1目錄第 1 章 轉向器的總體結構設計 11.1 轉向器類型的選擇 11.2 計算載荷的確定 11.2.1 轉向力矩的計算 .21.2.2 轉向器傳動比的計算 .21.2.3 作用在轉向盤上的力 .31.2.4 轉向橫拉桿的計算 .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 齒輪齒條式轉向器的設計要求 .41.3.2 齒輪齒條轉向器部件設計 .41.4 轉向器的材料選擇及強度校核 6第 2 章 轉向器的主要零部件結構設計 82.1 轉向器的受力分析 .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 密封結構的確定 1821 轉向器的總體結構設計1.1 轉向器類型的選擇汽車轉向系可按轉向能源的不同分為機械式轉向系和動力轉向系兩大類。汽車轉向器是用來保持或改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，還要保證各轉向輪之間有協調的轉角關系。駕駛員通過操縱轉向系統(tǒng)，使汽車保持直線或轉彎運動狀態(tài)，或者上述兩種運動狀態(tài)相互轉換。機械轉向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉向操縱機構、轉向器、轉向傳動機構三大部分組成。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動變?yōu)閭鲃訖C構的直線運動的機構，是轉向系的核心部件。轉向器按結構形式可分為多種類型。歷史上曾出現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-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向器對比，最終選擇采用齒輪齒條式轉向器。1.2 計算載荷的確定為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，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向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。表 3.1 設計的基本參數名稱 軸距 L 前輪距 L1 后輪距 L2 方向盤直徑數值 2750mm 1425mm 1435mm 380mm名稱 整車質量 輪胎氣壓 轉彎半徑 最小離地間隙數值 1325kg 200KPa 5000mm 170mm1.2.1 轉向力矩的計算 m?N4.5931=.01237.=1pGfMR(1.1)其中式中:3f—輪胎和路面間的滑動摩擦因數，一般取 f=0.7；G1—轉向軸負荷，G 1=10902.5N,單位為 N；P—輪胎氣壓，P=0.2MPa ,單位為 MPa。1.2.2 轉向器傳動比的計算轉向系的傳動比由轉向系的角傳動比 iω和轉向系的力傳動比 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。方向盤的轉角和駕駛員同側的轉向輪轉角之比稱為轉向系角傳動比 iω.它又由轉向器傳動比 io 轉向傳動裝置角傳動比 ip 所組成． 5.0=27sinRLαα=33.37°99975.0142537.33cos5000 2750costan ????????BRL??β=44.73° 1.6.7821.3605??KWi?式中:L—汽車軸距， L=2750,單位為 mm；R—汽車最小轉彎半徑，R=5000,單位為 mm；B—前輪輪距，B=1425,單位為 mm；ωW—轉向盤轉角（速度），ω W=1260°；ωK—轉向輪轉角（速度），ω K=78.1°；iω—轉向器傳動比,i ω=16.1。4圖 1.1 轉向原理圖1.2.3 作用在轉向盤上的力(1.2)式中:L1—轉向搖臂長，單位為 mm；MR—原地轉向阻力矩， MR=593951.4N·mm；L2—轉向節(jié)臂長，單位為 mm；DSW—轉向盤直徑，D SW =380mm；iω—轉向器角傳動比，i ω=16.1；η+—轉向器正效率，η +=0.9。因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故 L1、L 2 不代入數值。NDLMFSWR 74.2159.0163852ih ??????51.2.4 轉向橫拉桿的計算 ??4.678m10261.095.343????????aMdR(1.3)式中:a=L2；[σ]=216MPa MR=593.95N·m取 dmin=15mm1.2.5 主動齒輪軸的計算 ?? m9.101406.25162max ????????Mn(1.4)式中：[τ]=140MPa取 dmin=18mm1.3 齒輪齒條的設計計算1.3.1 齒輪齒條式轉向器的設計要求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。齒輪齒條式轉向器的齒輪多數采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數 m 的取值范圍多在 2-3mm之間，主動小齒輪齒數 z 多數在 5-7 個齒范圍變化，壓力角 α=20°，齒輪螺旋角 β的取值范圍多在 9-15°之間。齒條齒數應根據轉向輪達到最大偏轉角時，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，對現有結構在 12-35°范圍內變化。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。為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄。1.3.2 齒輪齒條轉向器部件設計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。齒輪軸上端與轉向柱內的轉向軸相連。因此，轉向盤的旋轉使齒條橫向移動已操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上的球軸承支承。6(1)選擇齒輪類型根據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)初選參數如下表所示表 1.2 齒輪的設計參數設計名稱 計算公式 計算結果模數 mn1 - mn1=2.5齒數 Z1 - Z1=6壓力角 α1 - α1=20°螺旋角 β - β=10°斜齒圓柱齒輪直徑 d ?cos1zmdn?d=15.23mm2.齒條 [11]：齒條是在金屬殼體內來回滑動的，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的固定位置上的。齒條代替梯形轉向桿系的搖桿和轉向搖臂，并保證轉向橫拉桿在適當的高度以使他們與懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉向桿系的轉向直拉桿。導向座將齒條支持在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向。相互嚙合的齒輪的齒距 P1=πmn1cosα1 和齒條的齒距 P2=πmn2cosα2 必須相等。即 πmn1cosα1=πmn2cosα2計算出齒條的壓力角為：α 2=20° 5.90cos5.cos22 ?????????nmLZ(1.5)式中：L—齒條行程， 95mm；mn2—齒條模數，2.5；α2—齒條壓力角， α2=20°。?。篫 2=317齒輪直徑：d=m n1Z1/cosβ=15.23mm取齒寬系數：Ψ d=1.2齒寬：b=Ψ d×d=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 43—53HRC齒條：45 鋼 調質處理 229—286HBS(2)確定許用應力??limHNSZ??(1.6)liFTY(1.7)1)確定 σHlim 和 σFlim經查《機械設計手冊》得：σHlim=1500MPaσFlim=300MPa2)確定壽命系數 ZN、Y N 經查《機械設計手冊》得：ZN=1.4（接觸次數取 8×106 次）YN=1（接觸次數取 8×106 次）3)計算許用應力?。篠 Hlim=1，S Flim=1.4??MPa2104.15lim???HNSZ?(1.8) 經查《機械設計手冊》得：應力修正系數：Y ST=28?? MPa57.428.130lim???FNSTY?(1.9) 2.強度校核1)校核齒輪接觸疲勞強度:選取參數，按 ME 級質量要求取值經查《機械設計手冊》得:σHlim=1500MPaSHlim=1ZN=1.4（接觸次數取 8×106 次）??MPa2104.15lim???HS?(1.10)經查《機械設計手冊》得：齒輪使用系數：K A=1.35齒輪動載系數：K V=1.05齒輪齒向載荷分布系數：K β =1.12齒輪齒間載荷分配系數：K α=1.0K= KAKVKβKα=1.35×1.05×1.12×1.0=1.5876 (1.11)轉矩：TZ=Fh×L2=205×0.16=32.8N·m=32800 N·m 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， ZE =189.8(由《機械設計手冊》查得)ZH—節(jié)點區(qū)域系數， ZH =2.15(由《機械設計手冊 》查得)Zτ—重合度系數，Z τ=0.94(計算 εα=1.165，ε β=0.55 由《機械設計手冊》查得)Zβ—螺旋角系數， Zβ=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 3??????H?σH =1896.7MPa≤ [σH]=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：經查《機械設計手冊》得：[σF]=428.57MPaSFlim=1.4YST=2YN=1(接觸次數取 8×106 次)?? MPa57.428.30lim???FST?(1.14)??FnZSdbKY????1(1.15)式中：YF—外齒輪的齒形系數，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，Y S =1.5(由《 機械設計手冊》查得)Yβ—螺旋角系數， Yβ=0.9(由《機械設計手冊》查得)Yτ—重合度系數，Y τ=0.75(由《機械設計手冊》查得) 1F2dbmKTYnZS????MPa6.3245.308076.5.90.182 ????σF =332.6MPa≤ [σF]=428.57MPa 故齒輪彎曲疲勞強度符合要求。10第 2 章 轉向器的主要零部件結構設計齒輪軸指支承轉動零件并與之一起回轉以傳遞運動、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。機器中作回轉運動的零件就裝在軸上。2.1 轉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=2×32800/15.23=4307.29N (2.1)Fr=Fttanα/cosβ=4307.29tan20°/cos10°=1591.1N (2.2)Fa=Fttanβ=4307.29tan10°=759.49N (2.3)式中：α—齒輪壓力角， α=20°；β—齒輪螺旋角， β=10°；TZ—轉向盤扭力矩，T Z =32800N·mm；d1—齒輪分度圓直徑，d 1=15.23mm。2.2 齒輪軸的設計計算經過分析得到：圖 2.2 齒輪軸的受力分析圖在 XY 平面上， N91.521???rRF(2.4)0)27(3.)07(21 ????????RRaF在 XZ 平面上，11???21RF(2.5)圖 2.3 受力分析圖 N29.430721?????FR解得： 65.121??R9.68??RF， 903??F12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：σB=750MPaστ=550MPaσ-1=350MPa13τ-1=200MPa[τ]=40～50MPa由《機械設計（第四版）》查得：σ0=1.6σ-1=560MPaσsb=1.4σs=770MPaτs=0.70σB=525MPa對稱循環(huán)疲勞極限：σ-1b=0.41σB307.5MPaτ-1=0.30σB=225MPa脈動循環(huán)疲勞極限：σ0b=1.7σ-1b=522.75MPaτ0=1.4τ-1=280MPa等效系數： 1765.075.2320b1- ???????(2.6).801??x(2.7)彎曲應力幅： MPa6.15.037???Wa?(2.8)平均應力幅：σm=0扭轉切應力： Pa3.48152.3???TZW?(2.9)扭轉切應力和平均應力幅：τa=τm= =24.3MPa (2.10)查得：應力集中系數：K σ=1.95，K x=1.48； 表面狀態(tài)系數：β=1.5；14尺寸系數：ε x=0.98， εσ=0.91；安全系數：設為無限壽命，K N=1 36.158.0791.??????maKbS?????(2.11)7.24.398.0514???xaNxx???(2.12)??SSx??.2?查得許用安全系數[S]=1.3 ，顯然 S≥[S]故軸的安全系數校核符合安全標準15第 3 章 轉向系統(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。因彈簧的工作次數小于 104，載荷性質屬 II 類，[τ]=0.45σ 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 D≤30mm、D 1＞16mm，取 D2’=24mm3)計算彈簧絲直徑 d’ m62??CDd(3.1)4)計算曲度系數 K 40.15.4??(3.2)5)計算彈簧絲的許用應力[τ][τ]=0.45σB=0.45×1700=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 n 43.18503max???CFGd?(3.5)2)總圈數 n1各端絲圈取 116故 n1=n+2=6.53)節(jié)距 tT=πD2tanα (3.6)則 t=π×20×tan6°=7.92mm，取 α=6°4)自由高度 H0H0≈nt+1.5d=4.43×7.92+1.5×5=43.59mm (3.7)3.3 穩(wěn)定性驗算高徑比 b： 3.5129.05.42＜??Db(3.8)故滿足穩(wěn)定性要求。鄰圈間隙 δ：δ=t-d=7.92-5=2.92mm (3.9)彈簧單圈的最大變形量： m81.43.max?n?(3.10)故在最大載荷作用下仍留有間隙 δ1：δ1=2.92-1.81=1.11＞0.1d (3.11)彈簧外徑 D：D=D2+d=24+5=29mm (3.12)彈簧內徑 D1：D1= D2-d=24-5=19mm (3.13)τs=1.25[τ]=1.25×765=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=0.9×1411=1269.9N (3.16)彈簧剛度 Cs：17mN35.1764.6803 ????nCGds(3.17)安裝變形量 λmin： 20.735.169minisF?(3.18)安裝高度 H1：H1= H0-λmin=42.59-7.20=35.39mm (3.19)工作高度 H2：H2= H0-λmax=42.59-8=34.59mm (3.20)極限高度 H3：H3= H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm (3.21)18第 4 章 轉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，極限轉速 19000r/min。軸承 6202，深溝球軸承，內徑 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，極限轉速 20000r/min。4.2 潤滑方式的確定轉向器的潤滑方式：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：旋轉軸唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871—1992.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dn。d 為軸承內徑(mm)，n 為轉速(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。脂潤滑的結構比較簡單，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。轉速越高，粘度應越低；負荷越重，粘度應越高。如果軸系結構中使用普通軸承，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 密封結構的確定系統(tǒng)中的密封結構，對于油潤滑的軸承結構來說，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構來說，由于脂不會外泄，主要是防止上述外物。脂潤滑的結構對防止外物進入的要求高些。因此對于密封結構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構。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)密封結構，在工作時就能起到防漏和疏導作用。潤滑油經軸承后，向右經螺母外流。螺母的外圓有鋸齒形環(huán)槽。主軸旋轉時將油泵向壓蓋內的空腔，然后經回油孔流回主軸箱。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 轉向器的總體結構設計 11.1 轉向器類型的選擇 11.2 計算載荷的確定 11.2.1 轉向力矩的計算 .21.2.2 轉向器傳動比的計算 .21.2.3 作用在轉向盤上的力 .31.2.4 轉向橫拉桿的計算 .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 齒輪齒條式轉向器的設計要求 .41.3.2 齒輪齒條轉向器部件設計 .41.4 轉向器的材料選擇及強度校核 6第 2 章 轉向器的主要零部件結構設計 82.1 轉向器的受力分析 .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 密封結構的確定 1821 轉向器的總體結構設計1.1 轉向器類型的選擇汽車轉向系可按轉向能源的不同分為機械式轉向系和動力轉向系兩大類。汽車轉向器是用來保持或改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，還要保證各轉向輪之間有協調的轉角關系。駕駛員通過操縱轉向系統(tǒng)，使汽車保持直線或轉彎運動狀態(tài)，或者上述兩種運動狀態(tài)相互轉換。機械轉向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉向操縱機構、轉向器、轉向傳動機構三大部分組成。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動變?yōu)閭鲃訖C構的直線運動的機構，是轉向系的核心部件。轉向器按結構形式可分為多種類型。歷史上曾出現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-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向器對比，最終選擇采用齒輪齒條式轉向器。1.2 計算載荷的確定為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，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向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。表 3.1 設計的基本參數名稱 軸距 L 前輪距 L1 后輪距 L2 方向盤直徑數值 2750mm 1425mm 1435mm 380mm名稱 整車質量 輪胎氣壓 轉彎半徑 最小離地間隙數值 1325kg 200KPa 5000mm 170mm1.2.1 轉向力矩的計算 m?N4.5931=.01237.=1pGfMR(1.1)其中式中:3f—輪胎和路面間的滑動摩擦因數，一般取 f=0.7；G1—轉向軸負荷，G 1=10902.5N,單位為 N；P—輪胎氣壓，P=0.2MPa ,單位為 MPa。1.2.2 轉向器傳動比的計算轉向系的傳動比由轉向系的角傳動比 iω和轉向系的力傳動比 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。方向盤的轉角和駕駛員同側的轉向輪轉角之比稱為轉向系角傳動比 iω.它又由轉向器傳動比 io 轉向傳動裝置角傳動比 ip 所組成． 5.0=27sinRLαα=33.37°99975.0142537.33cos5000 2750costan ????????BRL??β=44.73° 1.6.7821.3605??KWi?式中:L—汽車軸距， L=2750,單位為 mm；R—汽車最小轉彎半徑，R=5000,單位為 mm；B—前輪輪距，B=1425,單位為 mm；ωW—轉向盤轉角（速度），ω W=1260°；ωK—轉向輪轉角（速度），ω K=78.1°；iω—轉向器傳動比,i ω=16.1。4圖 1.1 轉向原理圖1.2.3 作用在轉向盤上的力(1.2)式中:L1—轉向搖臂長，單位為 mm；MR—原地轉向阻力矩， MR=593951.4N·mm；L2—轉向節(jié)臂長，單位為 mm；DSW—轉向盤直徑，D SW =380mm；iω—轉向器角傳動比，i ω=16.1；η+—轉向器正效率，η +=0.9。因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故 L1、L 2 不代入數值。NDLMFSWR 74.2159.0163852ih ??????51.2.4 轉向橫拉桿的計算 ??4.678m10261.095.343????????aMdR(1.3)式中:a=L2；[σ]=216MPa MR=593.95N·m取 dmin=15mm1.2.5 主動齒輪軸的計算 ?? m9.101406.25162max ????????Mn(1.4)式中：[τ]=140MPa取 dmin=18mm1.3 齒輪齒條的設計計算1.3.1 齒輪齒條式轉向器的設計要求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。齒輪齒條式轉向器的齒輪多數采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數 m 的取值范圍多在 2-3mm之間，主動小齒輪齒數 z 多數在 5-7 個齒范圍變化，壓力角 α=20°，齒輪螺旋角 β的取值范圍多在 9-15°之間。齒條齒數應根據轉向輪達到最大偏轉角時，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，對現有結構在 12-35°范圍內變化。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。為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄。1.3.2 齒輪齒條轉向器部件設計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。齒輪軸上端與轉向柱內的轉向軸相連。因此，轉向盤的旋轉使齒條橫向移動已操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上的球軸承支承。6(1)選擇齒輪類型根據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)初選參數如下表所示表 1.2 齒輪的設計參數設計名稱 計算公式 計算結果模數 mn1 - mn1=2.5齒數 Z1 - Z1=6壓力角 α1 - α1=20°螺旋角 β - β=10°斜齒圓柱齒輪直徑 d ?cos1zmdn?d=15.23mm2.齒條 [11]：齒條是在金屬殼體內來回滑動的，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的固定位置上的。齒條代替梯形轉向桿系的搖桿和轉向搖臂，并保證轉向橫拉桿在適當的高度以使他們與懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉向桿系的轉向直拉桿。導向座將齒條支持在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向。相互嚙合的齒輪的齒距 P1=πmn1cosα1 和齒條的齒距 P2=πmn2cosα2 必須相等。即 πmn1cosα1=πmn2cosα2計算出齒條的壓力角為：α 2=20° 5.90cos5.cos22 ?????????nmLZ(1.5)式中：L—齒條行程， 95mm；mn2—齒條模數，2.5；α2—齒條壓力角， α2=20°。?。篫 2=317齒輪直徑：d=m n1Z1/cosβ=15.23mm取齒寬系數：Ψ d=1.2齒寬：b=Ψ d×d=18.3mm所以齒條寬 b2 取：20mm，即：b 2=20mm齒輪寬：b 1=b2+10=30mm，即：b 1=30mm1.4 轉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 43—53HRC齒條：45 鋼 調質處理 229—286HBS(2)確定許用應力??limHNSZ??(1.6)liFTY(1.7)1)確定 σHlim 和 σFlim經查《機械設計手冊》得：σHlim=1500MPaσFlim=300MPa2)確定壽命系數 ZN、Y N 經查《機械設計手冊》得：ZN=1.4（接觸次數取 8×106 次）YN=1（接觸次數取 8×106 次）3)計算許用應力?。篠 Hlim=1，S Flim=1.4??MPa2104.15lim???HNSZ?(1.8) 經查《機械設計手冊》得：應力修正系數：Y ST=28?? MPa57.428.130lim???FNSTY?(1.9) 2.強度校核1)校核齒輪接觸疲勞強度:選取參數，按 ME 級質量要求取值經查《機械設計手冊》得:σHlim=1500MPaSHlim=1ZN=1.4（接觸次數取 8×106 次）??MPa2104.15lim???HS?(1.10)經查《機械設計手冊》得：齒輪使用系數：K A=1.35齒輪動載系數：K V=1.05齒輪齒向載荷分布系數：K β =1.12齒輪齒間載荷分配系數：K α=1.0K= KAKVKβKα=1.35×1.05×1.12×1.0=1.5876 (1.11)轉矩：TZ=Fh×L2=205×0.16=32.8N·m=32800 N·m 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， ZE =189.8(由《機械設計手冊》查得)ZH—節(jié)點區(qū)域系數， ZH =2.15(由《機械設計手冊 》查得)Zτ—重合度系數，Z τ=0.94(計算 εα=1.165，ε β=0.55 由《機械設計手冊》查得)Zβ—螺旋角系數， Zβ=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 3??????H?σH =1896.7MPa≤ [σH]=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：經查《機械設計手冊》得：[σF]=428.57MPaSFlim=1.4YST=2YN=1(接觸次數取 8×106 次)?? MPa57.428.30lim???FST?(1.14)??FnZSdbKY????1(1.15)式中：YF—外齒輪的齒形系數，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，Y S =1.5(由《 機械設計手冊》查得)Yβ—螺旋角系數， Yβ=0.9(由《機械設計手冊》查得)Yτ—重合度系數，Y τ=0.75(由《機械設計手冊》查得) 1F2dbmKTYnZS????MPa6.3245.308076.5.90.182 ????σF =332.6MPa≤ [σF]=428.57MPa 故齒輪彎曲疲勞強度符合要求。10第 2 章 轉向器的主要零部件結構設計齒輪軸指支承轉動零件并與之一起回轉以傳遞運動、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。機器中作回轉運動的零件就裝在軸上。2.1 轉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=2×32800/15.23=4307.29N (2.1)Fr=Fttanα/cosβ=4307.29tan20°/cos10°=1591.1N (2.2)Fa=Fttanβ=4307.29tan10°=759.49N (2.3)式中：α—齒輪壓力角， α=20°；β—齒輪螺旋角， β=10°；TZ—轉向盤扭力矩，T Z =32800N·mm；d1—齒輪分度圓直徑，d 1=15.23mm。2.2 齒輪軸的設計計算經過分析得到：圖 2.2 齒輪軸的受力分析圖在 XY 平面上， N91.521???rRF(2.4)0)27(3.)07(21 ????????RRaF在 XZ 平面上，11???21RF(2.5)圖 2.3 受力分析圖 N29.430721?????FR解得： 65.121??R9.68??RF， 903??F12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：σB=750MPaστ=550MPaσ-1=350MPa13τ-1=200MPa[τ]=40～50MPa由《機械設計（第四版）》查得：σ0=1.6σ-1=560MPaσsb=1.4σs=770MPaτs=0.70σB=525MPa對稱循環(huán)疲勞極限：σ-1b=0.41σB307.5MPaτ-1=0.30σB=225MPa脈動循環(huán)疲勞極限：σ0b=1.7σ-1b=522.75MPaτ0=1.4τ-1=280MPa等效系數： 1765.075.2320b1- ???????(2.6).801??x(2.7)彎曲應力幅： MPa6.15.037???Wa?(2.8)平均應力幅：σm=0扭轉切應力： Pa3.48152.3???TZW?(2.9)扭轉切應力和平均應力幅：τa=τm= =24.3MPa (2.10)查得：應力集中系數：K σ=1.95，K x=1.48； 表面狀態(tài)系數：β=1.5；14尺寸系數：ε x=0.98， εσ=0.91；安全系數：設為無限壽命，K N=1 36.158.0791.??????maKbS?????(2.11)7.24.398.0514???xaNxx???(2.12)??SSx??.2?查得許用安全系數[S]=1.3 ，顯然 S≥[S]故軸的安全系數校核符合安全標準15第 3 章 轉向系統(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。因彈簧的工作次數小于 104，載荷性質屬 II 類，[τ]=0.45σ 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 D≤30mm、D 1＞16mm，取 D2’=24mm3)計算彈簧絲直徑 d’ m62??CDd(3.1)4)計算曲度系數 K 40.15.4??(3.2)5)計算彈簧絲的許用應力[τ][τ]=0.45σB=0.45×1700=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 n 43.18503max???CFGd?(3.5)2)總圈數 n1各端絲圈取 116故 n1=n+2=6.53)節(jié)距 tT=πD2tanα (3.6)則 t=π×20×tan6°=7.92mm，取 α=6°4)自由高度 H0H0≈nt+1.5d=4.43×7.92+1.5×5=43.59mm (3.7)3.3 穩(wěn)定性驗算高徑比 b： 3.5129.05.42＜??Db(3.8)故滿足穩(wěn)定性要求。鄰圈間隙 δ：δ=t-d=7.92-5=2.92mm (3.9)彈簧單圈的最大變形量： m81.43.max?n?(3.10)故在最大載荷作用下仍留有間隙 δ1：δ1=2.92-1.81=1.11＞0.1d (3.11)彈簧外徑 D：D=D2+d=24+5=29mm (3.12)彈簧內徑 D1：D1= D2-d=24-5=19mm (3.13)τs=1.25[τ]=1.25×765=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=0.9×1411=1269.9N (3.16)彈簧剛度 Cs：17mN35.1764.6803 ????nCGds(3.17)安裝變形量 λmin： 20.735.169minisF?(3.18)安裝高度 H1：H1= H0-λmin=42.59-7.20=35.39mm (3.19)工作高度 H2：H2= H0-λmax=42.59-8=34.59mm (3.20)極限高度 H3：H3= H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm (3.21)18第 4 章 轉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，極限轉速 19000r/min。軸承 6202，深溝球軸承，內徑 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，極限轉速 20000r/min。4.2 潤滑方式的確定轉向器的潤滑方式：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：旋轉軸唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871—1992.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dn。d 為軸承內徑(mm)，n 為轉速(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。脂潤滑的結構比較簡單，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。轉速越高，粘度應越低；負荷越重，粘度應越高。如果軸系結構中使用普通軸承，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 密封結構的確定系統(tǒng)中的密封結構，對于油潤滑的軸承結構來說，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構來說，由于脂不會外泄，主要是防止上述外物。脂潤滑的結構對防止外物進入的要求高些。因此對于密封結構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構。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)密封結構，在工作時就能起到防漏和疏導作用。潤滑油經軸承后，向右經螺母外流。螺母的外圓有鋸齒形環(huán)槽。主軸旋轉時將油泵向壓蓋內的空腔，然后經回油孔流回主軸箱。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