汽车转向器转向臂设计

1 摘要摘要 汽车转向器是汽车的重要组成部分 也是决定汽车主动安全性的关键总成 它的质量严重影响汽车的操纵稳定性 随着汽车工业的发展 汽车转向器也在 不断的得到改进 虽然电子转向器已开始应用 但机械式转向器仍然广泛地被 世界各国汽车及汽车零部件生产厂商所采用 所以在设计转向器的时候 对其 进行计算和校核尤为重要 这样可以保证转向器的安全性和实用性 关键词 关键词 转向摇臂轴计算 螺杆轴计算校核 Abstract Automobile steering gear is an important part of the car is to determine the safety of automobile 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 automobile 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 2 目录目录 摘要摘要 1 1 AbstractAbstract 1 1 1 11 1 转向摇臂轴 即齿形齿扇轴 的设计计算转向摇臂轴 即齿形齿扇轴 的设计计算 3 3 1 1 1 材料的选择 3 1 1 2 结构设计 3 1 1 3 轴的设计计算 3 2 22 2 螺杆轴设计计算及主要零件的校核螺杆轴设计计算及主要零件的校核 6 6 2 2 1 材料选择 6 2 2 2 结构设计 6 2 2 3 轴的设计计算 7 2 2 4 钢球与滚道之间的接触应力校核 8 3 1 11 1 转向摇臂轴 即齿形齿扇轴 的设计计算转向摇臂轴 即齿形齿扇轴 的设计计算 1 1 11 1 1 材料的选择材料的选择 摇臂轴用 20CrMnTi 钢制造 由于前轴负荷不大 螺纹 三角花键和卡簧槽 部表面不渗碳 其余表面渗碳层深度在 0 8 1 2mm 表面硬度为 58 63HRC 1 1 21 1 2 结构设计结构设计 轴结构如图 1 1 所示 轴伸出壳体的部分制成锥形渐开线花键 并使用螺母紧固 这样可以保证 转向摇臂能紧紧压靠到轴上 使之联结紧固 无间隙 工作可靠 花键的加工 工艺与齿轮相同 由于齿扇和齿条在工作时存在摩擦力 工作一段时间后会产 生间隙 为使此间隙的调整工作容易进行 故将齿扇设计成变厚齿扇 1 1 31 1 3 轴的设计计算轴的设计计算 1 渐开线花键的设计计算 花键连接常根据被连接件的特点 尺寸 使用要求和工作条件 确定其类 型 尺寸 然后进行必要的强度校核计算 图 1 1 转向摇臂轴结构简图 本轴的渐开线花键可选择 45 花键 模数为 m 0 8 齿数为 Z 36 压力角 为 45 渐开线花键几何尺寸的计算 分度圆直径 D mZ 0 8 36 28 8mm 4 基圆直径 Db mZcos45 0 8 36 1 414 20 36mm 周 节 P m 3 14 0 8 2 5mm 内花键大径 Dei m Z 1 2 0 8 36 1 2 29 76mm 外花键大径 Dee m Z 0 8 0 8 36 0 8 29 44mm 外花键小径 Die m Z 1 2 0 8 36 1 2 27 84mm 渐开线花键的校核计算 渐开线花键连接强度可按挤压 弯曲和剪切来计算 实践证明 挤压强度 常是主要的 其计算过程如下 渐开线花键的平均直径mm 28 8mDD 渐开线花键齿的工作高度 m 0 8mm gh 渐开线花键齿的工作长度 25mm 渐开线花键齿的弯曲应力 gl mgg jy DlZh M 2 2 2 477225 65 73 mm 0 7 36 0 8 25 28 8 jy 2 540 mm 许用弯曲应力为 jy 2 540 mm 由此可知 渐开线花键的设计满足要求 2 变厚齿形齿扇的计算 变厚齿形齿扇的计算 如图 1 2 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 参考表 4 1 选取 法向压力角 一般在 20 30 之间 齿顶高系 数 X1 一 0 般取 0 8 或 1 0 径向间隙系数 取 0 2 正圆齿数 在 12 15 之间选取 齿 扇宽度 一般在 22mm 28mm 表 1 1 循环球式转向器齿扇齿模数 齿扇齿模数 m mm 3 03 54 04 55 06 06 5 排量 mL 500 1000 1800 1600 2000 20002000 轿 车前轴 负荷 N 3500 3800 4700 7350 7000 9000 8300 11000 10000 11000 5 前轴 负荷 N 3000 5000 4500 7500 5500 18500 7000 19500 9000 24000 17000 37000 23000 44000 货车 和大 客车 最大 转载 质量 Kg 350100025002700350060008000 首先根据汽车的前轴负荷 G1 14140N 查表 选取齿扇的模数 m 5mm 然后 由变厚齿扇的模数 m 5mm 可查阅相关参数选择确定转向器的相关尺 寸 图 1 2 变厚齿形齿扇的计算简图 变厚齿扇的几何尺寸 计算结果如下 变厚齿扇的模数 m 5mm 变厚齿扇的法向压力角 30 0 整圆齿数为 13 齿扇齿数为 z 5 变位系数 X1 0 082 分度圆直径 d mz 5 13 65mm 分度圆齿厚 S m 2 3 14 5 2 7 85mm 齿顶高 ha X1m 0 8 5 4mm 齿根高 hf X1 c 0 8 0 25 5 5 25mm 齿顶圆直径 da d 2ha 65 2 4 73mm 齿扇的结构设计 由于齿扇的齿顶圆直径 da 73mm 500mm 因此可采用锻造毛坯 又齿扇的 齿根圆直径 df d 2hf 65 2 5 25 54 75mm 而齿扇的轴径为 32mm 二者相差不 大 故可制成一体的齿轮轴 轴的材料必须与齿扇齿轮相同 6 5 齿扇齿的应力校核 齿扇齿的受力情况如图 1 3 所示 M d 2 F r F 图 1 3 齿扇齿的受力简图 作用在齿扇上的圆周力 Fa 2 d M 2 65 477225 14683 85N 1 1 齿扇的齿高 h ha hf 4 5 25 9 25mm 则齿扇齿的弯曲应力 w 2 6 bs Fh 2 85 7 26 25 9 14683 856 1 2 508 65N mm 2 w 540 N mm 2 上式中 w 为许用弯曲应力 w 540 N mm 2 由此可知 齿形齿扇的设计能够满足设计要求 2 22 2 螺杆轴设计计算及主要零件的校核螺杆轴设计计算及主要零件的校核 2 2 12 2 1 材料选择材料选择 螺杆轴用 20CrMnTi 钢制造 热处理钢球滚道处渗碳层深度在 0 8 1 2mm 表面淬火 HRC 58 63 20 轴径硬度 HRC40 渐开线花键处不 渗碳 2 2 22 2 2 结构设计结构设计 轴的结构如图所示 7 图 1 4 螺杆轴结构简图 考虑轴向固定 内侧采用轴肩 又考虑角接触球轴承的标准 故左右轴径 均取 d 20mm 左端轴径长度为 14mm 比轴承宽度小 4mm 以便将轴承可靠地固 定在转向螺杆轴上 为使汽车转向螺杆轴中心与转向万节的中心能保持高度一 致 二者的连接采用渐开线花键连接 花键的加工工艺与齿轮相同 为减少螺 杆和螺母之间的摩擦 提高传动效率 在螺杆和螺母的滚道之间放置适量的钢 球 为防止钢球沿滚道滚出 在螺母上设有钢球返回装置 使钢球通过此装置 自动返回入口处 从而形成循环回路 2 2 32 2 3 轴的设计计算轴的设计计算 1 首先由变厚齿扇齿模数 m 5 0mm 可查阅材料确定转向螺杆轴的相关 参数 相关参数如下 钢球中心距 D 32mm 螺杆外径 D1 29mm 钢球直径 d 7 144mm 螺距 P 10mm 工作圈数 2 5 环流行数 2 螺母长度 L 56mm 齿扇齿数 Z 5 齿扇整圆齿数 Z 13 齿扇压力角 27 30 齿扇宽 26mm 2 其他参数的设计计算 螺母内径 D2 D 5 到 10 D1 32 5 到 10 29 33 5 到 34 9mm 圆整后取 D2 34 2mm 每个环路中的钢球数 1 3 3 14 32 2 5 35 16 7 144cos 0 DWDW n dd 8 圆整后取 n 32 滚道截面半径mm 1 4 23 572 7 144 22 R d 圆整后取 R2 4mm 接触角 选择 45 当转向盘转过 5 角 即 2 5 圈 时 齿扇节圆应转过的弧长等于对应螺母 在螺杆上移动的距离 S 此时 摇臂轴转过 0 25 角 与此同时 转向轮转至最 大转角 则 51mm 1 5 pSr 0 2565 则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 2 51mm 102mm 在此条件下 应尽量缩短滚道长度 但为安全计 在有效工作长度 L 之 外的两端各增加 0 5 0 75 圈滚道长度 因此 螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度 L L L 2 0 5 到 0 75 d 102 2 0 5 0 75 7 144 109 44 112 716mm 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 L L 2 5 5 102 2 5 5 113mm 圆整后取 L 112mm 螺杆螺线导程角则 则0 0tan P D 5 68 1 6 0 tan P arc D 10 tan 3 14 32 arc 2 2 42 2 4 钢球与滚道之间的接触应力校核钢球与滚道之间的接触应力校核 螺杆受力 作用在螺杆上的轴向力 F2 1 7 477225M F214683 85 65d 22 上式中 d 为变厚齿扇的分度圆直径 钢球与螺杆之间的正压力 F3 9 F3 52 324 2 2 64 85 14683 cos 2 coscos 2 0 N n F n F 1 8 上式中 n 为参与工作的钢球数 为接触角 45 螺杆受力简图 则 2 1 1 r R A 2 1 1 1 r R B 2 086 0 4 2 144 7 2 29 2 29 2 144 7 4 2 1 1 2 RrR RrR B A 可见 B A 接近于 0 1 根据 B A 查取 K 0 970 1 9 表 1 2 系数 K 与 B A 的关系 B A 1 00 90 80 70 60 50 40 3 K0 3880 4000 4100 4400 4680 4900 5360 600 B A 0