中間輸出機械齒輪齒條式轉向器設計含2張CAD圖

中間輸出機械齒輪齒條式轉向器設計含2張CAD圖,中間,輸出,機械,齒輪,齒條,轉向器,設計,cad 中間輸出機械齒輪齒條式轉向器設計 摘要 本設計主要設計一種新型的中間輸出機械齒輪齒條式轉向器。論文首先分析齒輪齒條式轉向器在實際工作中受各種因素的影響，分析其工作環(huán)境，同時對轉向系的空間位置及結構特點進行適當?shù)姆治觯罱K確定轉向梯形的型式，然后簡單地概述轉向傳動的機構。最后確定轉向器的結構和布置形式，分析了轉向器的嚙合傳動的特點和傳動效率，對轉向器的零部件尺寸進行計算。根據(jù)對轉向器進行設計，并對齒輪齒條的齒面接觸強度和齒根彎曲強度進行校核，同時利用Solidworks2013與AUTOCAD2015軟件繪制裝配圖和零件圖。算出轉向器的各零部件的大小尺寸，對整個轉向器的結構進行有限元受力分析，找出不合理的結構部位并加以改進。 關鍵詞：齒輪；轉向器；傳動機構 Intermediate output mechanical gear rack type steering gear design ABSTRACT This design is mainly design a new type of intermediate output mechanical gear rack type steering gear. Paper first analysis of the gear rack type steering gear is affected by various factors in the actual work, analyzes its working environment, the space position of steering system and structure characteristics of proper analysis, finally determine the type of steering trapezoid, then simply summarize steering transmission mechanism. Finally determine the structure and layout of steering, analysis of the steering gear meshing transmission characteristics and transmission efficiency of the steering parts size is calculated. According to the design of steering and the tooth surface of gear rack contact strength and tooth root bending strength checking, at the same time using Solidworks2013 and AUTOCAD2015 software draw the assembly drawing and part drawing. Calculate the size of parts of steering gear, structure of the steering gear finite element stress analysis, find out the unreasonable parts of structure and improved. Keywords: Gear;The steering gear;Transmission mechanism 目錄 1緒論 1.1背景簡介………………………………………………………………………………1 1.1.1國內外研究狀況 ………………………………………………………………1 1.2設計目的………………………………………………………………………………1 2齒輪齒條式轉向器的設計與分析…………………………………………………………3 2.1齒輪齒條式轉向器的使用參數(shù)………………………………………………………4 2.2轉向器的設計……………………………………………………………………………4 2.2.1轉向器類型………………………………………………………………………4 2.2.2轉向器的類型選擇與設計………………………………………………………4 2.2.3轉向器的類型選擇與設計………………………………………………………7 2.2.4齒輪齒條轉向器計算載荷的確定………………………………………………8 2.2.5初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸……………………………………………9 2.2.6確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸…………………………………………………13 2.2.7齒輪齒條式轉向器的綜合分析設計及計算…………………………………………14 2.2.8齒輪軸強度校核………………………………………………………………………17 2.3 轉向梯形機構選擇與計算 ……………………………………………………………19 2.3.1轉向梯形機構方案分析………………………………………………………………21 2.3.2轉向梯形機構數(shù)學模型分析…………………………………………………………21 2.3.3 轉向傳動機構的設計 ………………………………………………………………24 3.1轉向器的最終設計方案…………………………………………………………………31 3.2爆炸圖……………………………………………………………………………………32 4總結…………………………………………………………………………………………34 參考文獻 ……………………………………………………………………………………35 致謝 …………………………………………………………………………………………36 第1章 緒論 汽車產(chǎn)業(yè)已經(jīng)是我國民經(jīng)濟中支柱性的高科技產(chǎn)業(yè)，自從改革開放30年以來，中國汽車工業(yè)不斷地壯大，逐漸形成中國特色的多樣化、多層次的消費市場。人們對汽車的性能需求也越來越高。汽車已經(jīng)不是單純機械意義上的汽車了，是機械、電子、材料等學科的綜合產(chǎn)物。緊隨著科學技術的發(fā)展，我國對汽車性能的要求也越來越高,特別是汽車的操縱穩(wěn)定性，已經(jīng)成為當代汽車研究的重要方面，然而轉向系的好壞直接影響到汽車的操縱穩(wěn)定性、轉向輕便性以及駕駛員的工作強度和工作效率，因此轉向系統(tǒng)的設計是汽車設計中很重要的一個部分。? 汽車在行駛過程中，經(jīng)常需要換車道和轉彎。駕駛員使用一套專門的汽車轉向系，使汽車改變前進的方向。轉向機構還可以修正因路面傾斜等原因引起的汽車跑偏。轉向系統(tǒng)不僅關系到汽車行駛的安全，還關系到延長輪胎壽命、降低燃油油耗等。伴隨著中國現(xiàn)代工業(yè)的崛起而不斷進步，高速公路和高架公路的出現(xiàn)，同向并行車輛的增多和行駛速度的提高及道路條件的變化，需要更加精確靈活的轉向系統(tǒng)的出現(xiàn)。 1.1背景簡介 1.1.1國內外研究狀況 轉向器是轉向系主要構成的關鍵零件，隨著電子技術在汽車中的廣泛應用，轉向裝置的結構也有很大變化。從目前使用的普遍程度來看，主要的轉向器類型有4種：有蝸桿銷式、蝸桿滾輪式、循環(huán)球式、齒條齒輪式。這四種轉向器型式，已經(jīng)被廣泛使用在汽車上。? 據(jù)了解，在世界范圍內，汽車循環(huán)球式轉向器占45％左右，齒條齒輪式轉向器占40％左右，蝸桿滾輪式轉向器占10％左右，其它型式的轉向器占5％。循環(huán)球式轉向器一直在穩(wěn)步發(fā)展。在西歐小客車中，齒條齒輪式轉向器有很大的發(fā)展。日本汽車轉向器的特點是循環(huán)球式轉向器占的比重越來越大，日本裝備不同類型發(fā)動機的各類型汽車，采用不同類型轉向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉向器，已由60年代的62．5％，發(fā)展到現(xiàn)今的100％了(蝸桿滾輪式轉向器在公共汽車上已經(jīng)被淘汰)。大、小型貨車大都采用循環(huán)球式轉向器，但齒條齒輪式轉向器也有所發(fā)展。微型貨車用循環(huán)球式轉向器占65％，齒條齒輪式占35％。? 我國的轉向器生產(chǎn)，除早期投產(chǎn)的解放牌汽車用蝸桿滾輪式轉向器，東風汽車用蝸桿肖式轉向器之外，其它大部分車型都采用循環(huán)球式結構，并都具有一定的生產(chǎn)經(jīng)驗。目前解放、東風也都在積極發(fā)展循環(huán)球式轉向器，并已在第二代換型車上普遍采用了循環(huán)球式轉向器。由此看出，我國的轉向器也在向大量生產(chǎn)循環(huán)球式轉向器發(fā)展?? 在國外，循環(huán)球式轉向器實現(xiàn)了專業(yè)化生產(chǎn)，同時以專業(yè)廠為主、大力進行試驗和研究，大大提高了產(chǎn)品的產(chǎn)量和質量。在日本“精工”公司的循環(huán)球式轉向器就以成本低、質量好、產(chǎn)量大，逐步占領日本市場，并向全世界銷售它的產(chǎn)品。德國ZF公司也作為一個大型轉向器專業(yè)廠著稱于世。它從1948年開始生產(chǎn)ZF型轉向器，年產(chǎn)各種轉向器200多萬臺。還有一些比較大的轉向器生產(chǎn)廠，如美國德爾福公司分部；英國BURM#0；AN公司都是比較有名的專業(yè)廠家，都有很大的產(chǎn)量和銷售面。專業(yè)化生產(chǎn)已成為一種趨勢，只有走這條道路，才能使產(chǎn)品質量高、產(chǎn)量大、成本低，在市場上有競爭力。??????? 齒輪齒條式轉向器和循環(huán)球式轉向器，已成為當今世界汽車上主要的兩種轉向器；而蝸輪蝸桿式轉向器和蝸桿肖式轉向器，正在逐步被淘汰或保留較小的地位。在小客車上發(fā)展轉向器的觀點各異，美國和日本重點發(fā)展循環(huán)球式轉向器，比率都已達到或超過90％；西歐則重點發(fā)展齒輪齒條式轉向器，比率超過50％，法國已高達95％。由于齒輪齒條式轉向器的種種優(yōu)點，在小型車上的應用(包括小客車、小型貨車或客貨兩用車)得到突飛猛進的發(fā)展；而大型車輛則以循環(huán)球式轉向器為主要結構。 循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點：效率高，操縱輕便，有一條平滑的操縱力特性曲線，布置方便，特別適合大、中型車輛和動力轉向系統(tǒng)配合使用；易于傳遞駕駛員操縱信號；逆效率高、回位好，與液壓助力裝置的動作配合得好?？梢詫崿F(xiàn)變速比的特性，滿足了操縱輕便性的要求。中間位置轉向力小、且經(jīng)常使用，要求轉向靈敏，因此希望中間位置附近速比小，以提高靈敏性。大角度轉向位置轉向阻力大，但使用次數(shù)少，因此希望大角度位置速比大一些，以減小轉向力。由于循環(huán)球式轉向器可實現(xiàn)變速比，應用正日益廣泛。通過大量鋼球的滾動接觸來傳遞轉向力，具有較大的強度和較好的耐磨性。并且該轉向器可以被設計成具有等強度結構，這也是它應用廣泛的原因之一。? 齒輪齒條式轉向器的主要優(yōu)點：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質量比較??；傳動效率高達90%；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節(jié)的彈簧，能自動消除間隙，這不僅可以提高轉向系統(tǒng)的剛度，還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉向器占用體積??；制造成本低。? ?基于以上調查和轉向器的優(yōu)點，循環(huán)球式轉向器和齒輪齒條式轉向器將是以后轉向器的發(fā)展的趨勢和潮流。 1.2設計目的 本設計主要研究齒輪齒條機械式轉向系統(tǒng)的功能及構成，主要從轉向系統(tǒng)的轉向器結構部分和轉向梯形機構部分作主要分析研究。轉向器結構設計部分：以齒輪齒條式轉向器作為中心，分析其工作效率、齒輪軸和齒條的參數(shù)設計及其數(shù)據(jù)校核、一些組件的設計以及其他配套標準件選取。設計完成后的轉向系統(tǒng)應能準確、快速、平穩(wěn)地響應駕駛員的轉向指令，轉向行使后或受到外界擾動時，在駕駛員松開方向盤的狀態(tài)下，應保證汽車自動返回穩(wěn)定的直線行使狀態(tài)。 第2章 齒輪齒條式轉向器的設計與分析 2.1齒輪齒條式轉向器的使用參數(shù) 本設計首先要合理設置傳動比，使得車輛操縱輕便，轉向系傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比。在車輛的轉向盤尺寸和轉向輪阻力一定時，角傳動比增加，則轉向輕便，轉向靈敏度就會適當?shù)亟档?；角傳動比減小，則轉向沉重，轉向靈敏度提高。轉向角傳動比不應該低于15-16，一般也不宜過大，通常情況是以轉向盤轉動圈數(shù)和轉向輕便性來確定。一般來說，轎車轉向盤轉動圈數(shù)不宜大于4圈，我選擇3.5圈。對小型的轎車來說，有動力轉向時的轉向力約為20-50N；無動力轉向時為50-100N。本設計為手動轉向因此轉向力選擇50-100N，下面便是其結構示意圖： 2.2轉向器的設計 2.2.1轉向器類型 汽車轉向系統(tǒng)分為兩大類：機械轉向系統(tǒng)和動力轉向系統(tǒng)。完全只依賴駕駛員手力操縱的轉向系統(tǒng)稱為機械轉向系統(tǒng)；不但使用手力還借助外來動力來操縱的轉向系統(tǒng)稱為動力轉向系統(tǒng)。動力轉向系統(tǒng)又可分為液壓動力轉向系統(tǒng)和電動助力動力轉向系統(tǒng)。對于轉向器按結構形式可分為多種類型。歷史上曾出現(xiàn)過許多種形式的轉向器，目前較常用的有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環(huán)球式轉向器等。 1.齒輪齒條式轉向器: (1)結構主要由轉向齒輪、轉向齒條、轉向器殼、轉向傳動軸等組成。 (2)工作過程：駕駛員通過轉向操縱機構，轉向齒輪轉動，從而使轉向齒條移動，轉向齒條通過轉向直拉桿，轉向擺桿和左右轉向橫拉桿，使兩車輪繞主銷偏轉。 2.蝸桿曲柄指銷式: (1)結構主要是由搖臂軸、指銷、蝸桿等組成。 (2)工作過程：轉向器是以蝸桿為主動件，曲柄銷為從動件。蝸桿是具有梯形螺紋，手指狀的錐形指銷用軸承支承在曲柄上，曲柄與轉向搖臂軸是制成一體的。駕駛員在轉向時，通過轉向盤轉動蝸桿、嵌于蝸桿螺旋槽中的錐形指銷一邊自轉，一邊繞轉向搖臂軸做圓弧運動，從而帶動曲柄和轉向垂臂擺動，再通過轉向傳動機構使轉向輪偏轉，從而使得車輛轉向。 3.循環(huán)球式轉向器: (1)結構：循環(huán)球式轉向器一般有兩級傳動副組成：第一級是螺桿螺母傳動副；第二級一般采用齒條齒扇傳動副。 (2)工作過程：這種轉向裝置一般是由齒輪機構將來自轉向盤的旋轉力進行減速，使得轉向盤中的旋轉運動轉變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉運動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉運動又會變?yōu)橹本€運動，其中螺母再與扇形齒輪嚙合，使得直線運動再次變?yōu)樾D運動，使連桿臂搖動，然后連桿臂再使連動拉桿和橫拉桿做直線運動，最終改變車輪的方向。原理相當于利用了螺母與螺栓在旋轉過程中產(chǎn)生的相對移動，而在螺紋與螺紋之間夾入了鋼球以減小阻力，所有鋼球在一個首尾相連的封閉的螺旋曲線內循環(huán)滾動，循環(huán)球式故而得名。 2.2.2轉向器的類型選擇與設計 設計的轉向器最終的選擇類型為齒輪齒條純機械轉向器，采用側邊輸入，中間輸出的結構，后置梯形結構。最終實現(xiàn)車輪轉向時無側滑，反應靈敏，轉向更加的操作省力，車輪自動反正。 1.轉向器傳動副的傳動間隙，傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，并把這種變化的關系叫做轉向器傳動副傳動間隙特性。 研究這種特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有密切關系。 傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好就是沒有間隙。如果轉向器傳動副存著傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，車輪就將會偏離原行駛位置，使汽車失去控制穩(wěn)定性。 傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度必然會要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，那就必須得經(jīng)調整消除該處間隙。 圖2.3 轉向器傳動副傳動間隙 轉向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線1表明了轉向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙；曲線3表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。一般需要用彈簧壓塊減少其間隙。 2.齒輪形式選擇 如果本設計的齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，就會導致則運轉平穩(wěn)降低，沖擊較大，工作時噪聲增加。齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，與總體的結構布置不適應。因此本設計采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，這種方式重合度增加，運轉平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均能下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足轉向器的總體設計的要求。斜齒工作時有軸向力作用，因此此處需要采用角接觸球軸承，使軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點。本設計采用斜齒輪式方案。 3、齒條形式選擇 齒條斷面形狀通常只有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝最為簡單。圓形斷面與V形和Y形斷面齒條與比較，消耗的材料更為少，約節(jié)省20%，故質量?。晃挥邶X下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉動；Y形斷面齒條的齒寬優(yōu)勢是可以做得寬些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的力矩時，應選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。本設計采用圓形端面齒條。 2.2.3齒輪齒條式轉向器的基本設計 采用側面輸入，中間輸出方案時，與齒條相連的左、右拉桿延伸到接近汽車縱向對稱平面附近。這種結構的拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿會與齒條同時向左或右移動，所以在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。下圖便是其結構簡圖。 2.2.4齒輪齒條轉向器計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉向器的各零部件有足夠的強度，欲驗算轉向器各零件的強度，首先需要確定各零件所承受的力及扭矩，影響這些力的主要因素為軸向載荷、路面阻力和輪胎胎壓等。為轉動各轉向輪需克服阻力，包括主銷傳動阻力和車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中各摩擦阻力等。? 1.用半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青路面上的原地轉向力矩 MR=?式中：? f：輪胎與地面間滑動阻力系數(shù)? G1：轉向軸負荷，N?? P：輪胎氣壓，0.2MPa MPa?將查資料所得數(shù)值：? 胎與地面間滑動阻力系數(shù)f=0.7；??小轎車整車質量m=1123kg；?該車容納乘客數(shù)5人；?每人質量約60kg；?轉向軸負荷率為55%。? G1=（1123+60×5）×9.8×55%??=7669.97N? 將數(shù)據(jù)代入式中，得：?MR==350404N.mm? 2.轉向器角傳動比iw的計算 ?sinα=L/R=2500/4600=0.543? 式中：? ?L：汽車軸距，2500mm? R：汽車最小轉彎半徑，4600mm?，得：?? α=32.92。? tanβ=????式中：? B：前輪輪距，1350mm?，得：?β=44.87。? 角傳動比iw=??式中：? ωw：轉向盤轉角（速度），3.5×360。 ?ωk：轉向輪轉角（速度），α+β=77.79。? 得：?iw=16.2? 3. 根據(jù)MR計算轉向盤上的手力Fh：? ?Fh=??????式中：? L1：轉向搖臂長度，mm? MR：原地轉向阻力矩，350404N.mm? L2：轉向節(jié)臂長度，mm Dsw：轉向盤直徑，設計為320mm ?iw：轉向器角傳動比，16.2? η+：轉向器的正效率，90%? 由于齒輪齒條轉向器無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故不代入數(shù)值。? Fh===150N 得：?Fh=150N? 3.梯形臂長度L2的計算 輪輞直徑= 16in=16×25.4=406.4mm 梯形臂長度 =×0.8/2= 406.4×0.8/2 =162.6mm,取=160mm 4.輪胎直徑RT的計算 =406.4+0.55×205=518.75mm 取=520mm 5.轉向盤扭力矩Tz： ?Tz=????式中：? Fh：轉向盤上的手力，150N Dsw：轉向盤直徑，設計為320mm ??將得：.轉向盤扭力矩Tz：?Tz=??24032N.mm?? 6．轉向橫拉桿直徑的計算：?d??=???式中：? MR：原地轉向阻力矩，350404N.mm? L1：梯形臂160mm? [σ]:材料許用應力216MPa? d 得?d=3.6mm? 由于數(shù)值太小，因此取d=15mm。 7．?主動齒輪軸的計算：?d???式中：? Mn：方向盤扭矩，24032N.mm? [τ]：材料許用切應力，140MPa?， d 得：?d=11.8mm? 本設計取d=18mm 8.齒輪齒條式轉向器的齒輪 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 齒輪16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC 齒條 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) = = 2.2.5初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 (1) 選擇齒輪類型 齒輪齒條式轉向器若用直齒圓柱齒輪則會使運轉平穩(wěn)性降低、沖擊大、噪聲增加。故齒輪齒條式轉向器的齒輪多采用斜齒圓柱齒輪。齒輪的模數(shù)取值范圍在2~3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)在5~8個范圍變化， 根據(jù)轉向器齒輪傳動的工作條件，應選擇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) (3) 初選參數(shù) 初選 =6 =20 =0.8 =0.7 =0.89 按當量齒數(shù) (4) 初步計算齒輪模數(shù) 轉矩150×0.16=24=2400 閉式硬齒面?zhèn)鲃?，按齒根彎曲疲勞強度設計。 = =2.53 (5) 確定載荷系數(shù) =1，由, /100=0.000697,=1；對稱布置，取=1.06； 取=1.3 則=1×1×1.06×1.3=1.378 (6) 修正法向模數(shù) =2.5×=2.48 圓整為標準值，取=3 2.2.6確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸 (1) 計算分度圓直徑 ==18.5 (2) 計算齒頂圓直徑 =18.5+2 =18.5+2×3(1+0)=24.5 (3) 計算齒根圓直徑 =18.5-2 =18.5-2×3×1.25=11 (4) 計算齒寬 =0.8×18.5=14.8 由于相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等的，所以。 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 =4.7 4.校核齒輪齒面接觸疲勞強度 =189.8 =2.45 取=0.8，==0.985 所以 =189.8×2.45×0.8×0.985 × =1610.87 因此齒輪模數(shù)為3mm，齒數(shù)為6，=18.5，=24.5，=11，=14.8，=3， =3.75，=4.7， 齒面接觸疲勞強度滿足要求，齒輪參數(shù)合格，可使用。 齒輪彎曲疲勞強度校核： 經(jīng)查《機械設計手冊》得： σFlim= 580MPa SHlim= 1.05 YN=1.25【接觸次數(shù)取8×106次，由《機械設計手冊》查得】 σF= YF YS YβYε YF：外齒輪的齒形系數(shù)2.8【由《機械設計手冊》查得】 YS：外齒輪齒根應力修正系數(shù)1.5【由《機械設計手冊》查得】 Yβ：螺旋角系數(shù)0.9【由《機械設計手冊》查得】 Yε：重合度系數(shù)，0.75【由《機械設計手冊》查得】 σF= YF YS YβYε =×2.8×1.5×0.9×0.75 =194.5MPa σF=194.5MPa[σF]= 473.5MPa 所以齒輪彎曲疲勞強度極限符合要求 ?? 2.2.7齒輪齒條式轉向器的綜合分析設計及計算： 齒條：齒條是在轉向器的殼體內來回滑動的，本體是加工有齒形的金屬條。轉向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板等固定位置上的。齒條可以替代梯形轉向桿系的搖桿和轉向搖臂，并能夠保證轉向橫拉桿在適當?shù)母叨饶軌蚴蛊渑c懸架下擺臂平行。齒條可以直接作是梯形轉向桿系的轉向直拉桿。導向座將齒條安裝在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使得前輪轉向。 1. 轉向器轉向盤的單位轉角增量與齒條位移增量的反比定義為齒輪齒條轉向器的線角傳動比。 假設齒輪擁有足夠多的嚙合長度，并且齒輪在齒條上滾動但是齒條不動的嚙合情況，當齒輪每嚙合一周時，齒輪中心線就會由O-O位置移動到O‘-O’這個位置。這時可以知道AB=πd，齒輪在齒條上移動的距離為AC： 所以AC=ABcosθ=πdcosθ 其中： θ：齒輪安裝角，（°） d：齒輪分度圓直徑（mm） 齒輪在垂直于齒條中心線MM的方向上移動了BC距離： BC=ABsinθ=πdsinθ 在齒條實際工作中是運動的，齒輪只是繞軸承中心線轉動，并不移動。只能是齒條沿其軸線移動，可見BC在實際工作中不存在，從中可知： CD=BCtanβr 在齒輪轉動一周，齒條實際移動距離AD為： AD=AC-CD=πdcosθ-πdsinθtanβr 式中： βr：齒條傾角（0） AD就是齒輪齒條式轉向器的線角傳動比： 即：i=πdcosθ-πdsinθtanβr= =41.8mm/rad d= mn1z1/cosβ； mn=2.2； z1=6； βr=7.44090 =7°26‘27’‘ 設計為側邊輸入，安裝角θ=3.5°； 將θ=0°，得： β=10.989192410 =10°59‘35‘’ 齒條的齒數(shù)計算z2： Z2= L：齒條行程，61.5mm Mn2:齒條模數(shù)，3 α2：齒條壓力角，α2=23°14‘50’‘ 將數(shù)據(jù)代入 Z2= =2*61.5÷（3.1415*3*cos23°） z2=15；取整數(shù)值z2=20 齒輪直徑d= mn1z1/cosβ=13.45mm 取齒寬系數(shù)Ψd=1.2 齒寬b=Ψd×d=16.2mm 所以齒條寬b2取30mm，即b2=30mm； 齒輪寬b1=b2+10=40mm，即b1=40mm 名稱 符號 公式 齒輪 齒條 法向模數(shù) mn - 3 3 壓力角 α - 200 23014‘50’‘ 齒數(shù) Z - 6 20 分度圓直徑 da d= mn1z1/cosβ 18.5 - 變位系數(shù) xn - 1 - 齒頂高 ha ha= ha*×mn 3 3 齒根高 hf hf= （ha*+c*-xn）×mn 3.75 3.75 齒頂圓直徑 da da=d-2×ha 24.5 - 齒根圓直徑 df df=d-2×hf 11 - 螺旋角 β - 10059‘35‘’ 7026‘27’‘ 齒寬 b - 40 30 齒輪齒條式轉向器間隙調整彈簧的設計計算： 若設計要求彈簧力為Fmax=650N，最大間隙λmax=8mm，該彈簧在軸徑為18mm的軸上工作，外徑小于35mm，自由長度小于50mm設計。 假設彈簧絲直徑d=5mm；查表得到旋繞比C=4~8，取6；曲度系數(shù)k=1.25（圓絲拉壓彈簧）；σB=1400MPa；[τT]=0.4σB=560MPa 計算彈簧直徑d=1.6 ==4.72mm； 取d=5mm 計算彈簧圈數(shù)n==2.85，取3加上2圈死圈，共5圈。 彈簧外徑D=D2+5=35mm 彈簧最小節(jié)距Pmin=d++δmin =8.17mm 彈簧在自由狀態(tài)下的長度H0=np+(n’-n+1)d=39.5mm 所以設計的彈簧符的工作圖尺寸數(shù)據(jù)如下： 穩(wěn)定性驗算 高徑比 b=H0/D2=39.5/35=1.12<5.3 滿足穩(wěn)定性要求。 (5) 檢查δ及δ1 鄰圈間隙 δ=t-d=7.92-5=2.92mm 彈簧單圈的最大變形量 λmax/n=8/4.43=1.81mm 故在最大載荷作用下仍留有間隙δ1, δ1=2.92-1.81=1.11>0.1d τs=1.25[τ]=1.25×765=956.25MPa 彈簧的極限載荷 ==3.14×52×956.25/(8×6×1.4)=1113N 彈簧的安裝載荷 =0.9Fmax=0.9×1113=1000N 彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=80000×5/(8×43×4.43)=176.35N/mm 安裝變形量 =/Cs=1000/176.35=5.6mm 最大變形量 =/Cs=1113/176.35=6.3mm 極限變形量 =/Cs=1113/176.35=6.3mm 安裝高度 H1=H0-=39.5-7.20=32.3mm 工作高度 H2=H0-=39.5-6.3=33.2mm 極限高度 H3=H0-=39.5-6.3=33.2mm 2.2.8齒輪軸強度校核 1.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。 =2×24000/18.5=2594.59 =973.26 =646.9N 2. 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、右側 在垂直面上，a-a剖面左側 a-a剖面右側 合成彎矩，a-a剖面左側 a-a剖面右側 (4) 畫轉矩圖 轉矩 =2594.59×18.5/2=23999.95 2.判斷危險剖面 顯然，a-a截面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險剖面。 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 4.軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 查得, ,； 。 a-a截面左側 查得；由表查得絕對尺寸系數(shù) 軸經(jīng)磨削加工，查得質量系數(shù)β=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]=1.3～1.5，顯然S>[S]，故a-a剖面安全。 十一.軸承的選擇： 軸承選擇6201和6202兩個型號 軸承6004N，深溝球軸承，內徑d=12mm 軸承N4047，深溝球軸承，內徑d=15mm，外徑D=35mm，寬B=11mm基本額定載荷Cr=7.65kN，C0r=3.72kN，脂潤滑，極限轉速22000r/min 2.3 轉向梯形機構選擇與計算 轉向梯形機構主要保證轉彎行駛時汽車的車輪均能繞同一瞬時轉向的中心在不同半徑的圓周上作無滑動的純滾動運動。為了能夠達到總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉向輪需要足夠大的轉角。轉向梯形應當能夠保證內、外轉向車輪的理想轉角關系。轉向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉向梯形方案與懸架采用何種方案有聯(lián)系。無論采用哪一種方案，必須正確選擇轉向梯形參數(shù)，做到汽車轉彎時，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動運動。同時，為達到總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉向輪應有足夠大的轉角[3]。 轎車在轉向的過程中，如果轉向前輪的偏轉角一致，導致前后車輪的瞬間轉向中心不一致，車輪就會產(chǎn)生側滑，最終造成輪胎的磨損量增加，行駛阻力突變大，轉向困難。 為了能夠使轉向順利，車輪在地面做純滾動運動而不產(chǎn)生側偏，四個車輪繞同一瞬時轉動中心滾動即阿克曼(Ackerman)理論轉向特性[14]。阿克曼理論轉向特性是以汽車前輪定位角都等于零、 行走系統(tǒng)為剛性、 汽車行駛過程中無側向力為假設條件的。 圖 5.1 2.3.1轉向梯形機構方案分析 本設計采用的是整體式的轉向梯形結構。整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿l，轉向梯形臂2和汽車前軸3所組成，如圖所示，其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點是結構簡單，汽車前輪調整十分容易，制造成本較低；缺點是一側轉向輪上、下跳動時，會影響另一側轉向輪的轉向。 圖5.2 轉向梯形 1—轉向橫拉桿 2—轉向梯形臂 3—前軸 當汽車前懸架采用的是非獨立懸架時，就該采用整體式轉向梯形。整體式轉向梯形的橫拉桿可位于前軸后(稱為后置梯形)。 2.3.2轉向梯形機構數(shù)學模型分析 汽車轉向行駛受彈性輪胎側偏角的影響，四個車輪不是繞位于后軸沿長線上的點滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內側中的某一點而滾動，這個點的位置與前輪和后輪的側偏角大小有關。因影響輪胎側偏角因素有很多，而且都是難以精確確定，在忽略側偏角影響的條件下，分析兩軸汽車的轉向問題。兩個轉向前輪軸線的延長線應交在后軸延長線上[4]，假設θi、θo分別是內、外轉向車輪轉角，L是汽車軸距，K是兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，則需要梯形機構應保證內、外轉向車輪的轉角有如下關系： 圖中為理想的內、外車輪轉角關系簡圖 若自變角為θo，則因變角θi的期望值為: （5.2） 本轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。以圖中所示的后置梯形機構為例，在圖上作輔助用虛線，可利用余弦定理可推定轉向梯形所給出的實際因變角為 式中：m為梯形臂長；γ為梯形底角。 本設計中轉向梯形給出的實際因變角，比較接近理論上的期望值。偏差在最常使用的中間位置附近小角范圍內應該盡量的小，盡可能地減少高速行駛時輪胎的磨損；在遇到不經(jīng)常使用且車速較低的最大轉角，可放寬要求。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 由以上可得： 式中：x為設計變量，；θomax為外轉向車輪最大轉角，由圖得 式中，Dmin為汽車最小轉彎直徑；a為主銷偏移距。 考慮到多數(shù)使用工況下轉角θo小于20°，且10°以內的小轉角使用得更加頻繁，因此?。? 設計建立約束條件時應考慮到：設計變量m及γ過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當m過大時，就會使得梯形布置困難，故對m的上、下限及對γ的下限必須設置約束條件。因為γ越大，梯形就越是接近矩形，的值就越大，優(yōu)化過程是求的極小值，沒必要對γ的上限加以限制。所以各設計變量的取值范圍構成的約束條件為： 梯形臂長度m設計時一般取在mmin=0.11K，mmax=0.15K。梯形底角γmin=70° 此外四連桿機構的傳動角δ不宜過小，通常取δ≥δmin＝40°。轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，只需要考慮右轉彎時δ≥δmin即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為： 式中：δmin為最小傳動角。δmin=40°，故由式可知，δmin為設計變量m及γ的函數(shù)。 由以上四項公式約束條件所形成的可行域，如圖所示的幾種情況。 圖5.4b適用于要求δmin較大，而γmin可小些的車型；圖5.4c適用于要求γmin較大，而δmin小些的車型；圖a適用介于圖b、c之間要求的車型。 圖 轉向梯形機構優(yōu)化設計的可行域 2.3.3 轉向傳動機構的設計 轉向傳動機構就是將轉向器輸出端的擺動運動變?yōu)樽?、右轉向車輪繞其轉向主銷的偏轉運動，并使它們能夠偏轉到繞同一瞬時轉向中心的不同軌跡圓上，實現(xiàn)車輪無滑動地滾動轉向。為了能夠使得左、右轉向的車輪偏轉角之間的關系能滿足這一轎車轉向運動學的要求，則需由轉向傳動機構中的轉向梯形機構的精確設計來保證[10]。 1. 轉向傳送機構的臂、桿與球銷 轉向傳動機構的桿件需要選用剛性好、質量更加小的20、30或35號鋼的無縫鋼管制造，沿長度方向的外形可以根據(jù)總布置空間的需要確定[11]。 轉向傳動機構的各元件間采用球形鉸接，球形鉸接的特點是能夠消除鉸接處的表面磨損所產(chǎn)生的間隙，也能夠滿足兩鉸接件間復雜的相對運動。一般的球形鉸接的結構中都是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。采用有效的保護措施保持住潤滑材料及防止灰塵污物進入。 一般來說球銷與襯墊都是采用低碳合金鋼如12CrNi3A或20CrN制造的，工作的表面都是經(jīng)過滲碳淬火處理，滲碳層一般深1.5～3.0mm，表面硬度為HRC 56～63。一般都是采用中碳鋼40或者45制造經(jīng)過高頻淬火處理，球銷的過渡圓角處則用滾壓工藝增強。球形鉸接的殼體則用鋼35或40制造。 2.轉向橫拉桿及其端部 轉向橫拉桿與梯形轉向桿系的結構很相似。球頭銷一般是通過螺紋與齒條連接，當這些球頭銷適當擰緊時，在球頭銷上就會作用了一個預載荷。防塵套夾必須在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上，達到阻止雜物進入球銷及齒條的作用。 轉向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。這些端部與梯形轉向桿系的結構很相似。側面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊。 圖2.2 轉向橫拉桿外接頭 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 表2.2 轉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 300 2 橫拉桿直徑 18 3 螺紋長度 25 4 外接頭總長 100 5 球頭銷總長 60 6 球頭銷螺紋公稱直徑 M10×1 7 外接頭螺紋公稱直徑 M12×1.5 8 轉向梯形臂 m 200 3.1轉向器的最終設計方案 3.1爆炸視圖 第4章 總結 時間如水，畢業(yè)設計的完成也代表四年的大學生活即將結束。這也是對我這四年學習生活的綜合測評。本次設計是中間輸出機械齒輪齒條式轉向器設計。10月份的選擇了中間輸出機械齒輪齒條式轉向器設計這個題目，我就在圖書館收集了好幾本關于中間輸出機械齒輪齒條式轉向器設計的文獻資料。 第一步是做開題報告，我分析了很多轉向器的結構，系統(tǒng)地對這些轉向器進行優(yōu)缺點的分類，對自己想象的轉向器完善，跟室友同學討論，然后畫出草圖。大概11月的時候，我就對齒輪齒條轉向結構進行分析，參考了大量的資料，對每個零件分析與想象，制定出初步的結構原理圖。然后就對所需要計算的零件尺寸按照一般的計算流程進行計算，同時也對轉向器進行修改，一步步地完善。大概到了12月左右就開始著手零件的繪制，從中尋找靈感。在設計得過程中發(fā)現(xiàn)了很多困難，例如怎樣做得結構簡單啊，怎樣加工起來零件少啊，有很好的實用性能啊等等。最后還是解決了這些問題，但是還是不夠完善，要是再做一次，我相信能做得更加好。在1月的時候就定好了轉向器的結構，然后就計算轉向器的結構參數(shù)，在計算方面我都是嚴格按照國家標準上進行計算的，盡量在零配件上面使用標準件，以減少制造時的成本。同時也對之前初定的結構原理圖進一步完善與修改。最后就是對畢業(yè)設計進行有機的整合，然后再建立三維立體圖，利用我最熟悉的solidworks軟件對轉向器進行有限元分析，作為最后的檢查與參考。到了此時我的畢業(yè)設計總算完成了，從課題的選擇，文獻的查閱，方案的確定，結構的分析，液壓回路的設定，圖紙的設計，受力方面的計算等等，無一都滲透著我的汗水與努力。本設計中的轉向器結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質量比較??；傳動效率高達90%；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節(jié)的彈簧，能自動消除間隙，這不僅可以提高轉向系統(tǒng)的剛度，還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉向器占用體積??；制造成本低。通過這次的畢業(yè)設計，我發(fā)現(xiàn)在書上學到的東西遠遠不夠應付機械研發(fā)設計上的需要，日后還需要加倍努力，用豐富的知識充實自己，為今后的結構設計打好基礎。 參考文獻 （1）《汽車設計》，王望予 主編，機械工業(yè)出版社； （2）《汽車設計》，劉惟信 主編，清華大學出版社； （3）《汽車構造》，陳家瑞 主編，人民交通出版社； （4）《汽車理論》，余志生 主編，機械工業(yè)出版社； （5）《機械原理》，孫桓 陳作模 主編，高等教育出版社； （6）《機械設計》，朱文堅 黃平 吳昌林 主編，高等教育出版社； （7）《材料力學》，范欽珊 殷雅俊 編著，清華大學出版社； （8）《互換性與測量技術》，黃鎮(zhèn)昌 編，華南理工大學出版社； （9）《汽車前橋及轉向系統(tǒng)結構與維修》，肖永清 楊忠敏，國防工業(yè)出版社； （10）《機械制造技術基礎》，曾志新 呂明，武漢理工大學出版社； （11）《適用于微型汽車的齒輪齒條式轉向器》，陳亞麗，汽車技術； （12）《齒輪－齒條式轉向器轉向梯形機構優(yōu)化設計》，張敏中，江蘇工學院學報； （13）《齒輪齒條式轉向器結構演變》，鄭校英，汽車與配件； （14）《汽車轉向裝置百年發(fā)展簡史》，曉青，上海汽車； （15）《汽車動力轉向知多少》，李栓成，汽車運用 致謝 首先誠摯的感謝我的論文指導老師黎啟柏老師。他在忙碌的教學工作中擠出時間來審查、修改我的論文。還有教過我的所有老師們，你們嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我工作、學習中的榜樣;他們循循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪。感謝四年中陪伴在我身邊的同學、朋友、感謝他們?yōu)槲业漠厴I(yè)設計提出建議和意見，有了他們的支持、鼓勵和幫助，我才能充實的度過了四年的學習生活。大學生活一晃而過，回首走過的歲月，心中倍感充實，當我寫完這篇畢業(yè)論文的時候，有一種如釋重負的感覺，感慨良多。最后，很感謝閱讀這篇畢業(yè)設計的人們，感謝你們抽出寶貴的時間給予指導與批評。 35