长城哈弗H6汽车转向器设计与三维装配仿真【三维图】中期报告

需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）题目：长城哈弗H6汽车转向器设计与三维装配仿真1. 设计（论文）进展状况 本设计以循环球式转向器的设计为中心，一是汽车总体构架参数对汽车转向的影响；二是循环球转向器的设计；。因此本设计在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构，通过万向节带动蜗杆轴旋转，蜗杆轴与扇形齿轮啮合，通过安装在扇形轴上的转向臂向转向拉杆机构传递操作力，实现转向。1.1汽车转向系方案的设计。1.1.1转向系的主要性能参数 转向系的主要性能参数有转向系的效率，转向系的角传动比与力传动比、转向器传动副的传动间隙特性、转向系的刚度以及转向盘的总转动圈数。 转向系的效率转向系的效率由转向器的效率和转向操纵机构的效率决定，即 （1.1） 转向器效率又有正效率与逆效率之分。转向摇臂轴输出点额功率（）与转向轴输入功率之比，称为转向器的正效率，即 （1.2） 反之，即转向轴输出点额功率（）与转向摇臂轴输入的功率之比，称为转向器的逆效率： （1.3）式中 作用在转向轴上的功率； 转向器中的摩擦功率； 作用在转向摇臂轴上的功率。1.1.2传动比的变化特性 (1)转向系传动比 转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比。 从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2与作用在转向盘上的手力之比，称为力传动比，即。 转向盘角速度与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向系角传动比，即 （1.4）式中，为转向盘转角增量；为转向节转角增量；为时间增量。 又由转向器角传动比和转向传动机构角传动比所组成，即 （1.5） 转向盘角速度与摇臂轴角速度之比，称为转向器角传动比，即 （1.6）式中，为摇臂轴转角增量。 此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。 摇臂轴角速度与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向传动机构的角传动比，即 （1.7） (2)转向系力传动比与转向系角传动比的关系 轮胎与地面之间的转向阻力和作用在转向节上的转向阻力矩有如下关系： （1.8）式中,为主销偏移距，指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与支承平面交线间的距离。 作用在转向盘上的手力可用下式表示： （1.9）式中，为作用在转向盘上的力矩；为转向盘直径。 将式（1.8），（1.9）代入后得到 （1.10） 分析式（1.10）可知，主销偏移距越小，力传动比越大，转向越轻便。通常乘用车的值在0.40.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的值在4060mm范围内选取。转向盘直径对轻便性有影响，选用尺寸小写的转向盘，虽然占用的空间少，但转向时需要对转向盘施以较大的力，而选用尺寸大些的转向盘又会使驾驶员进出驾驶室时入座困难。根据车形不同，转向盘直径在的标准系列内选取。如果忽略摩擦损失，可以用下式表示： （1.11） 将式（1.12）代入式（1.11）后得到 （1.12） 当和不变时，力传动比越大，虽然转向越轻，但也越大，表明转向不灵敏。 3.转向系的角传动比 转向传动机构的角传动比，还可以近似地用转向节臂臂长与摇臂臂长之比来表示，即： （1.13） 在现代汽车结构中，与的比值大约在0.851.10之间，可粗略认为其比值为1，即近似为1，则： （1.14） 由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比及其变化规律即可。 4.转向器角传动比及其变化规律 式（1.12）表明：增大角传动比可以增加力传动比。当转向阻力一定时，增大力传动比能减少作用在转向盘上的手力，使操纵轻便。 考虑到，由的定义可知：对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比。角传动比增加后，转向轮偏转角对同一转向盘转角的响应变的迟钝，操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成了一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。 齿轮齿条式、循环球齿条齿扇式、蜗杆滚轮式及蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。 对于循环齿条齿扇式转向器的角传动比。因结构原因，螺距P不能变化，但可以用改变齿扇啮合半径r的方法，达到使循环球齿条齿扇式转向器实现变速比的目的。 对于乘用车，推荐转向器角传动比在1725范围内选取；对于商用车，在2332范围内选取。1.1.3转向器传动副的传动间隙 传动间隙是指各种转向器中传动副（如循环球式转向器的齿扇和齿条）之间的间隙。该间隙随转向盘转角大小的不同而改变，这种变化和转向器的使用寿命有关。如何获得传动间隙特性将在后面转向器的设计中介绍。1.1.4机械式转向器布置方案分析 机械式转向器应用比较多，根据它们的结构特点不同、可分为齿轮齿条转向器和循环球转向器、蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器。 对转向器结构形式的选择，主要是根据汽车的类型，前轴负荷，使用条件等来决定，并要考虑其效率特性，角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能，寿命，制造工艺等。 本设计选用的是循环球-齿条齿扇式转向器。1.2机械式转向器的设计与计算。 本设计主要参数来源于哈弗H6城市SUV，其基本参数为：最高车数98,整备质量1.4，最大功率110,最大扭矩210。表1循环球式转向器齿扇齿模数齿扇齿模数轿车货车和大客车排量前轴负荷前轴负荷最大装载质量3.05003500380030005000 3503.5100018004700735045007500 10004.01600200070009000550018500 25004.52000830011000700019500 27005.022001000011000900024000 35006.01700037000 60006.52300044000 8000 由设计要求可知最大装载质量1400,则前轴负荷为10500，根据表1，齿扇模数选5.001.2.1钢球中心距、螺杆外径和螺母内径 钢球中心距是基本尺寸。螺杆外径，螺母内径及钢球直径对确定钢球中心距的大小有影响，而又对转向器结构尺寸和强度有影响。在保证足够的强度条件下，尽可能将值取小些。选取值的规律是随着扇齿模数的增大，钢球中心距D也相应增加。 设计时先参考同类汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。螺杆外径通常在2038范围内变化，设计时应根据转向轴负荷的不同来选定。螺母内径D2应大于，一般要求=（5%10%）。根据表2，查表得出的钢球中心距以及螺杆外径，本设计初选钢球中心距为32，螺杆外径29，-=8，所以螺母内径为31.56。表2 循环球式转向器主要参数齿扇模数3.03.54.04.55.06.06.5摇臂轴直径/2226303232/3538/4042/45钢球中心距2023/25252860/323540螺杆外径2023/252528293438钢球直径5.55/65.556/6.3506.3507.1447.144/8.000螺距7.9388.7319.5259.525/10.00010.000/11.000工作圈数1.51.5/2.52.5环流行数2螺母长度4145/5246/475856/59/6272/7880/82齿扇齿数3/55齿扇整圆齿数12/131313/14/15齿扇压力角2230/2730切削角630630/730齿扇宽22/2525/2725/283028/3230/34/4835/381.2.2钢球直径及数量 钢球直径尺寸取得大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传动机构和转向器的尺寸也随之增加。钢球直径应符合国家标准一般常在79范围内选用,根据表2查得的钢球直径，本设计初选直径7.144的钢球。 增加钢球数量，能提高承载能力，但使钢球流动性变坏，从而使传动效率降低。因为钢球直径本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部的钢球数。经验表明，每个环路中的钢球数以不超过60为好。为保证尽可能多的钢球都承载，应分组装配。每个环路中的钢球数可用下式计算： （1.15） 式中 为钢球中心距；为一个环路中那个的钢球工作圈数；为不包括环流导管中的钢球数；为螺线导程角，常取=58，故1。 本设计中钢球直径=6.350，工作圈数=1.5，由公式（1.15）可得钢球数为22。1.2.3滚道截面 当螺杆和螺母的滚道截面各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，如图3所示，钢球与滚道有四点接触，传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。图3中滚道与钢球之间的间隙，除用来储存润滑油之外，还能储存磨损杂质。为了减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径应大于钢球半径/2，一般取=（0.510.53）。螺杆滚道应倒角，用来避免该处被啮出毛刺而划伤钢球后降低传动效率。 本设计取=0.51=3.64。图3 滚道截面示意图1.2.4接触角 钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法向截面轴线间的夹角称为接触角，角多取为45，以使轴向力和径向力分配均匀。 本设计取为451.2.5螺距和螺旋线导程角 转向盘转动角，对应螺母移动的距离为 （1.16）式中，为螺纹螺距。 与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于，相应摇臂转过角，期间关系为 （1.17）式中，为齿扇节圆半径。 联立式（1.16）、（1.17）得，将对求导，得循环球式转向器角传动比为 （1.18） 由式（1.18）可知，螺距P影响转向器角传动比的值。螺距P一般在811mm内选取。 本设计选取螺距为10mm。 在已知螺旋线导程角和螺距的情况下，钢球中心距也可由下式求得： （1.19）式中螺杆与螺母滚道的螺距； 螺线导程角。因此根据式（1.19）反推出螺旋线导程角 为6.51.2.6工作钢球圈数 多数情况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数又与接触强度有关：增加工作钢球圈数，参加工作的钢球数增多，能降低接触应力，提高承载能力；但钢球受力不均匀。螺杆增长使刚度降低。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取见表5.2 本设计选取工作钢球圈数为1.5圈。1.2.7导管内径 容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径,式中，为钢球直径与导管内径之间的间隙。不易过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心的距离增大，并使流动阻力增大。推荐。导管壁厚取为1。本设计选取为0.8，所以导管内径为8.144。1.2.8齿条、齿扇传动副的设计 齿扇的齿厚沿齿宽方向变化，故称为变厚齿扇。其齿形外观与普通的直齿圆锥齿轮相似。用滚刀加工变厚齿扇的切齿进给运动是滚刀相对工件作垂向进给的同时，还以一定的比例作径向进给，两者合成为斜向进给。这样即可得到变厚齿扇。变厚齿扇的齿顶及齿根的轮廓面为圆锥面， 其分度圆上的齿厚是成比例变化的，形成变厚齿扇，如图4所示。图4 变厚齿扇的截面 变厚齿扇齿形的计算，如图5所示，一般将中间剖面A-A规定为基准剖面。由A-A剖面向右时，变为系数为正，向左则变为系数为零（O-O剖面），再变为负。若O-O剖面距A-A剖面的距离为，则其值为 （1.20）式中，在截面AA处的原始齿形变位系数；m模数；切削角。 为切削角。常见的有630和730两种。在切削角一定得条件下，各剖面的变为系数取决于距离基准剖面A-A的距离，此次设计取5。 前已述，模数m为5.0；法向压力角，一般在2030之间，根据表2，选为2730；切削角为630；齿顶高系数，一般取0.8或1.0，这里取1.0；径向间隙系数，取0.2；整圆齿数z，在1215之间取，取为13；齿扇宽度B，一般在2238，取为25mm。列出如下：图5 变厚齿扇的齿型计算用图整圆齿数；模数;法向压力角切削角齿扇宽度根据表6，列出变厚齿扇的齿形参数：齿顶高系数 径向间隙系数齿顶高径向间隙齿根高全齿高变位系数齿顶圆直径分度圆弧齿厚齿顶圆压力角 齿顶圆齿厚 = 表6 变厚齿扇（AA）处的齿形参数选择与计算（mm）参数名称参数的选择与计算齿顶高系数1.0或0.8齿顶高 齿根高齿全高 径向间隙c变位系数齿顶圆直径D分度圆弧齿厚说明：基准截面见图5.6的截面AA，为齿扇宽度的中间位置处的截面。2.存在问题及解决措施2.1 存在的问题： (1)在本设计里涉及到了许多标准件的选用，虽然之前接触过