机械式转向器的设计与计算Word格式文档下载.docx
- 文档编号:21245244
- 上传时间:2023-01-28
- 格式:DOCX
- 页数:12
- 大小:20.86KB
机械式转向器的设计与计算Word格式文档下载.docx
《机械式转向器的设计与计算Word格式文档下载.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《机械式转向器的设计与计算Word格式文档下载.docx(12页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
作用在转向盘上的手力为
2L1MR
(7-10)
Fh
L2Dswi
式中,L1为转向摇臂长;
L2为转向节臂长;
Dsw为转向盘
直径;
i为转向器角传动比;
为转向器正效率。
对给定的汽车,用式(7-10)计算出来的作使劲是最大
值。
所以,能够用此值作为计算载荷。
但是,关于前轴负荷
大的重型货车,用上式计算的力常常超出驾驶员生理上的可
能,在此状况下对转向器和动力转向器动力缸从前部件的计
算载荷,应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大刹时力,此
力为700N。
二、齿轮齿条式转向器的设计
齿轮齿条式转向器的齿轮多半采纳斜齿圆柱齿轮。
齿轮
模数取值围多在2~3mm之间。
主动小齿轮齿数多半在5~7
个齿围变化,压力角取20o,齿轮螺旋角取值围多为
9o~15o。
齿条齿数应依据转向轮达到最大偏转角时,
相应的齿条挪动行程应达到的值来确立。
变速比的齿条压力
角,对现有构造在12o~35o围变化。
别的,设计时应验算
齿轮的抗弯强度和接触强度。
主动小齿轮采纳16MnCr5或15CrNi6资料制造,而齿条
常采纳45钢制造。
为减少质量,壳体用铝合金压铸。
三、循全球式转向器设计
(一)主要尺寸参数的选择
1、螺杆、钢球、螺母传动副
(1)钢球中心距D、螺杆外径D1、螺母径D2尺寸D、D1、
D2如图7-19所示。
钢球中心距是基本尺寸,螺杆外径D1、
螺母径D2及钢球直径d对确立钢球中心距D的大小有影响,
而D又对转向器构造尺寸和强度有影响。
在保证足够的强度
条件下,尽可能将D值取小些。
选用D值的规律是跟着扇齿
模数的增大,钢球中心距D也相应增添(表7—1)。
设计时先
参照同种类汽车的参数进行初选,经强度验算后,再进行修
正。
螺杆外径
D1往常在20~38mm围变化,设计时应依据转向轴负荷的不
同来选定。
螺母径D2应大于D1,一般要求D2D15%~10%D。
图7—19螺杆、钢球、螺母传动副
(2)钢球直径d及数目n钢球直径尺寸d获得大,能提升承载能力,同时螺杆和螺母传动机构和转向器的尺寸也随
之增大。
钢球直径应切合国家标准,一般常在7~9mm围采纳(表7-1)。
增添钢球数目n,能提升承载能力,但使钢球流动性变
坏,进而使传动效率降低。
由于钢球自己有偏差,所以共同
参加工作的钢球数目其实不是所有钢球数。
经考证明,每个环
路中的钢球数以不超出60粒为好。
为保证尽可能多的钢球
都承载,应分组装置。
每个环路中的钢球数可用下式计算
DWDW
n
dcos0d
式中,D为钢球中心距;
W为一个环路中的钢球工作圈
数;
n为不包含环流导管中的钢球数;
0为螺线导程角,常
取0=5o~8o,则cos0≈1。
(3)滚道截面当螺杆和螺母各由两条圆弧构成,形成四段圆弧滚道截面时,见图7-20,钢球与滚道有四点接触,传动时轴向空隙最小,可知足转向盘自由行程小的要求。
图
中滚道与钢球之间的空隙,除用来储存润滑油以外,还可以贮
存磨损杂质。
为了减少摩擦,螺杆和螺母沟槽的半径R2应大
于钢球半径d/2,一般取R2=(O.51~O.53)d。
(4)接触角θ钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与
螺杆滚道法面轴线间的夹角称为接触角θ,如图
7-20所示。
θ角多取为45o,以使轴向力和径向力分派平均。
(5)螺距P和螺旋线导程角0转向盘转动角,对应螺
母挪动的距离s为
sP(7-11)
2
式中,P为螺纹螺距。
图7—20四段圆弧滚道截面
与此同时,齿扇节圆转过的弧长等于s,相应摇臂轴转过p角,此间关系可表示以下
spr(7-12)
式中,r为齿扇节圆半径。
联立式(7-11)
、式(7-12)
得
r
,将对
p求导得循
P
全球式转向器角传动比i为
i2r(7-13)
由式(7-13)可知,螺距P影响转向器角传动比的值。
在
螺距不变的条件下,钢球直径d越大,图7-19中的尺寸b
越小,要求b=P-d>
2.5mm。
螺距P一般在8~llmm选用。
前已述及导程角0对转向器传动效率有影响,此处不再
赘述。
(6)工作钢球圈数W多半状况下,转向器用两个环路,而每个环路的工作钢球圈数w又与接触强度相关:
增添工作钢球圈数,参加工作的钢球增加,能降低接触应力,提升承
载能力;
但钢球受力不平均、螺杆增添而使刚度降低。
工作钢球圈数有1.5和2.5圈两种。
一个环路的工作钢球圈数的选用见表7-1。
表7—1循全球式转向器主要参数
2、齿条、齿扇传动副设计
如图7-21所示,滚迨相对齿扇作斜向进给运动加工齿扇齿,获得变厚齿扇。
如图7—22所示,变厚齿扇的齿顶和齿根的轮廓面是圆锥的一部分,其分度圆上的齿厚是变化
的,故称之为变厚齿扇。
图7-22中,若0-0截面的原始齿形变位系数ξ=O,且I
—I剖面和Ⅱ—Ⅱ剖面分别位于0-0剖面双侧,则I—I剖面
的齿轮是正变位齿轮,Ⅱ—Ⅱ剖面中的齿轮为负变位齿轮,故变厚齿扇在整个齿宽方向上,是由无数个原始齿形位移系数渐渐变化的圆柱齿轮所构成。
图7—21用滚刀加工变厚齿扇的进给运动
图7—22变厚齿扇的截面
对齿轮来说,由于在不一样地点的剖面中,其模数优不变,
所以它的分度圆半径厂和基半径rb同样。
所以,变厚齿扇的
分度圆和基圆均为一圆柱,它在不一样剖面地点上的渐开齿
形,都是在同一个基圆柱上所展出的渐开线,不过其轮齿的
渐开线齿形相对基圆的地点不一样而已,所以应将其归人圆柱
齿轮的畴。
变厚齿扇齿形的计算,如图7-23所示,一般将中间剖
面1-1规定为基准剖面。
由1-1剖面向右时,变位系数ξ为正,向左则由正变成零(O-0剖面),再变成负。
若0-0剖面距1-1剖面的距离为a0,则其值为a0m/tan,γ是切削角,常有的有6o301和7o301两种。
在切削角γ必定的条件
下,各剖面的变位系数ξ取决于距基准剖面1-1的距离a。
进行变厚齿扇齿形计算从前,一定确立的参数有:
模数
m,参照表7-2选用;
法向压力角0,一般在20o~30o之间;
齿顶高系数x1,一般取O.8或1.O;
径向空隙系数,取O.2;
整圆齿数z,在12~15。
之间选用;
齿扇宽度B,一般
图7—23变厚齿扇齿形计算简图
22~38mm。
表7-2循全球式转向器齿扇齿模数
齿扇齿
模数m/mm3.03.54.O4.55.O6.06.5
排
量50010001600~
~20002000
轿/mL
18002000
前3500
4700
7000
8300
100
车轴负荷
~
00
7350
3800
9000
11000
/N
前
3000
4500
5500
17000
23000
货轴负荷
车
4400
/N
5000
7500
18500
19500
24000
37000
和
最大
大装载质
350
1000
2500
2700
3500
6000
8000
客
车/kg
四、循全球式转向器部件强度计算
1、钢球与滚道之间的接触应力σ
用下式计算钢球与滚道之间的接触应力σ
F3E2
R2
k3
R2r
式中,k
为系数,依据
A/B值从表7—3查取,
A1/r1/R2
/2,B1/r1/R1
/2;
R2为滚道截面半径;
r为
钢球半径;
R1
为螺杆外半径;
E为资料弹性模量,等于
2.1105N/mm2;
F3为钢球与螺杆之间的正压力,可用下式计算
F3
F2
ncos0cos
式中,0为螺杆螺线导程角;
θ为接触角;
n为参加工作的钢球数;
F2为作用在螺杆上的轴向力,见图7—24。
当接触表面硬度为58~64HRC时,许用接触应力[σ]=
2500N/mm2。
图7-24螺杆受力简图
表7-3系数k与A/B的关系
A
/1.OO.90.8O.70.60.5O.4O.30.2O.150.1
B
k
0.3
0.4
0.6
0.7
0.9
88
O.410O.440O.468O.490O.53600
16
O.80070
2、齿的曲折应力w
用下式计算齿扇齿的曲折应力
6Fh
wBs2
式中,F为作用在齿扇上的圆周力;
h为齿扇的齿高;
B为齿扇的齿宽;
s为基圆齿厚。
许用曲折应力为[w]=540N/mm2。
螺杆和螺母用20CrMnTi钢制造,表面渗碳。
前轴负荷不大的汽车,渗碳层深度在O.8~1.2mm;
前轴负荷大的汽车,渗碳层深度在1.05~1.45mm。
表面硬度为58~63HRC。
别的,应依据资料力学供给的公式,对接触应力进行验
算。
3、转向摇臂轴直径确实定
用下式计算确立摇臂轴直径d
KMR
d3
0.2
式中,K为安全系数,依据汽车使用条件不一样可取
2.5~
3.5;
MR为转向阻力矩;
0为扭转强度极限。
摇臂轴用20CrMnTi钢制造,表面渗碳,渗碳层深度在
O.8~
1.2mm。
前轴负荷大的汽车,渗碳层深度为1.05~1.45mm。
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 机械式 转向器 设计 计算