齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(帶cad圖)

齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(帶cad圖),齒輪,齒條,轉(zhuǎn)向器,設(shè)計,cad 3.3齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)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(yīng)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(N·mm)。 表3-1 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計算 設(shè)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 =10902.5N p=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(shè)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N·mm ——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； η+——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 =400mm iw=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(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 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 =160mm 輪胎直徑的計算RT： 表3-4 輪胎直徑RT的計算 設(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 =406.4+0.55×205=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(shè)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(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 =140MPa 取=18mm 3.3.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)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(dāng)?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(dǎo)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(shè)計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)() 1 總長 767 2 直徑 30 3 齒數(shù) 20 4 法向模數(shù) 3 2) 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(shè)計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)(mm) 1 總長 198 2 齒寬 60 3 齒數(shù) 7 4 法向模數(shù) 3 5 螺旋角 14° 6 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(dāng)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(yù)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(shè)計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)() 1 橫拉桿總長 281 2 橫拉桿直徑 15 3 螺紋長度 60 4 外接頭總長 120 5 球頭銷總長 62 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 內(nèi)接頭總長 65.3 9 內(nèi)接頭螺紋公稱直徑 M16×1.5 4) 齒條調(diào)整 一個齒條導(dǎo)向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導(dǎo)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(dǎo)向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預(yù)緊力，此預(yù)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(shè)計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)(mm) 1 導(dǎo)向座外徑 40 2 導(dǎo)向座高度 29 3 彈簧總?cè)?shù) 6.43 4 彈簧節(jié)距 7.92 5 彈簧外徑 29 6 彈簧工作高度 34.59 7 螺塞螺紋公稱直徑 M44×2 8 螺塞高度 28 9 鎖止螺塞高度 10 10 轉(zhuǎn)向器殼體總長/高 615/146.5 11 轉(zhuǎn)向器殼體內(nèi)/外徑 40/56 2. 轉(zhuǎn)向傳動比 當(dāng)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(shè)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2～3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個齒范圍變化，壓力角取20°，齒輪螺旋角取值范圍多為9°～15°。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應(yīng)的齒條移動行程應(yīng)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(shè)計時應(yīng)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(shè)計計算 表3-11 齒輪軸和齒條的設(shè)計計算 設(shè)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(yīng)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(yīng)力 a)確定和 b)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。 c)計算許用應(yīng)力 取, = = 應(yīng)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(dāng)量齒數(shù) (4) 初步計算齒輪模數(shù) 轉(zhuǎn)矩290.7×0.16=46.51=46510 閉式硬齒面?zhèn)鲃樱待X根彎曲疲勞強度設(shè)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=1×1×1.06×1.3=1.378 (6) 修正法向模數(shù) =2.396×=2.383 圓整為標準值，取=3 3.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+2×3(1+0)=30.73 (3) 齒根圓直徑 =24.73-2 =24.73-2×3×1.25=17.23 (4) 齒寬 =0.8×24.73=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 =4.7 4.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 =189.8×2.45×0.8×0.985 × =1677.6 5.結(jié)構(gòu)設(shè)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(dāng)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(dāng)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?xí)r，齒條左端點移至的距離為 30°=160×cos30°=138.564 =160-138.564=21.436 30°=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?xí)r，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(yīng)大于 即 =80.7+79.3=160 取L=200 3.3.4 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。 =2×46510/24.73=3761.42 =1410.96 =937.83N 3.3.5 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 =3761×24.73/2=46636.4 2.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(shè)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)β=1.0。則 彎曲應(yīng)力 應(yīng)力幅 平均應(yīng)力 切應(yīng)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。 圖3.3-6 齒輪軸校核分析圖 3.3.6 間隙調(diào)整彈簧的設(shè)計計算 設(shè)計要求：設(shè)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φ18mm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Ⅱ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(yīng)力 6) 計算彈簧絲直徑 取=4 按30mm、16mm,取 =6 =1.404 =0.45=0.45×1700=765 ==5.150 取=4 =1.404 [τ]=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 =4.43×7.92+1.5×5=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 (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 τs=1.25[τ]=1.25×765=956.25MPa 彈簧的極限載荷 Flim==3.14×52×956.25/(8×4×1.4)=1670N 彈簧的安裝載荷 Fmin=0.9Fmax=0.9×1411=1269.9N 彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=80000×5/(8×43×4.43)=176.35N/mm 安裝變形量 λmin=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm 最大變形量 λmax=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm 極限變形量 λlim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm 安裝高度 H1=H0-λmin=42.59-7.20=35.39mm 工作高度 H2=H0-λmax=42.59-8=34.59mm 極限高度 H3=H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm 3.3.7 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(yù)期壽命L′h=12000h 1.初步計算當(dāng)量動負荷 =0.665>e X=0.56,暫選一近似中間值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.計算軸承應(yīng)有的基本額定動負荷C′r 查表得,ft=1,又ε=3 C′r= 3.初選軸承型號 查《機械工程及自動化簡明設(shè)計手冊》,選擇6204軸承,Cr=12.8KN，其基本額定靜負荷Cor=6.65KN 4.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(yīng)為1.6 2) 計算當(dāng)量動載荷 Pr=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×1411×43/75+1.6×469)=1444N 3) 驗算6204軸承的壽命 Lh= >12000h 即高于預(yù)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 ∵σp= [σp]=120MPa ∴ 式中 T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為N·mm； 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，K≈h/2,單位為mm； [σp]——許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa。 選用A型鍵 公稱尺寸b×h=6×6 根據(jù)具體情，鍵的接觸長度l應(yīng)該大于15mm,則L≥15+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