转向组设计说明书.doc

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除 目 录1. 设计任务12. 转向梯形的拟定13. 转向器的设计与加工34. 转向节的设计与强度校核55. 转向系传动部分强度的校核8 5.1 横拉杆强度的校核8 5.2 转向传动轴强度校核11 5.3 转向节臂处螺栓强度校核116轮毂轴承过盈量的计算12 6.1前轮轮毂轴承内外圈校核及过盈量计算12 前轮内圈（轴轴承）过盈连接计算12 前轮外圈（轴承立柱）过盈连接计算15 6.2后轮轮豰轴承内外圈校核及过盈量计算17 后轮轮豰与轴承内圈过盈量的计算17 后轮立柱轴承外圈与立柱内圈配合的过盈量207. 转向系零部件汇总228. 小结23一、设计任务 设计出转向可靠轻便,易于维护的转向系统,同时综合考虑转向系统的轻量化与灵敏度，以满足整车转向的综合需求。二、转向梯形的拟定.梯形选取：前置梯形。原因是，转向梯形的前、后置在满足阿克曼定理的情况下都是可行的，但是从人机工程的角度看，梯形后置却使转向器的安装位置靠后，离前环及驾驶舱的距离很小，这样造成方向盘的安装角度过平或者万向节叉的角度过大，导致方向盘转向力过大，不能有效的达到赛车转向轻便性的要求。我要看转向系统的设计总图及转向器在车上的安装图。图1（俯视图）.梯形优化结果：根据阿克曼定理,利用matlab参数优化得到：横拉杆长度L20=381.5mm 梯形臂长度L=90mm主销距离K=1060mm 转向器长度M=350mm梯形底角a=110转向器行程78mm图2（matlab优化后参数值）三、转向器的设计与加工 .购买依据：根据方向盘转角和车轮转动角度，确定转向系传动比为5，以此购买满足要求的转向机：图3（已购的转向器） .齿轮齿条转向机实际尺寸和设计尺寸对比：实际尺寸设计尺寸备注齿条行程70mm78mm根据转型梯形参数设定转向机长度335mm350mm两端连接方式球头连接杆端轴承+双剪型支架安装从轻量化角度转向机角传动比5不变 .转向器三维模型及加工方案： 根据实际尺寸和设计尺寸的对比，要对转向器进行一定加工，才能满足转向梯形要求。 1三维实体模型： 图4（加工前）图5（加工后）2. 二维图纸：（注：只是二维草图模型，尺寸公差，配合度，粗糙度等还需完善） 图6（加工前）图7（加工后）四.转向节的强度分析当赛车以最大侧向加速度行驶并且以最大制动力制动时，转向节所承受的力最大。因此，对转向节进行强度分析时，可在该工况下进行校核。在此工况下的已知条件如下：最大制动力矩 T1=190N.m最大转向阻力距 T2=30.246N.m上横臂对转向节的作用力 Fx1= Fy1= Fz1=下横臂对转向节的作用力 Fx2= Fy2=Fz=转向节材料为，屈服强度转向节的设计三维图： 图8（前转向节）转向节的二维图纸：把转向节导入的分析与模拟功能模块，并添加必要的约束及受力。图9（二维图纸)进行网格分析图10（有限元分析）从分析可知，转向节的最大应力为，低于转向立柱的屈服强度。安全系数为。五、转向传动部分强度的校核5.1横拉杆强度校核已知：横拉杆长度L20=381.5mm梯形臂长度L=90mm主销距离K=1050mm转向器长度M=350mm梯形底角a=110车重m=300kg胎压p=0.18Mpa轮胎摩擦系数f=0.8轮胎直径d=530mm方向盘直径d1=270mm前后轴荷分配0.45/0.55主销内倾角A=8主销后倾角B=1(1)原地转向阻力矩MR的计算.取车重300Kg，前后轴荷分配为0.45/0.55则=3009.845%=1323N取轮胎摩擦系数f=0.8，轮胎胎压p=0.18MPa= =30246.3Nmm(2)横拉杆强度校核（取l=400mm）选用材料为4130，外径为12mm，内径为9mm的空心管做横拉杆。a) 汽车原地开始，向左转向。此时分析横拉杆的受力：研究左侧横拉杆受力，根据力矩平衡：/2=FLH转向梯形下如图所示由图中可测得：H=82.415mm解得：FL=183.5N车轮转至最大转角时（内轮转动31，外轮转动25），此时分析横拉杆的受力：研究左侧横拉杆的受力，根据力矩平衡：/2=FL1H1由图中可测得：H1=60mm解得：FL1=252.1N研究右侧横拉杆的受力，根据力矩平衡：/2=FL2H2由图中可测得：H2=89mm解得：FL2=169.9N校核横拉杆的抗压稳定性由以上的计算知，FLMAX=252.1N= =106.7式中 =3.75mm式中=，A=P=77即P。故横拉杆为大柔度杆。根据欧拉公式有FPcr=8828.3N对于结构钢，200P.时,取nST=1.92Fst=8828.31.92=4598.1N横拉杆拉压应力校核：=5.1104 pa=s/smax=685/6=114.17MPa.5.2转向传动轴强度校核转向器齿条受到的最大力Fmax= FL1+ FL2=252.1+169.9=422N根据已知条件，方向盘转过270时，转向器齿条的行程为78mm。故转向器齿轮直径dc可由下式求的n=s 即 解得 dc=31.83mmFmax dc=Fh*d T=s/smax=360/5=72MPa解得 Fh=49.8N（原地转向方向盘力）扭矩max=球头处螺栓的强度校核=5.01104 pa5.3 转向节臂处螺栓的强度校核Mr=30246.3/2=15123.15Nmm已知Ls=42mmFsLs=Mr解得Fs=360.1N=Mpa六、轮毂轴承过盈量的计算6.1前轮轮毂轴承内外圈校核及过盈量计算前轮内圈（轴轴承）过盈连接计算已知：轴向力 =1611.32N材料： 轴-2A12 ， 轴承-合金结构钢屈服点： si=275MPa ，sa=355MPa配合面长度： =35mm结合直径 =28mm轴表面粗糙度 =3.2um 轴承表面粗糙度 =1.6um轴承孔外径 =36mm轴的内径 =20mm弹性模量 =2.1105MPa , =0.73105MPa 计算过程中只考虑轴与轴承的过盈配合计算，忽略其他影响。 计算传递所需最小的压强=3.49MPa 计算传递载荷所需的最小过盈 包容件传递载荷所需的最小直径变化量=3.49=2.0510-3mm式中式中 被包容件传递载荷所需的最小直径变化量=3.49=4.5010-3mm式中式中传递载荷所需最小有效过盈量=+=6.5510-3mm考虑压平量的最小过盈=+2（）=6.55+2（1.6+1.6）=12.9510-3mm 按GB/T 1800.3-1998选择适当的配合，决定选轴外径28n6()mm,轴承内径28（）mm最大过盈量Y max=28+12=40um，最小过盈量Y min=15um 计算连接件不产生塑性变形的最大有效过盈 轴与轴承都是塑性材料 包容件不产生塑性变形的最大结合力=a=0.21355=74.55MPa式中a=被包容件不产生塑性变形的最大结合力=C=0.25275=68.75MPa式中连接件不产生塑性变形的最大结合力（取与中较小的）=68.75MPa包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量=被包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量=连接件不产生塑性变形所允许的最大有效过盈前轮外圈（轴承立柱）过盈连接计算已知：轴向力 =1611.32N材料： 立柱-2A12 ， 轴承-合金结构钢屈服点： =275MPa ， =355MPa配合面长度： =35mm结合直径 =58mm立柱表面粗糙度 =1.6um 轴承表面粗糙度 =1.6um立柱外径 =50mm轴承内径 =78mm弹性模量 =2.1105MPa , =0.73105MPa 计算过程中只考虑轴与轴承的过盈配合计算，忽略其他影响。 计算传递所需最小的压强=1.69MPa 计算传递载荷所需的最小过盈 包容件传递载荷所需的最小直径变化量=1.69=5.0410-3mm式中式中 被包容件传递载荷所需的最小直径变化量=1.69=3.2610-3mm式中式中传递载荷所需最小有效过盈量=+=8.310-3mm考虑压平量的最小过盈=+2（）=8.3+2（1.6+1.6）=14.710-3mm按GB/T 1800.3-1998选择适当的配合，决定选轴承外圈58h6()mm,立柱内圈58（）mm最大过盈量Y max=39+12=51um，最小过盈量Y min=20um 计算连接件不产生塑性变形的最大有效过盈 轴与轴承都是塑性材料 包容件不产生塑性变形的最大结合力=a=0.25275=68.75MPa式中a=被包容件不产生塑性变形的最大结合力=C=0.13355=46.15MPa式中连接件不产生塑性变形的最大结合力（取与中较小的）=46.15MPa包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量=被包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量=连接件不产生塑性变形所允许的最大有效过盈6.2后轮轮豰轴承内外圈校核及过盈量计算后轮轮豰与轴承内圈过盈量的计算：已知：轴转速n = 615r/min收到的轴向力 Fa =1698.56N轴的材料：45钢轴的屈服点：s1 =355Mpa轴与轴承每圈配合直径: Df=39mm配合面长度Lf =32mm轴的表面粗糙度： Ra =3.2um轴承的表面粗糙度：Ra =1.6um轴的内径D0 =31.8轴承内圈沟道直径取39+24=47mm 解： （1）计算传递Fa所需最小的压强P fmin （表5.42） Pf min= 由表5.46查得摩擦因数u=0.1， 代入上式：Pf min= =4.33Mpa（2）计算传递在和所需的最小过盈，由表5.43包容件传递载荷所需的最小直径变化量： Ea min = Pf min* *Ca=4.33*39*5.7292.1*105 =4.61*10-3mm 被包容件传递载荷所需要的最小直径变化量： Ei min = Pf min *Ci =4.33*39*5.25562.1*105 =4.23*10-3mm式中：Ca=+Va = +0.3=5.792 Ci=+Vi = +0.3=5.256 式中：包容件直径比 Qa=3947=0.83 被包容件直径比：Qi=31.839=0.815 传递载荷所需最小有效过盈量 &e min= Ea min+ Ei min=（4.61+4.23）*10-3mm=8.84*10-3mm 考虑压平量得最小过盈： &min= &e min+2（Sa+Si）=【8.84+2（1.6+1.6）】*10-3=15.24mm（3）按GB/T1800.31998选取适当的配合 决定选39n6的轴. 轴承内圈39-0.0120 mm轴外径39+0.0170.033 mm最大过盈量 Ymax=33+12=47mm 最小过盈量Ymin=17um（4）计算连接不产生塑性形变的最大有效过盈量 轴和轴承均为塑性材料 由表5.44得计算公式 包容件不产生塑性形变允许最大结合压力 Pfi max=C*&sa=0.448*355=159.04Mpa 式中a=0.488 被包容件不产生塑性形变允许的最大结合压力 Pfi max=C*&si=0.168*355=59.64Mpa 式中C=0.168 连接件不产生塑性形变所允许的最大结合压力Pf max=59.64Mpa 包容件不产生塑性形变允许的最大直径变化量： Eamax =Ca= *5.729mm=0.063mm 被包容件不产生塑性形变允许的最大直径变化量Eimax=Ci =*5.729mm =0.058mm 连接件不产生塑性形变所允许的最大有效值 &emax= Eamax + Eimax =（0.063+0.058）mm =0.121mm后轮立柱轴承外圈与立柱内圈配合的过盈量已知：轴向力Fa=1698.56N 轴承材料：合金结构钢 A12屈服点s1=275280Mpa 配合面直径 df=68mm 轴承的表面粗糙度 Ra=1.6um 立柱内孔的表面粗糙度Ra=3.2um 轴承外圈沟道直径60mm解 (1)计算传递Fa所需最小的压强Pfmin Pfmin= 按已知条件Fa=1698.56N,T=0,d=68mm, lf=32mm 摩擦因素u=0.15, 代入上式 Pfmin=Mpa=1.657Mpa (2) 计算传递载荷所需的最小过盈，包容见传递载荷所需的最小直径变化量 Eamin=Pfmin*Df/Ea*Ca=1.657*68/73/1034.299mm=6.636*10-3mg 被包容传递载荷所需的最小直径变化量 Eimin=Pfmin*Df/Ea*Ci=1.657*68/(2.1*105)*8.308mm=4.458*10-3mm 式中：Ca=4.229 Ci=8.308 式中：包容件直径比qa=df/da=68/88=0.773 被包容见直径比 qi=di/df=60/68=0.882 传递载荷所需最小有效过盈量 emin=amin+imin =(6.363+4.458)*10-3mm=10.821*10-3mm 考虑压平的最小过盈量 min=emin+2(Sa+Si)=10.821+2*(1.6+1.6)*10-3mm =17.221*10-3mm七、转向系零部件汇总零部件数量零部件来源备注方向盘1购买或加工（碳纤维）根据仪表盘是够安装在方向盘上确