循环球式转向器设计

@姿做籍技译院机械工程学院毕业设计题目：循环球式转向器专业：车辆工程班级：姓名：学号：指导教师：日期：2016年6月1日TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要1第一章绪论课题背景1国内外研究现状2研究的目的及意义2研究内容和设计方法2第二章转向系简介\o"CurrentDocument"转向系统简介3转向操纵机构4转向器4转向传动机构5第三章转向器结构设计转向器效率6传动比变化特性7主要参数的选择9螺杆、钢球、螺母传动副设计11齿条齿扇传动副设计14第四章主要零部件校核转向盘受力确定16校核钢球与滚道间的接触应力aj17校核齿的弯曲应力仃w18齿扇齿接触应力校核19转向摇臂轴直径的确定22\o"CurrentDocument"附件23\o"CurrentDocument"总结26\o"CurrentDocument"参考文献26应大于钢球半径d/2,一般取R2=(0.51—0.53)d。在此我们取滚道半径为R2=0.53d=3.366mm图2-4图2-4四段圆弧滚道截面(4)接触角0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8。日角多取为45°,以使轴向力与径向力分配均匀。(5)螺距P和螺旋线导程角«0,转向盘转动中角，对应螺母移动的距离s为(1-15)式中，P为螺纹螺距。螺距P一般在8〜llmnft选取。由表(3-4)得：P取9.525mm导程角q=50〜80取〜=7°与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s,相应摇臂轴转过儿,其间关系可表示如下：ps=Ppr(1-16)式中，r为齿扇节圆半径。联立式1-15),式(1-16)得＜P=空心，将中对上求导得式中，r为齿扇节圆半径。联立式循环球式转向器角传动比is为(1-17)2二「(1-17)11-P又「=mz/2根据表(3-3)有z=13；r=mz/2=4父13/2=26mm转向器的角传动比b2Pr=2；5；56=17.15由式(2-17)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(2-6)中的尺寸b越小，要求b=P—d=9.525—6.350=3.175a2.5mm,满足要求。(6)工作钢球圈数W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：增加工作钢球圈数，参加工作的钢球增多，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取见表(3-4)。取W=1.5(7)导管内径di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。为了形成螺母上的循环轨道，在螺母上为上表面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有半圆截面的滚道，然后对接成导管，并经鼠化处理使之耐磨。插入螺母螺旋滚道两个导孔的钢球的两个导管的中心线应与螺母螺旋滚道的中心线相切。螺杆与螺母的螺旋滚道为单头的。转向盘与转向器左置时转向螺杆为左旋，右置时为右旋。钢球的数量n也影响承载能力，增多钢球使承载能力增大，但也使钢球的流动性变差，从而需要降低传动效率。经验表明在每个环路中n不大于60为好。容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径di=d+e,式中，e为钢球直径d与导管内径之间的间隙。e不容易过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心线的距离增大，并使流动阻力增大。推荐e=0.4〜0.8mm,取0.6mm导管壁厚取1mm则d1=d*e=6.350-0.6=6.935mm(8)螺杆螺纹滚道有效长度当转向盘转过3冗(即1.5圈)时，应螺母在螺杆上移动的距离S,则S=1.5P=1.59.525=14.2875mm螺杆螺纹滚道的有效工作长度L等于螺母在螺杆上移动的距离的2倍，即L=2S=28.575mm在此条件下，应尽量缩短滚道长度。但为了安全，在有效工作长度L之外的两端各增加0.5-0.75圈滚道宽度。因此，螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度LL尸L+2(0.5〜0.75)d=28.575+2X(0.5〜0.75)X9.525=38.1〜42.86mm又螺杆螺纹滚道的有效工作长度距两端面距离=5.5mm即螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度L1三L+25.5=28.575+25.5=39.575mm；圆整后取L=39.5mm则螺杆螺纹总长度为86.5mm螺杆螺线导程角”则tanu。：1，则D0=arctan—P=arctan9525=6.91o

二D二25内侧采用轴肩，又考虑角接触球轴承的标准，左右轴径均取d=20mm左端轴径长度为14mm比轴承宽度小1.25mm轴承彳t号为30204,具体参数如下：

dDTBCrsminr〔smina30204204715.2514121111.2尺寸/mm轴承代号3.5齿条、齿扇传动副设计齿扇齿数由表（3-4）可知为5个，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，则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达到。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心Oi转动，如图（2-5）所示，Oi相对于摇臂轴的中心0有距离为n的偏心。这样加工的齿扇在齿条的啮合中由中间齿转向两端的齿时，齿侧间隙As也逐渐加大，As可表达为As=2Artana=2tana[rw-ncosP±Jn2cos2B+r：-n2]（1-18）式中r——径向间隙；：——啮合角；rw——齿扇的分度圆半径；一：一一摇臂轴的转角。图2-5为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图

图2-6用于选择偏心n的线图当口，〜确定后，根据上式可绘制如图（2-6）所示的线图，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As能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的间隙的需要。变厚齿形齿扇的计算，如图（2-7）所示，一般将中间剖面A-A定义为基准平面。进行变厚齿扇计算之前，必须确定的参数有：变厚齿扇的模数m=4法向压力角a0,一般在20°〜30°之间；齿顶高系数xi,一般取0.8或1.0;径向间隙系数，取0.2;整圆齿数z,在12〜15之间选取；齿扇宽度B,一月在22mnr38mm变厚齿扇的几何尺寸，计算结果如下:变厚齿扇的模数m=4mm变厚齿扇的法向压力角：0=200整圆齿数为z=13齿扇齿数为z=5变位系数xi=0.8顶系系数c=0.25

分度圆直径d=mz=413=52mmTim分度圆齿厚S==3.144/2=6.28mm2齿顶高ha=xim=0.84=3.2mm齿根高hf=(xi+c)m=(0.8+0.25)4=4.25mm齿顶圆直径da=d+2ha=52+23.2=58.4mm由于齿扇的齿顶圆直径da=58.4mm<500m,m可采用锻造毛坯。因为齿扇的齿根圆直径df=d-2hf=52-2y.25=43.5mm,而齿扇的轴径为30mme者相差不大，故可制成一体的齿轮轴,轴的材料必须与齿扇齿轮相同。第四章主要零部件校核4.1转向盘受力确定进行强度计算首先要确定其计算载荷。为保证行驶安全，组成转向系的零件应有足够的强度。要验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦力等。精确地计算出这些力很困难。因此用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青路面上行驶时转向器的输出力矩。汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩（N.mm即fG13Mr=小,（1-19）3.p式中？为轮胎与地面间的摩擦因数取0.7;G为前轴负荷（2;p轮胎气压（MPa。由前轴负荷780Kg得G1=780父9.8=7644N；p=0.245Mpa0.7（7644）3Mr=-J-—=315046.57N.mm30.245确定计算载荷后，即可计算转向系零件的强度。转向系力传动比：(1-20)i°Dsw(1-20)2aG。为转向系角传动比1。定％=17.15Dsw为转向盘直径取430mma为主销偏移距通常a的值在0.4〜0.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取。取a=0.5220=110mmi所以17.1543017.154302110=33.52轮胎与地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力Mr有如下关系FWmaxMr

FWmaxMr

a315046.57110=2864.1N再根据ip=2FW可求出作用在方向盘上的手力pFh2Fw22864.12Fw22864.133.52=170.9N4.2校核钢球与滚道间的接触应力丐(1-21)…昨(2「」力

j.(R2。2j(1-21)式中K——系数，根据A/B查表(3-5)求得，其中A/B用下式计算:(1-22)A=(1/r)—(1/R2)】/2；B=卜/r)+(1/R1)12(1-22)R2——滚道截面半径；R2=3.366mm;R1为螺杆外径；r钢球半径；r=3.175mm;A/B=0.065取0.1,因此,K取0.970表3-5系数K与A/B的关系A/B…0.20.150.10.050.020.010.007…K…0.7160.8000.9701.2801.82.2713.202…E——材料弹性模量，2.1父105MPa;F3——每个钢球与螺杆滚道之间的正压力;图2-8螺杆受力简图F3F3ncos10cos-F2=-FlF——螺杆上面的切向力tan1F2=-FlF——螺杆上面的切向力tan1FhR- 二3940.32NFh——转向盘圆周力;Fh=170.9N；R——转向盘轮缘半径;：o——螺杆螺线导程角;DSW430R=—SW=——=215mm；2 2Oto=6.91%-钢球与滚道间的接触角；4=45\-参与工作的钢球数；n=18.55;钢球接触点至螺杆中心线之距离。l=(25-6.350)/2=9.325mm;F3F2F32302.60Nncos二0COS118.55cos6.91cos45二j=K3F3E二j=K3F3E2(R2-r)2(R2「)22二0.9703；302.60m(2.1m105)2(3.366-3.175)2(3.3663.175)22=1572.7MPa那么则有；、：二［；\］o当钢球与滚道的接触表面的硬度为HRC5864时，许用接触应力［%］可取为2500MPa满足要求。螺杆和螺母用20CrMnTi钢制造，热处理钢球滚道处渗碳层深度在0.8〜1.2mm4.3校核齿的弯曲应力与齿扇齿的弯曲应力为:w=J,许用弯曲应力为kw〕=540MPaBs2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为基圆齿厚齿扇啮合半径r=mz/2=4父13/2=26mm；h=ha+hf=3.2+4.25=7.45mm;s=兀m/2%6.28mm；B为28mmmax315064.5826max315064.5826=12117.87Ncrw由此可知满足要求。6FhBscrw由此可知满足要求。6FhBs2612117.877.45-2——二490.48MPa:二540MPa286.284.4齿扇齿接触应力校核载荷状态工作机器原动机电动机、均匀运转的蒸汽机、燃气轮机蒸汽机、燃气轮机液压装置多缸内燃机单缸内燃机轻微冲击不均匀传送的带式运输机或者板式运输机、机床的主传动机构、重型升降机等1.251.351.501.57中等冲击橡胶挤压机、橡胶和塑料做间断工作的搅拌机、木工机械、单缸活塞泵等1.501.601.752.00表3-6使用系数KaKh=KaKvKhoKhb。这里选中等冲击Ka=1.75o因为汽车齿轮精度等级通常为7,所以由下表可选择动载系数齿扇齿接触应力校核公式为:飞Z四<同U齿扇齿接触应力校核公式为:飞Z四<同U(1-23)式中，Kh为接触疲劳强度计算的载荷系数,节地速度/(m/龄图2-9动载系数七齿间载荷分配系数Kh〃由下表可知选择Khk1.1。表3-7齿间载荷分配系数Kh.Kf〃

KaF〃>100N/mm<100N/mm精度等级n组56785级或更低硬齿面直齿轮KHa1.01.11.2>1.2KFa斜齿轮KHa1.01.11.21.4>1.4KFa软齿面直齿轮KHa1.01.1>1.2KFa斜齿轮1.01.11.21.4>1.4KFad为分度圆直径Od为齿宽系数，6=b/d=28/52=0.538查阅下图并用插值法算取，但是这里校核可以取最大Kh3=1.170足矣。表3-8接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数小四轮支承位置轼街面宙轮便街面齿轮对称布・卑对韩币置岫曾布置对鼻布・非时称布置黑智布置、、里度等里“mm67167785656560L4120m1.176Lll«1.1601.1791.219i.m1.2071.2471.104i.inIIOSL115L148L133l«0L闻I.I86L22S1.wL]38L3311.IML11611Wk10BL11T].1121.I2t1.1521.1622001J第1.2411.1721.1981.2441.200122GLZ72LJI21124LI)61.12KL.15S1,I6fi0l6401.IKI!,IM],2Z711951.208L241i.jrL.iioL3的L1期t.ISO].侬1170kJ76tJ8990L187L24013011.2171.254I.34J1339L3961.1521.1561.172L1711,380I.J961301.193i.2111.252L207L226L2«A1.3491.3WL4081.456L163].176L183L3B51.041601.199I2221,1.2131.236L2T8L355L37B1"1.1«Ll第LIWL.1明L39D1.^112001-3051.23!\.m1.2451.2911.3611.187L4331.164L1761l&i1.1961.3951.419Ti为输入的扭矩，即Ti=Mr=315064.58Nmm

U+l21u为传动比，因为齿条直径无穷大，所以~LZr为节点区域系数，因为（应+的）/（4+4）附0所以取2.5%为弹性影响系数取189.8MPa•为重合度系数，Ze=J^，取最大值为1.155图2-10加=20°时节点区域系数将以上参数代入上式（1-23）得

二Hu1ZhZeZu21.751.11.11.170315064.58二Hu1ZhZeZu21.751.11.11.170315064.58\ 0.5385232.5189.81.155=2489MPa:二2500MPa满足使用要求。4.5转向摇臂轴直径的确定转向摇臂轴的直径可根据转向阻力矩Mr及材料的扭转强度极限飞由下式确定:(1-24)式中，k——安全系数，根据使用条件可取2.5〜3.5,取k为2.5MR——转向阻力矩，Mr=315064.58Nmm2.5315064.583二200160——2.5315064.583二2001628mm转向摇臂轴一般采用20CrMnTi、22CrMnM豉20CrNi3A钢制造，表面渗碳，渗碳层深为0.8〜1.2mm淬火后表面硬度为58-63HRC转向器壳体采用球墨铸铁QT400-18或可锻铸铁KTH350-10,KTH370-12制造。总结结合《汽车设计》和其他相关书籍中关于转向器的理论知识来设计此转向器的其他相关参数，使设计出的转向器符合其基本的要求。在现代越野车设计中，本论文中只是完成了初步的设计，因而其存在的问题还有待于进一步优化设计。循环球式转向器效率高、操纵轻便，布置方便，特别对大中型车辆易于和动力转向系统配合使用，可以实现变速比，满足了操纵轻便性的要求。中间位置转向力小、且经常使用，转向灵敏，减小转向力。根据现行的汽车参数设计标准，本论文借用BJ2020汽车相关参数完成了初步的设计，达到了设计初衷。应用AUTOCAD：程制图软件绘制了详细和准确的循环球式转向器图纸。分析计算并选取了循环球转向器设计过程中所需要的主要参数，最终完成了自己的循环球式转向器设计。通过此次的轻型越野车循环球式转向器的设计，初步掌握了循环球式转向器设计的原则，同时锻炼了自己综合解决问题的能力。这次毕业论文能够得以顺利完成，是所有曾经指导过我的老师，帮助过我的同学。我要在这里对他们表示深深的谢意！首先要特别感谢我的指导老师李进，他在我毕业设计的撰写过程中，给我提供了极大的帮助和指导。从开始选题到中期修正，再到最终定稿，给我提供了许多宝贵建议。其次要感谢机械工程学院所有老师，他们在这四年里辛苦的付出，老师们教会我的不仅仅是专业知识，更多的是对待学习、对待生活的态度。感谢我身边的同学们，因为有你们的帮助，我的设计得以顺利完成。在大学四年给我了那么多的帮助与鼓励，不会忘记，大学四年里我们一起渡过的欢乐时光，那些开心的日子，总是那么令人难以忘怀。参考文献余志生主编.汽车理论[M].机械工业出版社.2009：23-27．臧杰、阎岩主编.汽车构造[M](下册).机械工业出版社.2010：53-54．王望予主编.汽车设计[M].机械工业出版社.2004：75-78．中国汽车技术研究中心标准化研究所.汽车标准汇编[S].中国汽车技术研究中心标准化研究所.2002.濮良贵、陈国定、吴立言主编.机械设计[M].高等教育出版社.2013：57-59．郑文纬、吴克坚主编.机械原理[M].高等教育出版社.2012：35-37．王宝玺、贾庆祥主编.汽车制造工艺学[M].机械工业出版社.2007：98-100．朱福培、张枫念.循环球式转向器设计中的一些问题探讨.汽车研究与开发[J].2008.14(06A)：45-52．AbstractCarisahighperformancerequirements,loadtransformhugetransport.Steeringsystemisthekeycomponentoftheautomobile,butalsotodetailedknowledgeandunderstandingof.Therecirculatingballtypesteeringgearhasbeengenerallyrecognizedbythemarketandapplication.Thispapermainlyfocusesonthedesignofthegearsector,screw,nutthreemainpartsandcheck.Accordingtothecurrentnationalstandardandrecirculatingballtypesteeringcorrelatormo