齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設計

含CAD圖紙，聯(lián)系 1538937063.3齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計與計算3.3.1 轉(zhuǎn)向系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。精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR(Nmm)。表3-1 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計算設計計算和說明計算結(jié)果式中 f輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)；轉(zhuǎn)向軸負荷，單位為N；P輪胎氣壓，單位為。f=0.7=10902.5Np=0.179=627826.2作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh為：表3-2 轉(zhuǎn)向盤手力Fh的計算設計計算和說明計算結(jié)果 式中 轉(zhuǎn)向搖臂長, 單位為mm；原地轉(zhuǎn)向阻力矩, 單位為Nmm轉(zhuǎn)向節(jié)臂長, 單位為mm；為轉(zhuǎn)向盤直徑,單位為mm；Iw轉(zhuǎn)向器角傳動比；+轉(zhuǎn)向器正效率。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、不代入數(shù)值。=627826.2=400mmiw=15=90%=290.7N對給定的汽車，用上式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。梯形臂長度的計算：表3-3 梯形臂長度L2的計算設計計算和說明計算結(jié)果輪輞直徑= 16in=1625.4=406.4mm梯形臂長度 =0.8/2= 406.40.8/2=162.6mm,取=160mm=160mm輪胎直徑的計算RT：表3-4 輪胎直徑RT的計算設計計算和說明計算結(jié)果=406.4+0.55205=518.75mm 取=520mm=520mm轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的確定：表3-5 轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的計算設計計算和說明計算結(jié)果=;取=15mm初步估算主動齒輪軸的直徑：表3-6 主動齒輪軸的計算設計計算和說明計算結(jié)果=140MPa取=18mm3.3.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計1. EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的主要元件1) 齒條 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(圖3.3-1）。圖3.3-1 齒條表3-7 齒條的尺寸設計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)()1總長7672直徑303齒數(shù)204法向模數(shù)32) 齒輪 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)使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支承。斜齒的彎曲增加了一對嚙合齒輪參與嚙合的齒數(shù)。相對直齒而言，斜齒的運轉(zhuǎn)趨于平穩(wěn)，并能傳遞更大的動力。表3-8 齒輪軸的尺寸設計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)(mm)1總長1982齒寬603齒數(shù)74法向模數(shù)35螺旋角146螺旋方向左旋3) 轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部 轉(zhuǎn)向橫拉桿與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當這些球頭銷依制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套夾在轉(zhuǎn)向器兩側(cè)的殼體和轉(zhuǎn)向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。轉(zhuǎn)向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。側(cè)面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（見圖3.3-2）。圖3.3-2 轉(zhuǎn)向橫拉桿外接頭1- 橫拉桿 2-鎖緊螺母3-外接頭殼體 4-球頭銷 5-六角開槽螺母 6-球碗 7-端蓋 8-梯形臂 9-開口銷注：轉(zhuǎn)向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉(zhuǎn)向盤的運動。表3-9 轉(zhuǎn)向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)()1橫拉桿總長2812橫拉桿直徑153螺紋長度604外接頭總長1205球頭銷總長626球頭銷螺紋公稱直徑M1017外接頭螺紋公稱直徑M121.58內(nèi)接頭總長65.39內(nèi)接頭螺紋公稱直徑M161.54) 齒條調(diào)整 一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座1和與殼體螺紋連接的調(diào)節(jié)螺塞3之間連有一個彈簧2。此調(diào)節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定4。齒條導向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力，此預緊力會影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋（見圖3.3-3）。圖3.3-3 齒條間隙調(diào)整裝置表3-10 齒條調(diào)整裝置的尺寸設計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)(mm)1導向座外徑402導向座高度293彈簧總?cè)?shù)6.434彈簧節(jié)距7.925彈簧外徑296彈簧工作高度34.597螺塞螺紋公稱直徑M4428螺塞高度289鎖止螺塞高度1010轉(zhuǎn)向器殼體總長/高615/146.511轉(zhuǎn)向器殼體內(nèi)/外徑40/562. 轉(zhuǎn)向傳動比 當轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動大約60。若傳動比是1:1，轉(zhuǎn)向盤旋轉(zhuǎn)1，前輪將轉(zhuǎn)向1，轉(zhuǎn)向盤向任一方向轉(zhuǎn)動30將使前輪從鎖點轉(zhuǎn)向鎖點。這種傳動比過于小，因為轉(zhuǎn)向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉(zhuǎn)向角傳動比必須使前輪轉(zhuǎn)動同樣角度時需要更大的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角。15:1的傳動比較為合理。在這樣的傳動比下，轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動15，前輪轉(zhuǎn)向1。為了計算傳動比，可將鎖點到鎖點過程中轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的度數(shù)除以此時轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的度數(shù)。3. EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的安裝 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器可安在前橫梁上或發(fā)動機后部的前圍板上（見圖3.3-4）。橡膠隔振套包在轉(zhuǎn)向器外，并固定在橫梁上或前圍板上。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的正確安裝高度，使轉(zhuǎn)向橫拉桿和懸架下擺臂可平行安置。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中磨擦點的數(shù)目減少了，因此這種系統(tǒng)輕便緊湊。大多數(shù)承載式車身的前輪驅(qū)動汽車用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向機構(gòu)。由于齒條直接連著梯形臂，這種轉(zhuǎn)向機構(gòu)可提供好的路感。在轉(zhuǎn)向器與支承托架之間裝有大的橡膠隔振墊，這些襯墊有助于減少路面的噪聲、振動從轉(zhuǎn)向器傳到底盤和客艙。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器裝在前橫梁上或前圍板上。轉(zhuǎn)向器的正確安裝對保證轉(zhuǎn)向橫拉桿與懸架下擺臂的平行關(guān)系有重要作用。為保持轉(zhuǎn)向器處在正確的位置，在轉(zhuǎn)向器安裝的位置處，前圍板有所加固。圖3.3-4 轉(zhuǎn)向器的安裝位置4. 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計要求 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)取值范圍多在23mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在57個齒范圍變化，壓力角取20，齒輪螺旋角取值范圍多為915。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應的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1235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。5. 齒輪軸和齒條的設計計算表3-11 齒輪軸和齒條的設計計算設計計算和說明計算結(jié)果1.選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力(1) 選擇材料及熱處理方式小齒輪16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC大齒輪 45鋼 表面淬火，齒面硬度56-56HRC(2) 確定許用應力a)確定和 b)計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。 c)計算許用應力取,=應力修正系數(shù)=2.初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸(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)初選 =8 =20 =0.8 =0.7 =0.89按當量齒數(shù)(4) 初步計算齒輪模數(shù)轉(zhuǎn)矩290.70.16=46.51=46510閉式硬齒面?zhèn)鲃樱待X根彎曲疲勞強度設計。=2.396(5) 確定載荷系數(shù)=1，由,/100=0.00124,=1；對稱布置，取=1.06；取=1.3則=111.061.3=1.378(6) 修正法向模數(shù)=2.396=2.383圓整為標準值，取=33.確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸(1) 分度圓直徑=24.73(2) 齒頂圓直徑=24.73+2=24.73+23(1+0)=30.73(3) 齒根圓直徑=24.73-2=24.73-231.25=17.23(4) 齒寬=0.824.73=19.784因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即。齒輪法面基圓齒距為齒條法面基圓齒距為取齒條法向模數(shù)為=3(5) 齒條齒頂高=3(1+0)=3(6) 齒條齒根高=3(1+0.25-0)=3.75(7) 法面齒距=4.74.校核齒面接觸疲勞強度由表7-5，=189.8由圖7-15，=2.45取=0.8，=0.985所以 =189.82.450.80.985=1677.65.結(jié)構(gòu)設計和繪制零件圖詳見零件圖斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動7級精度46510=1.378=3=24.73=30.73=17.23取=20=3=3.75=4.7齒面接觸疲勞強度滿足要求3.3.3 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運動分析圖3.3-5 轉(zhuǎn)向橫拉桿的運動分析簡圖當轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動約60。當轉(zhuǎn)向輪右轉(zhuǎn)30，即梯形臂或轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至時，齒條左端點移至的距離為30=160cos30=138.564=160-138.564=21.43630=80 =339.3=339.3-80=259.32=340-259.32=80.7同理計算轉(zhuǎn)向輪左轉(zhuǎn)30，轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至時，齒條左端點E移至的距離為=80 =339.3=80+339.3-340=79.3齒輪齒條嚙合長度應大于即 =80.7+79.3=160取L=2003.3.4 齒輪齒條傳動受力分析若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點P的法向力Fn可分解為徑向力Fr和分力F，分力F又可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。=246510/24.73=3761.42=1410.96=937.83N3.3.5 齒輪軸的強度校核1.軸的受力分析(1) 畫軸的受力簡圖。(2) 計算支承反力在垂直面上在水平面上(3) 畫彎矩圖在水平面上，a-a剖面左側(cè)、右側(cè)在垂直面上，a-a剖面左側(cè)a-a剖面右側(cè)合成彎矩，a-a剖面左側(cè)a-a剖面右側(cè)(4) 畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩 =376124.73/2=46636.42.判斷危險剖面顯然，a-a截面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)可能是危險剖面。3.軸的彎扭合成強度校核由機械設計3查得，=60/100=0.6。a-a截面左側(cè)4.軸的疲勞強度安全系數(shù)校核查得, ,；。a-a截面左側(cè)查得；由表查得絕對尺寸系數(shù)軸經(jīng)磨削加工，查得質(zhì)量系數(shù)=1.0。則彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數(shù)查得許用安全系數(shù)S=1.31.5，顯然S>S，故a-a剖面安全。圖3.3-6 齒輪軸校核分析圖3.3.6 間隙調(diào)整彈簧的設計計算設計要求：設計一圓柱形壓縮螺旋彈簧，載荷平穩(wěn)，要求=1411N時，<10mm,彈簧總的工作次數(shù)小于，彈簧中要能寬松地穿過一根直徑為18mm的軸；彈簧兩端固定；外徑,自由高度。(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，載荷性質(zhì)屬類，。(2) 計算彈簧絲直徑表3-12 彈簧絲直徑的計算計算項目計算依據(jù)和內(nèi)容計算結(jié)果1) 選擇旋繞比2) 估3) 初算彈簧絲直徑4) 計算曲度系數(shù)5) 計算彈簧絲的許用切應力6) 計算彈簧絲直徑取=4按30mm、16mm,取=6=1.404=0.45=0.451700=765=5.150取=4=1.404=765取=5(3) 計算彈簧圈數(shù)和彈簧的自由高度表3-13 彈簧圈數(shù)和自由高度的計算計算項目計算依據(jù)和內(nèi)容計算結(jié)果1)工作圈數(shù)2)總?cè)?shù)3)節(jié)距4)自由高度=4.43各端死圈取1，故,則,取=4.437.92+1.55=42.59=4.43=6.5=7.92=42.59(4) 穩(wěn)定性驗算 高徑比 b=H0/D2=42.59/20=2.1295<5.3滿足穩(wěn)定性要求。(5) 檢查及1鄰圈間隙 =t-d=7.92-5=2.92mm彈簧單圈的最大變形量 max/n=8/4.43=1.81mm故在最大載荷作用下仍留有間隙1, 1=2.92-1.81=1.11>0.1d(6) 幾何參數(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸的確定 彈簧外徑 D=D2+d=24+5=29mm彈簧內(nèi)徑 D1=D2-d=24-5=19mm(7) 彈簧工作圖s=1.25=1.25765=956.25MPa彈簧的極限載荷Flim=3.1452956.25/(841.4)=1670N彈簧的安裝載荷Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=800005/(8434.43)=176.35N/mm安裝變形量 min=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm最大變形量 max=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm極限變形量 lim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm安裝高度 H1=H0-min=42.59-7.20=35.39mm工作高度 H2=H0-max=42.59-8=34.59mm極限高度 H3=H0-lim=42.59-9.47=33.12mm3.3.7 齒輪軸軸承的校核校核3024圓錐滾子軸承，軸承間距75mm,軸承轉(zhuǎn)速n=15r/min,預期壽命Lh=12000h1.初步計算當量動負荷=0.665>eX=0.56,暫選一近似中間值Y=1.5。另查表得fp=1.2P=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56705.5+1.5468.9)=1318.12N2.計算軸承應有的基本額定動負荷Cr查表得,ft=1,又=3Cr=3.初選軸承型號查機械工程及自動化簡明設計手冊,選擇6204軸承,Cr=12.8KN，其基本額定靜負荷Cor=6.65KN4.驗算并確定軸承型號1) FA/Cor=469/6650=0.071,e為0.27,軸向載荷系數(shù)Y應為1.62) 計算當量動載荷Pr=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56141143/75+1.6469)=1444N3) 驗算6204軸承的壽命Lh= >12000h即高于預期壽命，能滿足要求。上軸承選擇比下軸承稍大的型號6205,同樣滿足要求。3.3.8 鍵的計算p= p=120MPa式中 T傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為Nmm；d軸的直徑，單位為mm；l鍵的接觸長度，單位為mm；K鍵與輪轂接觸高度，Kh/2,單位為mm；p許用擠壓應力，單位為MPa。選用A型鍵 公稱尺寸bh=66根據(jù)具體情，鍵的接觸長度l應該大于15mm,則L15+6=21mm圓頭普通平鍵(A型)的尺寸參考GB1096-79鍵和鍵槽的斷面尺寸參考GB1095-79