《汽車轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向臂設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《汽車轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向臂設計（9頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 摘要 汽車轉(zhuǎn)向器是汽車的重要組成部分，也是決定汽車主動安全性的關(guān)鍵總成，它的質(zhì)量嚴重影響汽車的操縱穩(wěn)定性。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車轉(zhuǎn)向器也在不斷的得到改進，雖然電子轉(zhuǎn)向器已開始應用，但機械式轉(zhuǎn)向器仍然廣泛地被世界各國汽車及汽車零部件生產(chǎn)廠商所采用。所以在設計轉(zhuǎn)向器的時候，對其進行計算和校核尤為重要。這樣可以保證轉(zhuǎn)向器的安全性和實用性。 關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向搖臂軸計算、螺桿軸計算校核 Abstract Automobile steering gear is an important part of the car, is to determine the safety of automobi

2、le active key assembly, its quality seriously affect the car control stability. With the development of automobile industry, the automobile steering gear is also in constant improved, although electronic steering gear has been used, but mechanical steering gear is still widely all over the world aut

3、omobile and auto parts manufacturers used. So in the design of steering gear, the calculation and checking is particularly important. This can guarantee the security of the steering gear and practicability. Keywords: pitman arm shaft calculation, screw shaft calculation check

4、 目錄 摘要 1 Abstract 1 1.1 轉(zhuǎn)向搖臂軸（即齒形齒扇軸）的設計計算 3 1.1.1材料的選擇 3 1.1.2結(jié)構(gòu)設計 3 1.1.3軸的設計計算 3 2.2 螺桿軸設計計算及主要零件的校核 6 2.2.1材料選擇 6 2.2.2結(jié)構(gòu)設計 6 2.2.3軸的設計計算 7 2.2.4鋼球與滾道之間的接觸應力校核 8  1.1 轉(zhuǎn)向搖臂軸（即齒形齒扇軸）的設計計算 1.1.1材料的選擇 搖臂軸用20CrMnTi鋼制造，由于前軸負荷不大，螺紋、三角花鍵和卡簧槽部表面不滲碳，其余表面滲碳層深度在0.8～1.2mm。表面硬度

5、為58～63HRC。 1.1.2結(jié)構(gòu)設計 軸結(jié)構(gòu)如圖1-1所示 軸伸出殼體的部分制成錐形漸開線花鍵，并使用螺母緊固，這樣可以保證轉(zhuǎn)向搖臂能緊緊壓靠到軸上，使之聯(lián)結(jié)緊固、無間隙、工作可靠，花鍵的加工工藝與齒輪相同；由于齒扇和齒條在工作時存在摩擦力，工作一段時間后會產(chǎn)生間隙，為使此間隙的調(diào)整工作容易進行，故將齒扇設計成變厚齒扇。 1.1.3軸的設計計算 （1）漸開線花鍵的設計計算 花鍵連接常根據(jù)被連接件的特點、尺寸、使用要求和工作條件，確定其類型、尺寸，然后進行必要的強度校核計算。 圖1-1轉(zhuǎn)向搖臂軸結(jié)構(gòu)簡圖 本軸的漸開線花鍵可選擇45花鍵，模數(shù)為m=0.8,齒數(shù)為Z=36，壓

6、力角為45。 漸開線花鍵幾何尺寸的計算 分度圓直徑D=mZ=0.836=28.8mm; 基圓直徑Db=mZcos45=0.8361.414=20.36mm; 周 節(jié)P=m=3.140.8=2.5mm; 內(nèi)花鍵大徑Dei=m(Z+1.2)=0.8(36+1.2)=29.76mm; 外花鍵大徑Dee= m(Z+0.8)= 0.8(36+0.8)=29.44mm; 外花鍵小徑Die= m(Z-1.2) =0.8(36-1.2)=27.84mm； 漸開線花鍵的校核計算 漸開線花鍵連接強度可按擠壓、彎曲和剪切來計算。實踐證明，擠壓強度常是主要的。其計算過程如下： 漸開線花鍵

7、的平均直徑mm; 漸開線花鍵齒的工作高度=m=0.8mm； 漸開線花鍵齒的工作長度=25mm；漸開線花鍵齒的彎曲應力 ； 許用彎曲應力為 由此可知，漸開線花鍵的設計滿足要求。 （2）變厚齒形齒扇的計算 變厚齒形齒扇的計算，如圖1-2所示，一般將中間剖面A-A定義為基準平面。進行變厚齒扇計算之前，必須確定的參數(shù)有：變厚齒扇的模數(shù)m，參考表4－1選取；法向壓力角，一般在20～30之間；齒頂高系數(shù)X1，一般取0.8或1.0；徑向間隙系數(shù)，取0.2；正圓齒數(shù)，在12～15之間選?。积X扇寬度，一般在22mm～28mm。 表1-1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器齒扇齒模數(shù) 齒扇齒模數(shù)m/mm

8、3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 6.0 6.5 轎 車 排量/mL 500 1000 ～1800 1600 ～ 2000 2000 2000 前軸負荷/N 3500 ～ 3800 4700 ～ 7350 7000 ～ 9000 8300 ～ 11000 10000 ～11000 貨車和大客車 前軸負荷/N 3000 ～ 5000 4500 ～ 7500 5500 ～ 18500 7000 ～ 19500 9000 ～ 24000 17000 ～ 37000 23

9、000 ～ 44000 最大轉(zhuǎn)載質(zhì)量/Kg 350 1000 2500 2700 3500 6000 8000 首先根據(jù)汽車的前軸負荷G1=14140N，查表,選取齒扇的模數(shù)m=5mm。 然后，由變厚齒扇的模數(shù)m=5mm,可查閱相關(guān)參數(shù)選擇確定轉(zhuǎn)向器的相關(guān)尺寸。 圖1-2 變厚齒形齒扇的計算簡圖 變厚齒扇的幾何尺寸，計算結(jié)果如下： 變厚齒扇的模數(shù)m=5mm; 變厚齒扇的法向壓力角=30； 整圓齒數(shù)為13；齒扇齒數(shù)為z=5； 變位系數(shù)X1=0.082； 分度圓直徑d=mz=513=65mm; 分度圓齒厚S=/2=3.145/2=7.85mm;

10、齒頂高 ha= X1m=0.85=4mm; 齒根高 hf=( X1+c)=(0.8+0.25)5=5.25mm; 齒頂圓直徑da=d+2ha=65+24=73mm; 齒扇的結(jié)構(gòu)設計 由于齒扇的齒頂圓直徑da=73mm<500mm，因此可采用鍛造毛坯；又齒扇的齒根圓直徑df=d-2hf=65-25.25=54.75mm，而齒扇的軸徑為32mm,二者相差不大，故可制成一體的齒輪軸，軸的材料必須與齒扇齒輪相同。 5）齒扇齒的應力校核 齒扇齒的受力情況如圖1-3所示。 圖1-3 齒扇齒的受力簡圖 作用在齒扇上的圓周力Fa===14683.85N; （1－1

11、） 齒扇的齒高h=ha+hf=4+5.25=9.25mm; 則齒扇齒的彎曲應力w== （1－2） =508.65N/mm[w]=540 N/mm; 上式中，[w]為許用彎曲應力，[w]= 540 N/mm。 由此可知，齒形齒扇的設計能夠滿足設計要求。 2.2 螺桿軸設計計算及主要零件的校核 2.2.1材料選擇 螺桿軸用20CrMnTi鋼制造，熱處理鋼球滾道處滲碳層深度在0.8～1.2mm，表面淬火HRC 58～63。20軸徑硬度HRC40，漸開線花鍵處不滲碳。 2.2.2結(jié)構(gòu)設計 軸的

12、結(jié)構(gòu)如圖所示 圖1-4 螺桿軸結(jié)構(gòu)簡圖 考慮軸向固定，內(nèi)側(cè)采用軸肩，又考慮角接觸球軸承的標準，故左右軸徑均取d=20mm；左端軸徑長度為14mm，比軸承寬度小4mm，以便將軸承可靠地固定在轉(zhuǎn)向螺桿軸上；為使汽車轉(zhuǎn)向螺桿軸中心與轉(zhuǎn)向萬節(jié)的中心能保持高度一致，二者的連接采用漸開線花鍵連接，花鍵的加工工藝與齒輪相同；為減少螺桿和螺母之間的摩擦，提高傳動效率，在螺桿和螺母的滾道之間放置適量的鋼球；為防止鋼球沿滾道滾出，在螺母上設有鋼球返回裝置，使鋼球通過此裝置自動返回入口處，從而形成循環(huán)回路。 2.2.3軸的設計計算 （1）首先由變厚齒扇齒模數(shù)m=5.0mm，可查閱材料確定轉(zhuǎn)向螺桿軸

13、的相關(guān)參數(shù)，相關(guān)參數(shù)如下： 鋼球中心距D=32mm; 螺桿外徑D1=29mm; 鋼球直徑d=7.144mm; 螺距P=10mm; 工作圈數(shù)2.5； 環(huán)流行數(shù)2； 螺母長度L=56mm; 齒扇齒數(shù)Z=5; 齒扇整圓齒數(shù)Z’=13； 齒扇壓力角=2730；齒扇寬26mm； （2）其他參數(shù)的設計計算： 螺母內(nèi)徑D2=D+(5% 到10%)D1=32+(5% 到10%)29=33.5到34.9mm; 圓整后取D2=34.2mm; 每個環(huán)路中的鋼球數(shù); （1－3） 圓整后取n=32; 滾道截面半徑mm;

14、 （1－4） 圓整后取R2=4mm; 接觸角選擇=45； 當轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)過5角(即2.5圈)時，齒扇節(jié)圓應轉(zhuǎn)過的弧長等于對應螺母在螺桿上移動的距離S,此時，搖臂軸轉(zhuǎn)過0.25角，與此同時，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角，則 ==51mm; （1－5） 則螺桿螺紋滾道的有效工作長度L’等于螺母在螺桿上移動的距離的2倍，即L’=2S=251mm=102mm; 在此條件下，應盡量縮短滾道長度。但為安全計，在有效工作長度L’之外的兩端各增加0.5-0.75圈滾道長度。 因此，螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度L L=L’+2(0.5到0.75)d=102+2(0.

15、5～0.75)7.144=109.44～112.716mm; 又螺桿螺紋滾道的有效工作長度距兩端面距離5.5mm，即螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度 L L’+25.5=102+25.5=113mm； 圓整后取L=112mm； 螺桿螺線導程角則,則 = = =5.68; （1－6） 2.2.4鋼球與滾道之間的接觸應力校核 螺桿受力 作用在螺桿上的軸向力F2 （1－7） 上式中d為變厚齒扇的分度圓直徑； 鋼球與螺桿之間的正壓力F3 F3= （1－8）

16、 上式中n為參與工作的鋼球數(shù)；為接觸角，=45； 螺桿受力簡圖 則 可見接近于0.1，根據(jù)查取K=0.970; （1－9） 表1-2 系數(shù)K與的關(guān)系 1.0 0.9 0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 0.3 K 0.388 0.400 0.410 0.440 0.468 0.490 0.536 0.600 0.2 0.15 0.1 0.05 0.02 0.01 0.007 K 0.716 0.800 0.970 1.280 1.8 2.271 3.202 鋼球與滾道之間的接觸應力 =K =2273.15[]； （1－10） 上述三式中，R1為螺桿外半徑；R2為滾道截面半徑；r為鋼球半徑；E為材料彈性模量，等于2.1;[]為許用接觸應力，當接觸表面硬度為58-64HRC時，[]等于25 9