齿轮齿条式转向器设计
辽宁工程技术大学课程设计1 齿轮齿条式转向器简介1.1 齿轮齿条式转向系转向系是通过对 左、右转向之间的合理匹配来保证汽车能沿着理想的轨迹 运动的机构,它由转向操纵机构 转向器 和专项传动机构组成 。 齿轮齿条机械转向器是将司机对转向盘的转动变为或齿条沿转向车轴轴向 的移动,并按照一定的角传动比和力传动比进行传递的机构。 机械转向器与动力系统相结合,构成动力转向系统。高级轿车和中兴载货汽 车为了使转向轻便,多采用这种动力转向系统。采用液力式动力转向时,由于液 体的阻尼作用,吸收了路面上的冲击载荷,故可采用可逆程度大、正效率又高的 转向器结构。1.2 转向系设计要求通常,对转向系的主要要求是: (1)保证汽车有较高的机动性,在有限的场地面积内,具有迅速和小半径转 弯的能力,同时操作轻便; (2) 汽车转向时,全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转,不应有侧滑; (3) 传给转向盘的反冲要尽可能的小; (4) 转向后,转向盘应自动回正,并应使汽车保持在稳定的直线行驶状态; (5) 发生车祸时,当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时,转向 系统最好有保护机构防止伤及乘员; (6) 转向器和专项传动机构因摩擦产生间隙时,应能调整而消除之。1
李正汉:机械式转向器设计—齿轮齿条式2 转向系主要性能参数2.1 转向器的效率功率P1从转向轴输入,经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率,用符号 η+表示,η+=(P1—P2)/Pl;反之称为逆效率,用符号η-表示,η- =(P3—P2)/ P3。式中,P2为转向器中的摩擦功率;P3为作用在转向摇臂轴上的功率。为了保 证转向时驾驶员转动转向盘轻便,要求正效率高。为了保证汽车转向后转向轮和 转向盘能自动返回到直线行驶位置,又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路 面上行驶时驾驶员的疲劳,车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小, 防止打手又要求此逆效率尽可能低。2.1.1 转向器正效率η +影响转向器正效率的因素有:转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质 量等。 (1)转向器类型、结构特点与效率 在前述四种转向器中,齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高, 而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器 的正效率要明显的低些。 同一类型转向器,因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与 支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承等三种结构之一。 第一种结构除滚轮与滚针之间有摩擦损失外, 滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩 擦损失,故这种转向器的效率仅有54%。另外两种结构的转向器效率,根据试验 结果分别为70%和75%。 转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响, 用滚针轴承比用滑动轴承可使正或 逆效率提高约10%。 (2)转向器的结构参数与效率 如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失,只考虑啮合副的摩擦损失,对于蜗杆和螺杆类转向器,其效率可用下式计算η+ =tan α 0 tan(α 0 + ρ )(2.1)2
辽宁工程技术大学课程设计式中,αo为蜗杆(或螺杆)的螺线导程角;ρ为摩擦角,ρ=arctanf;f为摩 擦因数。2.1.2 转向器逆效率η根据逆效率大小不同,转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在车轮上的力,经过转向系可大部分传递到转向盘,这种逆效率较 高的转向器属于可逆式。它能保证转向后,转向轮和转向盘自动回正。这既减轻 了驾驶员的疲劳,又提高了行驶安全性。但是,在不平路面上行驶时,车轮受到 的冲击力,能大部分传至转向盘,造成驾驶员“打手”,使之精神状态紧张,如 果长时间在不平路面上行驶,易使驾驶员疲劳,影响安全驾驶。属于可逆式的转 向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。 不可逆式转向器,是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击 力由转向传动机构的零件承受,因而这些零件容易损坏。同时,它既不能保证车 轮自动回正,驾驶员又缺乏路面感觉;因此,现代汽车不采用这种转向器。 极限可逆式转向器介于上述两者之间。在车轮受到冲击力作用时,此力只有 较小一部分传至转向盘。它的逆效率较低,在不平路面上行驶时,驾驶员并不十 分紧张,同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。 如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失,只考虑啮合副的摩擦损失,则逆效率 可用下式计算η− =(2.2)tan α 0 − ρ) ( tan α 0式(2.1)和式(2.2)表明:增加导程角αo,正、逆效率均增大。受η-增大的影 响,αo不宜取得过大。当导程角小于或等于摩擦角时,逆效率为负值或者为零, 此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此,导程角必须大于摩擦角。通常螺线 导程角选在8°~10°之间。2.2 传动比的变化特性2.2.1 转向系传动比转向系的传动比包括转向系的角传动比 i wo 和转向系的力传动比 i p3
李正汉:机械式转向器设计—齿轮齿条式从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力 Fh之比,称为力传动比,即 ip=2Fw/Fh 。 转向盘转动角速度 ωw 与同侧转向节偏转角速度 ωk 之比, 称为转向系角传 动比 i wo ,即; i wo =ω w dϕ dt dϕ = = 式中,dφ 为转向盘转角增量;dβk 为 ω k dβ k dt dβ k转向节转角增量;dt为时间增量。它又由转向器角传动比iw 和转向传动机构角 传动比iw′ 所组成,即 iwo=iw iw′ 。 转向盘角速度ωw 与摇臂轴转动角速度ωK之比,称为转向器角传动比iw′, 即 iw =ωw dϕ dt dϕ = = 。 ω p dβ p dt dβ p式中,dβp为摇臂轴转角增量。此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。 摇臂轴转动角速度ωp与同侧转向节偏转角速度ωk之比,称为转向传动机构 的角传动比iw′,即 i w ’ =ω p dβ p dt dβ k = = 。 ω k dβ k dt dβ k2.2.2.力传动比与转向系角传动比的关系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矩 Mr 之间有 如下关系FW = Mr a(2.3)式中,α为主销偏移距,指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至 车轮中心平面与支承平面交线间的距离。 作用在转向盘上的手力Fh可用下式表示Fh =2M h DSW(2.4)式中,Mh为作用在转向盘上的力矩;Dsw为转向盘直径。 将式(1.3)、式(1.4)代入 ip=2Fw/Fh 后得到iP =M r Dsw M ha(2.5)分析式(2.5)可知,当主销偏移距a小时,力传动比 ip 应取大些才能保证转4
辽宁工程技术大学课程设计向轻便。通常轿车的 a 值在0.4~0.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取,而 货车的d值在40~60mm范围内选取。 转向盘直径 Dsw 根据车型不同在JB4505—86 转向盘尺寸标准中规定的系列内选取。 如果忽略摩擦损失,根据能量守恒原理,2Mr/Mh可用下式表示2M r dϕ = = i wo Mh dβ k将式(1.6)代人式(1.5)后得到iP = i wo D sw 2a(2.6)(2.7)当 α 和 Dsw 不变时,力传动比 ip 越大,虽然转向越轻,但 iwo 也越大, 表明转向不灵敏。 根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等, 即 Pbl=Pb2 。其中齿轮基圆齿距 Pbl=πmlcosα1,齿条基圆齿距 Pb2=πm2cosα2 。由上述两式可知:当齿轮具有标 准模数m1和标准压力角α1与一个具有变模数m2、变压力角α2的齿条相啮合,并始 终保持 m1cosoαl=m2cosoα2时,它们就可以啮合运转。如果齿条中部(相当汽车 直线行驶位置)齿的压力角最大,向两端逐渐减小(模数也随之减小),则主动齿 轮啮合半径也减小,致使转向盘每转动某同一角度时,齿条行程也随之减小。因 此, 转向器的传动比是变化的。 循环球齿条齿扇式转向器的角传动比 iw=2πr/P。因结构原因,螺距 P 不能变化,但可以用改变齿扇啮合半径 r 的方法, 达到使循环球齿条齿扇式转向器实现变速比的目的。 随转向盘转角变化,转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。 影响选取角传动比变化规律的因素, 主要是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的 要求。若转向轴负荷小,在转向盘全转角范围内,驾驶员不存在转向沉重问题。 装用动力转向的汽车,因转向阻力矩由动力装置克服,所以在上述两种情况下, 均应取较小的转向器角传动比并能减少转向盘转动的总圈数, 以提高汽车的机动 能力。 转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。 过小则在汽车高速直线行驶 时,对转向盘转角过分敏感和使反冲效应加大,使驾驶员精确控制转向轮的运动 有困难。直行位置的转向器角传动比不宜低于15~16。5
李正汉:机械式转向器设计—齿轮齿条式3 齿轮齿条式式转向器设计计算3.1 参数选择由汽车类型齿轮齿条式转向器的齿轮模数为:m=3mm,齿数为 z=7,压力角 为 α =20 o ,螺旋角为 β = 14 o 。 齿条模数:m=3mm,齿数为 z=21,压力角 α =20 o ,螺旋角为 β = 14 o 。3.2 齿轮齿条式转向器的设计与计算3.2.1 转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全,组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零 件的强度,需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。为转动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系中的内摩擦阻力等。 精确地计算出这些力是困难的。 为此用足够精确的半经验公式来计算汽车在 沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩 MR(N·mm)。表 3-1 原地转向阻力矩 MR 的计算 Table 3-1 steering resistance moment calculation of MR设计计算和说明3 f G 1 0.7 10902.5 3 MR = = = 627826.2N ⋅ mm 3 p 3 0.179计算结果 f=0.7G1 =10902.5Np=0.179 MPa式中 f——轮胎和路面间的滑动摩擦因数;G1 ——转向轴负荷,单位为 N;P——轮胎气压,单位为 MPa 。 作用在转向盘上的手力 Fh 为:M R =627826.2N ⋅ mm6
辽宁工程技术大学课程设计 表3-2 转向盘手力 Fh 的计算 Table 3-2 steering efforts Fh calculation 设计计算和说明 计算结果Fh =式中2 L1 MRLD i2 SWWη+=2 × 627826 .2 = 244 .8 N 380 × 15 × 90 %L1 ——转向摇臂长, 单位为 mm; M R ——原地转向阻力矩, 单位为 N·mm L2 ——转向节臂长, 单位为 mm;DSW ——为转向盘直径,单位为 mm;Iw——转向器角传动比;M R =627826.2N ⋅ mm DSW =380mmiw=15η + =90%Fh =244.8Nη+——转向器正效率。因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂,故 L1 、 L2 不 代入数值。对给定的汽车,用上式计算出来的作用力是最大值。因此,可以用此值作为 计算载荷。 梯形臂长度的计算 L2 :表 3-3 梯形臂长度 L2 的计算 Table 3-3 trapezoid arm length L2 is calculated设计计算和说明 轮辋直径 R LW = 15in=15×25.4=381mm 梯形臂长度 L2 = R LW ×0.8/2=381×0.8/2 =152.4mm,取 L2 =150mm 轮胎直径的计算 RT: 表3-4 轮胎直径 RT 的计算 Table 3-4 tire diameter RT calculation计算结果L2 =150mm设计计算和说明计算结果7
李正汉:机械式转向器设计—齿轮齿条式RT = RLW + 0.55 × 205 =381+0.55×205=493.75mm取 RT =500mm 转向横拉杆直径的确定: 表3-5 转向横拉杆直径的计算 Table 3-5 steering cross rod diameter calculationRT =500mm设计计算和说明计算结果d ≥4M R = a π [σ ]4 × 627 .83 × 10 − 3 m = 4 .811 mm 0 .16 × π × 216取 d min =18mma = L2 ; [σ ] = 216MPa; M R = 627.83N ⋅ m初步估算主动齿轮轴的直径: 表 3-6 主动齿轮轴的计算 Table 3-6 driving gear shaft calculation设计计算和说明计算结果d ≥316 Mn max = π [τ ]316 × 244 .8 × 0 .15 −2 × 10 m = 11 .01 mm π × 140取 d min =16mm[τ ] =140MPa3.2.2 齿轮齿条式转向器的设计1. EPS 系统齿轮齿条转向器的主要元件 1) 齿条齿条是在金属壳体内来回滑动的,加工有齿形的金属条。转向器壳体是安装在前横梁或前围板的固定位置上的。 齿条代替梯形转向杆系的摇杆和 转向摇臂,并保证转向横拉杆在适当的高度以使他们与悬架下摆臂平行。齿条可 以比作是梯形转向杆系的转向直拉杆。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条 的横向运动拉动或推动转向横拉杆,使前轮转向(图 3.3-1) 。8
辽宁工程技术大学课程设计图 3.3-1 齿条 Figure 3.3-1 rack 表 3-7 齿条的尺寸设计参数 Table 3-7 rack size design parameters序号 1 2 3 4项目 总长 直径 齿数 法向模数符号尺寸参数( mm ) 767 30 21 3LΦZ2 Mn22) 齿轮齿轮是一只切有齿形的轴。它安装在转向器壳体上并使其齿与齿条上的齿相啮合。齿轮齿条上的齿可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴上端与转向 柱内的转向轴相连。因此,转向盘的旋转使齿条横向移动以操纵前轮。齿轮轴由 安装在转向器壳体上的球轴承支承。 斜齿的弯曲增加了一对啮合齿轮参与啮合的齿数。相对直齿而言,斜齿的运 转趋于平稳,并能传递更大的动力。表 3-8 齿轮轴的尺寸设计参数 Table 3-8 gear shaft size design parameters序号 1 2项目 总长 齿宽符号尺寸参数(mm) 130 559LB1
李正汉:机械式转向器设计—齿轮齿条式3 4 5 6齿数 法向模数 螺旋角 螺旋方向Z1 Mn17 3 14° 左旋β3) 转向横拉杆及其端部转向横拉杆与梯形转向杆系的相似。球头销通过螺纹与齿条连接。当这些球头销依制造厂的规范拧紧时,在球头销上就作用了一 个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上,这些防尘套阻止杂物 进入球销及齿条中。 转向横拉杆端部与外端用螺纹联接。这些端部与梯形转向杆系的相似。侧面 螺母将横拉杆外端与横拉杆锁紧(见图 3.3-2) 。 注:转向反馈是由前轮遇到不平路面而引起的转向盘的运动。1- 横拉杆 2-锁紧螺母 3-外接 头壳体 4-球头销 5-六角开槽螺 母 6-球碗 7-端盖 8-梯形臂 9开口销图 3.3-2 转向横拉杆外接头 Figure 3.3-2 steering tie rod joints 表 3-9 转向横拉杆及接头的尺寸设计参数 Table 3-9 steering cross rod and the size of the connector design parameters序号 1 2 3 4 5项目 横拉杆总长 横拉杆直径 螺纹长度 外接头总长 球头销总长符号尺寸参数( mm ) 239.52 15 60 120 6210La Φ LaLMLWLQX
辽宁工程技术大学课程设计6 7 8 9球头销螺纹公称直径 外接头螺纹公称直径 内接头总长 内接头螺纹公称直径d qxdw LN dnM10×1 M12×1.5 65.3 M16×1.54) 齿条调整一个齿条导向座安装在齿条光滑的一面。齿条导向座 1 和与壳体螺纹连接的调节螺塞 3 之间连有一个弹簧 2。 此调节螺塞由锁紧螺母固定 4。 齿条导向座的调节使齿轮、齿条间有一定预紧力,此预紧力会影响转向冲击、噪 声及反馈(见图 3.3-3) 。图 3.2-3 齿条间隙调整装置 Figure 3.2-3 rack clearance adjusting device 表 3-10 齿条调整装置的尺寸设计参数 Table 3-10 rack adjusting device size design parameters序号 1 2 3 4 5项目 导向座外径 导向座高度 弹簧总圈数 弹簧节距 弹簧外径符号尺寸参数(mm) 40 29 6.43 7.92 29LB1nt D11
李正汉:机械式转向器设计—齿轮齿条式6 7 8 9 10 11弹簧工作高度 螺塞螺纹公称直径 螺塞高度 锁止螺塞高度 转向器壳体总长/高 转向器壳体内/外径H2dS HS H SS Lk / H k Φ nk / Φ wk34.59 M44×2 28 10 615/146.5 40/562. 转向传动比当转向盘从锁点向锁点转动,每只前轮大约从其正前方开始转动 30°,因而前轮从左到右总共转动大约 60°。若传动比是 1:1,转向盘旋转 1°,前轮将转向 1°,转向盘向任一方向转动 30°将使前轮从锁点转向锁点。这种 传动比过于小,因为转向盘最轻微的运动将会使车辆突然改变方向。转向角传动 比必须使前轮转动同样角度时需要更大的转向盘转角。 15:1 的传动比较为合理。在这样的传动比下,转向盘每转动 15°,前轮转向 1°。为了计算传动比,可将锁点到锁点过程中转向盘转角的度数除以此时转向轮 转角的度数。 3. EPS 系统齿轮齿条转向器的安装 齿轮齿条式转向器可安在前横梁上或发动机后部的前围板上(见图 3.3-4) 。橡胶隔振套包在转向器外,并固定在横梁 上或前围板上。齿轮齿条转向器的正确安装高度,使转向横拉杆和悬架下摆臂可 平行安置。 齿轮齿条式转向系统中磨擦点的数目减少了, 因此这种系统轻便紧凑。 大多数承载式车身的前轮驱动汽车用齿轮齿条式转向机构。 由于齿条直接连着梯 形臂,这种转向机构可提供好的路感。 在转向器与支承托架之间装有大的橡胶隔振垫, 这些衬垫有助于减少路面的 噪声、 振动从转向器传到底盘和客舱。 齿轮齿条转向器装在前横梁上或前围板上。 转向器的正确安装对保证转向横拉杆与悬架下摆臂的平行关系有重要作用。 为保 持转向器处在正确的位置,在转向器安装的位置处,前围板有所加固。12
辽宁工程技术大学课程设计图 3.2-4 转向器的安装位置 Figure 3.2-4 steering installation position4. 齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数取值范围多在 2~3mm 之间。主动小齿轮齿数多数在 5~7 个齿范围变化,压力角取 20°,齿轮螺旋角取值范围多为 9°~15°。齿条齿数应 根据转向轮达到最大偏转角时,相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比 的齿条压力角,对现有结构在 12°~35°范围内变化。此外,设计时应验算齿轮的 抗弯强度和接触强度。 主动小齿轮选用 16MnCr5 或 15CrNi6 材料制造,而齿条常采用 45 钢制造。 为减轻质量,壳体用铝合金压铸。5. 齿轮轴和齿条的设计计算 表 3-11 齿轮轴和齿条的设计计算 Table 3-11 gear shaft and rack design calculation设计计算和说明计算结果13
李正汉:机械式转向器设计—齿轮齿条式1.选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力 (1) 选择材料及热处理方式 小齿轮 16MnCr5 渗碳淬火,齿面硬度 56-62HRC 大齿轮 45 钢 表面淬火,齿面硬度 56-56HRC (2) 确定许用应力[σ H ] = [σ F ] =σ H lim Z NS Hminσ F lim YST YNS Fmina)确定 σ H lim 和 σ F limσ H lim 1 = 1500MPa σ H lim 2 = 1300MPa σ F lim 1 = 425MPa σ F lim 2 = 375MPab)计算应力循环次数 N,确定寿命系数 Z N 、 YN 。σ H lim 1 = 1500MPa σ H lim 2 = 1300MPa σ F lim 1 = 425MPa σ F lim 2 = 375MPaN 1 = N 2 = 2.16 × 10 7 Z N 1 = 1.32 YN 1 = 1 = Y N 2 = 1980 MPaN 1 = 60an1t = 60 × 1 × 15 × (10 × 8 × 300 ) = 2.16 × 10 7 = N 2 Z N 1 = 1.32 YN 1 = 1 = YN 2c)计算许用应力 取 S H min = 1 , S F min = 1.4[σ H 1 ] = [σ H 2 ] =σ H lim 1 Z N1 1500 × 1.32S Hmin=1σ H lim 2 Z N2 1300 × 1.32S Hmin=[σ H 1 ] = 1980MPa= 1716 MPa1应力修正系数 YST = 2[σ H 2 ] = 1716MPa[σ F 1 ] = [σ F 2 ] =σ F lim 1 YST YN1S Fmin=425 × 2 × 1 = 607.14 MPa 1 .4 375 × 2 × 1 = 535.7 MPa 1 .4σ F lim 2 YST YN2S Fmin=[σ F 1 ] = 607.14MPa [σ F 2 ] = 535.7 MPa2.初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 (1) 选择齿轮类型 根据齿轮传动的工作条件, 选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动14
辽宁工程技术大学课程设计 方案 (2) 选择齿轮传动精度等级 选用 7 级精度 (3) 初选参数 初选 K t = 1.4 β = 14° Z1 =7 Z 2 =21 Φ d =0.8 7 级精度 斜齿圆柱齿轮与斜齿 齿条啮合传动Yε =0.7 Yβ =0.89按当量齿数 Z V = Z / cos β = 7 / cos 14° = 7.663 3YFS 1 = 5.6(4) 初步计算齿轮模数 m n 转矩 T1 = 290.7×0.16=46.51 N ⋅ m =39168 N ⋅ mm 闭式硬齿面传动,按齿根弯曲疲劳强度设计。T1 = 39168 N ⋅ mmmnt = 32 K t T1 cos 2 β Yε Yβφd Z2 1⋅YFS [σ F ]=32 × 1.4 × 39168 × cos 2 14° × 0.7 × 0.89 5.6 ⋅ 607.14 0 .8 × 7 2=2.474 mm (5) 确定载荷系数 KK A =1,由 υ t =πmnt z1 n160 × 1000 cos β= 0.0128m / s ,vZ1 /100=0.000896, K V =1;对称布置,取 K β =1.06;取 K α =1.3 则 K = K A ⋅ K V ⋅ K β ⋅ K α =1×1×1.06×1.3=1.378 (6) 修正法向模数mn = mnt 3 KKt=2.474× 3 1.3781 .4=2.461mmK =1.378圆整为标准值,取 m n =3 mm 3.确定齿轮传动主要参数和几何尺寸 (1) 分度圆直径 dmn =3 mmd1 =m n z1 3× 7 = =21.64 mm cos β cos 14°(2) 齿顶圆直径 d a1d a1 = d + 2ha =21.64+2 mn h + Xn(∗ an)d1 =21.64 mm15
李正汉:机械式转向器设计—齿轮齿条式=21.64+2×3(1+0)=27.64 mm (3) 齿根圆直径 d f∗ ∗ d f 1 = d − 2h f =21.64-2 m n han + C n − Xn()d a1 =27.64 mm=21.64-2×3×1.25=14.14 mm (4) 齿宽 bb = Φ d d 1 =0.8×21.64=17.312 mm因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等,即 Pb1 = Pb 2 。 齿轮法面基圆齿距为 Pb1 = πm n1 cos α 1 齿条法面基圆齿距为 Pb 2 = πm n 2 cos α 2 取齿条法向模数为 m n 2 =3 (5) 齿条齿顶高 ha 2∗ ha 2 = mn (han + Xn ) =3×(1+0)=3 mmd f 1 =14.14 mm取 b2 =20 mm(6) 齿条齿根高 h f 2∗ ∗ h f 2 = mn han + C n − Xn =3(1+0.25-0)=3.75 mm()(7) 法面齿距 S n 2ha 2 =3 mmS n 2 = (π / 2 + 2 Xn tan α n )mn =4.71 mm4.校核齿面接触疲劳强度h f 2 =3.75 mmσ H = Z H Z E Zε Z β2 KT1 u ± 1 ⋅ ≤ [σ H ] 2 u bd1S n 2 =4.7 mm由表 7-5, Z E =189.8 MPa 由图 7-15, Z H =2.45 取 Zε =0.8, Z β = cos β =0.985 所以 ×σ H =189.8×2.45×0.8×0.9852 × 1.378 × 29168 2 MPa × 1 18 × 21.64 2=1311.28 MPa
辽宁工程技术大学课程设计3.2.3 齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析图 3.3-5 转向横拉杆的运动分析简图 Figure 3.3-5 steering cross rod motion analysis diagram当转向盘从锁点向锁点转动,每只前轮大约从其正前方开始转动 30°,因而 前轮从左到右总共转动约 60°。 当转向轮右转 30°, 即梯形臂或转向节由 OC 绕圆 心 O 转至 OA 时,齿条左端点 E 移至 EA 的距离为 l1OD = OA cos 30°=150×cos30°=129.904 mmDC = OC − OD =150-129.904=20.096 mm AD = OA sin 30°=75 mm AA′ = DCAE A = CE = BE B = 340mm A′C = AD2 2 = 340 − 20.096 =339.4 mmA′ E A =2 AE A − AA' 2CE A = A′E A − A′C =339.4-80=259.4 mm17
李正汉:机械式转向器设计—齿轮齿条式l1 = CE − CE A =340-259.4=80.6 mm同理计算转向轮左转 30°,转向节由 OC 绕圆心 O 转至 OB 时,齿条左端点 E 移至 E B 的距离为 l 2DB = DA =75 mm DC = BB ′2 B ′E B = BE B − BB ′ 2 = 340 2 − 20.096 2=339.4 mml 2 = EE B = CB ′ + B ′E B − CE =75+339.4-340=74.4 mm齿轮齿条啮合长度应大于 l1 + l 2 即 取 L=200 mmL > l1 + l 2 =80.6+74.4=160 mm3.2.4 齿轮齿条传动受力分析若略去齿面间的摩擦力,则作用于节点 P 的法向力 Fn 可分解为径向力 Fr 和分力 F,分力 F 又可分解为圆周力 Ft 和轴向力 Fa。 Ft = 2T1 / d1 =2×39168/21.64=3619.96 N Fr = Ft tan α n / cos β = 3619.98 tan 20° / cos 14° =1357.90 N Fa = Ft tan β = 3619.98 tan 14° =937.83902.561.轴的受力分析 (1) 画轴的受力简图。 (2) 计算支承反力在垂直面上 l 2 Fr1 + Fa1 l1 + l 2 d 2 = 39 × 1357.9 + 902.56 × 10.82 = 804.15 N 78FRAV =FRBV = Fr1 − FRAV = 1357.9 − 804.15 = 553.75 N 在水平面上18
辽宁工程技术大学课程设计FRAH = FRBH =Ft1 3619.98 = = 1809.98 N 2 2(3) 画弯矩图 在水平面上,a-a 剖面左侧、右侧 ′ M aH = M aH = FRAH ⋅ l1 = 1809.98 × 39 = 70589.22 N ⋅ mm 在垂直面上,a-a 剖面左侧 M aV = FRAV ⋅ l1 = 804.15 × 39 = 31361.85 N ⋅ mm a-a 剖面右侧 ′ M aV = FRBV ⋅ l 2 = 553.75 × 39 = 21596.25 N ⋅ mm 合成弯矩,a-a 剖面左侧2 2 M a = M aH + M aV = 70589.22 2 + 31361.85 2 = 77242.5 N ⋅ mma-a 剖面右侧′ ′2 ′2 M a = M aH + M aV = 70589.22 2 + 21598.25 2 = 73818.94 N ⋅ mm(4) 画转矩图 转矩 T = Ft1 ⋅ d / 2 =3619.96×10.82=39167.97 N ⋅ mm2.判断危险剖面 显然,a-a 截面左侧合成弯矩最大、扭矩为 T,该截面左侧可能是危险剖面。 3.轴的弯扭合成强度校核 由《机械设计》[3]查得 [σ ] = [σ −1 ]b = 60 MPa , [σ 0 ]b = 100 MPa ,α = [σ −1 ]b /[σ 0 ]b =60/100=0.6。a-a 截面左侧W ≈πd 332=π × 21 .64 332= 994 .38 mm 3σe =M 2 + (αT ) 2 = W77242.45 2 + (0.6 × 39167.97 ) MPa = 79.26 MPa
李正汉:机械式转向器设计—齿轮齿条式ψ σ = 0.2,ψ τ = 0.1 。a-a 截面左侧 WT ≈ 查得πd 316= 2W = 2 × 994.38 = 1988.76mm 3 ;由表查得绝对尺寸系数K σ = 2.10, Kτ = 1.72ε σ = 0.91 ε τ = 0.89; , 轴经磨削加工,查得质量系数 β=1.0。则σb =M 77242.45 = MPa = 77.7 MPa W 994.38弯曲应力 应力幅 平均应力σ a = σ b = 54.3MPa σm = 0τT =切应力T 39167.97 = MPa = 19.69 MPa WT 1988.76τa =τm =安全系数Sσ =τT2=19.69 MPa = 9.845MPa 2σ −1 βε σKσσ a +ψ σ σ m τ −1==300 = 21.67 2.10 × 77.7 + 0.2 × 0 1.0 × 0.91 155 = 8.14Sτ =βε τS=Kττ a +ψ τ σ m=1.72 × 9.845 + 0.1 × 0 1.0 × 0.89 = 1.64S σ Sτ2 S σ + Sτ21.67 × 8.14 1.67 2 + 8.14 2查得许用安全系数[S]=1.3~1.5,显然 S>[S],故 a-a 剖面安全。20
图3.3-6 齿轮轴校核分析图
Figure 3.3-6 check analysis of gear shaft
3.2.5 间隙调整弹簧的设计计算
设计要求:设计一圆柱形压缩螺旋弹簧,载荷平稳,要求
max
4
Fmax
=1411N时,
H45mm
θ18mm的轴;弹簧两端固定;外径D30mm,自由高度0。
(1) 选择材料
由弹簧工作条件可知,对材料无特殊要求,选用C组碳素弹簧钢丝。因弹
4
簧的工作次数小于10,载荷性质属Ⅱ类,[]0.45B。
(2) 计算弹簧丝直径d
表3-12 弹簧丝直径d的计算
Table 3-12 spring wire diameter calculation
(3) 计算弹簧圈数和弹簧的自由高度
表3-13 弹簧圈数和自由高度的计算
Table 3-13 coil number and free height calculation
(4) 稳定性验算
高径比 b=H0/D2=42.59/20=2.1295
满足稳定性要求。 (5) 检查δ及δ1
邻圈间隙 δ=t-d=7.92-5=2.92mm 弹簧单圈的最大变形量 λmax/n=8/4.43=1.81mm 故在最大载荷作用下仍留有间隙δ1, δ1=2.92-1.81=1.11>0.1d (6) 几何参数和结构尺寸的确定
弹簧外径 D=D2+d=24+5=29mm 弹簧内径 D1=D2-d=24-5=19mm (7) 弹簧工作图
ηs=1.25[η]=1.25×765=956.25MPa 弹簧的极限载荷
d2
s
Flim=8CK
=3.14×52×956.25/(8×4×1.4)=1670N
弹簧的安装载荷
Fmin=0.9Fmax=0.9×1411=1269.9N
弹簧刚度 Cs=Gd/(8C3n)=80000×5/(8×43×4.43)=176.35N/mm 安装变形量 λmin=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm 最大变形量 λmax=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm 极限变形量 λlim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm 安装高度 H1=H0-λmin=42.59-7.20=35.39mm 工作高度 H2=H0-λmax=42.59-8=34.59mm 极限高度 H3=H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm
3.2.6 齿轮轴轴承的校核
校核轴承,轴承间距75mm,轴承转速n=15r/min,预期寿命L′h=12000h 1.初步计算当量动负荷
FA937.83FR
1410.96
0.665e
X=0.56,暂选一近似中间值Y=1.5。另查表得fp=1.2 P′=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×705.5+1.5×468.9)=1318.12N 2.计算轴承应有的基本额定动负荷C′r 查表得,ft=1,又ε=3
C'r
Prft
60nLh10
6
1318.12601512000
10
6
2913.6N
3.初选轴承型号
查《机械工程及自动化简明设计手册》,选择6204轴承,Cr=12.8KN,其基本额定静负荷Cor=6.65KN
4.验算并确定轴承型号
1) FA/Cor=469/6650=0.071,e为0.27,轴向载荷系数Y应为1.6 2) 计算当量动载荷
Pr=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×1411×43/75+1.6×469)=1444N 3) 验算6204轴承的寿命
16667ftCr
nPr
Lh=
16667112800773917h
151444
3
>12000h
即高于预期寿命,能满足要求。上轴承选择比下轴承稍大的型号6205,同样满足要求。
3.2.7 键的计算
2T
∵ζp=
l
dlk
[p]
[ζp]=120MPa
246510203120
12.92mm
2TdK[p]
式中 T——传递的转矩,单位为N·mm; d——轴的直径,单位为mm; l——键的接触长度,单位为mm;
K——键与轮毂接触高度,K≈h/2,单位为mm; [ζp]——许用挤压应力,单位为MPa。
选用A型键 公称尺寸b×h=6×6
根据具体情,键的接触长度l应该大于15mm,则L≥15+6=21mm 圆头普通平键(A型)的尺寸参考GB1096-79 键和键槽的断面尺寸参考GB1095-79
4结论
通过计算和画图一些尺寸被重新修订,在这次设计中我学到了汽车设计的许多知识,边计算边画图,从开始选择汽车转向器的效率开始,然后设计转向器齿条齿扇机构,经过校核强度,再进行参数调整,进行修改。在设计中,我对一些知识又有了重新认识,系统的学习了转向器部分的知识,但深知自己还欠缺很多知识,在设计中会存在一些毛病,我期待我今后能有机会改进。
汽车设计涉及到许多知识,做设计的人必须认真细致地对待,从设计参数出发,深入细节,并能勇于突破创新,敢于修改,乐于改进。这次课程设计使我受益匪浅。
参考文献
[1] 林家让主编.汽车构造底盘篇.北京:电子工业出版社,2004.1 [2] 陈家瑞主编.汽车构造:下册.北京:人民邮电出版社,2000 [3] 庄继德.汽车系统工程.北京:机械工业出版社,1997 [4] 汪卸建主编.汽车底盘简明教学图解.电子工业出版社,2003 [5] 周林福主编.汽车底盘构造于维修.北京:人民交通出版社,2002 [6] 余志生主编.汽车理论.北京:机械工业出版社,2001
[7] 龚微寒主编.汽车现代设计制造.北京:人民交通出版社,1995 [8] 巩云鹏主编.机械设计课程设计.沈阳:东北大学出版2002.12 [9] 蔡春源主编.机械零件设计手册.北京:冶金工业出版社,1994 [10] 郑志祥,刘天一.机械零件.北京:机械工业出版社,1992 [11] 许镇宇,朱景梓.机械零件.北京:人民教育出版社,1998