范圍變化,壓力角 =20,齒輪螺旋角 的取值范圍多在 9-15之間。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時,相應地齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角,對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在 12-35范圍內(nèi)變化。此外,設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。主動小齒輪選用 16MnCr5 或 15CrNi6 材料制造,而齒條常采用 45 鋼制造。為減輕質(zhì)量,殼體用鋁合金壓鑄。1.3.2 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器部件設計1.齒輪 10: 齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此,轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動已操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支承。6(1)選擇齒輪類型根據(jù)齒輪傳動的工作條件,選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案(2)選擇齒輪傳動精度等級選用 7 級精度(3)初選參數(shù)如下表所示表 1.2 齒輪的設計參數(shù)設計名稱 計算公式 計算結(jié)果模數(shù) mn1 - mn1=2.5齒數(shù) Z1 - Z1=6壓力角 1 - 1=20螺旋角 - =10斜齒圓柱齒輪直徑 d cos1zmdnd=15.23mm2.齒條 11:齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的,加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉(zhuǎn)向桿系的搖桿和轉(zhuǎn)向搖臂,并保證轉(zhuǎn)向橫拉桿在適當?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉(zhuǎn)向桿系的轉(zhuǎn)向直拉桿。導向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫拉桿,使前輪轉(zhuǎn)向。相互嚙合的齒輪的齒距 P1=mn1cos1 和齒條的齒距 P2=mn2cos2 必須相等。即 mn1cos1=mn2cos2計算出齒條的壓力角為: 2=20 5.90cos5.cos22 nmLZ(1.5)式中:L齒條行程, 95mm;mn2齒條模數(shù),2.5;2齒條壓力角, 2=20。?。篫 2=317齒輪直徑:d=m n1Z1/cos=15.23mm取齒寬系數(shù): d=1.2齒寬:b= dd=18.3mm所以齒條寬 b2 ?。?0mm,即:b 2=20mm齒輪寬:b 1=b2+10=30mm,即:b 1=30mm1.4 轉(zhuǎn)向器的材料選擇及強度校核1選擇齒輪齒條材料、熱處理方式及計算許用應力(1)選擇材料及熱處理方式齒輪:40Cr C-N 共滲淬火、回火 4353HRC齒條:45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 229286HBS(2)確定許用應力limHNSZ(1.6)liFTY(1.7)1)確定 Hlim 和 Flim經(jīng)查機械設計手冊得:Hlim=1500MPaFlim=300MPa2)確定壽命系數(shù) ZN、Y N 經(jīng)查機械設計手冊得:ZN=1.4(接觸次數(shù)取 8106 次)YN=1(接觸次數(shù)取 8106 次)3)計算許用應力取:S Hlim=1,S Flim=1.4MPa2104.15limHNSZ(1.8) 經(jīng)查機械設計手冊得:應力修正系數(shù):Y ST=28 MPa57.428.130limFNSTY(1.9) 2.強度校核1)校核齒輪接觸疲勞強度:選取參數(shù),按 ME 級質(zhì)量要求取值經(jīng)查機械設計手冊得:Hlim=1500MPaSHlim=1ZN=1.4(接觸次數(shù)取 8106 次)MPa2104.15limHS(1.10)經(jīng)查機械設計手冊得:齒輪使用系數(shù):K A=1.35齒輪動載系數(shù):K V=1.05齒輪齒向載荷分布系數(shù):K =1.12齒輪齒間載荷分配系數(shù):K =1.0K= KAKVKK=1.351.051.121.0=1.5876 (1.11)轉(zhuǎn)矩:TZ=FhL2=2050.16=32.8Nm=32800 Nm m (1.12)齒面接觸疲勞強度校核:HZHBuKbdT 121(1.13)式中:ZE材料彈性系數(shù), ZE =189.8(由機械設計手冊查得)ZH節(jié)點區(qū)域系數(shù), ZH =2.15(由機械設計手冊 查得)Z重合度系數(shù),Z =0.94(計算 =1.165, =0.55 由機械設計手冊查得)Z螺旋角系數(shù), Z=0.99(由機械設計手冊查得)u齒輪傳動比,u =20:6=10/39得: MPa7.189645.13280769.0415.289 3HH =1896.7MPa H=2100 MPa 故齒輪接觸疲勞強度滿足要求。2)齒輪彎曲疲勞強度校核:經(jīng)查機械設計手冊得:F=428.57MPaSFlim=1.4YST=2YN=1(接觸次數(shù)取 8106 次) MPa57.428.30limFST(1.14)FnZSdbKY1(1.15)式中:YF外齒輪的齒形系數(shù),Y F =2.8(由機械設計手冊查得)YS外齒輪齒根應力修正系數(shù),Y S =1.5(由 機械設計手冊查得)Y螺旋角系數(shù), Y=0.9(由機械設計手冊查得)Y重合度系數(shù),Y =0.75(由機械設計手冊查得) 1F2dbmKTYnZSMPa6.3245.308076.5.90.182 F =332.6MPa F=428.57MPa 故齒輪彎曲疲勞強度符合要求。10第 2 章 轉(zhuǎn)向器的主要零部件結(jié)構(gòu)設計齒輪軸指支承轉(zhuǎn)動零件并與之一起回轉(zhuǎn)以傳遞運動、扭矩或彎矩的機械零件。一般為金屬圓桿狀,各段可以有不同的直徑。機器中作回轉(zhuǎn)運動的零件就裝在軸上。2.1 轉(zhuǎn)向器的受力分析若略去齒面間的摩擦力,則作用與節(jié)點上的法向力 Fa 可以分解為徑向力 Fr 和分力 F,分力 F 又可以分為圓周力 Ft 和軸向力 Fa。受力分析如圖 2.2 所示:計算力如下:Ft=2TZ/d1=232800/15.23=4307.29N (2.1)Fr=Fttan/cos=4307.29tan20/cos10=1591.1N (2.2)Fa=Fttan=4307.29tan10=759.49N (2.3)式中:齒輪壓力角, =20;齒輪螺旋角, =10;TZ轉(zhuǎn)向盤扭力矩,T Z =32800Nmm;d1齒輪分度圓直徑,d 1=15.23mm。2.2 齒輪軸的設計計算經(jīng)過分析得到:圖 2.2 齒輪軸的受力分析圖在 XY 平面上, N91.521rRF(2.4)0)27(3.)07(21 RRaF在 XZ 平面上,1121RF(2.5)圖 2.3 受力分析圖 N29.430721FR解得: 65.121R9.68RF, 903F12圖 2.4 軸的彎矩扭矩圖圖 2.5 齒輪軸的力矩圖2.3 齒輪軸的強度校核查得 40Cr 的機械性能:B=750MPa=550MPa-1=350MPa13-1=200MPa=4050MPa由機械設計(第四版)查得:0=1.6-1=560MPasb=1.4s=770MPas=0.70B=525MPa對稱循環(huán)疲勞極限:-1b=0.41B307.5MPa-1=0.30B=225MPa脈動循環(huán)疲勞極限:0b=1.7-1b=522.75MPa0=1.4-1=280MPa等效系數(shù): 1765.075.2320b1- (2.6).801x(2.7)彎曲應力幅: MPa6.15.037Wa(2.8)平均應力幅:m=0扭轉(zhuǎn)切應力: Pa3.48152.3TZW(2.9)扭轉(zhuǎn)切應力和平均應力幅:a=m= =24.3MPa (2.10)查得:應力集中系數(shù):K =1.95,K x=1.48; 表面狀態(tài)系數(shù):=1.5;14尺寸系數(shù): x=0.98, =0.91;安全系數(shù):設為無限壽命,K N=1 36.158.0791.maKbS(2.11)7.24.398.0514xaNxx(2.12)SSx.2查得許用安全系數(shù)S=1.3 ,顯然 SS故軸的安全系數(shù)校核符合安全標準15第 3 章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工況校核與驗算3.1 選擇材料由彈簧工作條件可知,對材料無特殊要求,選用 C 組碳素彈簧鋼絲。因彈簧的工作次數(shù)小于 104,載荷性質(zhì)屬 II 類,=0.45 B。3.2 計算彈簧絲直徑1)選擇旋繞比 C取 C=4(查機械設計手冊得)2)估算 D2按 D30mm、D 116mm,取 D2=24mm3)計算彈簧絲直徑 d m62CDd(3.1)4)計算曲度系數(shù) K 40.15.4(3.2)5)計算彈簧絲的許用應力=0.45B=0.451700=765MPa (3.3)6)計算彈簧絲直徑 d m409.675240.16.6.1max KCF(3.4)取 d=6mm1)工作圈數(shù) n 43.18503maxCFGd(3.5)2)總?cè)?shù) n1各端絲圈取 116故 n1=n+2=6.53)節(jié)距 tT=D2tan (3.6)則 t=20tan6=7.92mm,取 =64)自由高度 H0H0nt+1.5d=4.437.92+1.55=43.59mm (3.7)3.3 穩(wěn)定性驗算高徑比 b: 3.5129.05.42Db(3.8)故滿足穩(wěn)定性要求。鄰圈間隙 :=t-d=7.92-5=2.92mm (3.9)彈簧單圈的最大變形量: m81.43.maxn(3.10)故在最大載荷作用下仍留有間隙 1:1=2.92-1.81=1.110.1d (3.11)彈簧外徑 D:D=D2+d=24+5=29mm (3.12)彈簧內(nèi)徑 D1:D1= D2-d=24-5=19mm (3.13)s=1.25=1.25765=956.25MPa (3.14)彈簧的極限載荷 Flim: N16704.82591.32 CKdsiml(3.15)彈簧的安裝載荷 Fmin:Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N (3.16)彈簧剛度 Cs:17mN35.1764.6803 nCGds(3.17)安裝變形量 min: 20.735.169minisF(3.18)安裝高度 H1:H1= H0-min=42.59-7.20=35.39mm (3.19)工作高度 H2:H2= H0-max=42.59-8=34.59mm (3.20)極限高度 H3:H3= H0-lim=42.59-9.47=33.12mm (3.21)18第 4 章 轉(zhuǎn)向器其他附件的選擇4.1 軸承的選擇查機械工程及自動化簡明設計手冊 :軸承選擇滾針軸承 NA4901 和深溝球軸承 6203 兩個型號:軸承 NA4901,滾針軸承,內(nèi)徑 d=12mm,外徑 D=26mm,寬 B=13mm,基本額定動載荷 Cr=9.6kN,基本額定靜負荷 Cor=10.8kN,極限轉(zhuǎn)速 19000r/min。軸承 6202,深溝球軸承,內(nèi)徑 d=17mm,外徑 D=35mm,寬 B=11mm,基本額定動載荷 Cr=9.58kN,基本額定靜負荷 Cor=4.78kN,極限轉(zhuǎn)速 20000r/min。4.2 潤滑方式的確定轉(zhuǎn)向器的潤滑方式:人工定期潤滑潤滑脂:石墨鈣基潤滑脂(ZBE36002-88)中的 ZG-S 潤滑脂。密封類型的選擇密封件:旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈 FB 16 30 GB 138711992.滾動軸承的潤滑:滾動軸承可以用潤滑脂或潤滑油來潤滑。試驗說明,在速度較低時,用潤滑脂比用潤滑油溫升低;速度較高時,用潤滑油較好。一般情況下,判斷的指標是速度因數(shù)dn。d 為軸承內(nèi)徑(mm),n 為轉(zhuǎn)速(r/min) 。各種滾動軸承適用脂潤滑或油潤滑,油潤滑適用什么樣的潤滑方式的 dn 值,可以查機床設計手冊。(1)脂潤滑 12脂潤滑可用于 dn 值較低,又不需要冷卻的場合。脂潤滑的結(jié)構(gòu)比較簡單,不存在漏油問題。使用潤滑脂進行潤滑,潤滑脂的充填量不宜過多,不能把軸承填滿。否則將引起軸承發(fā)熱并把脂熔化流出,潤滑效果將適得其反。另外填充油脂時不要用手抹(因手上有汗,會腐蝕軸承),應該用針筒注入,使?jié)L道和每個滾動體都粘上脂。(2)油潤滑 13油潤滑適用一切轉(zhuǎn)速,既可以起潤滑作用,又能起沖洗降溫作用。潤滑油的粘度,是隨油溫的升高而降低的。為了保證滾動體與滾動道接觸面內(nèi)有足夠強度的油膜,應使?jié)櫥驮谳S承工作溫度下的粘度為 12-23cst。轉(zhuǎn)速越高,粘度應越低;負荷越重,粘度應越高。如果軸系結(jié)構(gòu)中使用普通軸承,而且軸系運行速度不是很高,潤滑一般采用油浴方式;對于精度較高的設備,要求使用精密軸承,建議使用滴油或循環(huán)方式供19油潤滑,因為采用這兩種潤滑方式,可以對潤滑油進行更好的過濾,減少贓物進入軸承,同時這兩種潤滑方式可以使?jié)櫥统浞稚?,可以更好使軸承降溫。4.3 密封結(jié)構(gòu)的確定系統(tǒng)中的密封結(jié)構(gòu),對于油潤滑的軸承結(jié)構(gòu)來說,為的是防止?jié)櫥屯饴┖突覊m屑末切削液等進入;對于脂潤滑的軸承結(jié)構(gòu)來說,由于脂不會外泄,主要是防止上述外物。脂潤滑的結(jié)構(gòu)對防止外物進入的要求高些。因此對于密封結(jié)構(gòu)的設計主要是考慮防漏和外物的侵入。 潤滑油的防漏主要靠疏導,同時也要設計合理的結(jié)構(gòu)。由于角接觸軸承有泵油作用,而軸承一般是背靠背安裝,所以主軸箱和端蓋之間要有回油通道,以便潤滑和防漏。甩油環(huán)密封結(jié)構(gòu),在工作時就能起到防漏和疏導作用。潤滑油經(jīng)軸承后,向右經(jīng)螺母外流。螺母的外圓有鋸齒形環(huán)槽。主軸旋轉(zhuǎn)時將油泵向壓蓋內(nèi)的空腔,然后經(jīng)回油孔流回主軸箱。鋸齒的方向應逆著油流的方向。環(huán)形槽應有 2-3 條。回油孔直徑應盡量大一些。201目錄第 1 章 轉(zhuǎn)向器的總體結(jié)構(gòu)設計 11.1 轉(zhuǎn)向器類型的選擇 11.2 計算載荷的確定 11.2.1 轉(zhuǎn)向力矩的計算 .21.2.2 轉(zhuǎn)向器傳動比的計算 .21.2.3 作用在轉(zhuǎn)向盤上的力 .31.2.4 轉(zhuǎn)向橫拉桿的計算 .31.2.5 主動齒輪軸的計算 .41.3 齒輪齒條的設計計算 41.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計要求 .41.3.2 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器部件設計 .41.4 轉(zhuǎn)向器的材料選擇及強度校核 6第 2 章 轉(zhuǎn)向器的主要零部件結(jié)構(gòu)設計 82.1 轉(zhuǎn)向器的受力分析 .82.2 齒輪軸的設計計算 92.3 齒輪軸的強度校核 11第 3 章 轉(zhuǎn)向工況校核與驗算 143.1 選擇材料 .143.2 計算彈簧絲直徑 143.3 穩(wěn)定性驗算 .15第 4 章 轉(zhuǎn)向器其他附件的選擇 174.1 軸承的選擇 .174.2 潤滑方式的確定 174.3 密封結(jié)構(gòu)的確定 1821 轉(zhuǎn)向器的總體結(jié)構(gòu)設計1.1 轉(zhuǎn)向器類型的選擇汽車轉(zhuǎn)向系可按轉(zhuǎn)向能源的不同分為機械式轉(zhuǎn)向系和動力轉(zhuǎn)向系兩大類。汽車轉(zhuǎn)向器是用來保持或改變汽車行駛方向的機構(gòu),在汽車轉(zhuǎn)向行駛時,還要保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。駕駛員通過操縱轉(zhuǎn)向系統(tǒng),使汽車保持直線或轉(zhuǎn)彎運動狀態(tài),或者上述兩種運動狀態(tài)相互轉(zhuǎn)換。機械轉(zhuǎn)向系的能量來源是人力,所有傳力件都是機械的,由轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)三大部分組成。其中轉(zhuǎn)向器是將操縱機構(gòu)的旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)閭鲃訖C構(gòu)的直線運動的機構(gòu),是轉(zhuǎn)向系的核心部件。轉(zhuǎn)向器按結(jié)構(gòu)形式可分為多種類型。歷史上曾出現(xiàn)過許多種形式的轉(zhuǎn)向器,目前較常用的有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環(huán)球-齒條齒扇式、循環(huán)球曲柄指銷式、蝸桿滾輪式等。其中第二、第四種分別是第一、第三種的變形形式,而蝸桿滾輪式則更少見。如果按照助力形式,又可以分為機械式(無助力),和動力式(有助力)兩種,其中動力轉(zhuǎn)向器又可以分為氣壓動力式、液壓動力式、電動助力式、電液助力式等種類通過對不同形式的轉(zhuǎn)向器對比,最終選擇采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。1.2 計算載荷的確定為了保證行駛安全,組成轉(zhuǎn)向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度,需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力,包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。表 3.1 設計的基本參數(shù)名稱 軸距 L 前輪距 L1 后輪距 L2 方向盤直徑數(shù)值 2750mm 1425mm 1435mm 380mm名稱 整車質(zhì)量 輪胎氣壓 轉(zhuǎn)彎半徑 最小離地間隙數(shù)值 1325kg 200KPa 5000mm 170mm1.2.1 轉(zhuǎn)向力矩的計算 mN4.5931=.01237.=1pGfMR(1.1)其中式中:3f輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù),一般取 f=0.7;G1轉(zhuǎn)向軸負荷,G 1=10902.5N,單位為 N;P輪胎氣壓,P=0.2MPa ,單位為 MPa。1.2.2 轉(zhuǎn)向器傳動比的計算轉(zhuǎn)向系的傳動比由轉(zhuǎn)向系的角傳動比 i和轉(zhuǎn)向系的力傳動比 ip 組成從輪胎接觸地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力 2Fw 與作用在方向盤上的手力Fh 之比稱為力傳動比 ip。方向盤的轉(zhuǎn)角和駕駛員同側(cè)的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比 i.它又由轉(zhuǎn)向器傳動比 io 轉(zhuǎn)向傳動裝置角傳動比 ip 所組成 5.0=27sinRL=33.3799975.0142537.33cos5000 2750costan BRL=44.73 1.6.7821.3605KWi式中:L汽車軸距, L=2750,單位為 mm;R汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑,R=5000,單位為 mm;B前輪輪距,B=1425,單位為 mm;W轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角(速度), W=1260;K轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角(速度), K=78.1;i轉(zhuǎn)向器傳動比,i =16.1。4圖 1.1 轉(zhuǎn)向原理圖1.2.3 作用在轉(zhuǎn)向盤上的力(1.2)式中:L1轉(zhuǎn)向搖臂長,單位為 mm;MR原地轉(zhuǎn)向阻力矩, MR=593951.4Nmm;L2轉(zhuǎn)向節(jié)臂長,單位為 mm;DSW轉(zhuǎn)向盤直徑,D SW =380mm;i轉(zhuǎn)向器角傳動比,i =16.1;+轉(zhuǎn)向器正效率, +=0.9。因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂,故 L1、L 2 不代入數(shù)值。NDLMFSWR 74.2159.0163852ih 51.2.4 轉(zhuǎn)向橫拉桿的計算 4.678m10261.095.343aMdR(1.3)式中:a=L2;=216MPa MR=593.95Nm取 dmin=15mm1.2.5 主動齒輪軸的計算 m9.101406.25162max Mn(1.4)式中:=140MPa取 dmin=18mm1.3 齒輪齒條的設計計算1.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計要求齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器若用直齒圓柱齒輪則會使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性降低、沖擊大、噪聲增加。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù) m 的取值范圍多在 2-3mm之間,主動小齒輪齒數(shù) z 多數(shù)在 5-7 個齒范圍變化,壓力角 =20,齒輪螺旋角 的取值范圍多在 9-15之間。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時,相應地齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角,對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在 12-35范圍內(nèi)變化。此外,設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。主動小齒輪選用 16MnCr5 或 15CrNi6 材料制造,而齒條常采用 45 鋼制造。為減輕質(zhì)量,殼體用鋁合金壓鑄。1.3.2 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器部件設計1.齒輪 10: 齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此,轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動已操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支承。6(1)選擇齒輪類型根據(jù)齒輪傳動的工作條件,選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案(2)選擇齒輪傳動精度等級選用 7 級精度(3)初選參數(shù)如下表所示表 1.2 齒輪的設計參數(shù)設計名稱 計算公式 計算結(jié)果模數(shù) mn1 - mn1=2.5齒數(shù) Z1 - Z1=6壓力角 1 - 1=20螺旋角 - =10斜齒圓柱齒輪直徑 d cos1zmdnd=15.23mm2.齒條 11:齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的,加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉(zhuǎn)向桿系的搖桿和轉(zhuǎn)向搖臂,并保證轉(zhuǎn)向橫拉桿在適當?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉(zhuǎn)向桿系的轉(zhuǎn)向直拉桿。導向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫拉桿,使前輪轉(zhuǎn)向。相互嚙合的齒輪的齒距 P1=mn1cos1 和齒條的齒距 P2=mn2cos2 必須相等。即 mn1cos1=mn2cos2計算出齒條的壓力角為: 2=20 5.90cos5.cos22 nmLZ(1.5)式中:L齒條行程, 95mm;mn2齒條模數(shù),2.5;2齒條壓力角, 2=20。?。篫 2=317齒輪直徑:d=m n1Z1/cos=15.23mm取齒寬系數(shù): d=1.2齒寬:b= dd=18.3mm所以齒條寬 b2 ?。?0mm,即:b 2=20mm齒輪寬:b 1=b2+10=30mm,即:b 1=30mm1.4 轉(zhuǎn)向器的材料選擇及強度校核1選擇齒輪齒條材料、熱處理方式及計算許用應力(1)選擇材料及熱處理方式齒輪:40Cr C-N 共滲淬火、回火 4353HRC齒條:45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 229286HBS(2)確定許用應力limHNSZ(1.6)liFTY(1.7)1)確定 Hlim 和 Flim經(jīng)查機械設計手冊得:Hlim=1500MPaFlim=300MPa2)確定壽命系數(shù) ZN、Y N 經(jīng)查機械設計手冊得:ZN=1.4(接觸次數(shù)取 8106 次)YN=1(接觸次數(shù)取 8106 次)3)計算許用應力?。篠 Hlim=1,S Flim=1.4MPa2104.15limHNSZ(1.8) 經(jīng)查機械設計手冊得:應力修正系數(shù):Y ST=28 MPa57.428.130limFNSTY(1.9) 2.強度校核1)校核齒輪接觸疲勞強度:選取參數(shù),按 ME 級質(zhì)量要求取值經(jīng)查機械設計手冊得:Hlim=1500MPaSHlim=1ZN=1.4(接觸次數(shù)取 8106 次)MPa2104.15limHS(1.10)經(jīng)查機械設計手冊得:齒輪使用系數(shù):K A=1.35齒輪動載系數(shù):K V=1.05齒輪齒向載荷分布系數(shù):K =1.12齒輪齒間載荷分配系數(shù):K =1.0K= KAKVKK=1.351.051.121.0=1.5876 (1.11)轉(zhuǎn)矩:TZ=FhL2=2050.16=32.8Nm=32800 Nm m (1.12)齒面接觸疲勞強度校核:HZHBuKbdT 121(1.13)式中:ZE材料彈性系數(shù), ZE =189.8(由機械設計手冊查得)ZH節(jié)點區(qū)域系數(shù), ZH =2.15(由機械設計手冊 查得)Z重合度系數(shù),Z =0.94(計算 =1.165, =0.55 由機械設計手冊查得)Z螺旋角系數(shù), Z=0.99(由機械設計手冊查得)u齒輪傳動比,u =20:6=10/39得: MPa7.189645.13280769.0415.289 3HH =1896.7MPa H=2100 MPa 故齒輪接觸疲勞強度滿足要求。2)齒輪彎曲疲勞強度校核:經(jīng)查機械設計手冊得:F=428.57MPaSFlim=1.4YST=2YN=1(接觸次數(shù)取 8106 次) MPa57.428.30limFST(1.14)FnZSdbKY1(1.15)式中:YF外齒輪的齒形系數(shù),Y F =2.8(由機械設計手冊查得)YS外齒輪齒根應力修正系數(shù),Y S =1.5(由 機械設計手冊查得)Y螺旋角系數(shù), Y=0.9(由機械設計手冊查得)Y重合度系數(shù),Y =0.75(由機械設計手冊查得) 1F2dbmKTYnZSMPa6.3245.308076.5.90.182 F =332.6MPa F=428.57MPa 故齒輪彎曲疲勞強度符合要求。10第 2 章 轉(zhuǎn)向器的主要零部件結(jié)構(gòu)設計齒輪軸指支承轉(zhuǎn)動零件并與之一起回轉(zhuǎn)以傳遞運動、扭矩或彎矩的機械零件。一般為金屬圓桿狀,各段可以有不同的直徑。機器中作回轉(zhuǎn)運動的零件就裝在軸上。2.1 轉(zhuǎn)向器的受力分析若略去齒面間的摩擦力,則作用與節(jié)點上的法向力 Fa 可以分解為徑向力 Fr 和分力 F,分力 F 又可以分為圓周力 Ft 和軸向力 Fa。受力分析如圖 2.2 所示:計算力如下:Ft=2TZ/d1=232800/15.23=4307.29N (2.1)Fr=Fttan/cos=4307.29tan20/cos10=1591.1N (2.2)Fa=Fttan=4307.29tan10=759.49N (2.3)式中:齒輪壓力角, =20;齒輪螺旋角, =10;TZ轉(zhuǎn)向盤扭力矩,T Z =32800Nmm;d1齒輪分度圓直徑,d 1=15.23mm。2.2 齒輪軸的設計計算經(jīng)過分析得到:圖 2.2 齒輪軸的受力分析圖在 XY 平面上, N91.521rRF(2.4)0)27(3.)07(21 RRaF在 XZ 平面上,1121RF(2.5)圖 2.3 受力分析圖 N29.430721FR解得: 65.121R9.68RF, 903F12圖 2.4 軸的彎矩扭矩圖圖 2.5 齒輪軸的力矩圖2.3 齒輪軸的強度校核查得 40Cr 的機械性能:B=750MPa=550MPa-1=350MPa13-1=200MPa=4050MPa由機械設計(第四版)查得:0=1.6-1=560MPasb=1.4s=770MPas=0.70B=525MPa對稱循環(huán)疲勞極限:-1b=0.41B307.5MPa-1=0.30B=225MPa脈動循環(huán)疲勞極限:0b=1.7-1b=522.75MPa0=1.4-1=280MPa等效系數(shù): 1765.075.2320b1- (2.6).801x(2.7)彎曲應力幅: MPa6.15.037Wa(2.8)平均應力幅:m=0扭轉(zhuǎn)切應力: Pa3.48152.3TZW(2.9)扭轉(zhuǎn)切應力和平均應力幅:a=m= =24.3MPa (2.10)查得:應力集中系數(shù):K =1.95,K x=1.48; 表面狀態(tài)系數(shù):=1.5;14尺寸系數(shù): x=0.98, =0.91;安全系數(shù):設為無限壽命,K N=1 36.158.0791.maKbS(2.11)7.24.398.0514xaNxx(2.12)SSx.2查得許用安全系數(shù)S=1.3 ,顯然 SS故軸的安全系數(shù)校核符合安全標準15第 3 章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工況校核與驗算3.1 選擇材料由彈簧工作條件可知,對材料無特殊要求,選用 C 組碳素彈簧鋼絲。因彈簧的工作次數(shù)小于 104,載荷性質(zhì)屬 II 類,=0.45 B。3.2 計算彈簧絲直徑1)選擇旋繞比 C取 C=4(查機械設計手冊得)2)估算 D2按 D30mm、D 116mm,取 D2=24mm3)計算彈簧絲直徑 d m62CDd(3.1)4)計算曲度系數(shù) K 40.15.4(3.2)5)計算彈簧絲的許用應力=0.45B=0.451700=765MPa (3.3)6)計算彈簧絲直徑 d m409.675240.16.6.1max KCF(3.4)取 d=6mm1)工作圈數(shù) n 43.18503maxCFGd(3.5)2)總?cè)?shù) n1各端絲圈取 116故 n1=n+2=6.53)節(jié)距 tT=D2tan (3.6)則 t=20tan6=7.92mm,取 =64)自由高度 H0H0nt+1.5d=4.437.92+1.55=43.59mm (3.7)3.3 穩(wěn)定性驗算高徑比 b: 3.5129.05.42Db(3.8)故滿足穩(wěn)定性要求。鄰圈間隙 :=t-d=7.92-5=2.92mm (3.9)彈簧單圈的最大變形量: m81.43.maxn(3.10)故在最大載荷作用下仍留有間隙 1:1=2.92-1.81=1.110.1d (3.11)彈簧外徑 D:D=D2+d=24+5=29mm (3.12)彈簧內(nèi)徑 D1:D1= D2-d=24-5=19mm (3.13)s=1.25=1.25765=956.25MPa (3.14)彈簧的極限載荷 Flim: N16704.82591.32 CKdsiml(3.15)彈簧的安裝載荷 Fmin:Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N (3.16)彈簧剛度 Cs:17mN35.1764.6803 nCGds(3.17)安裝變形量 min: 20.735.169minisF(3.18)安裝高度 H1:H1= H0-min=42.59-7.20=35.39mm (3.19)工作高度 H2:H2= H0-max=42.59-8=34.59mm (3.20)極限高度 H3:H3= H0-lim=42.59-9.47=33.12mm (3.21)18第 4 章 轉(zhuǎn)向器其他附件的選擇4.1 軸承的選擇查機械工程及自動化簡明設計手冊 :軸承選擇滾針軸承 NA4901 和深溝球軸承 6203 兩個型號:軸承 NA4901,滾針軸承,內(nèi)徑 d=12mm,外徑 D=26mm,寬 B=13mm,基本額定動載荷 Cr=9.6kN,基本額定靜負荷 Cor=10.8kN,極限轉(zhuǎn)速 19000r/min。軸承 6202,深溝球軸承,內(nèi)徑 d=17mm,外徑 D=35mm,寬 B=11mm,基本額定動載荷 Cr=9.58kN,基本額定靜負荷 Cor=4.78kN,極限轉(zhuǎn)速 20000r/min。4.2 潤滑方式的確定轉(zhuǎn)向器的潤滑方式:人工定期潤滑潤滑脂:石墨鈣基潤滑脂(ZBE36002-88)中的 ZG-S 潤滑脂。密封類型的選擇密封件:旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈 FB 16 30 GB 138711992.滾動軸承的潤滑:滾動軸承可以用潤滑脂或潤滑油來潤滑。試驗說明,在速度較低時,用潤滑脂比用潤滑油溫升低;速度較高時,用潤滑油較好。一般情況下,判斷的指標是速度因數(shù)dn。d 為軸承內(nèi)徑(mm),n 為轉(zhuǎn)速(r/min) 。各種滾動軸承適用脂潤滑或油潤滑,油潤滑適用什么樣的潤滑方式的 dn 值,可以查機床設計手冊。(1)脂潤滑 12脂潤滑可用于 dn 值較低,又不需要冷卻的場合。脂潤滑的結(jié)構(gòu)比較簡單,不存在漏油問題。使用潤滑脂進行潤滑,潤滑脂的充填量不宜過多,不能把軸承填滿。否則將引起軸承發(fā)熱并把脂熔化流出,潤滑效果將適得其反。另外填充油脂時不要用手抹(因手上有汗,會腐蝕軸承),應該用針筒注入,使?jié)L道和每個滾動體都粘上脂。(2)油潤滑 13油潤滑適用一切轉(zhuǎn)速,既可以起潤滑作用,又能起沖洗降溫作用。潤滑油的粘度,是隨油溫的升高而降低的。為了保證滾動體與滾動道接觸面內(nèi)有足夠強度的油膜,應使?jié)櫥驮谳S承工作溫度下的粘度為 12-23cst。轉(zhuǎn)速越高,粘度應越低;負荷越重,粘度應越高。如果軸系結(jié)構(gòu)中使用普通軸承,而且軸系運行速度不是很高,潤滑一般采用油浴方式;對于精度較高的設備,要求使用精密軸承,建議使用滴油或循環(huán)方式供19油潤滑,因為采用這兩種潤滑方式,可以對潤滑油進行更好的過濾,減少贓物進入軸承,同時這兩種潤滑方式可以使?jié)櫥统浞稚?,可以更好使軸承降溫。4.3 密封結(jié)構(gòu)的確定系統(tǒng)中的密封結(jié)構(gòu),對于油潤滑的軸承結(jié)構(gòu)來說,為的是防止?jié)櫥屯饴┖突覊m屑末切削液等進入;對于脂潤滑的軸承結(jié)構(gòu)來說,由于脂不會外泄,主要是防止上述外物。脂潤滑的結(jié)構(gòu)對防止外物進入的要求高些。因此對于密封結(jié)構(gòu)的設計主要是考慮防漏和外物的侵入。 潤滑油的防漏主要靠疏導,同時也要設計合理的結(jié)構(gòu)。由于角接觸軸承有泵油作用,而軸承一般是背靠背安裝,所以主軸箱和端蓋之間要有回油通道,以便潤滑和防漏。甩油環(huán)密封結(jié)構(gòu),在工作時就能起到防漏和疏導作用。潤滑油經(jīng)軸承后,向右經(jīng)螺母外流。螺母的外圓有鋸齒形環(huán)槽。主軸旋轉(zhuǎn)時將油泵向壓蓋內(nèi)的空腔,然后經(jīng)回油孔流回主軸箱。鋸齒的方向應逆著油流的方向。環(huán)形槽應有 2-3 條?;赜涂字睆綉M量大一些。201目錄第 1 章 轉(zhuǎn)向器的總體結(jié)構(gòu)設計 11.1 轉(zhuǎn)向器類型的選擇 11.2 計算載荷的確定 11.2.1 轉(zhuǎn)向力矩的計算 .21.2.2 轉(zhuǎn)向器傳動比的計算 .21.2.3 作用在轉(zhuǎn)向盤上的力 .31.2.4 轉(zhuǎn)向橫拉桿的計算 .31.2.5 主動齒輪軸的計算 .41.3 齒輪齒條的設計計算 41.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計要求 .41.3.2 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器部件設計 .41.4 轉(zhuǎn)向器的材料選擇及強度校核 6第 2 章 轉(zhuǎn)向器的主要零部件結(jié)構(gòu)設計 82.1 轉(zhuǎn)向器的受力分析 .82.2 齒輪軸的設計計算 92.3 齒輪軸的強度校核 11第 3 章 轉(zhuǎn)向工況校核與驗算 143.1 選擇材料 .143.2 計算彈簧絲直徑 143.3 穩(wěn)定性驗算 .15第 4 章 轉(zhuǎn)向器其他附件的選擇 174.1 軸承的選擇 .174.2 潤滑方式的確定 174.3 密封結(jié)構(gòu)的確定 1821 轉(zhuǎn)向器的總體結(jié)構(gòu)設計1.1 轉(zhuǎn)向器類型的選擇汽車轉(zhuǎn)向系可按轉(zhuǎn)向能源的不同分為機械式轉(zhuǎn)向系和動力轉(zhuǎn)向系兩大類。汽車轉(zhuǎn)向器是用來保持或改變汽車行駛方向的機構(gòu),在汽車轉(zhuǎn)向行駛時,還要保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。駕駛員通過操縱轉(zhuǎn)向系統(tǒng),使汽車保持直線或轉(zhuǎn)彎運動狀態(tài),或者上述兩種運動狀態(tài)相互轉(zhuǎn)換。機械轉(zhuǎn)向系的能量來源是人力,所有傳力件都是機械的,由轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)三大部分組成。其中轉(zhuǎn)向器是將操縱機構(gòu)的旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)閭鲃訖C構(gòu)的直線運動的機構(gòu),是轉(zhuǎn)向系的核心部件。轉(zhuǎn)向器按結(jié)構(gòu)形式可分為多種類型。歷史上曾出現(xiàn)過許多種形式的轉(zhuǎn)向器,目前較常用的有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環(huán)球-齒條齒扇式、循環(huán)球曲柄指銷式、蝸桿滾輪式等。其中第二、第四種分別是第一、第三種的變形形式,而蝸桿滾輪式則更少見。如果按照助力形式,又可以分為機械式(無助力),和動力式(有助力)兩種,其中動力轉(zhuǎn)向器又可以分為氣壓動力式、液壓動力式、電動助力式、電液助力式等種類通過對不同形式的轉(zhuǎn)向器對比,最終選擇采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。1.2 計算載荷的確定為了保證行駛安全,組成轉(zhuǎn)向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度,需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力,包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。表 3.1 設計的基本參數(shù)名稱 軸距 L 前輪距 L1 后輪距 L2 方向盤直徑數(shù)值 2750mm 1425mm 1435mm 380mm名稱 整車質(zhì)量 輪胎氣壓 轉(zhuǎn)彎半徑 最小離地間隙數(shù)值 1325kg 200KPa 5000mm 170mm1.2.1 轉(zhuǎn)向力矩的計算 mN4.5931=.01237.=1pGfMR(1.1)其中式中:3f輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù),一般取 f=0.7;G1轉(zhuǎn)向軸負荷,G 1=10902.5N,單位為 N;P輪胎氣壓,P=0.2MPa ,單位為 MPa。1.2.2 轉(zhuǎn)向器傳動比的計算轉(zhuǎn)向系的傳動比由轉(zhuǎn)向系的角傳動比 i和轉(zhuǎn)向系的力傳動比 ip 組成從輪胎接觸地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力 2Fw 與作用在方向盤上的手力Fh 之比稱為力傳動比 ip。方向盤的轉(zhuǎn)角和駕駛員同側(cè)的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比 i.它又由轉(zhuǎn)向器傳動比 io 轉(zhuǎn)向傳動裝置角傳動比 ip 所組成 5.0=27sinRL=33.3799975.0142537.33cos5000 2750costan BRL=44.73 1.6.7821.3605KWi式中:L汽車軸距, L=2750,單位為 mm;R汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑,R=5000,單位為 mm;B前輪輪距,B=1425,單位為 mm;W轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角(速度), W=1260;K轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角(速度), K=78.1;i轉(zhuǎn)向器傳動比,i =16.1。4圖 1.1 轉(zhuǎn)向原理圖1.2.3 作用在轉(zhuǎn)向盤上的力(1.2)式中:L1轉(zhuǎn)向搖臂長,單位為 mm;MR原地轉(zhuǎn)向阻力矩, MR=593951.4Nmm;L2轉(zhuǎn)向節(jié)臂長,單位為 mm;DSW轉(zhuǎn)向盤直徑,D SW =380mm;i轉(zhuǎn)向器角傳動比,i =16.1;+轉(zhuǎn)向器正效率, +=0.9。因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂,故 L1、L 2 不代入數(shù)值。NDLMFSWR 74.2159.0163852ih 51.2.4 轉(zhuǎn)向橫拉桿的計算 4.678m10261.095.343aMdR(1.3)式中:a=L2;=216MPa MR=593.95Nm取 dmin=15mm1.2.5 主動齒輪軸的計算 m9.101406.25162max Mn(1.4)式中:=140MPa取 dmin=18mm1.3 齒輪齒條的設計計算1.3.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計要求齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器若用直齒圓柱齒輪則會使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性降低、沖擊大、噪聲增加。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù) m 的取值范圍多在 2-3mm之間,主動小齒輪齒數(shù) z 多數(shù)在 5-7 個齒范圍變化,壓力角 =20,齒輪螺旋角 的取值范圍多在 9-15之間。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時,相應地齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角,對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在 12-35范圍內(nèi)變化。此外,設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。主動小齒輪選用 16MnCr5 或 15CrNi6 材料制造,而齒條常采用 45 鋼制造。為減輕質(zhì)量,殼體用鋁合金壓鑄。1.3.2 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器部件設計1.齒輪 10: 齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此,轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動已操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支承。6(1)選擇齒輪類型根據(jù)齒輪傳動的工作條件,選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案(2)選擇齒輪傳動精度等級選用 7 級精度(3)初選參數(shù)如下表所示表 1.2 齒輪的設計參數(shù)設計名稱 計算公式 計算結(jié)果模數(shù) mn1 - mn1=2.5齒數(shù) Z1 - Z1=6壓力角 1 - 1=20螺旋角 - =10斜齒圓柱齒輪直徑 d cos1zmdnd=15.23mm2.齒條 11:齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的,加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉(zhuǎn)向桿系的搖桿和轉(zhuǎn)向搖臂,并保證轉(zhuǎn)向橫拉桿在適當?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉(zhuǎn)向桿系的轉(zhuǎn)向直拉桿。導向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫拉桿,使前輪轉(zhuǎn)向。相互嚙合的齒輪的齒距 P1=mn1cos1 和齒條的齒距 P2=mn2cos2 必須相等。即 mn1cos1=mn2cos2計算出齒條的壓力角為: 2=20 5.90cos5.cos22 nmLZ(1.5)式中:L齒條行程, 95mm;mn2齒條模數(shù),2.5;2齒條壓力角, 2=20。取:Z 2=317齒輪直徑:d=m n1Z1/cos=15.23mm取齒寬系數(shù): d=1.2齒寬:b= dd=18.3mm所以齒條寬 b2 ?。?0mm,即:b 2=20mm齒輪寬:b 1=b2+10=30mm,即:b 1=30mm1.4 轉(zhuǎn)向器的材料選擇及強度校核1選擇齒輪齒條材料、熱處理方式及計算許用應力(1)選擇材料及熱處理方式齒輪:40Cr C-N 共滲淬火、回火 4353HRC齒條:45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 229286HBS(2)確定許用應力limHNSZ(1.6)liFTY(1.7)1)確定 Hlim 和 Flim經(jīng)查機械設計手冊得:Hlim=1500MPaFlim=300MPa2)確定壽命系數(shù) ZN、Y N 經(jīng)查機械設計手冊得:ZN=1.4(接觸次數(shù)取 8106 次)YN=1(接觸次數(shù)取 8106 次)3)計算許用應力?。篠 Hlim=1,S Flim=1.4MPa2104.15limHNSZ(1.8) 經(jīng)查機械設計手冊得:應力修正系數(shù):Y ST=28 MPa57.428.130limFNSTY(1.9) 2.強度校核1)校核齒輪接觸疲勞強度:選取參數(shù),按 ME 級質(zhì)量要求取值經(jīng)查機械設計手冊得:Hlim=1500MPaSHlim=1ZN=1.4(接觸次數(shù)取 8106 次)MPa2104.15limHS(1.10)經(jīng)查機械設計手冊得:齒輪使用系數(shù):K A=1.35齒輪動載系數(shù):K V=1.05齒輪齒向載荷分布系數(shù):K =1.12齒輪齒間載荷分配系數(shù):K =1.0K= KAKVKK=1.351.051.121.0=1.5876 (1.11)轉(zhuǎn)矩:TZ=FhL2=2050.16=32.8Nm=32800 Nm m (1.12)齒面接觸疲勞強度校核:HZHBuKbdT 121(1.13)式中:ZE材料彈性系數(shù), ZE =189.8(由機械設計手冊查得)ZH節(jié)點區(qū)域系數(shù), ZH =2.15(由機械設計手冊 查得)Z重合度系數(shù),Z =0.94(計算 =1.165, =0.55 由機械設計手冊查得)Z螺旋角系數(shù), Z=0.99(由機械設計手冊查得)u齒輪傳動比,u =20:6=10/39得: MPa7.189645.13280769.0415.289 3HH =1896.7MPa H=2100 MPa 故齒輪接觸疲勞強度滿足要求。2)齒輪彎曲疲勞強度校核:經(jīng)查機械設計手冊得:F=428.57MPaSFlim=1.4YST=2YN=1(接觸次數(shù)取 8106 次) MPa57.428.30limFST(1.14)FnZSdbKY1(1.15)式中:YF外齒輪的齒形系數(shù),Y F =2.8(由機械設計手冊查得)YS外齒輪齒根應力修正系數(shù),Y S =1.5(由 機械設計手冊查得)Y螺旋角系數(shù), Y=0.9(由機械設計手冊查得)Y重合度系數(shù),Y =0.75(由機械設計手冊查得) 1F2dbmKTYnZSMPa6.3245.308076.5.90.182 F =332.6MPa F=428.57MPa 故齒輪彎曲疲勞強度符合要求。10第 2 章 轉(zhuǎn)向器的主要零部件結(jié)構(gòu)設計齒輪軸指支承轉(zhuǎn)動零件并與之一起回轉(zhuǎn)以傳遞運動、扭矩或彎矩的機械零件。一般為金屬圓桿狀,各段可以有不同的直徑。機器中作回轉(zhuǎn)運動的零件就裝在軸上。2.1 轉(zhuǎn)向器的受力分析若略去齒面間的摩擦力,則作用與節(jié)點上的法向力 Fa 可以分解為徑向力 Fr 和分力 F,分力 F 又可以分為圓周力 Ft 和軸向力 Fa。受力分析如圖 2.2 所示:計算力如下:Ft=2TZ/d1=232800/15.23=4307.29N (2.1)Fr=Fttan/cos=4307.29tan20/cos10=1591.1N (2.2)Fa=Fttan=4307.29tan10=759.49N (2.3)式中:齒輪壓力角, =20;齒輪螺旋角, =10;TZ轉(zhuǎn)向盤扭力矩,T Z =32800Nmm;d1齒輪分度圓直徑,d 1=15.23mm。2.2 齒輪軸的設計計算經(jīng)過分析得到:圖 2.2 齒輪軸的受力分析圖在 XY 平面上, N91.521rRF(2.4)0)27(3.)07(21 RRaF在 XZ 平面上,1121RF(2.5)圖 2.3 受力分析圖 N29.430721FR解得: 65.121R9.68RF, 903F12圖 2.4 軸的彎矩扭矩圖圖 2.5 齒輪軸的力矩圖2.3 齒輪軸的強度校核查得 40Cr 的機械性能:B=750MPa=550MPa-1=350MPa13-1=200MPa=4050MPa由機械設計(第四版)查得:0=1.6-1=560MPasb=1.4s=770MPas=0.70B=525MPa對稱循環(huán)疲勞極限:-1b=0.41B307.5MPa-1=0.30B=225MPa脈動循環(huán)疲勞極限:0b=1.7-1b=522.75MPa0=1.4-1=280MPa等效系數(shù): 1765.075.2320b1- (2.6).801x(2.7)彎曲應力幅: MPa6.15.037Wa(2.8)平均應力幅:m=0扭轉(zhuǎn)切應力: Pa3.48152.3TZW(2.9)扭轉(zhuǎn)切應力和平均應力幅:a=m= =24.3MPa (2.10)查得:應力集中系數(shù):K =1.95,K x=1.48; 表面狀態(tài)系數(shù):=1.5;14尺寸系數(shù): x=0.98, =0.91;安全系數(shù):設為無限壽命,K N=1 36.158.0791.maKbS(2.11)7.24.398.0514xaNxx(2.12)SSx.2查得許用安全系數(shù)S=1.3 ,顯然 SS故軸的安全系數(shù)校核符合安全標準15第 3 章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工況校核與驗算3.1 選擇材料由彈簧工作條件可知,對材料無特殊要求,選用 C 組碳素彈簧鋼絲。因彈簧的工作次數(shù)小于 104,載荷性質(zhì)屬 II 類,=0.45 B。3.2 計算彈簧絲直徑1)選擇旋繞比 C取 C=4(查機械設計手冊得)2)估算 D2按 D30mm、D 116mm,取 D2=24mm3)計算彈簧絲直徑 d m62CDd(3.1)4)計算曲度系數(shù) K 40.15.4(3.2)5)計算彈簧絲的許用應力=0.45B=0.451700=765MPa (3.3)6)計算彈簧絲直徑 d m409.675240.16.6.1max KCF(3.4)取 d=6mm1)工作圈數(shù) n 43.18503maxCFGd(3.5)2)總?cè)?shù) n1各端絲圈取 116故 n1=n+2=6.53)節(jié)距 tT=D2tan (3.6)則 t=20tan6=7.92mm,取 =64)自由高度 H0H0nt+1.5d=4.437.92+1.55=43.59mm (3.7)3.3 穩(wěn)定性驗算高徑比 b: 3.5129.05.42Db(3.8)故滿足穩(wěn)定性要求。鄰圈間隙 :=t-d=7.92-5=2.92mm (3.9)彈簧單圈的最大變形量: m81.43.maxn(3.10)故在最大載荷作用下仍留有間隙 1:1=2.92-1.81=1.110.1d (3.11)彈簧外徑 D:D=D2+d=24+5=29mm (3.12)彈簧內(nèi)徑 D1:D1= D2-d=24-5=19mm (3.13)s=1.25=1.25765=956.25MPa (3.14)彈簧的極限載荷 Flim: N16704.82591.32 CKdsiml(3.15)彈簧的安裝載荷 Fmin:Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N (3.16)彈簧剛度 Cs:17mN35.1764.6803 nCGds(3.17)安裝變形量 min: 20.735.169minisF(3.18)安裝高度 H1:H1= H0-min=42.59-7.20=35.39mm (3.19)工作高度 H2:H2= H0-max=42.59-8=34.59mm (3.20)極限高度 H3:H3= H0-lim=42.59-9.47=33.12mm (3.21)18第 4 章 轉(zhuǎn)向器其他附件的選擇4.1 軸承的選擇查機械工程及自動化簡明設計手冊 :軸承選擇滾針軸承 NA4901 和深溝球軸承 6203 兩個型號:軸承 NA4901,滾針軸承,內(nèi)徑 d=12mm,外徑 D=26mm,寬 B=13mm,基本額定動載荷 Cr=9.6kN,基本額定靜負荷 Cor=10.8kN,極限轉(zhuǎn)速 19000r/min。軸承 6202,深溝球軸承,內(nèi)徑 d=17mm,外徑 D=35mm,寬 B=11mm,基本額定動載荷 Cr=9.58kN,基本額定靜負荷 Cor=4.78kN,極限轉(zhuǎn)速 20000r/min。4.2 潤滑方式的確定轉(zhuǎn)向器的潤滑方式:人工定期潤滑潤滑脂:石墨鈣基潤滑脂(ZBE36002-88)中的 ZG-S 潤滑脂。密封類型的選擇密封件:旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈 FB 16 30 GB 138711992.滾動軸承的潤滑:滾動軸承可以用潤滑脂或潤滑油來潤滑。試驗說明,在速度較低時,用潤滑脂比用潤滑油溫升低;速度較高時,用潤滑油較好。一般情況下,判斷的指標是速度因數(shù)dn。d 為軸承內(nèi)徑(mm),n 為轉(zhuǎn)速(r/min) 。各種滾動軸承適用脂潤滑或油潤滑,油潤滑適用什么樣的潤滑方式的 dn 值,可以查機床設計手冊。(1)脂潤滑 12脂潤滑可用于 dn 值較低,又不需要冷卻的場合。脂潤滑的結(jié)構(gòu)比較簡單,不存在漏油問題。使用潤滑脂進行潤滑,潤滑脂的充填量不宜過多,不能把軸承填滿。否則將引起軸承發(fā)熱并把脂熔化流出,潤滑效果將適得其反。另外填充油脂時不要用手抹(因手上有汗,會腐蝕軸承),應該用針筒注入,使?jié)L道和每個滾動體都粘上脂。(2)油潤滑 13油潤滑適用一切轉(zhuǎn)速,既可以起潤滑作用,又能起沖洗降溫作用。潤滑油的粘度,是隨油溫的升高而降低的。為了保證滾動體與滾動道接觸面內(nèi)有足夠強度的油膜,應使?jié)櫥驮谳S承工作溫度下的粘度為 12-23cst。轉(zhuǎn)速越高,粘度應越低;負荷越重,粘度應越高。如果軸系結(jié)構(gòu)中使用普通軸承,而且軸系運行速度不是很高,潤滑一般采用油浴方式;對于精度較高的設備,要求使用精密軸承,建議使用滴油或循環(huán)方式供19油潤滑,因為采用這兩種潤滑方式,可以對潤滑油進行更好的過濾,減少贓物進入軸承,同時這兩種潤滑方式可以使?jié)櫥统浞稚?,可以更好使軸承降溫。4.3 密封結(jié)構(gòu)的確定系統(tǒng)中的密封結(jié)構(gòu),對于油潤滑的軸承結(jié)構(gòu)來說,為的是防止?jié)櫥屯饴┖突覊m屑末切削液等進入;對于脂潤滑的軸承結(jié)構(gòu)來說,由于脂不會外泄,主要是防止上述外物。脂潤滑的結(jié)構(gòu)對防止外物進入的要求高些。因此對于密封結(jié)構(gòu)的設計主要是考慮防漏和外物的侵入。 潤滑油的防漏主要靠疏導,同時也要設計合理的結(jié)構(gòu)。由于角接觸軸承有泵油作用,而軸承一般是背靠背安裝,所以主軸箱和端蓋之間要有回油通道,以便潤滑和防漏。甩油環(huán)密封結(jié)構(gòu),在工作時就能起到防漏和疏導作用。潤滑油經(jīng)軸承后,向右經(jīng)螺母外流。螺母的外圓有鋸齒形環(huán)槽。主軸旋轉(zhuǎn)時將油泵向壓蓋內(nèi)的空腔,然后經(jīng)回油孔流回主軸箱。鋸齒的方向應逆著油流的方向。環(huán)形槽應有 2-3 條?;赜涂字睆綉M量大一些。20
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