转向组设计说明书

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851横拉杆强度的校核852转向传动轴强度校核1153转向节臂处螺栓强度校核116轮毂轴承过盈量的计算1261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1562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23COMMENTH1我要看转向系统的设计总图及转向器在车上的安装图。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。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L203815MM梯形臂长度L90MM主销距离K1060MM转向器长度M350MM梯形底角A110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转向机长度335MM350MM根据转型梯形参数设定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T1190NM最大转向阻力距T230246NM上横臂对转向节的作用力FX1FY1FZ1下横臂对转向节的作用力FX2FY2FZ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51横拉杆强度校核已知横拉杆长度L203815MM梯形臂长度L90MM主销距离K1050MM转向器长度M350MM梯形底角A110车重M300KG胎压P018MPA轮胎摩擦系数F08轮胎直径D530MM方向盘直径D1270MM前后轴荷分配045/055主销内倾角A8主销后倾角B11原地转向阻力矩MR的计算取车重300KG，前后轴荷分配为045/055则30098451323N1G取轮胎摩擦系数F08，轮胎胎压P018MPA302463NMMRM180322横拉杆强度校核（取L400MM）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/2FLHRM转向梯形下如图所示由图中可测得H82415MM解得FL1835N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/2FL1H1RM由图中可测得H160MM解得FL12521N研究右侧横拉杆的受力，根据力矩平衡/2FL2H2RM由图中可测得H289MM解得FL21699N校核横拉杆的抗压稳定性由以上的计算知，FLMAX2521N1067IL式中375MMAI式中，AI64DD42DDP77SE2即P。故横拉杆为大柔度杆。根据欧拉公式有FPCR88283N2LEI对于结构钢，200P时,取NST192FST8828319245981N横拉杆拉压应力校核51104PAS/SMAX685/611417MPA4211DDFSLL52转向传动轴强度校核转向器齿条受到的最大力FMAXFL1FL225211699422N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NS即CD753602C解得DC3183MMFMAXDCFHDTS/SMAX360/572MPA解得FH498N（原地转向方向盘力）扭矩MAXMPADTWP3521091243843616643球头处螺栓的强度校核501104PA422108435MDFS53转向节臂处螺栓的强度校核MR302463/21512315NMM已知LS42MMFSLSMR解得FS3601NMPA036184326042MDFS六、轮毂轴承过盈量的计算61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161132NAF材料轴2A12，轴承合金结构钢屈服点SI275MPA，SA355MPA配合面长度35MMFL结合直径28MMFD轴表面粗糙度32UMAR轴承表面粗糙度16UM轴承孔外径36MMAD轴的内径20MMI弹性模量21105MPA,073105MPAAEIE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AFMINFP349MPAMINFP352814506FALDF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349205103MMMINAEIFPAFCED410285式中3712AAQ式中80362AFD被包容件传递载荷所需的最小直径变化量349450103MMMINEIFPIFCE36107285式中12IIIQ式中71028DFII传递载荷所需最小有效过盈量655103MMMINEIAMINE考虑压平量的最小过盈2（）6552（1616）1295103MMMINIEIAS按GB/T180031998选择适当的配合，决定选轴外径28N6MM,轴承内径28（）MM02815012最大过盈量YMAX281240UM，最小过盈量YMIN15UM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A0213557455MPAMAXFPS式中A2107831442AQ被包容件不产生塑性变形的最大结合力C0252756875MPAMAXFIPSI式中2507121IQC连接件不产生塑性变形的最大结合力（取与中较小的）MAXFPAXFI6875MPAMAXFP包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量MAXEMCEDAFF04128756被包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量MAXIEEIDPIFF35AX1068310768连接件不产生塑性变形所允许的最大有效过盈MEIAE286468MAXMX前轮外圈（轴承立柱）过盈连接计算已知轴向力161132NAF材料立柱2A12，轴承合金结构钢屈服点275MPA，355MPASASI配合面长度35MMFL结合直径58MMFD立柱表面粗糙度16UMAR轴承表面粗糙度16UM立柱外径50MMAD轴承内径78MMI弹性模量21105MPA,073105MPAIEAE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AFMINFP169MPAMINFP358145026FLD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169504103MMMINAEIFPAFCED753108式中753074112AAQC式中085AFD被包容件传递载荷所需的最小直径变化量169326103MMMINEIFPIFCE9861025式中3812IIIQ式中605DFII传递载荷所需最小有效过盈量83103MMMINEIAMINE考虑压平量的最小过盈2（）832（1616）147103MMMINIEIAS按GB/T180031998选择适当的配合，决定选轴承外圈58H6MM,立柱内圈58（）MM0392012最大过盈量YMAX391251UM，最小过盈量YMIN20UM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A0252756875MPAMAXFPS式中A250743142AQ被包容件不产生塑性变形的最大结合力C0133554615MPAMAXFIPSI式中13028612IQC连接件不产生塑性变形的最大结合力（取与中较小的）MAXFPAXFI4615MPAMAXFP包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量MAXEMCEDAF包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量MAXIEEIDPIFF098610254AX连接件不产生塑性变形所允许的最大有效过盈MEIAE2394MAXMX62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N615R/MIN收到的轴向力FA169856N轴的材料45钢轴的屈服点S1355MPA轴与轴承每圈配合直径DF39MM配合面长度LF32MM轴的表面粗糙度RA32UM轴承的表面粗糙度RA16UM轴的内径D0318轴承内圈沟道直径取392447MM解（1）计算传递FA所需最小的压强PFMIN（表542）PFMINLD2AFU）TF由表546查得摩擦因数U01，代入上式PFMIN433MPAPA329410058M（2）计算传递在和所需的最小过盈，由表543包容件传递载荷所需的最小直径变化量EAMINPFMINCA4333957292110546110AED3MM被包容件传递载荷所需要的最小直径变化量EIMINPFMINCI43339525562110542310IFED3MM式中CAVA035792QA2183021CIVI035256I252式中包容件直径比QA3947083AFD被包容件直径比QI318390815FI传递载荷所需最小有效过盈量EMINEAMINEIMIN（461423）103MM884103MM考虑压平量得最小过盈MINEMIN2（SASI）【8842（1616）】1031524MM（3）按GB/T180031998选取适当的配合决定选39N6的轴轴承内圈3900120MM轴外径3900170033MM最大过盈量YMAX331247MM最小过盈量YMIN17UM（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544得计算公式包容件不产生塑性形变允许最大结合压力PFIMAXCSA044835515904MPA式中A0488QA4231380421被包容件不产生塑性形变允许的最大结合压力PFIMAXCSI01683555964MPA式中C016821I5802连接件不产生塑性形变所允许的最大结合压力PFMAX5964MPA包容件不产生塑性形变允许的最大直径变化量EAMAXCA5729MM0063MMMXDFF51023946被包容件不产生塑性形变允许的最大直径变化量EIMAXCI5729MM0058MMIFFMAXP51023946连接件不产生塑性形变所允许的最大有效值EMAXEAMAXEIMAX（00630058）MM0121MM后轮立柱轴承外圈与立柱内圈配合的过盈量已知轴向力FA169856N轴承材料合金结构钢A12屈服点S1275280MPA配合面直径DF68MM轴承的表面粗糙度RA16UM立柱内孔的表面粗糙度RA32UM轴承外圈沟道直径60MM解1计算传递FA所需最小的压强PFMINPFMINFLUDT22/按已知条件FA169856N,T0,D68MM,LF32MM摩擦因素U015,代入上式PFMINMPA1657MPA32681450/618922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EAMINPFMINDF/EACA165768/73/1034299MM6636103MG被包容传递载荷所需的最小直径变化量EIMINPFMINDF/EACI165768/211058308MM4458103MM式中CA4229AVQ21CI8308IIV2式中包容件直径比QADF/DA68/880773被包容见直径比QIDI/DF60/680882传递载荷所需最小有效过盈量EMINAMINIMIN63634458103MM10821103MM考虑压平的最小过盈量MINEMIN2SASI1082121616103MM17221103MM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