多功能小型扫雪除冰车除冰及其他部分的设计（含12张CAD图纸）
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多功能小型扫雪除冰车除冰及其他部分的设计多功能小型扫雪除冰车除冰及其他部分的设计摘 要纵观除雪破冰机械的发展现状，现有的设备绝大部分功能单一、外形大、价格高。所以研制具有：小巧轻便，操作简单，价格低廉，适合于小型公路和街道的使用且同时又扫雪除冰功能的设备具有广阔的发展前景。为此本课题设计了一种小型多功能扫雪除冰车，该车同时具有前螺旋扫雪机构，中间破冰滚筒除冰，后扫冰机构收集碎冰的多重功能。本文主要是对多功能小型扫雪除冰车的除冰机构、升降机构和转向系统进行设计。论文首先对各机构的作用、基本构成、要求和总体性能进行了分析，破冰机构采用滚轮式振动破冰筒，其激振力是由带轮带动偏心块转动所产生的。升降机构由螺旋传动机构跟若干杆件构成，利用螺旋丝杠和曲柄滑块机构的共同作用实现除冰滚筒自锁和升降的功能，达到控制除冰滚筒的升降和根据冰层的厚度、硬度给以施加破冰力的作用，从而实现将冰一次性震碎。转向系统采用齿轮齿条转向器与转向梯形的互相配合来实现转向。同时又对各机构的空间位置进行布置，然后对个细节都进行详细设计。具体内容涉及带轮传动，螺旋传动，齿轮传动，以及杆件和主要零件的强度、刚度校核，同时利用 CAXA 软件绘制装配图和零件图。关键词：破冰；升降；传动；转向 AbstractIn the study of the development status of the snow-removing / ice-breaking machinery, the vast majority of existing equipments just have the single function, the shape of large, the high price.Developed: small, lightweight, simple operation, low cost, suitable for the use of small roads and streets, and has snow-removing /de-icing features to the equipment has broad prospects for development.To this end, this subject designed a new deicing/snow sweeper vehicles with multi-function. It has several functions such as the front spiral snow sweeping, the middle ice-breaking and the rear ice sweeping and collecting. The design is a design of three parts of a small deicing/snow sweeper with multi-function. They are the deicing bodies, the lifting mechanism and the steering systems. The paper firstly analyzes the functions of agencies, the basic composition, the requirements and the overall performance. Ice-breaking bodies adopt the breaking-ice tube of wheel vibration. The exciting force is produced by the rotation of Pulley driving eccentric block. The lifting mechanism is composed by the spiral drive mechanism and some pole pieces. The combined effect of the spiral screw and the slider-crank mechanism achieve the function of the breaking-ice tube of wheel self-locking and lifting. It controls the rise and fall of the breaking-ice tube of wheel. According to the ice thickness, hardness, the role of ice-breaking force will be given. In order to achieve the ice one-time shattered. The steering system adopt a rack and pinion steering gear and the steering trapezoid. At the same time ，it arranged the spatial location of every bodies. It then detailedly design every detail. The specific content involves the pulley driving, the screw drive, the gear driving, as well as the main parts strength and stiffness checking. At the same time, it use CAXA software to draw assembly drawing and parts diagrams.Key words：deicing; lifting; driving; steering 目 录0 引言.10.1 总体概述 .10.2 扫雪除冰车发展现状与存在问题 .20.3 本课题所研究的方向 .21 破冰筒结构的设计 .51.1 偏心块的设计 .61.2 轴承的选择.61.3 带传动的设计 .81.4 键的选择与校核 .101.5 轴的强度与刚度校核 .112 升降机构的设计 .142.1 螺旋传动的设计 .152.2 拉杆强度校核 .172.3 轨道的设计 .183 转向机构的设计 .203.1 齿轮齿条设计 .213.2 齿轮齿条转向器的总体结构 .293.3 梯形臂的设计 .30结论 .30谢辞 .31参考文献 .32 - 1 - 引言0.1 总体概述在我国东北、西北的大部分地区，冬季持续低温，积雪数月不化和路面湿滑成为堵塞交通甚至引发恶性事故的重要因素。因此，在寒冷地区如何快速清除公路、城市道路冰雪已成为保证公路安全和畅通的重要任务。目前，世界各国采用的除雪(冰)方法，应用最普遍的有两种，即融解法和机械法。融解法是依靠热作用或撒布化学药剂使冰雪融化， 其优点是除净率高，但这种方法成本高，且容易造成环境污染。虽然环保型融雪剂已经问世，对环境和植被的影响减少了，但并未彻底根除，因此使用范围受到一定的限制。机械法是通过机械直接作用解除冰雪的危害，虽然除净率较低，但是对环境及植被无污染，能实现冰雪的异地转移，应用范围比较广。因此，一般认为清除冰雪必须以机械法为主，以融解法为辅，才能达到快速和环保的效果。0.2 扫雪除冰车发展现状与存在问题我国通过近几年的设备和技术引进，在除雪机械方面取得了迅速发展。而除冰机械的开发和生产比除雪机械的时间还要短。除冰机械按其工作原理可分为以下几种类型。振动式主机液压系统驱动振动马达， 带动偏心块的旋转，在离心力的作用下，使得振动轮沿圆周径向运动。对路面冰层来说，既有上、下方向的振动作用力，又有水平方向的揉搓作用力，使得振动轮表面的凸块切入并挤压冰层， 致使冰层断裂破碎与地面剥离，达到除冰的目的。如徐州装载机厂的专利产品公路养护用滚轮式振动除冰设备，该设备置于装载机前端，当动臂置于浮动位置时，装置可随路面高低而变化。根据冰层的厚度不同，可以选择大小不同的激振力，拓宽了设备的使用范围。振动轮后安装一刮铲，形状类似除雪犁，使碎冰脱离路面后沿刮铲流向两侧。 静碾压裂式工作装置悬挂于装载机前端，通过滚压轮上的组合刀片，依靠滚压轮自身的重量和来自装载机动臂和摇臂的协调压力， 在主机的推动下将冰层压碎。主要产品有：哈尔滨清朗除雪保洁设备厂生产的“雪狼一号”、吉林工业大学等单位联合开发的CB型碾压式除冰雪装置。柔性链条击打式采用特制链条，前端安装吊环，在主机的驱动下，链条作高速旋转，对路面进行柔性抽打，从而获得破冰效果。 - 2 - 铲剁式由多刃刀组成的工作铲在曲轴的带动下上下运动，对路面冰层进行剁击，该机构采用柔型连接，实现了对路面高低不平的自动补偿。附带的斜铲机构具有收集冰雪的功能。我国的除雪(冰)机械虽然有了很大的发展，但其总体水平与发达国家相比，产品品种及性能还有很大的差距，适应不了我国公路高速发展的需求，主要体现在以下几个方面：技术水平低。除雪(冰)机械在结构设计、制造工艺、零部件供应和使用管理等方面都存在技术水平低的问题，致使除雪(冰)机械可靠性差、故障多、寿命短。功能单一。清冰除雪具有典型的季节性，如果功能单一，只是用作除雪(冰)专用，那么机器一年中大部分时间将处于闲置状态，大大增加了除雪作业的成本，加重公路养护部门的负担。品种类型不全。与国外相比，现在有不少种类除雪(冰)机械在我国还是一片空白，现有的除雪(冰)机械，无法满足高速公路和机场的作业要求。0.3 本课题所研究的方向现纵观除雪破冰机械的发展现状，现有设备绝大部分功能单一、外形大、价格高。所以研制具有：小巧轻便，操作简单，价格低廉，适合于小型公路和街道的使用且同时具有扫雪除冰功能的设备具有广阔的发展前景。 设计总体方案：在保证安全性、经济性的前提下，扫雪和除冰功能可同时实现或交替使用。即有雪无冰时，只执行扫雪的功能，而有冰无雪时，便执行除冰和扫冰的功能。当环境中出现冰雪混合的情况则扫雪和除冰功能同时启动。破冰采用除冰滚筒来实现，破冰力的大小可以根据冰层的厚度给以调节。整车的速度可根据冰雪的厚度来实现调节，即在冰雪比较厚的时候能使车的速度放慢以便将冰雪一次性除尽，而在冰雪比较薄的时候能使小车速度加快以提高扫雪除冰的效率根据总体方案的设计要求，得到系统的主要组成部分：转向、扫雪、扫冰、除冰和升降机构、后轮驱动机构等,如图0-1所示： - 3 - 图 0-1 扫雪除冰车总体图1-前轮转向系 2-破冰筒 3-升降杆系 4-螺旋传动机构 5-方向盘本次设计主要涉及破冰机构，升降机构和转向机构的设计。其主要技术参数如下：1、除冰厚度： 50 mm2、扫冰厚度： 100 mm3、扫冰长度： 600 mm现对各机构进行初步设计分析：除冰装置为了保证冰层路面不被损坏且扫雪除冰车在行驶过程中能把冰层一次性破除，通过实验设计出破冰滚筒的结构。滚筒随小车一起前行时，通过在滚筒内部的旋转轴上对称安装一对偏心轮使其产生平稳的振动，再将振动力通过连在滚筒两侧的端盖传至滚筒外围一圈圈且交错排列的三角形尖角上，从而达到快速破冰的效果，如图0-2所示。 - 4 - 图0-2 破冰筒升降机构该机构采用了类似于飞机起落架的工作原理，同破冰装置结合使用。利用螺旋丝杠和曲柄滑块机构的共同作用实现除冰滚筒自锁和升降的功能，达到控制除冰滚筒的升降和根据冰层的厚度、硬度给以施加破冰力的作用，从而实现将冰一次性震碎。此外，该机构还可以实现在有雪无冰时将滚筒抬离地面，有效的避免了滚筒沿地面滚动时压坏路面，且能减少扫雪除冰车行驶过程中能量的消耗，如图0-3所示。图 0-3 升降机构转向机构该机构选用了齿轮齿条转向器，转向时内外车轮间的转角协调关系是通过合理设计转向梯形来保证的。转向盘和转向轮转角间的协调关系是通过合理选择小齿轮与齿条的参数、合理布置小齿轮与齿条的相对位置来实现的。如图 0-4 所示。 - 5 - 图 0-4 前轮转向系1 破冰筒结构的设计破冰筒的原理是振动，类似于振动输类振动机的结构中的单轴惯性激振，通过比较研究发现两偏心块的摆放位置有所不同，本次设计只要求偏心块能提供较大的上下激振力，而物料输送机则是整个空间都需要振动，本次设计的偏心块的偏心质量要在平行于轴的一条直线上，通过观察单轴惯性激振器的结构可以确定的是，偏心轮是对称安装在偏心轴的两端的。由于单靠振动的力并不能保证冰层一定被破坏，为了增强破冰效果，在滚筒的面上设计尖角，使得接触面为点面接触，大大增加了接触点的压强。从而使得破冰更加彻底。还需要提出的是，滚筒外圈是跟随车轮一起运动的，其速度是由车的速度决定的。如果偏心块的转动速度也是如此，就使得激振力非常小，或者使得偏心块变得很大，这些都不符合破冰要求。所以偏心块的转速是单独提供的。使得破冰筒外圈，内轴各自转动。设计思路：机构的动作是由偏心振动实现的，所以首先可对偏心块进行设计，并初步确定轴的直径，然后选择轴承，再进行动力传递方式进行选择，机械传动形式主要有螺旋传动、带传动、链传动和齿轮传动，由于属于较远距离动力传递，并且振动较大，所以选用带轮传动，并对带传动进行设计。再综合对剩余部分进行尺寸设计。由此初步确定了工作机构和传动机构。图 1-1 破冰筒的整体结构1-偏心块 2-端盖 3-带轮 4-过渡带轮 5-拉杆 6-固定轴 7-滚筒 - 6 - 该机构总体如图 1-1 所示，工作原理是转速由过渡带轮 4 传送给带轮 3，然后带动偏心块 1 转动，其所产生的径向离心力通过连接连接轴传递给端盖 2，再由端盖 2 传递给滚筒 7，滚筒 7 的各尖角对冰层进行挤压，对路面冰层来说，既有上、下方向的振动作用力，又有水平方向的揉搓作用力，使得振动轮表面的尖角切入、挤压冰层后吧冰层断裂破坏，使之与地面剥离，从而达到除冰的目的。根据冰层的厚度不同，可选择高低不同的位置，拓宽了设备的使用范围。1.1 偏心块的设计由于该机构的振动类似于振动压路机的钢轮，通过查阅大量的资料，对比大型、小型压路机的技术参数，同时查阅现有的滚轮式振动破冰装置的各参数，决定选用激振频率 f=33HZ ，激振力 F=4KN。又因为偏心块可以选用现有振动压路机的偏心块材料，选择使用偏心块的材料为 QT40-17， 密度，又根据总长尺寸的3/7200mkg限制，定偏心块的厚度为 。mm68图 1-2 偏心块计算：面积 222212rRRA偏心距 3231032RRAr偏心块的质量 Amr转速 n=2000r/min 即30n激振力 323120230342RRnrmFr将已知条件代入公式得00013983. 03231 RR令 r=16.5mm,=33mm,计算得=56mm。2R1R面积 A=5604.1152mm - 7 - 偏心距=16.6mm0r偏心块的质量2.74Kg。rm1.2 轴承的选择根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承和滚动轴承两大类。滚动轴承由于摩擦系数小，起动阻力小，而且它已标准化，选用、润滑、维护都很方便，因此在一般机器中应用较广。但由于滑动轴承本身具有一些独特优点，使得它在某些不能、不便或使用滚动轴承没有优势的场合，如在工作转速特高、特大冲击与振动、径向空间尺寸受到限制或必须剖分安装、以及需在水或腐蚀性介质中工作等场合，仍占有重要地位。通过上述可得支承偏心轴的选用滚动轴承，而使滚筒外圈自由转动的选用滑动轴承，因为受到其空间的限制，若使用滚动轴承，滚筒端部尺寸将大于中间执行工作面的尺寸，完全不符合要求。现对偏心轴的支承轴承进行选择，上述已确定使用滚动轴承。如果仅按轴承用于承受的外载荷不同来分类时，滚动轴承可以概括地分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类，主要承受径向载荷的轴承叫做向心轴承，其中有几种类型可同时承受不大的轴向载荷；只能承受轴向载荷的轴承叫做推力轴承，推力轴承与轴颈配合在一起的元件叫轴圈，与机座孔配合的元件叫座圈；能同时承受径向载荷和轴向载荷的轴承叫做向心推力轴承。而此次设计的轴承主要承受径向的激振力，承受很小的轴向力，所以属于向心轴承。其中深沟球轴承主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦角系数最小。在高转速时，可用来承受纯轴向载荷。其大量生产，价格最低。考虑以上诸多因素都特别符合要求，所以决定选用深沟球轴承。由于轴承都是成对支承，所以轴承径向载荷=2KN, 轴承转速n=2000r/min,又由于该机构类型属于短期或间断使用的rF机械，中断使用不致引起严重后果，所以预期计算寿命=5000h,直径可在2533mm范hL围内选择 ，机构运转时有强大冲击。（1）计算当量动载荷rPFfP 式中：P轴承的当量动载荷，KN 载荷系数，按照表 13-6，由于受到强大冲击，所以=1.83.0，取PfPf=3.0，Pf径向载荷，KN，=2KNrFrF - 8 - 则有 P=6KN（2）计算基本额定动载荷61060hnLPC 式中：C基本额定动载荷 KN P轴承的载荷，KN, 此时 P=6KN 指数。对于球轴承，3 预期计算寿命，h，=5000hhLhL n 轴承的转速，r/min，n=2000r/min解得 C=50.61KN.（3）按照设计手册其范围内没有适合的轴承，所以改选为四个轴承支承，则由于C=25.305KN。查表选取的 6306 轴承21kNCr271.3 带传动的设计带传动是一种挠性传动。带传动的基本组成零件为带轮（主动带轮和从动带轮）和传动带。当主动带轮转动时，利用带轮和传动带间的摩擦或啮合作用，将运动和动力通过传动带传递给从动带轮。带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，在近代机械中应用广泛。按照工作原理的不同，带传动可分为摩擦型带传动和啮合型带传动。本设计中，由于传动的速度属于中等，不必用啮合型带传动，所以选用的是摩擦型带传动。在摩擦型带传动中，根据传动带的横截面形状的不同，又可以分为皮带传动个，圆带传动、V带传动和多楔带传动。其中V带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做出相应的轮槽。传动时，V带的两个侧面和轮槽接触。槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外，V带传动允许的传动比大，结构紧凑，大多数V带已标准化。V带传动的上述特点使它获得了广泛的应用。基于上述特点及优点，本次选用V带传动。由于减速器输出的转速已经是 2000r/min。所以有主动带轮转速=2000r/min,从1n动带轮转速=2000r/min，传动比 i=1。2n（1）确定计算功率caPV 带传递的功率为=0.294KW。fgFP4 - 9 - 式中：最终所需的功率，KWP g 重力加速度，g=9.8N/Kg F激振力，KN,F=4KN f 振动频率，HZ,f=33HZ由于 V 带的传动效率=85%-95% ,取=85%所以输入功率346. 0PP又由表 8-7 查得工作情况系数=1.3，故AK=0.45KWcaPAKP（2）选择 V 带的带型根据、由图 8-10 选用 Z 型。caP1n（3）确定带轮的基准直径并验算带速dd初选小带轮的基准直径。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径1dd=90mm。1dd验算带速。带的速度=9.42m/s10006011ndd因为 5m/s,所以0d该轴符合强度校核式中：轴端允许最小直径，0dmmT轴所传递的扭矩，Nm mNnPT4 . 12000294. 095509550许用扭转剪应力，MPa,查p表 5-1-19，取MPap4525。MPap30（2）扭转刚度校核由于该轴为实心轴，所以mmTdP143 . 04 . 13 . 93 . 9440因为实际轴直径 d =24mm,所0d式中：轴端允许最小直径，0dmmT轴所传递的扭矩，Nm, mNT4 . 1 - 13 - 以该轴符合刚度校核许用扭转角，查表Pm/5-1-20 取mP/3 . 0 （3）疲劳强度安全系数校核疲劳强度安全系数校核的目的是校核轴对疲劳破坏的抵抗能力，它是在经过轴的初步计算和结构设计后，根据其实际尺寸，承受弯矩，转矩图，考虑应力集中，表面状态，尺寸影响等因素及轴材料的疲劳极限，计算轴的危险截面处的安全系数值是否满足许用安全系数值。PSSSSSS7412492124922222由于查表 5-1-26 有，所以符合要求8 . 15 . 1PS公式92034. 03 . 191. 092. 089. 12701maKS124021. 06 . 089. 092. 071. 11551maKS说只考虑弯矩作用时的安全系数S只考虑扭矩作用时的安全系数S对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限，MPa，查表 5-11 有1=270 MPa1对称循环应力下的材料扭转疲劳极限，MPa，查表 5-11 有1=155 MPa1、弯曲和扭转式的有效应力集中系数，查表 5-1-30表KK5-1-32 有=1.89，=1.71KK表面质量系数，查表 5-1-36 有=0.92 - 14 - 明、弯曲和扭转式的尺寸影响系数，查表 5-1-34 有=0.91，=0.89、材料拉伸和扭转的平均应力折算系数，查表 5-1-33 有=0.34，=0.21、弯曲应力的应力幅和平均应力，MPa，查表 5-1-25 有amMPa， =0，M 、T 是轴危险截面上的弯矩和扭矩，3 . 109. 14 . 1ZMamN.m。Z 、是轴危险截面的抗弯和抗扭截面系数，查表 5-1-PZ3cm28，Z=1.09，=2.45PZ、扭转应力的应力幅和平均应力，MPa，查表 5-1-25 有am0.6MPa, =045. 24 . 1PaZTm（4）静强度安全系数校核本方法的目的是校核轴对塑性变形的抵抗能力，即校核危险截面的静强度安全系数。轴的静强度是根据轴上作用力最大瞬时载荷来计算的。一般，对于没有特殊要求安全保护装置的传动，最大瞬时载荷可按电机最大载荷能力确定。危险截面应是受力较大。截面较小即静应力较大的若干截面。 所以符合要求SPSSSSSSSSSSS7 .2122公式28009. 14 . 1360maxZMSSS5 .34645. 24 . 1198maxPSSZTS说只考虑弯曲时的安全系数SS只考虑扭转时的安全系数SS、轴危险面的抗弯和抗扭截面模数，查表 5-1-27 到表 5-ZPZ1-29，, Z=1.09，=2.45 3cmPZ - 15 - 明静强度的许用安全系数，查表 5-1-40，如轴的损坏会引起严SPS重事故，该值应适当加大，=1.8SPS材料的拉伸屈服点，查表 5-1-1 有=360 MPaSS材料的扭转屈服点，一般取,取SSS62. 055. 0MPaSS19855. 0、轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩，NmmaxMmaxT2 升降机构的设计升降机构的螺杆部分类似于千斤顶，只是该螺杆是横放的，螺杆的固定类似于螺母丝杠，该机构的设计主要是螺杆螺母的设计，还有各杆件的定位，以及强度校核。够机构如图2-1所示。杆2一端固定在机架上，通过旋转螺杆使得螺母左右移动，从而带动杆3上下运动。图 2-1 升降机构1-固定座 2-拉杆 a 3-拉杆 b 4-拉杆 c 5-滑动螺母 6-螺杆2.1 螺旋传动的设计螺旋传动是利用螺杆和螺母组成的螺旋副来实现传动的要求的。它主要用于将回转运动转变为直线运动，同时传递运动和动力。螺旋传动按其用途的不同，可分为传力螺旋，传导螺旋和调整螺旋。本结构属于传力螺旋，它以传递动力为主，要求以较小的转矩产生较大的轴向推力，用以克服升降机的起重阻力。主要承受很大的轴向力，属于间歇性工作，每次的工作时间较短， - 16 - 工作速度也不高，需要自锁能力。螺旋传动按其螺旋副的摩擦性质不同，分为滑动螺旋，滚动螺旋和静压螺旋。由于滑动螺旋结构简单，加工方便，成本低廉，且当螺纹上升角小于摩擦角时能自锁，所以本结构选用滑动螺旋传动。滑动螺旋采用的螺纹类型有矩形、梯形和锯齿形。其中以梯形螺纹应用最广，所以本结构选用梯形螺纹。螺杆常采用右旋螺纹。传力螺旋和调整螺旋要求自锁时，应采用单线螺纹。所以本结构采用单线螺纹。综上所述选择滑动螺旋传动，并采用梯形螺纹，查机械设计手册，选螺杆的材料为 45 号钢，螺母的材料为铸造铝青铜（ZCuAl10Fe3）,选螺纹螺距 P=5mm,所需轴向力=5000N。F因为滑动螺旋的效率仅在 0.30.7 之间，自锁时低于 0.5，常在 0.30.5 之间，所以取=0.3，则实际轴向力为=16667N。FF（1）耐磨性计算因为对于整体螺母，=1.22.5，取=2，查表 5-12 得=1118MPa,取 p=11MPa p=22.02mm pFd8 . 02又要求螺距 P=5mm，取=23.5mm,按国家标准选取其公称直径为 d=26mm, 螺距为2dP=5mm。表 2-1 梯形螺纹基本尺寸螺母高度 H=47mm,螺纹工作圈数=9.4, 由于螺纹工作圈数不超过 10 圈，2dPHu 所以取 u=10，则 H=50mm, 校核自锁性螺纹升角9 . 3arctan2dS - 17 - 当量摩擦角3 . 5cosarctanvf所以满足，符合自锁条件。v由于该螺纹的线数 n=1,螺距 P=5mm,所以导程=5mm；查表 5-12 得，摩察系nPS 数 f=0.080.10,取 f=0.09；牙型角，牙侧角。30152（2）螺杆的强度计算螺杆所受的扭矩mmNFdTv31719tan5 . 02危险截面的计算应力59.74MPa2332232 . 034dTdFca查机械手册得，查表 5-13 得许用应力，取=88.75 MPas355 53s 4sMPa。满足，符合强度校核。 ca（3）螺母螺纹牙的强度计算螺纹牙危险截面的剪切强度=6.16MPa，符合要求。buDF4 螺纹牙危险截面的弯曲强度=17.07MPa，符合要求。ubDFl246 b式中：b螺纹牙根部的厚度，mm,对于梯形螺纹，b=0.65P=3.25mm,P 为螺距。 l弯曲力臂，mm,=1.5mm;224DDl 螺母材料的许用切应力，Mpa，见表 5-13 得=3040MPa; 螺母材料的许用弯曲应力，MPa,见表 5-13 得=4060 MPa; b b（4）螺杆的稳定性计算临界载荷公式=109996N 22lEIFcr式中：E螺杆材料的拉压弹性模量，MPa,;MPaE51006. 2 I螺杆危险截面的惯性矩，443866564mmdI - 18 - 螺杆的长度系数，由于端部支承为一端固定一端自由，所以查表 5-14得=2. l工作长度，l=200mm螺杆稳定性的计算安全系数,符合要求scrscSFFS6 . 6式中，螺杆稳定性的安全系数，对于传力螺旋，=3.55.0。sSsS2.2 拉杆强度校核根据空间位置关系可以确定各杆件的具体位置和尺寸，从而设计出杆系。图 2-2 杆系侧视图图 2-3 杆系俯视图 - 19 - 现选择与滑动螺母相连的拉杆 3 进行校核，该杆件受到的最大拉力 F=5.1KN,选择材料为 45 钢，查机械设计手册有 45 钢的抗拉强度 MPa540图 2-4 杆 3 的具体尺寸面积261096166mbhA MPaAF12.531096101 . 563所以此杆满足强度要求。2.3 轨道的设计（1）导轨的组成种类及应满足的要求导轨副主要由承导件和运动件两大部分组成。运动方向为直线的被称为直线运动导轨副、为回转的被称为回转运动导轨副。常用的导轨副的种类很多，按其接触面的摩擦性质可分为滑动导轨副、滚动导轨副、流体介质摩擦导轨等。按其结构特点可分为开式导轨和闭式导轨。机电一体化系统对导轨的基本要求是导向精度高、刚性高、运动轻便平稳、耐磨性好、温度变化影响小以及结构工艺性好。对精度要求高的直线运动导轨还要求导轨的承载面与导向面严格分开；当运动件较重时，必须设有卸荷装置，运动件的支承必须符合三点定位原理3。导向精度 导向精度是指动导轨按给定方向作直线运动的准确程度。导向精度的高低，主要取决于导轨的类型；导轨的几何精度和接触精度；导轨的配合间隙；油膜厚度和油膜刚度；导轨和基础件的刚度和热变形等。直线运动导轨的几何精度，一般有下列几项规定：导轨在垂直平面内的直线度（即导轨纵向直线度） 导轨在水平平面内的直线度（即导轨横向直线度）两导轨面间的平行度，也称扭曲刚度 导轨的刚度就是抵抗载荷的能力。抵抗恒定载荷的能力成为静刚度；抵抗交变载荷的能力成为动刚度。为了保证导轨副的刚度，导轨副应有一定的接触精度。 - 20 - 运动的灵活性于平稳性 一般专用设备和计算机等的精度和运动速度都比较高，因此，其导轨应具有较好的灵活性和平稳性，工作时应轻便省力，速度均匀，低速运动或微量位移时不出现爬行现象；高速运动时应无振动。影响导轨运动灵活性和平稳性的主要因素是：导轨的配合间隙，配合表面几何形状误差，动、静摩擦系数的差值，驱动导轨运动的传动系统的刚度和精度，导轨的表面粗糙度和润滑等。耐磨性 导轨的耐磨性是指导轨长期使用后，应能保证一定的导向精度。导轨的耐磨性主要取决于导轨的结构、材料、摩擦性质、表面粗糙度、表面润滑及受力情况等。对温度变化的敏感性 导轨在环境温度变化的情况下，应能正常工作，既不“卡死” ，亦不影响设备的运动精度。导轨对温度变化的敏感性，主要取决于导轨材料和导轨配合间隙的选择。结构工艺性 导轨在保证设配正常工作的条件下，应力求结构简单，制造容易，装拆、调整、维修及检验方便，从而最大限度的降低成本。（2）导轨材料的选择与热处理导轨材料的选择导轨常用的材料有铸铁、钢、有色金属和塑料等。常使用铸铁铸铁、铸铁钢的导轨。铸铁：铸铁具有耐磨性和减震性好、热稳定性高，易于铸造和切削加工，成本低等特点，因此在滑动导轨中被广泛应用。常用的铸铁有：灰铸铁，常用的是 HT200（一级铸铁） ，硬度以 180200HB 较为合适。适当增加铸铁中含碳量和含磷量，减少含硅量，可以提高导轨的耐磨性。高磷铸铁：它是指含磷量为 0.3%0.65%的灰口铸铁，其硬度为 180220HB，耐磨性比 HT200 约高一倍。低合金铸铁：这类铸铁具有较好的耐磨性，且铸造性能优于高磷系铸铁。稀土铸铁：它具有强度高、韧性好的特点，耐磨性与高磷铸铁相似，但铸造性能和减震性较差，成本也较高钢。为了提高导轨的耐磨性，可以采用淬硬的钢导轨。淬火的钢导轨都是焊接或镶装上去的，淬硬的钢导轨的耐磨性比不淬硬的铸铁导轨高510 倍。常用的钢有 45 钢=40Cr，T8A、T10A、GCr15 等。有色金属。常用的有色金属有黄铜 HPb591，铝青铜 ZQA192，超硬铝 LC4，铸铝 Z16 等，其中以铝青铜较好。塑料。镶装塑料导轨具有较好的耐磨性，抗震性能好，工作适应范围广，抗撕伤能力强，动、静摩擦系数低、差别小，可降低低速运动的临界速度，加工性和化学稳定性好，工艺简单，成本低等特点。通过以上的比较分析，本设计采用 HT200。 - 21 - 3 转向机构的设计车辆在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓汽车转向。就轮式汽车而言，实现汽车转向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，是汽车转向桥上的车轮相对汽车纵轴线偏转一定角度。在车辆直线行驶时，往往转向轮也会受到路面侧向干扰力的作用，自动偏转而改变行驶方向。此时，驾驶员也可以利用这套机构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，即称汽车转向系。因此，汽车转向系的作用是保证汽车能按驾驶员的意志而进行转向行驶。汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。而本次设计使用的是机械转向系。机械转向系以驾驶员的体力作为转向源，其中所有传力件都是机械的。机械转向系由操作机构。转向器和转向传动机构三大部分组成。其中传动机构中的转向轴间是用万向节连接的。汽车上任何一对轴线相交且对位置经常变化的转轴之间的 动力传递，均须通过万向传动装置。图 3-1 前轮转向系 1-车轮 2-转向器 3-十字轴式万向节 4-球叉式万向节 5-传动轴 6-方向盘转向器有 EPS 与非 EPS 两种状态，两种状态都有相应的转向器与之匹配。要求两种状态下转向梯形结构不变，转向器使用相同的壳体，齿条行程相同（均为 60mm）,小齿轮花键规格相同，齿条直径以及齿条螺纹部分相同，唯一不同的是齿轮与齿条的参 - 22 - 数。本次设计只考虑非 EPS 状态转向器的齿轮齿条参数。图 3-2 前轮整体图1-前轮 2-前轮轴 3-梯形臂 4-横拉杆 5-齿条 6-转向器3.1 齿轮齿条设计（1）原地转向阻力矩精确计算这些力是困难的，为此采用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩，即，式中，f 为轮胎和mmNMRpGfMR313路面间的滑动摩擦因数，一般取 0.7；为转向轴负载荷（N） ；p 为轮胎气压（MPa） 。1GNgmGe6 .12938 . 950190%55%551mmNpGfMR44.2314522. 06 .129337 . 033311. f=0.72. 按汽车设计 ，取满1G载质量 m 的 55%3. p=0.22MPa4. 车辆备质量kgme190（2）转向盘手力 - 23 - 图 3-3 方向盘转向盘如图 3-3 所示，作用在转向盘上的手力为：。式中为转向iDLMLFSWRh2121L摇臂长；为转向节壁长；为转向盘直径；为转向器角转动比；为转向器正2LSWDwi效率。由汽车设计 ，在 0.851.1 之间，可近似是 1。12LLNiDLMLFSWRh21.10%901828044.231452221mNRFTSWhh4294. 15 . 028. 021.101.转向盘直径在SWD250550mm 之间，选mmDSW2802.齿轮齿条最大正传动效率=90%3.转向器角传动比在wi1719 之间，选=18wi（3）齿轮齿条设计 齿轮齿条转向器的齿轮数采用斜齿轮。齿轮模数多在 23mm 之间，主动小齿轮齿数多在 57 个齿范围变化，压力角取，齿轮螺旋角的取值范围多为。齿条20159齿数应根据转向轮的最大偏转角时，相应的齿条移动行程达到的值来确定。变速比的齿轮压力角，对现有结构在范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强3512度和接触强度。齿条选用 45 钢制造，而主动小齿轮选用 20CrMo 材料制造，为减轻质量壳体用铝合金压铸。正确啮合条件：；mmm212121根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见下表 表 3-1 齿轮齿条的主要参数名称齿轮齿条齿数 Z622模数 Mn2.52.5压力角n2020螺旋角121122变位系数 Xn00 - 24 - 齿轮：3 .15cos/11zmdn齿顶高ah齿轮 ：5 . 2*11nnaamxhh齿条：5 . 2*22naamhh齿根高fh齿轮：125. 3*1*21nnafmxchh齿条：125. 3*2*12nafmchh齿全高齿轮：625. 5111fahhh齿条：625. 52221fahhh齿顶圆ad齿轮：3 .202111aahdd齿根圆fd齿轮05. 92111ffhdd基圆直径hd由41.20cos/tnttgtg得齿轮：34.14cos*11tbdd表 3-2齿轮齿条的结构尺寸名称齿轮齿条分度圆直径1d15.3齿顶高ah2.52.5齿根高fh3.1253.125齿全高5.6255.625齿顶圆ad20.3 - 25 - 齿根圆fd9.05基圆直径bd14.34齿宽4020（4）齿条的强度计算图 3-4 齿轮齿条的啮合 1-齿轮，2-齿条在本设计中，选取转向器输入端施加的扭矩 T=2Nm,齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小，计算齿轮手力时，可不予考虑。齿轮齿条的受力状况类似于斜齿轮，齿条的受力分析如图 3-5 所示。图 3-5 齿条的受力分析作用于齿条齿面上的法向力 Fn，垂直于齿面，将 Fn 分解成沿齿条径向的分力（径向力）Fr，沿齿轮周向的分力（切向力）Ft，沿齿轮轴向的分力（轴向力）Fx。各力的大小为： - 26 - dTFt/21cos/*ntrtgFF 1*tgFFtx1cos*cos/ntnFF 齿轮轴分度圆螺旋角 （由表一查得）法面压力角 （由表 1 查得）n齿轮轴受到的切向力：NdTFt44.261/2T作用在输入轴上的扭矩，T 取 2Nm。d 齿轮轴分度圆的直径齿条齿面的法向力： NFFntn20.759cos*cos/1齿条牙齿受到的切向力：NFFnnxt82.309cos*齿条杆部受到的力NFFxt44.261cos*2（5）齿条杆部受拉力的强度计算齿条牙齿的单齿弯曲应力：210*/*6sbhFxtF式中：齿条齿面切向力xtF b 危险截面处沿齿长方向齿宽 齿条计算齿高1h S 危险截面齿厚从上面条件可以计算出齿条牙齿弯曲应力：22210/36.5216. 3*20/625. 5*82.309*6*/*6mmNsbhFxtF上式计算中只按啮合的情况计算的，即所有外力都作用在一个齿上了，实际上齿轮齿条的总重合系数是 2.63（理论计算值） ，在啮合过程中至少有 2 个齿同时参加啮合，因此每个齿的弯曲应力应分别降低一倍。 - 27 - 2001/18.262/mmNFF齿条的材料选择的是 45 号钢，因此；抗拉强度（没有考虑热处理对强度的影响） 。2/690mmNb齿部弯曲安全系数3 .26/01FbS因此，齿条设计满足弯曲疲劳强度设计要求。又满足了齿面接触强度，符合本次设计的具体要求。(6)小齿轮的强度计算 齿面接触疲劳强度计算计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力时，推导计算公式的出发点和直齿圆柱齿轮相似，但要考虑其以下特点：啮合的接触线是倾斜的，有利于提高接触强度；重合度大，传动平稳。齿轮的计算载荷 为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度的平均载荷 P（单位为 N/mm）为LFPnFn作用在齿面接触线上的法向载荷L沿齿面的接触线长，单位 mm法向载荷 Fn 为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基于节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度是，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算 Pca(单位 N/mm)进行计算。即LFKKPPncaK载荷系数载荷系数 K 包括：使用系数,动载荷系数，齿间载荷分配系数及齿向载AKvKK荷分布数，即KKKKKKVA使用系数AK是考虑齿轮啮合时外部领接装置引起的附加动载荷影响的系数。0 . 1AK - 28 - 动载荷系数vK齿轮传动制造和装配误差是不可避免的额，齿轮受载后还要发生弹性变形，因此引入动载系数。0 . 1vK齿间载荷系数K齿轮的制造精度 7 级精度2 . 1HK齿向荷分配系数K由于小齿轮做悬臂布置，查表机械设计手册 10-7 得，齿宽系数，取6 . 04 . 0d5 . 0d34. 110*23. 06 . 0118. 012. 132bKdH所以载荷系数=1*1*1.2*1.34=1.6HHVAKKKKK 斜齿轮传动的端面重合度2 . 0tan*318. 0/sin1zmbdn在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度如下：LFKKPPnca因为1cosbL 1cos*cos/ntnFF 65. 73 .155 . 01dbd所以7.65/0.2/0.67=408N/mm/44.261*6 . 1costtncabKFLFKP可以认为一对斜齿圆柱齿轮啮合相当于他们的当量直齿轮啮合，利用赫兹公式，代入当量直齿轮的有关参数后，得到斜齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度校核公式：HtHEatttbHbdKFZZbdKFE 1*1*cos*sincos2*1111121式中； - 29 - 弹性系数EZ222121111EEZE主动小齿轮选用 20CrMo 制造，根据材料选取，均为 0.3，,都为合金钢，121E2E取 189.8MPa求得7 . 5EZ节点区域系数HZ24. 2cos*sincos2ttbHZ齿轮与齿条的传动比 u,u 趋近于无穷则11uu所以MPaH97.53小齿轮接触疲劳强度极限MPaH10001lim应力循环次数5102N所以1 . 1HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，可得MPaSKHHNH110010001 . 1lim接触疲劳寿命系数HNK由此可得 HH所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。(7) 齿轮齿根弯曲疲劳强度计算齿轮受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂最大，但力并不是最大，因此弯矩不是最大。根据分析，齿根所受的最大弯矩发生在齿轮啮合点位于单对齿啮合最高点。因此，齿根弯曲强度也应该按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。 - 30 - 斜齿轮啮合过程中，接触线和危险截面位置在不断的变化，要精确计算其齿根应力是很难的，只能近似的按法面上的当量直齿圆柱齿轮来计算其齿根应力。将当量齿轮有关参数代入直齿圆柱齿轮的弯曲强度计算公式，考虑螺旋角使接触线倾斜对弯曲强度有利的影响而引入螺旋角系数，可得到斜齿圆柱齿轮的弯曲疲劳Y强度计算校核公式： FnSaFatFbmYYYKF 齿间载荷分配系数2 . 1FK齿向载荷分配系数33. 1FK载荷系数56. 13 . 12 . 111FFVAKKKKK齿形系数41. 3FY校正系数4 . 1SY螺旋角系数75. 0Y校核齿根弯曲强度MPabmYYYKFnSaFatF78.3812 . 05 . 265. 775. 04 . 141. 344.26156. 1弯曲强度最小安全系数5 . 1minFS计算弯曲疲劳许用应力 minFFEFNFSK弯曲疲劳寿命系数FNK5 . 1FNK可得， MPaSKFFEFNF10005 . 110005 . 1min所以 FF因此，本设计满足小齿轮的齿面接触疲劳强度又满足了小齿轮的弯曲疲劳强度，符合设计要求。综上所述，齿轮齿条式转向器的设计满足设计的强度要求。 - 31 - 3
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