循环球转向器设计

1、汽车课程设计方案一、题目：货车总体设计及各总成选型设计一、要求:分别为给定根本设计参数的汽车,进行总体设计,计算并匹配适宜功率的发动机,轴荷分配和 轴数,选择并匹配各总成部件的结构型式,计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的 设计参数,绘出指定总成的装配图和局部零件图.其余参数如表1：表1额定装载质量(Kg)最大总质量(kg)最大车速(Km - h-1)比功率(KW - t-1)比转矩(N - m -1-1)班号1000200013025443三、设计计算要求.根据数据,选取汽车类型、确定轴数、驱动形式、布置形式.注意国家道路交通法规规定和汽 车设计标准.选择轴数：2根 驱动形式：4

2、 X 2 布置形式：平头式发动机前置后驱.确定汽车主要参数：1 )主要尺寸,可从参考资料中获取；平头式货车长 4000mm 宽1500mm 高2000mm 轴距 2500mm 轮距1500mm 前悬 300mm 后悬1200mm 车头长度1400mm2) 进行汽车轴荷分配；4X 2后轮单胎 满载时：前轴35%后轴65% 空载时：前轴55 %后轴45%3) 百公里燃油消耗量；设计的货车百公里燃油消耗量：3L (100t km) -14) 最小转弯直径货车的最小转弯直径：5) 通过性几何参数通过性几何参数：hmin 200mm 丫 1 50° 丫 2 30 °p 1 5m6)

3、制动性参数表2制动性参数车辆类型行车制动应急制动制动初 车速度/(km/h)制动 距离/mFMDD/(m/s 2)试车道宽度/m踏板力/N制动初 车速度/(km/h)制 动 距 离/mFMDD/(m/s 2)操纵力/N( w)总质量 W的汽 车满 载 空50< 227003018手600脚700< 21载450选定发动机功率、转速、扭矩.可以参考已有的车型.发动机最大功率 Pemax=( m agfrVamax / 3600 + CDAVamax3/ 76140 )/n Tn T为传动系效率,汽车可取90%, ma为汽车总质量；g为重力加速度；fr为滚动阻力系数,对货车取；Cd为空

4、气阻力系数,货车取；A为汽车正面投影面积. 代入数值；得Pemax=转速np取5000r/ min最大转矩转速：Temax=9549XaX Pemax/ np a为转矩适应性系数,一般在之间选取,此时取,故Temax =265N m因np/ nT在之间选取, 故 nT取 2500 r/min.目录循环球式转向器角传动比错误 ! 未定义书签二 循环球式转向器结构三 主要尺寸参数的选择错误 !未定义书签 错误 !未定义书签螺杆、钢球、螺母传动副错误 !未定义书签钢球中央距错误 ! 未定义书签螺杆外径错误 ! 未定义书签螺母内径错误 ! 未定义书签钢球直径错误 ! 未定义书签接触角 错误 !未定义书

5、签螺距 错误 !未定义书签.螺旋线导程角 错误 !未定义书签. 工作钢球圈数 错误 ! 未定义书签.导管内径 错误 ! 未定义书签.齿条、齿扇传动副错误 !未定义书签.齿扇模数错误 ! 未定义书签.齿扇齿数错误 ! 未定义书签.齿扇整圆齿数 错误 ! 未定义书签. 齿扇压力角 错误 ! 未定义书签.切削角 错误 !未定义书签.四 循环球式转向器强度计算错误 ! 未定义书签钢球与滚道之间的接触应力 错误! 未定义书签.五 转向摇臂轴直径确实定 错误 ! 未定义书签.循环球式转向器设计摘要：循环球式转向器又有两种结构型式,即常见的循环球-齿条齿扇式,和另一种即循环球 -曲柄销式.它们各有两个传动副

6、,前者为：螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的齿条与摇臂轴上的齿扇传动副；后者为：螺杆、钢球和 螺母传动副以及螺母上的销座与摇臂轴上的锥销或球销传动副.两种结构的调整间隙方法均是利用调整螺栓移动摇 臂轴来进行调整.循环球式转向器的传动效率高、工作平稳、可靠,螺杆及螺母上的螺旋槽经渗碳、淬火及磨削加 工,耐磨性好、寿命长.齿扇与齿条啮合间隙的调整方便易行,这种结构与液力式动力转向液压装置的匹配布置也 极为方便.关键词：循环球式转向器一循环球式转向器角传动比由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动山角时,转向螺母及其齿条的移动量应为S=W /360)t式中t螺杆或螺母的螺距.这时,齿扇转过B角.

7、设齿扇的啮合半径为rw,那么B角所对应的啮合圆弧长应等于s,即(B /360)2 n rw=s2 rw由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比lw t式中rw齿扇的啮合半径；t螺杆或螺母上的钢球滚道的螺距.二循环球式转向器结构采用循环球一一齿条齿扇式转向器,结构形式如图1 :他有两级传动副,一级是与转向轴连接的转向螺杆和转向螺母,另一极是齿条和齿扇.转向螺母既是第一级传动副的从动件,又是第二级传动副的主动件.为了减少转向螺杆与转向螺母之间 的摩擦与磨损,二者的螺纹不直接接触,而是做成滚珠的内外滚道,中间装有许多滚珠,以实现滚动摩 擦.转向螺母上装有两个滚珠导管,每个滚珠导管的两端分别插入转向螺

8、母侧面的孔中,滚珠导管也装 满了滚珠,形成两个各自独立的封闭通道.3ilt1 轴承4 扇形齿轮轴2 转向螺杆5 滚珠3 转向螺母三 主要尺寸参数的选择螺杆、钢球、螺母传动副 螺杆、钢球、螺母传动副与通常的螺杆、螺母、传动副的区别在于前者是经过滚动的钢球将力由螺杆传 至螺母,变滑动摩擦为滚动摩擦.螺杆和螺母上的相互对应的螺旋槽构成钢球的螺旋滚道.转向时转向 盘经转向轴转动螺杆,使钢球沿螺母上的滚道循环地滚动如图 2.为了形成螺母上的循环轨道,在螺 母上与其齿条相反的一侧外表通常为上外表需钻孔与螺母的螺旋滚道打通以形成一个环路滚道的两 个导孔,并分别插入钢球导管的两端导管.钢球导管是由钢板冲压成具

9、有半圆截面的滚道,然后对接成 导管,并经氰化处理使之耐磨.插入螺母螺旋滚道两个导孔的钢球的两个导管的中央线应与螺母螺旋滚 道的中央线相切.螺杆与螺母的螺旋滚道为单头单螺旋线的,且具有不变的螺距,通常螺距 t 约在8-13mm 范围内 ,螺旋线导程角0 约为 6 ° -11 °.转向盘与转向器左置时转向螺杆为左旋,右置时为右旋.钢球直径 d 约为 6-9mm .一般应参考同类型汽车的转向器选取钢球直径 d 并应使之符合国家标准.钢球 直径尺寸差应不超过128 X 10-5d.显然,大直径的钢球其承载水平亦大,但也使转向器的尺寸增大.钢球的数量也影响承载水平,增多钢球使承载水平

10、增大,但也使钢球的流动性变差,从而要降低传动效率. 经验说明在每个环路中 n 以不大于 60 为好.图2 螺杆、螺母、钢球连接图3.1.1钢球中央距D=32mm3.1.2螺杆外径D1=29mm3.1.3螺母内径D2= 一般要求 D2-D1=5%-10%D3.1.4钢球直径d=钢球数量n n不超过60:能提升承载水平,但使钢球流动性变坏,从而使传动效率降低.钢球数目可有下式确定：DWDWn21式中 D-钢球中央距0dW个环路中的钢球工作圈数,为了使载荷在各钢球间分布均匀,一般W=,当转向器的钢球工作圈数需大于时,那么应采用两个独立的环路；d-钢球直径；0螺线导程角；3.1.5滚道截面四段圆弧滚道

11、截面.滚道截面有四点接触式、两点接触式和椭圆滚道截面等.四点接触式滚道截面由四段圆弧组成,螺杆和螺母的滚道截面各为两段圆弧.四点接触式滚道截面可获得最小的轴向间隙,以避 免轴向定位的不稳定,受载后根本上可消除轴向位移,但滚道与钢球间仍应有间隙以贮存磨屑、减小磨 损.虽然其制造工艺较复杂,但仍得到广泛应用.两点接触式滚道截面由两段圆弧组成,其螺杆和螺母 滚道均为单圆弧,形状简单.当螺杆受有轴向载荷时,螺杆与螺母间产生轴向相对位移使轴向定位不稳 定,增加了转向盘的自由行程,这对装动力转向的转向系特别不利,由于它降低了分配阀的灵敏度,从 而影响转向性能.椭圆滚道的螺杆局部为椭圆截面、螺母局部为圆弧截

12、面.钢球以三点与滚道接触, 被精确地定位于滚道中央,轴向定位精确,但加工较复杂.螺杆滚道应倒角以防止尖角划伤钢球.3.1.6接触角e =45.接触角e是指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.增大e将使 径向力增大而轴向力减小；反之那么相反.通常e多取45,以使径向力与轴向力的分配均匀.3.1.7 螺距t= 10mm螺旋线导程角a 0=6前者影响转向器的角传动比；后者影响传动效率.选择时应满足角传动比的要求和保证有较高的正效率,而反行程时不发生自锁现象.3.1.9 工作钢球圈数W=圈.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W又与接触强度有关.增加工作钢球圈

13、数,参加工作的钢球增多,能降低接触压力,提升承载水平；但钢球受力不均匀,螺杆增长使刚度降低.工作钢球圈数有圈和圈.3.1.10导管内径d1=d+e取e=,贝U d1=导管壁厚1mm螺杆和螺母一般采用.20CrM nTi、22Cr Mn Mo、20CrNi3A钢制造,外表渗碳,渗碳层深度为,重型汽车和 前轴负荷大的汽车的转向器,渗碳层深度可达.淬火后外表硬度为HRC58-64.螺杆-钢球-螺母传动副的高可靠性、长寿命、小的摩擦损失以及到达实际上的无隙配合螺杆的轴向间隙 不应大于,是通过对滚道的高精度加工,使滚道外表具有高光洁度,采用标准的高精度的钢球可用二、三级精度的,并对螺杆、钢球及螺母的尺寸

14、进行选配来到达的.齿条、齿扇传动副齿扇通常有5个齿,它与摇臂轴为一体.齿扇的齿厚沿齿长方向是变化的,这样即可通过轴向移动摇臂轴来调节齿扇与齿条的啮合间隙.由于转向器经常处于中间位置工作,因此齿扇与齿条的中间齿磨损最 厉害.为了消除中间齿磨损后产生的间隙而又不致在转弯时使两端齿卡住,那么应增大两端齿啮合时的齿 侧间隙.这种必要的齿侧间隙的改变可通过使齿扇各齿具有不同的齿厚来到达.即齿扇由中间齿向两端 齿的齿厚是逐渐减小的.为此可在齿扇的切齿过程中使毛坯绕工艺中央转动,其相对于摇臂轴的中央有距离为n的偏心.这样加工的齿扇在与齿条的啮合中由中间齿转向两端的齿时,齿侧间隙S也逐渐加大,S可表达为s 2

15、 rtan2tan rw n cos. n2 cosrw2 n2式中 r 径向间隙;啮合角;rw 齿扇的分度圆半径；摇臂轴的转角.当 ,rw确定后,根据上式可绘制图,用于选择适当的n值,以便使齿条、齿扇传动副两端齿啮合时,齿侧间隙 s能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的间隙的需要.齿条、齿扇传动副各对啮合齿齿侧间隙s的改变也可以用改变齿条各齿槽宽而不改变齿扇各轮齿齿厚的方法来实现.一般是将齿条一般有 4个齿两侧的齿槽宽制成比中间齿槽大即可.变厚齿扇基准截面处的齿形计算,计算前应将先选定的参数也列在该表中.其中齿扇模数m是根据前桥负荷及汽车的装载质量的不同参考下表选取；法向压力角 0 般为20

16、30 ；切削角 常见的有6 30'和7 30'两种；齿顶咼系数1 一般取或；整圆齿数Z一般在12-18范围内选取；齿扇宽度F般在22-28mm范围内选取.齿扇齿模数m/mm乘用车发动机 排量/mL5001000-18001600-200020002200前轴负荷/N3500-38004700-73507000-90008300-11000商用车前轴负荷/N3000-50004500-75005500-185007000-195009000-24000最大载 质 量/kg3501000250027003500从表7-1中取3.2.1齿扇模数3.2.2齿扇齿数53.2.3齿扇整圆齿

17、数:133.2.4齿扇压力角22 30'3.2.4 切削角6 30'3.2.5 齿扇宽25四循环球式转向器强度计算为了进行强度计算,首先要确定其计算载荷.曾给出了汽车在干而粗糙的硬路面上作原地转向时转向轮 的转向阻力矩,利用它可求得转向摇臂上的力矩和在转向盘上的切向力.它们均可作为转向系的最大计算载荷.但对前轴负荷大的重型载货汽车,计算出来的力往往会超过司机在体力上的可能.这时在计算 转向器和动力转向的动力缸以前的零件时,可取司机作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力,此力可取为 700N.钢球与滚道之间的接触应力钢球与滚道之间的接触应力为5竇A式中K系数,根据根据 A/B查下表取得.A/BK其中A/B用下式计算：A/B d(2rc db)/2rc(d db)d 螺杆外径；rc 螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径db钢球直径；E材料弹性模量,x105MPa;N每个钢球与螺杆滚道之间的正压力FhRnlsin ° cosF h转向盘圆周力;R转向盘轮缘半径；0螺杆螺线导程角;e钢球与滚道间的接触角；n参与工作的钢球数；l钢球接触点至螺杆中央线之距离；当钢球与滚道的接触外表的硬度为HRC58-64时,许用接触应力门可取为 3000-3500MPa26390.4 N700x0.4521 0.00895 sin 6 cos