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1、遼寧工程技術大學課程設計 1齒輪齒條式轉向器簡介 1.1齒輪齒條式轉向系 轉向系是通過對 左、右轉向之間的合理匹配來保證汽車能沿著理想的軌跡運動的機構，它由轉向操縱機構 轉向器 和專項傳動機構組成 。 齒輪齒條機械轉向器是將司機對轉向盤的轉動變?yōu)榛螨X條沿轉向車軸軸向的移動，并按照一定的角傳動比和力傳動比進行傳遞的機構。 機械轉向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉向系統(tǒng)。高級轎車和中興載貨汽車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統(tǒng)。采用液力式動力轉向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉向器結構。 1.2轉向系設計要求 通常，對轉向系的主要要

2、求是: (1)保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內，具有迅速和小半徑轉彎的能力，同時操作輕便; (2) 汽車轉向時，全部車輪應繞一個瞬時轉向中心旋轉，不應有側滑; (3) 傳給轉向盤的反沖要盡可能的小; (4) 轉向后，轉向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài); (5) 發(fā)生車禍時，當轉向盤和轉向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉向系統(tǒng)最好有保護機構防止傷及乘員； (6) 轉向器和專項傳動機構因摩擦產生間隙時，應能調整而消除之。 2轉向系主要性能參數 2.1轉向器的效率 功率P1從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號 η+表

3、示，η+=(P1—P2)／Pl；反之稱為逆效率，用符號η-表示，η- =(P3—P2)／P3。式中，P2為轉向器中的摩擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。為了保證轉向時駕駛員轉動轉向盤輕便，要求正效率高。為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉向盤上要盡可能小，防止打手又要求此逆效率盡可能低。 2.1.1轉向器正效率η+ 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。 (1)轉向器類型、結構特點與效率 在前述四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的

4、正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結構之一。第一種結構除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種轉向器的效率僅有54％。另外兩種結構的轉向器效率，根據試驗結果分別為70％和75％。 轉向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正或逆效率提高約10％。 (2)轉向器的結構參數與效率 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉向器，其效率

5、可用下式計算 （2.1） 式中，αo為蝸桿(或螺桿)的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為摩擦因數。 2.1.2轉向器逆效率η- 根據逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕

6、駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力由轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺；因此，現代汽車不采用這種轉向器。 極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉向器要小。 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計算

7、 （2.2） 式(2.1)和式(2.2)表明：增加導程角αo,正、逆效率均增大。受η-增大的影響，αo不宜取得過大。當導程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于摩擦角。通常螺線導程角選在8～10之間。 2.2傳動比的變化特性 2.2.1轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比 從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2Fw與作用在轉向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比，即 ip=2Fw／Fh 。 轉向盤轉動角速度 ωw 與

8、同側轉向節(jié)偏轉角速度 ωk 之比，稱為轉向系角傳動比，即；式中，dφ 為轉向盤轉角增量；dβk 為轉向節(jié)轉角增量；dt為時間增量。它又由轉向器角傳動比iw 和轉向傳動機構角傳動比iw′ 所組成，即 iwo=iw iw′ 。 轉向盤角速度ωw與搖臂軸轉動角速度ωK之比，稱為轉向器角傳動比iw′, 即。 式中,dβp為搖臂軸轉角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉向器。 搖臂軸轉動角速度ωp與同側轉向節(jié)偏轉角速度ωk之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比iw′，即。 2.2.2．力傳動比與轉向系角傳動比的關系 輪胎與地面之間的轉向阻力Fw和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩 Mr 之間有如下關系

9、 （2.3） 式中，α為主銷偏移距，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。 作用在轉向盤上的手力Fh可用下式表示 （2.4） 式中，Mh為作用在轉向盤上的力矩；Dsw為轉向盤直徑。 將式(1.3)、式(1.4)代入 ip=2Fw／Fh 后得到 （2.5） 分析式(2.5)可知，當主銷偏移距a小時，力傳動比 ip 應取大些才能保證轉向輕便。通常轎車的 a 值在0．4～0．6倍輪胎的胎面寬度尺寸

10、范圍內選取，而貨車的d值在40～60mm范圍內選取。轉向盤直徑 Dsw 根據車型不同在JB4505—86轉向盤尺寸標準中規(guī)定的系列內選取。 如果忽略摩擦損失，根據能量守恒原理，2Mr／Mh可用下式表示 （2.6） 將式(1.6)代人式(1.5)后得到 （2.7） 當 α 和 Dsw 不變時，力傳動比 ip 越大，雖然轉向越輕，但 iwo 也越大，表明轉向不靈敏。 根據相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等， 即 Pbl=Pb2。其中齒輪基圓齒距Pbl=πmlcosα1，齒條基圓齒距 Pb2

11、=πm2cosα2 。由上述兩式可知：當齒輪具有標準模數m1和標準壓力角α1與一個具有變模數m2、變壓力角α2的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosoαl=m2cosoα2時，它們就可以嚙合運轉。如果齒條中部(相當汽車直線行駛位置)齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小(模數也隨之減小)，則主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉向盤每轉動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉向器的傳動比是變化的。 循環(huán)球齒條齒扇式轉向器的角傳動比 iw=2πr／P。因結構原因，螺距 P 不能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑 r 的方法，達到使循環(huán)球齒條齒扇式轉向器實現變速比的目的。 隨轉向盤轉角變化，轉向器角傳動比可以

12、設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的因素，主要是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉向軸負荷小，在轉向盤全轉角范圍內，駕駛員不存在轉向沉重問題。裝用動力轉向的汽車，因轉向阻力矩由動力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應取較小的轉向器角傳動比并能減少轉向盤轉動的總圈數，以提高汽車的機動能力。 轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。過小則在汽車高速直線行駛時，對轉向盤轉角過分敏感和使反沖效應加大，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。直行位置的轉向器角傳動比不宜低于15～16。  3齒輪齒條式式轉向器設計計算 3.1 參數選擇 由汽車類型齒輪齒條式轉向器的齒

13、輪模數為：m=3mm，齒數為z=7，壓力角為=20，螺旋角為14。 齒條模數:m=3mm,齒數為 z=21，壓力角=20，螺旋角為14。 3.2齒輪齒條式轉向器的設計與計算 3.2.1 轉向系計算載荷的確定 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。 精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩MR(N

14、mm)。 表3-1 原地轉向阻力矩MR的計算 Table 3-1 steering resistance moment calculation of MR 設計計算和說明 計算結果 式中 f——輪胎和路面間的滑動摩擦因數； ——轉向軸負荷，單位為N； P——輪胎氣壓，單位為。 f=0.7 =10902.5N p=0.179 =627826.2 作用在轉向盤上的手力Fh為： 表3-2 轉向盤手力Fh的計算 Table 3-2 steering efforts Fh calculation 設計計算和說明 計算結果 式中 ——轉向搖臂長, 單位為mm

15、； ——原地轉向阻力矩, 單位為Nmm ——轉向節(jié)臂長, 單位為mm； ——為轉向盤直徑,單位為mm； Iw——轉向器角傳動比； η+——轉向器正效率。 因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故、不代入數值。 =627826.2 =380mm iw=15 =90% =244.8N 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 Table 3-3 trapezoid arm length L2 is calculated 設計計算和說明 計算結果 輪輞直徑= 15in=

16、1525.4=381mm 梯形臂長度 =0.8/2=3810.8/2 =152.4mm,取=150mm =150mm 輪胎直徑的計算RT： 表3-4 輪胎直徑RT的計算 Table 3-4 tire diameter RT calculation 設計計算和說明 計算結果 =381+0.55205=493.75mm 取=500mm =500mm 轉向橫拉桿直徑的確定： 表3-5 轉向橫拉桿直徑的計算 Table 3-5 steering cross rod diameter calculation 設計計算和說明 計算結果 =; 取=18mm

17、初步估算主動齒輪軸的直徑： 表3-6 主動齒輪軸的計算 Table 3-6 driving gear shaft calculation 設計計算和說明 計算結果 =140MPa 取=16mm 3.2.2 齒輪齒條式轉向器的設計 1. EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉向器的主要元件 1) 齒條 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

18、拉桿，使前輪轉向(圖3.3-1）。 圖3.3-1 齒條 Figure 3.3-1 rack 表3-7 齒條的尺寸設計參數 Table 3-7 rack size design parameters 序號 項目 符號 尺寸參數() 1 總長 767 2 直徑 30 3 齒數 21 4 法向模數 3 2) 齒輪 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以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上

19、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。相對直齒而言，斜齒的運轉趨于平穩(wěn)，并能傳遞更大的動力。 表3-8 齒輪軸的尺寸設計參數 Table 3-8 gear shaft size design parameters 序號 項目 符號 尺寸參數(mm) 1 總長 130 2 齒寬 55 3 齒數 7 4 法向模數 3 5 螺旋角 14 6 螺旋方向 左旋 3) 轉向橫拉桿及其端部 轉向橫拉桿與梯形轉向桿系的相似。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

20、。防塵套夾在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。 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相似。側面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（見圖3.3-2）。 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：轉向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉向盤的運動。 圖3.3-2 轉向橫拉桿外接頭 Figure 3.3-2 steering tie rod joints 表3-9 轉向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數 Table 3-9 steering cross rod and

21、 the size of the connector design parameters 序號 項目 符號 尺寸參數() 1 橫拉桿總長 239.52 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 M101 7 外接頭螺紋公稱直徑 M121.5 8 內接頭總長 65.3 9 內接頭螺紋公稱直徑 M161.5 4) 齒條調整 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節(jié)螺塞3之間連有一個彈簧2。此調節(jié)螺塞

22、由鎖緊螺母固定4。齒條導向座的調節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力，此預緊力會影響轉向沖擊、噪聲及反饋（見圖3.3-3）。 圖3.2-3 齒條間隙調整裝置 Figure 3.2-3 rack clearance adjusting device 表3-10 齒條調整裝置的尺寸設計參數 Table 3-10 rack adjusting device size design parameters 序號 項目 符號 尺寸參數(mm) 1 導向座外徑 40 2 導向座高度 29 3 彈簧總圈數 6.43 4 彈簧節(jié)距 7.92 5 彈簧外徑

23、 29 6 彈簧工作高度 34.59 7 螺塞螺紋公稱直徑 M442 8 螺塞高度 28 9 鎖止螺塞高度 10 10 轉向器殼體總長/高 615/146.5 11 轉向器殼體內/外徑 40/56 2. 轉向傳動比 當轉向盤從鎖點向鎖點轉動，每只前輪大約從其正前方開始轉動30，因而前輪從左到右總共轉動大約60。若傳動比是1:1，轉向盤旋轉1，前輪將轉向1，轉向盤向任一方向轉動30將使前輪從鎖點轉向鎖點。這種傳動比過于小，因為轉向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉向角傳動比必須使前輪轉動同樣角度時需要更大的轉向盤轉角。 15

24、:1的傳動比較為合理。在這樣的傳動比下，轉向盤每轉動15，前輪轉向1。為了計算傳動比，可將鎖點到鎖點過程中轉向盤轉角的度數除以此時轉向輪轉角的度數。 3. EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉向器的安裝 齒輪齒條式轉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）。橡膠隔振套包在轉向器外，并固定在橫梁上或前圍板上。齒輪齒條轉向器的正確安裝高度，使轉向橫拉桿和懸架下擺臂可平行安置。齒輪齒條式轉向系統(tǒng)中磨擦點的數目減少了，因此這種系統(tǒng)輕便緊湊。大多數承載式車身的前輪驅動汽車用齒輪齒條式轉向機構。由于齒條直接連著梯形臂，這種轉向機構可提供好的路感。 在轉向器與支承托架之間裝有大的橡膠隔振墊，這些襯墊

25、有助于減少路面的噪聲、振動從轉向器傳到底盤和客艙。齒輪齒條轉向器裝在前橫梁上或前圍板上。轉向器的正確安裝對保證轉向橫拉桿與懸架下擺臂的平行關系有重要作用。為保持轉向器處在正確的位置，在轉向器安裝的位置處，前圍板有所加固。 圖3.2-4 轉向器的安裝位置 Figure 3.2-4 steering installation position 4. 齒輪齒條式轉向器的設計要求 齒輪齒條式轉向器的齒輪多數采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數取值范圍多在2～3mm之間。主動小齒輪齒數多數在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。齒條齒數應根據轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移

26、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。 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 Table 3-11 gear shaft and rack design calculation 設計計算和說明 計算結果 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

27、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N，確定壽命系數、。 c)計算許用應力 取, = = 應力修正系數 = = 2.初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸 (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 初選 =7 =21 =0.8 =0.7 =0.89 按當量齒數 (4) 初步計算齒輪模數 轉矩290.70.16=46.51=39168 閉式硬齒面?zhèn)鲃樱待X根彎曲疲勞強

28、度設計。 = =2.474 (5) 確定載荷系數 =1，由, /100=0.000896,=1；對稱布置，取=1.06； 取=1.3 則=111.061.3=1.378 (6) 修正法向模數 =2.474=2.461mm 圓整為標準值，取=3 3.確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸 (1) 分度圓直徑 ==21.64 (2) 齒頂圓直徑 =21.64+2 =21.64+23(1+0)=27.64 (3) 齒根圓直徑 =21.64-2 =21.64-231.25=14.14 (4) 齒寬 =0.821.64=17.312 因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須

29、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 =4.71 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 =189.82.450.80.985 =1311.28 5.結構設計和繪制零件圖 詳見零件圖 斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合

30、傳動 7級精度 39168 =1.378 =3 =21.64 =27.64 =14.14 取=20 =3 =3.75 =4.7 齒面接觸疲勞強度滿足要求 3.2.3 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 圖3.3-5 轉向橫拉桿的運動分析簡圖 Figure 3.3-5 steering cross rod motion analysis diagram 當轉向盤從鎖點向鎖點轉

31、動，每只前輪大約從其正前方開始轉動30，因而前輪從左到右總共轉動約60。當轉向輪右轉30，即梯形臂或轉向節(jié)由繞圓心轉至時，齒條左端點移至的距離為 30=150cos30=129.904 =150-129.904=20.096 30=75 ==339.4 =339.4-80=259.4 =340-259.4=80.6 同理計算轉向輪左轉30，轉向節(jié)由繞圓心轉至時，齒條左端點E移至的距離為 =75 =339.4 =75+339.4-340=74.4 齒輪齒條嚙合長度應大于 即 =80.6+74.4=160 取L=200 3.2.

32、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。 =239168/21.64=3619.96 =1357.90 =937.83902.56 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 =3619.9610.82=39

33、167.97 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校核 查得, ,； 。 a-a截面左側 查得；由表查得絕對尺寸系數 軸經磨削加工，查得質量系數β=1.0。則 彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數 查得許用安全系數[S]=1.3～1.5，顯然S>

34、[S]，故a-a剖面安全。 圖3.3-6 齒輪軸校核分析圖 Figure 3.3-6 check analysis of gear shaft 3.2.5 間隙調整彈簧的設計計算 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。因彈簧的工作次數小于，載荷性質屬Ⅱ類，。 (2)

35、 計算彈簧絲直徑 表3-12 彈簧絲直徑的計算 Table 3-12 spring wire diameter calculation 計算項目 計算依據和內容 計算結果 1) 選擇旋繞比 2) 估 3) 初算彈簧絲直徑 4) 計算曲度系數 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 [τ]=765 取=5 (3) 計算彈簧圈數和彈簧的自由高度 表3-13 彈簧圈數和自由高度的計算 Table

36、3-13 coil number and free height calculation 計算項目 計算依據和內容 計算結果 1)工作圈數 2)總圈數 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δ及δ1 鄰圈間隙 δ=

37、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) 幾何參數和結構尺寸的確定 彈簧外徑 D=D2+d=24+5=29mm 彈簧內徑 D1=D2-d=24-5=19mm (7) 彈簧工作圖 τs=1.25[τ]=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=0.914

38、11=1269.9N 彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=800005/(8434.43)=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

39、 H3=H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm 3.2.6 齒輪軸軸承的校核 校核軸承，軸承間距75mm,軸承轉速n=15r/min,預期壽命L′h=12000h 1.初步計算當量動負荷 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(0.56705.5+1.5468.9)=1318.12N 2.計算軸承應有的基本額定動負荷C′r 查表得,ft=1,又ε=3 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=6.65KN

40、 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Y應為1.6 2) 計算當量動載荷 Pr=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56141143/75+1.6469)=1444N 3) 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。 3.2.7 鍵的計算 ∵σp= [σp]=120MPa 式中 T——傳遞的轉矩，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，K≈h/2,單位

41、為mm； [σp]——許用擠壓應力，單位為MPa。 選用A型鍵 公稱尺寸bh=66 根據具體情，鍵的接觸長度l應該大于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 4結論 通過計算和畫圖一些尺寸被重新修訂，在這次設計中我學到了汽車設計的許多知識，邊計算邊畫圖，從開始選擇汽車轉向器的效率開始，然后設計轉向器齒條齒扇機構，經過校核強度，再進行參數調整，進行修改。在設計中，我對一些知識又有了重新認識，系統(tǒng)的學習了轉

42、向器部分的知識，但深知自己還欠缺很多知識，在設計中會存在一些毛病，我期待我今后能有機會改進。 汽車設計涉及到許多知識，做設計的人必須認真細致地對待，從設計參數出發(fā)，深入細節(jié)，并能勇于突破創(chuàng)新，敢于修改，樂于改進。這次課程設計使我受益匪淺。 參考文獻 [1] 林家讓主編.汽車構造底盤篇.北京：電子工業(yè)出版社,2004.1 [2] 陳家瑞主編.汽車構造：下冊.北京：人民郵電出版社，2000 [3] 莊繼德.汽車系統(tǒng)工程.北京：機械工業(yè)出版社，1997 [4] 汪卸建主編.汽車底盤簡明教學圖解.電子工業(yè)出版社,2003 [5] 周林福主編.汽車底盤構造于維修.北京：人民交通出版社，2002 [6] 余志生主編.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，2001 [7] 龔微寒主編.汽車現代設計制造.北京：人民交通出版社，1995 [8] 鞏云鵬主編.機械設計課程設計.沈陽：東北大學出版2002.12 [9] 蔡春源主編.機械零件設計手冊.北京：冶金工業(yè)出版社，1994 [10] 鄭志祥，劉天一.機械零件.北京：機械工業(yè)出版社，1992 [11] 許鎮(zhèn)宇，朱景梓.機械零件.北京：人民教育出版社，1998 27