齿轮齿条转向器设计【含CAD图纸、说明书】
1目录第 1 章 转向器的总体结构设计 11.1 转向器类型的选择 11.2 计算载荷的确定 11.2.1 转向力矩的计算 .21.2.2 转向器传动比的计算 .21.2.3 作用在转向盘上的力 .31.2.4 转向横拉杆的计算 .31.2.5 主动齿轮轴的计算 .41.3 齿轮齿条的设计计算 41.3.1 齿轮齿条式转向器的设计要求 .41.3.2 齿轮齿条转向器部件设计 .41.4 转向器的材料选择及强度校核 6第 2 章 转向器的主要零部件结构设计 82.1 转向器的受力分析 .82.2 齿轮轴的设计计算 92.3 齿轮轴的强度校核 11第 3 章 转向工况校核与验算 143.1 选择材料 .143.2 计算弹簧丝直径 143.3 稳定性验算 .15第 4 章 转向器其他附件的选择 174.1 轴承的选择 .174.2 润滑方式的确定 174.3 密封结构的确定 1821 转向器的总体结构设计1.1 转向器类型的选择汽车转向系可按转向能源的不同分为机械式转向系和动力转向系两大类。汽车转向器是用来保持或改变汽车行驶方向的机构,在汽车转向行驶时,还要保证各转向轮之间有协调的转角关系。驾驶员通过操纵转向系统,使汽车保持直线或转弯运动状态,或者上述两种运动状态相互转换。机械转向系的能量来源是人力,所有传力件都是机械的,由转向操纵机构、转向器、转向传动机构三大部分组成。其中转向器是将操纵机构的旋转运动变为传动机构的直线运动的机构,是转向系的核心部件。转向器按结构形式可分为多种类型。历史上曾出现过许多种形式的转向器,目前较常用的有齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式、循环球-齿条齿扇式、循环球曲柄指销式、蜗杆滚轮式等。其中第二、第四种分别是第一、第三种的变形形式,而蜗杆滚轮式则更少见。如果按照助力形式,又可以分为机械式(无助力),和动力式(有助力)两种,其中动力转向器又可以分为气压动力式、液压动力式、电动助力式、电液助力式等种类通过对不同形式的转向器对比,最终选择采用齿轮齿条式转向器。1.2 计算载荷的确定为了保证行驶安全,组成转向系的各零件应有足够的强度。欲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的阻力,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阻力等。表 3.1 设计的基本参数名称 轴距 L 前轮距 L1 后轮距 L2 方向盘直径数值 2750mm 1425mm 1435mm 380mm名称 整车质量 轮胎气压 转弯半径 最小离地间隙数值 1325kg 200KPa 5000mm 170mm1.2.1 转向力矩的计算 mN4.5931=.01237.=1pGfMR(1.1)其中式中:3f轮胎和路面间的滑动摩擦因数,一般取 f=0.7;G1转向轴负荷,G 1=10902.5N,单位为 N;P轮胎气压,P=0.2MPa ,单位为 MPa。1.2.2 转向器传动比的计算转向系的传动比由转向系的角传动比 i和转向系的力传动比 ip 组成从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力 2Fw 与作用在方向盘上的手力Fh 之比称为力传动比 ip。方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比称为转向系角传动比 i.它又由转向器传动比 io 转向传动装置角传动比 ip 所组成 5.0=27sinRL=33.3799975.0142537.33cos5000 2750costan BRL=44.73 1.6.7821.3605KWi式中:L汽车轴距, L=2750,单位为 mm;R汽车最小转弯半径,R=5000,单位为 mm;B前轮轮距,B=1425,单位为 mm;W转向盘转角(速度), W=1260;K转向轮转角(速度), K=78.1;i转向器传动比,i =16.1。4图 1.1 转向原理图1.2.3 作用在转向盘上的力(1.2)式中:L1转向摇臂长,单位为 mm;MR原地转向阻力矩, MR=593951.4Nmm;L2转向节臂长,单位为 mm;DSW转向盘直径,D SW =380mm;i转向器角传动比,i =16.1;+转向器正效率, +=0.9。因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂,故 L1、L 2 不代入数值。NDLMFSWR 74.2159.0163852ih 51.2.4 转向横拉杆的计算 4.678m10261.095.343aMdR(1.3)式中:a=L2;=216MPa MR=593.95Nm取 dmin=15mm1.2.5 主动齿轮轴的计算 m9.101406.25162max Mn(1.4)式中:=140MPa取 dmin=18mm1.3 齿轮齿条的设计计算1.3.1 齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条式转向器若用直齿圆柱齿轮则会使运转平稳性降低、冲击大、噪声增加。齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数 m 的取值范围多在 2-3mm之间,主动小齿轮齿数 z 多数在 5-7 个齿范围变化,压力角 =20,齿轮螺旋角 的取值范围多在 9-15之间。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时,相应地齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿条压力角,对现有结构在 12-35范围内变化。此外,设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。主动小齿轮选用 16MnCr5 或 15CrNi6 材料制造,而齿条常采用 45 钢制造。为减轻质量,壳体用铝合金压铸。1.3.2 齿轮齿条转向器部件设计1.齿轮 10: 齿轮是一只切有齿形的轴。它安装在转向器壳体上并使其齿与齿条上的齿相啮合。齿轮齿条上的齿可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴上端与转向柱内的转向轴相连。因此,转向盘的旋转使齿条横向移动已操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。6(1)选择齿轮类型根据齿轮传动的工作条件,选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动方案(2)选择齿轮传动精度等级选用 7 级精度(3)初选参数如下表所示表 1.2 齿轮的设计参数设计名称 计算公式 计算结果模数 mn1 - mn1=2.5齿数 Z1 - Z1=6压力角 1 - 1=20螺旋角 - =10斜齿圆柱齿轮直径 d cos1zmdnd=15.23mm2.齿条 11:齿条是在金属壳体内来回滑动的,加工有齿形的金属条。转向器壳体是安装在前横梁或前围板的固定位置上的。齿条代替梯形转向杆系的摇杆和转向摇臂,并保证转向横拉杆在适当的高度以使他们与悬架下摆臂平行。齿条可以比作是梯形转向杆系的转向直拉杆。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆,使前轮转向。相互啮合的齿轮的齿距 P1=mn1cos1 和齿条的齿距 P2=mn2cos2 必须相等。即 mn1cos1=mn2cos2计算出齿条的压力角为: 2=20 5.90cos5.cos22 nmLZ(1.5)式中:L齿条行程, 95mm;mn2齿条模数,2.5;2齿条压力角, 2=20。取:Z 2=317齿轮直径:d=m n1Z1/cos=15.23mm取齿宽系数: d=1.2齿宽:b= dd=18.3mm所以齿条宽 b2 取:20mm,即:b 2=20mm齿轮宽:b 1=b2+10=30mm,即:b 1=30mm1.4 转向器的材料选择及强度校核1选择齿轮齿条材料、热处理方式及计算许用应力(1)选择材料及热处理方式齿轮:40Cr C-N 共渗淬火、回火 4353HRC齿条:45 钢 调质处理 229286HBS(2)确定许用应力limHNSZ(1.6)liFTY(1.7)1)确定 Hlim 和 Flim经查机械设计手册得:Hlim=1500MPaFlim=300MPa2)确定寿命系数 ZN、Y N 经查机械设计手册得:ZN=1.4(接触次数取 8106 次)YN=1(接触次数取 8106 次)3)计算许用应力取:S Hlim=1,S Flim=1.4MPa2104.15limHNSZ(1.8) 经查机械设计手册得:应力修正系数:Y ST=28 MPa57.428.130limFNSTY(1.9) 2.强度校核1)校核齿轮接触疲劳强度:选取参数,按 ME 级质量要求取值经查机械设计手册得:Hlim=1500MPaSHlim=1ZN=1.4(接触次数取 8106 次)MPa2104.15limHS(1.10)经查机械设计手册得:齿轮使用系数:K A=1.35齿轮动载系数:K V=1.05齿轮齿向载荷分布系数:K =1.12齿轮齿间载荷分配系数:K =1.0K= KAKVKK=1.351.051.121.0=1.5876 (1.11)转矩:TZ=FhL2=2050.16=32.8Nm=32800 Nm m (1.12)齿面接触疲劳强度校核:HZHBuKbdT 121(1.13)式中:ZE材料弹性系数, ZE =189.8(由机械设计手册查得)ZH节点区域系数, ZH =2.15(由机械设计手册 查得)Z重合度系数,Z =0.94(计算 =1.165, =0.55 由机械设计手册查得)Z螺旋角系数, Z=0.99(由机械设计手册查得)u齿轮传动比,u =20:6=10/39得: MPa7.189645.13280769.0415.289 3HH =1896.7MPa H=2100 MPa 故齿轮接触疲劳强度满足要求。2)齿轮弯曲疲劳强度校核:经查机械设计手册得:F=428.57MPaSFlim=1.4YST=2YN=1(接触次数取 8106 次) MPa57.428.30limFST(1.14)FnZSdbKY1(1.15)式中:YF外齿轮的齿形系数,Y F =2.8(由机械设计手册查得)YS外齿轮齿根应力修正系数,Y S =1.5(由 机械设计手册查得)Y螺旋角系数, Y=0.9(由机械设计手册查得)Y重合度系数,Y =0.75(由机械设计手册查得) 1F2dbmKTYnZSMPa6.3245.308076.5.90.182 F =332.6MPa F=428.57MPa 故齿轮弯曲疲劳强度符合要求。10第 2 章 转向器的主要零部件结构设计齿轮轴指支承转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。一般为金属圆杆状,各段可以有不同的直径。机器中作回转运动的零件就装在轴上。2.1 转向器的受力分析若略去齿面间的摩擦力,则作用与节点上的法向力 Fa 可以分解为径向力 Fr 和分力 F,分力 F 又可以分为圆周力 Ft 和轴向力 Fa。受力分析如图 2.2 所示:计算力如下:Ft=2TZ/d1=232800/15.23=4307.29N (2.1)Fr=Fttan/cos=4307.29tan20/cos10=1591.1N (2.2)Fa=Fttan=4307.29tan10=759.49N (2.3)式中:齿轮压力角, =20;齿轮螺旋角, =10;TZ转向盘扭力矩,T Z =32800Nmm;d1齿轮分度圆直径,d 1=15.23mm。2.2 齿轮轴的设计计算经过分析得到:图 2.2 齿轮轴的受力分析图在 XY 平面上, N91.521rRF(2.4)0)27(3.)07(21 RRaF在 XZ 平面上,1121RF(2.5)图 2.3 受力分析图 N29.430721FR解得: 65.121R9.68RF, 903F12图 2.4 轴的弯矩扭矩图图 2.5 齿轮轴的力矩图2.3 齿轮轴的强度校核查得 40Cr 的机械性能:B=750MPa=550MPa-1=350MPa13-1=200MPa=4050MPa由机械设计(第四版)查得:0=1.6-1=560MPasb=1.4s=770MPas=0.70B=525MPa对称循环疲劳极限:-1b=0.41B307.5MPa-1=0.30B=225MPa脉动循环疲劳极限:0b=1.7-1b=522.75MPa0=1.4-1=280MPa等效系数: 1765.075.2320b1- (2.6).801x(2.7)弯曲应力幅: MPa6.15.037Wa(2.8)平均应力幅:m=0扭转切应力: Pa3.48152.3TZW(2.9)扭转切应力和平均应力幅:a=m= =24.3MPa (2.10)查得:应力集中系数:K =1.95,K x=1.48; 表面状态系数:=1.5;14尺寸系数: x=0.98, =0.91;安全系数:设为无限寿命,K N=1 36.158.0791.maKbS(2.11)7.24.398.0514xaNxx(2.12)SSx.2查得许用安全系数S=1.3 ,显然 SS故轴的安全系数校核符合安全标准15第 3 章 转向系统工况校核与验算3.1 选择材料由弹簧工作条件可知,对材料无特殊要求,选用 C 组碳素弹簧钢丝。因弹簧的工作次数小于 104,载荷性质属 II 类,=0.45 B。3.2 计算弹簧丝直径1)选择旋绕比 C取 C=4(查机械设计手册得)2)估算 D2按 D30mm、D 116mm,取 D2=24mm3)计算弹簧丝直径 d m62CDd(3.1)4)计算曲度系数 K 40.15.4(3.2)5)计算弹簧丝的许用应力=0.45B=0.451700=765MPa (3.3)6)计算弹簧丝直径 d m409.675240.16.6.1max KCF(3.4)取 d=6mm1)工作圈数 n 43.18503maxCFGd(3.5)2)总圈数 n1各端丝圈取 116故 n1=n+2=6.53)节距 tT=D2tan (3.6)则 t=20tan6=7.92mm,取 =64)自由高度 H0H0nt+1.5d=4.437.92+1.55=43.59mm (3.7)3.3 稳定性验算高径比 b: 3.5129.05.42Db(3.8)故满足稳定性要求。邻圈间隙 :=t-d=7.92-5=2.92mm (3.9)弹簧单圈的最大变形量: m81.43.maxn(3.10)故在最大载荷作用下仍留有间隙 1:1=2.92-1.81=1.110.1d (3.11)弹簧外径 D:D=D2+d=24+5=29mm (3.12)弹簧内径 D1:D1= D2-d=24-5=19mm (3.13)s=1.25=1.25765=956.25MPa (3.14)弹簧的极限载荷 Flim: N16704.82591.32 CKdsiml(3.15)弹簧的安装载荷 Fmin:Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N (3.16)弹簧刚度 Cs:17mN35.1764.6803 nCGds(3.17)安装变形量 min: 20.735.169minisF(3.18)安装高度 H1:H1= H0-min=42.59-7.20=35.39mm (3.19)工作高度 H2:H2= H0-max=42.59-8=34.59mm (3.20)极限高度 H3:H3= H0-lim=42.59-9.47=33.12mm (3.21)18第 4 章 转向器其他附件的选择4.1 轴承的选择查机械工程及自动化简明设计手册 :轴承选择滚针轴承 NA4901 和深沟球轴承 6203 两个型号:轴承 NA4901,滚针轴承,内径 d=12mm,外径 D=26mm,宽 B=13mm,基本额定动载荷 Cr=9.6kN,基本额定静负荷 Cor=10.8kN,极限转速 19000r/min。轴承 6202,深沟球轴承,内径 d=17mm,外径 D=35mm,宽 B=11mm,基本额定动载荷 Cr=9.58kN,基本额定静负荷 Cor=4.78kN,极限转速 20000r/min。4.2 润滑方式的确定转向器的润滑方式:人工定期润滑润滑脂:石墨钙基润滑脂(ZBE36002-88)中的 ZG-S 润滑脂。密封类型的选择密封件:旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 138711992.滚动轴承的润滑:滚动轴承可以用润滑脂或润滑油来润滑。试验说明,在速度较低时,用润滑脂比用润滑油温升低;速度较高时,用润滑油较好。一般情况下,判断的指标是速度因数dn。d 为轴承内径(mm),n 为转速(r/min) 。各种滚动轴承适用脂润滑或油润滑,油润滑适用什么样的润滑方式的 dn 值,可以查机床设计手册。(1)脂润滑 12脂润滑可用于 dn 值较低,又不需要冷却的场合。脂润滑的结构比较简单,不存在漏油问题。使用润滑脂进行润滑,润滑脂的充填量不宜过多,不能把轴承填满。否则将引起轴承发热并把脂熔化流出,润滑效果将适得其反。另外填充油脂时不要用手抹(因手上有汗,会腐蚀轴承),应该用针筒注入,使滚道和每个滚动体都粘上脂。(2)油润滑 13油润滑适用一切转速,既可以起润滑作用,又能起冲洗降温作用。润滑油的粘度,是随油温的升高而降低的。为了保证滚动体与滚动道接触面内有足够强度的油膜,应使润滑油在轴承工作温度下的粘度为 12-23cst。转速越高,粘度应越低;负荷越重,粘度应越高。如果轴系结构中使用普通轴承,而且轴系运行速度不是很高,润滑一般采用油浴方式;对于精度较高的设备,要求使用精密轴承,建议使用滴油或循环方式供19油润滑,因为采用这两种润滑方式,可以对润滑油进行更好的过滤,减少赃物进入轴承,同时这两种润滑方式可以使润滑油充分散热,可以更好使轴承降温。4.3 密封结构的确定系统中的密封结构,对于油润滑的轴承结构来说,为的是防止润滑油外漏和灰尘屑末切削液等进入;对于脂润滑的轴承结构来说,由于脂不会外泄,主要是防止上述外物。脂润滑的结构对防止外物进入的要求高些。因此对于密封结构的设计主要是考虑防漏和外物的侵入。 润滑油的防漏主要靠疏导,同时也要设计合理的结构。由于角接触轴承有泵油作用,而轴承一般是背靠背安装,所以主轴箱和端盖之间要有回油通道,以便润滑和防漏。甩油环密封结构,在工作时就能起到防漏和疏导作用。润滑油经轴承后,向右经螺母外流。螺母的外圆有锯齿形环槽。主轴旋转时将油泵向压盖内的空腔,然后经回油孔流回主轴箱。锯齿的方向应逆着油流的方向。环形槽应有 2-3 条。回油孔直径应尽量大一些。201目录第 1 章 转向器的总体结构设计 11.1 转向器类型的选择 11.2 计算载荷的确定 11.2.1 转向力矩的计算 .21.2.2 转向器传动比的计算 .21.2.3 作用在转向盘上的力 .31.2.4 转向横拉杆的计算 .31.2.5 主动齿轮轴的计算 .41.3 齿轮齿条的设计计算 41.3.1 齿轮齿条式转向器的设计要求 .41.3.2 齿轮齿条转向器部件设计 .41.4 转向器的材料选择及强度校核 6第 2 章 转向器的主要零部件结构设计 82.1 转向器的受力分析 .82.2 齿轮轴的设计计算 92.3 齿轮轴的强度校核 11第 3 章 转向工况校核与验算 143.1 选择材料 .143.2 计算弹簧丝直径 143.3 稳定性验算 .15第 4 章 转向器其他附件的选择 174.1 轴承的选择 .174.2 润滑方式的确定 174.3 密封结构的确定 1821 转向器的总体结构设计1.1 转向器类型的选择汽车转向系可按转向能源的不同分为机械式转向系和动力转向系两大类。汽车转向器是用来保持或改变汽车行驶方向的机构,在汽车转向行驶时,还要保证各转向轮之间有协调的转角关系。驾驶员通过操纵转向系统,使汽车保持直线或转弯运动状态,或者上述两种运动状态相互转换。机械转向系的能量来源是人力,所有传力件都是机械的,由转向操纵机构、转向器、转向传动机构三大部分组成。其中转向器是将操纵机构的旋转运动变为传动机构的直线运动的机构,是转向系的核心部件。转向器按结构形式可分为多种类型。历史上曾出现过许多种形式的转向器,目前较常用的有齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式、循环球-齿条齿扇式、循环球曲柄指销式、蜗杆滚轮式等。其中第二、第四种分别是第一、第三种的变形形式,而蜗杆滚轮式则更少见。如果按照助力形式,又可以分为机械式(无助力),和动力式(有助力)两种,其中动力转向器又可以分为气压动力式、液压动力式、电动助力式、电液助力式等种类通过对不同形式的转向器对比,最终选择采用齿轮齿条式转向器。1.2 计算载荷的确定为了保证行驶安全,组成转向系的各零件应有足够的强度。欲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的阻力,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阻力等。表 3.1 设计的基本参数名称 轴距 L 前轮距 L1 后轮距 L2 方向盘直径数值 2750mm 1425mm 1435mm 380mm名称 整车质量 轮胎气压 转弯半径 最小离地间隙数值 1325kg 200KPa 5000mm 170mm1.2.1 转向力矩的计算 mN4.5931=.01237.=1pGfMR(1.1)其中式中:3f轮胎和路面间的滑动摩擦因数,一般取 f=0.7;G1转向轴负荷,G 1=10902.5N,单位为 N;P轮胎气压,P=0.2MPa ,单位为 MPa。1.2.2 转向器传动比的计算转向系的传动比由转向系的角传动比 i和转向系的力传动比 ip 组成从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力 2Fw 与作用在方向盘上的手力Fh 之比称为力传动比 ip。方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比称为转向系角传动比 i.它又由转向器传动比 io 转向传动装置角传动比 ip 所组成 5.0=27sinRL=33.3799975.0142537.33cos5000 2750costan BRL=44.73 1.6.7821.3605KWi式中:L汽车轴距, L=2750,单位为 mm;R汽车最小转弯半径,R=5000,单位为 mm;B前轮轮距,B=1425,单位为 mm;W转向盘转角(速度), W=1260;K转向轮转角(速度), K=78.1;i转向器传动比,i =16.1。4图 1.1 转向原理图1.2.3 作用在转向盘上的力(1.2)式中:L1转向摇臂长,单位为 mm;MR原地转向阻力矩, MR=593951.4Nmm;L2转向节臂长,单位为 mm;DSW转向盘直径,D SW =380mm;i转向器角传动比,i =16.1;+转向器正效率, +=0.9。因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂,故 L1、L 2 不代入数值。NDLMFSWR 74.2159.0163852ih 51.2.4 转向横拉杆的计算 4.678m10261.095.343aMdR(1.3)式中:a=L2;=216MPa MR=593.95Nm取 dmin=15mm1.2.5 主动齿轮轴的计算 m9.101406.25162max Mn(1.4)式中:=140MPa取 dmin=18mm1.3 齿轮齿条的设计计算1.3.1 齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条式转向器若用直齿圆柱齿轮则会使运转平稳性降低、冲击大、噪声增加。齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数 m 的取值范围多在 2-3mm之间,主动小齿轮齿数 z 多数在 5-7 个齿范围变化,压力角 =20,齿轮螺旋角 的取值范围多在 9-15之间。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时,相应地齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿条压力角,对现有结构在 12-35范围内变化。此外,设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。主动小齿轮选用 16MnCr5 或 15CrNi6 材料制造,而齿条常采用 45 钢制造。为减轻质量,壳体用铝合金压铸。1.3.2 齿轮齿条转向器部件设计1.齿轮 10: 齿轮是一只切有齿形的轴。它安装在转向器壳体上并使其齿与齿条上的齿相啮合。齿轮齿条上的齿可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴上端与转向柱内的转向轴相连。因此,转向盘的旋转使齿条横向移动已操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。6(1)选择齿轮类型根据齿轮传动的工作条件,选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动方案(2)选择齿轮传动精度等级选用 7 级精度(3)初选参数如下表所示表 1.2 齿轮的设计参数设计名称 计算公式 计算结果模数 mn1 - mn1=2.5齿数 Z1 - Z1=6压力角 1 - 1=20螺旋角 - =10斜齿圆柱齿轮直径 d cos1zmdnd=15.23mm2.齿条 11:齿条是在金属壳体内来回滑动的,加工有齿形的金属条。转向器壳体是安装在前横梁或前围板的固定位置上的。齿条代替梯形转向杆系的摇杆和转向摇臂,并保证转向横拉杆在适当的高度以使他们与悬架下摆臂平行。齿条可以比作是梯形转向杆系的转向直拉杆。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆,使前轮转向。相互啮合的齿轮的齿距 P1=mn1cos1 和齿条的齿距 P2=mn2cos2 必须相等。即 mn1cos1=mn2cos2计算出齿条的压力角为: 2=20 5.90cos5.cos22 nmLZ(1.5)式中:L齿条行程, 95mm;mn2齿条模数,2.5;2齿条压力角, 2=20。取:Z 2=317齿轮直径:d=m n1Z1/cos=15.23mm取齿宽系数: d=1.2齿宽:b= dd=18.3mm所以齿条宽 b2 取:20mm,即:b 2=20mm齿轮宽:b 1=b2+10=30mm,即:b 1=30mm1.4 转向器的材料选择及强度校核1选择齿轮齿条材料、热处理方式及计算许用应力(1)选择材料及热处理方式齿轮:40Cr C-N 共渗淬火、回火 4353HRC齿条:45 钢 调质处理 229286HBS(2)确定许用应力limHNSZ(1.6)liFTY(1.7)1)确定 Hlim 和 Flim经查机械设计手册得:Hlim=1500MPaFlim=300MPa2)确定寿命系数 ZN、Y N 经查机械设计手册得:ZN=1.4(接触次数取 8106 次)YN=1(接触次数取 8106 次)3)计算许用应力取:S Hlim=1,S Flim=1.4MPa2104.15limHNSZ(1.8) 经查机械设计手册得:应力修正系数:Y ST=28 MPa57.428.130limFNSTY(1.9) 2.强度校核1)校核齿轮接触疲劳强度:选取参数,按 ME 级质量要求取值经查机械设计手册得:Hlim=1500MPaSHlim=1ZN=1.4(接触次数取 8106 次)MPa2104.15limHS(1.10)经查机械设计手册得:齿轮使用系数:K A=1.35齿轮动载系数:K V=1.05齿轮齿向载荷分布系数:K =1.12齿轮齿间载荷分配系数:K =1.0K= KAKVKK=1.351.051.121.0=1.5876 (1.11)转矩:TZ=FhL2=2050.16=32.8Nm=32800 Nm m (1.12)齿面接触疲劳强度校核:HZHBuKbdT 121(1.13)式中:ZE材料弹性系数, ZE =189.8(由机械设计手册查得)ZH节点区域系数, ZH =2.15(由机械设计手册 查得)Z重合度系数,Z =0.94(计算 =1.165, =0.55 由机械设计手册查得)Z螺旋角系数, Z=0.99(由机械设计手册查得)u齿轮传动比,u =20:6=10/39得: MPa7.189645.13280769.0415.289 3HH =1896.7MPa H=2100 MPa 故齿轮接触疲劳强度满足要求。2)齿轮弯曲疲劳强度校核:经查机械设计手册得:F=428.57MPaSFlim=1.4YST=2YN=1(接触次数取 8106 次) MPa57.428.30limFST(1.14)FnZSdbKY1(1.15)式中:YF外齿轮的齿形系数,Y F =2.8(由机械设计手册查得)YS外齿轮齿根应力修正系数,Y S =1.5(由 机械设计手册查得)Y螺旋角系数, Y=0.9(由机械设计手册查得)Y重合度系数,Y =0.75(由机械设计手册查得) 1F2dbmKTYnZSMPa6.3245.308076.5.90.182 F =332.6MPa F=428.57MPa 故齿轮弯曲疲劳强度符合要求。10第 2 章 转向器的主要零部件结构设计齿轮轴指支承转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。一般为金属圆杆状,各段可以有不同的直径。机器中作回转运动的零件就装在轴上。2.1 转向器的受力分析若略去齿面间的摩擦力,则作用与节点上的法向力 Fa 可以分解为径向力 Fr 和分力 F,分力 F 又可以分为圆周力 Ft 和轴向力 Fa。受力分析如图 2.2 所示:计算力如下:Ft=2TZ/d1=232800/15.23=4307.29N (2.1)Fr=Fttan/cos=4307.29tan20/cos10=1591.1N (2.2)Fa=Fttan=4307.29tan10=759.49N (2.3)式中:齿轮压力角, =20;齿轮螺旋角, =10;TZ转向盘扭力矩,T Z =32800Nmm;d1齿轮分度圆直径,d 1=15.23mm。2.2 齿轮轴的设计计算经过分析得到:图 2.2 齿轮轴的受力分析图在 XY 平面上, N91.521rRF(2.4)0)27(3.)07(21 RRaF在 XZ 平面上,1121RF(2.5)图 2.3 受力分析图 N29.430721FR解得: 65.121R9.68RF, 903F12图 2.4 轴的弯矩扭矩图图 2.5 齿轮轴的力矩图2.3 齿轮轴的强度校核查得 40Cr 的机械性能:B=750MPa=550MPa-1=350MPa13-1=200MPa=4050MPa由机械设计(第四版)查得:0=1.6-1=560MPasb=1.4s=770MPas=0.70B=525MPa对称循环疲劳极限:-1b=0.41B307.5MPa-1=0.30B=225MPa脉动循环疲劳极限:0b=1.7-1b=522.75MPa0=1.4-1=280MPa等效系数: 1765.075.2320b1- (2.6).801x(2.7)弯曲应力幅: MPa6.15.037Wa(2.8)平均应力幅:m=0扭转切应力: Pa3.48152.3TZW(2.9)扭转切应力和平均应力幅:a=m= =24.3MPa (2.10)查得:应力集中系数:K =1.95,K x=1.48; 表面状态系数:=1.5;14尺寸系数: x=0.98, =0.91;安全系数:设为无限寿命,K N=1 36.158.0791.maKbS(2.11)7.24.398.0514xaNxx(2.12)SSx.2查得许用安全系数S=1.3 ,显然 SS故轴的安全系数校核符合安全标准15第 3 章 转向系统工况校核与验算3.1 选择材料由弹簧工作条件可知,对材料无特殊要求,选用 C 组碳素弹簧钢丝。因弹簧的工作次数小于 104,载荷性质属 II 类,=0.45 B。3.2 计算弹簧丝直径1)选择旋绕比 C取 C=4(查机械设计手册得)2)估算 D2按 D30mm、D 116mm,取 D2=24mm3)计算弹簧丝直径 d m62CDd(3.1)4)计算曲度系数 K 40.15.4(3.2)5)计算弹簧丝的许用应力=0.45B=0.451700=765MPa (3.3)6)计算弹簧丝直径 d m409.675240.16.6.1max KCF(3.4)取 d=6mm1)工作圈数 n 43.18503maxCFGd(3.5)2)总圈数 n1各端丝圈取 116故 n1=n+2=6.53)节距 tT=D2tan (3.6)则 t=20tan6=7.92mm,取 =64)自由高度 H0H0nt+1.5d=4.437.92+1.55=43.59mm (3.7)3.3 稳定性验算高径比 b: 3.5129.05.42Db(3.8)故满足稳定性要求。邻圈间隙 :=t-d=7.92-5=2.92mm (3.9)弹簧单圈的最大变形量: m81.43.maxn(3.10)故在最大载荷作用下仍留有间隙 1:1=2.92-1.81=1.110.1d (3.11)弹簧外径 D:D=D2+d=24+5=29mm (3.12)弹簧内径 D1:D1= D2-d=24-5=19mm (3.13)s=1.25=1.25765=956.25MPa (3.14)弹簧的极限载荷 Flim: N16704.82591.32 CKdsiml(3.15)弹簧的安装载荷 Fmin:Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N (3.16)弹簧刚度 Cs:17mN35.1764.6803 nCGds(3.17)安装变形量 min: 20.735.169minisF(3.18)安装高度 H1:H1= H0-min=42.59-7.20=35.39mm (3.19)工作高度 H2:H2= H0-max=42.59-8=34.59mm (3.20)极限高度 H3:H3= H0-lim=42.59-9.47=33.12mm (3.21)18第 4 章 转向器其他附件的选择4.1 轴承的选择查机械工程及自动化简明设计手册 :轴承选择滚针轴承 NA4901 和深沟球轴承 6203 两个型号:轴承 NA4901,滚针轴承,内径 d=12mm,外径 D=26mm,宽 B=13mm,基本额定动载荷 Cr=9.6kN,基本额定静负荷 Cor=10.8kN,极限转速 19000r/min。轴承 6202,深沟球轴承,内径 d=17mm,外径 D=35mm,宽 B=11mm,基本额定动载荷 Cr=9.58kN,基本额定静负荷 Cor=4.78kN,极限转速 20000r/min。4.2 润滑方式的确定转向器的润滑方式:人工定期润滑润滑脂:石墨钙基润滑脂(ZBE36002-88)中的 ZG-S 润滑脂。密封类型的选择密封件:旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 138711992.滚动轴承的润滑:滚动轴承可以用润滑脂或润滑油来润滑。试验说明,在速度较低时,用润滑脂比用润滑油温升低;速度较高时,用润滑油较好。一般情况下,判断的指标是速度因数dn。d 为轴承内径(mm),n 为转速(r/min) 。各种滚动轴承适用脂润滑或油润滑,油润滑适用什么样的润滑方式的 dn 值,可以查机床设计手册。(1)脂润滑 12脂润滑可用于 dn 值较低,又不需要冷却的场合。脂润滑的结构比较简单,不存在漏油问题。使用润滑脂进行润滑,润滑脂的充填量不宜过多,不能把轴承填满。否则将引起轴承发热并把脂熔化流出,润滑效果将适得其反。另外填充油脂时不要用手抹(因手上有汗,会腐蚀轴承),应该用针筒注入,使滚道和每个滚动体都粘上脂。(2)油润滑 13油润滑适用一切转速,既可以起润滑作用,又能起冲洗降温作用。润滑油的粘度,是随油温的升高而降低的。为了保证滚动体与滚动道接触面内有足够强度的油膜,应使润滑油在轴承工作温度下的粘度为 12-23cst。转速越高,粘度应越低;负荷越重,粘度应越高。如果轴系结构中使用普通轴承,而且轴系运行速度不是很高,润滑一般采用油浴方式;对于精度较高的设备,要求使用精密轴承,建议使用滴油或循环方式供19油润滑,因为采用这两种润滑方式,可以对润滑油进行更好的过滤,减少赃物进入轴承,同时这两种润滑方式可以使润滑油充分散热,可以更好使轴承降温。4.3 密封结构的确定系统中的密封结构,对于油润滑的轴承结构来说,为的是防止润滑油外漏和灰尘屑末切削液等进入;对于脂润滑的轴承结构来说,由于脂不会外泄,主要是防止上述外物。脂润滑的结构对防止外物进入的要求高些。因此对于密封结构的设计主要是考虑防漏和外物的侵入。 润滑油的防漏主要靠疏导,同时也要设计合理的结构。由于角接触轴承有泵油作用,而轴承一般是背靠背安装,所以主轴箱和端盖之间要有回油通道,以便润滑和防漏。甩油环密封结构,在工作时就能起到防漏和疏导作用。润滑油经轴承后,向右经螺母外流。螺母的外圆有锯齿形环槽。主轴旋转时将油泵向压盖内的空腔,然后经回油孔流回主轴箱。锯齿的方向应逆着油流的方向。环形槽应有 2-3 条。回油孔直径应尽量大一些。201目录第 1 章 转向器的总体结构设计 11.1 转向器类型的选择 11.2 计算载荷的确定 11.2.1 转向力矩的计算 .21.2.2 转向器传动比的计算 .21.2.3 作用在转向盘上的力 .31.2.4 转向横拉杆的计算 .31.2.5 主动齿轮轴的计算 .41.3 齿轮齿条的设计计算 41.3.1 齿轮齿条式转向器的设计要求 .41.3.2 齿轮齿条转向器部件设计 .41.4 转向器的材料选择及强度校核 6第 2 章 转向器的主要零部件结构设计 82.1 转向器的受力分析 .82.2 齿轮轴的设计计算 92.3 齿轮轴的强度校核 11第 3 章 转向工况校核与验算 143.1 选择材料 .143.2 计算弹簧丝直径 143.3 稳定性验算 .15第 4 章 转向器其他附件的选择 174.1 轴承的选择 .174.2 润滑方式的确定 174.3 密封结构的确定 1821 转向器的总体结构设计1.1 转向器类型的选择汽车转向系可按转向能源的不同分为机械式转向系和动力转向系两大类。汽车转向器是用来保持或改变汽车行驶方向的机构,在汽车转向行驶时,还要保证各转向轮之间有协调的转角关系。驾驶员通过操纵转向系统,使汽车保持直线或转弯运动状态,或者上述两种运动状态相互转换。机械转向系的能量来源是人力,所有传力件都是机械的,由转向操纵机构、转向器、转向传动机构三大部分组成。其中转向器是将操纵机构的旋转运动变为传动机构的直线运动的机构,是转向系的核心部件。转向器按结构形式可分为多种类型。历史上曾出现过许多种形式的转向器,目前较常用的有齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式、循环球-齿条齿扇式、循环球曲柄指销式、蜗杆滚轮式等。其中第二、第四种分别是第一、第三种的变形形式,而蜗杆滚轮式则更少见。如果按照助力形式,又可以分为机械式(无助力),和动力式(有助力)两种,其中动力转向器又可以分为气压动力式、液压动力式、电动助力式、电液助力式等种类通过对不同形式的转向器对比,最终选择采用齿轮齿条式转向器。1.2 计算载荷的确定为了保证行驶安全,组成转向系的各零件应有足够的强度。欲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的阻力,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阻力等。表 3.1 设计的基本参数名称 轴距 L 前轮距 L1 后轮距 L2 方向盘直径数值 2750mm 1425mm 1435mm 380mm名称 整车质量 轮胎气压 转弯半径 最小离地间隙数值 1325kg 200KPa 5000mm 170mm1.2.1 转向力矩的计算 mN4.5931=.01237.=1pGfMR(1.1)其中式中:3f轮胎和路面间的滑动摩擦因数,一般取 f=0.7;G1转向轴负荷,G 1=10902.5N,单位为 N;P轮胎气压,P=0.2MPa ,单位为 MPa。1.2.2 转向器传动比的计算转向系的传动比由转向系的角传动比 i和转向系的力传动比 ip 组成从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力 2Fw 与作用在方向盘上的手力Fh 之比称为力传动比 ip。方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比称为转向系角传动比 i.它又由转向器传动比 io 转向传动装置角传动比 ip 所组成 5.0=27sinRL=33.3799975.0142537.33cos5000 2750costan BRL=44.73 1.6.7821.3605KWi式中:L汽车轴距, L=2750,单位为 mm;R汽车最小转弯半径,R=5000,单位为 mm;B前轮轮距,B=1425,单位为 mm;W转向盘转角(速度), W=1260;K转向轮转角(速度), K=78.1;i转向器传动比,i =16.1。4图 1.1 转向原理图1.2.3 作用在转向盘上的力(1.2)式中:L1转向摇臂长,单位为 mm;MR原地转向阻力矩, MR=593951.4Nmm;L2转向节臂长,单位为 mm;DSW转向盘直径,D SW =380mm;i转向器角传动比,i =16.1;+转向器正效率, +=0.9。因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂,故 L1、L 2 不代入数值。NDLMFSWR 74.2159.0163852ih 51.2.4 转向横拉杆的计算 4.678m10261.095.343aMdR(1.3)式中:a=L2;=216MPa MR=593.95Nm取 dmin=15mm1.2.5 主动齿轮轴的计算 m9.101406.25162max Mn(1.4)式中:=140MPa取 dmin=18mm1.3 齿轮齿条的设计计算1.3.1 齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条式转向器若用直齿圆柱齿轮则会使运转平稳性降低、冲击大、噪声增加。齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数 m 的取值范围多在 2-3mm之间,主动小齿轮齿数 z 多数在 5-7 个齿范围变化,压力角 =20,齿轮螺旋角 的取值范围多在 9-15之间。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时,相应地齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿条压力角,对现有结构在 12-35范围内变化。此外,设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。主动小齿轮选用 16MnCr5 或 15CrNi6 材料制造,而齿条常采用 45 钢制造。为减轻质量,壳体用铝合金压铸。1.3.2 齿轮齿条转向器部件设计1.齿轮 10: 齿轮是一只切有齿形的轴。它安装在转向器壳体上并使其齿与齿条上的齿相啮合。齿轮齿条上的齿可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴上端与转向柱内的转向轴相连。因此,转向盘的旋转使齿条横向移动已操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。6(1)选择齿轮类型根据齿轮传动的工作条件,选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动方案(2)选择齿轮传动精度等级选用 7 级精度(3)初选参数如下表所示表 1.2 齿轮的设计参数设计名称 计算公式 计算结果模数 mn1 - mn1=2.5齿数 Z1 - Z1=6压力角 1 - 1=20螺旋角 - =10斜齿圆柱齿轮直径 d cos1zmdnd=15.23mm2.齿条 11:齿条是在金属壳体内来回滑动的,加工有齿形的金属条。转向器壳体是安装在前横梁或前围板的固定位置上的。齿条代替梯形转向杆系的摇杆和转向摇臂,并保证转向横拉杆在适当的高度以使他们与悬架下摆臂平行。齿条可以比作是梯形转向杆系的转向直拉杆。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆,使前轮转向。相互啮合的齿轮的齿距 P1=mn1cos1 和齿条的齿距 P2=mn2cos2 必须相等。即 mn1cos1=mn2cos2计算出齿条的压力角为: 2=20 5.90cos5.cos22 nmLZ(1.5)式中:L齿条行程, 95mm;mn2齿条模数,2.5;2齿条压力角, 2=20。取:Z 2=317齿轮直径:d=m n1Z1/cos=15.23mm取齿宽系数: d=1.2齿宽:b= dd=18.3mm所以齿条宽 b2 取:20mm,即:b 2=20mm齿轮宽:b 1=b2+10=30mm,即:b 1=30mm1.4 转向器的材料选择及强度校核1选择齿轮齿条材料、热处理方式及计算许用应力(1)选择材料及热处理方式齿轮:40Cr C-N 共渗淬火、回火 4353HRC齿条:45 钢 调质处理 229286HBS(2)确定许用应力limHNSZ(1.6)liFTY(1.7)1)确定 Hlim 和 Flim经查机械设计手册得:Hlim=1500MPaFlim=300MPa2)确定寿命系数 ZN、Y N 经查机械设计手册得:ZN=1.4(接触次数取 8106 次)YN=1(接触次数取 8106 次)3)计算许用应力取:S Hlim=1,S Flim=1.4MPa2104.15limHNSZ(1.8) 经查机械设计手册得:应力修正系数:Y ST=28 MPa57.428.130limFNSTY(1.9) 2.强度校核1)校核齿轮接触疲劳强度:选取参数,按 ME 级质量要求取值经查机械设计手册得:Hlim=1500MPaSHlim=1ZN=1.4(接触次数取 8106 次)MPa2104.15limHS(1.10)经查机械设计手册得:齿轮使用系数:K A=1.35齿轮动载系数:K V=1.05齿轮齿向载荷分布系数:K =1.12齿轮齿间载荷分配系数:K =1.0K= KAKVKK=1.351.051.121.0=1.5876 (1.11)转矩:TZ=FhL2=2050.16=32.8Nm=32800 Nm m (1.12)齿面接触疲劳强度校核:HZHBuKbdT 121(1.13)式中:ZE材料弹性系数, ZE =189.8(由机械设计手册查得)ZH节点区域系数, ZH =2.15(由机械设计手册 查得)Z重合度系数,Z =0.94(计算 =1.165, =0.55 由机械设计手册查得)Z螺旋角系数, Z=0.99(由机械设计手册查得)u齿轮传动比,u =20:6=10/39得: MPa7.189645.13280769.0415.289 3HH =1896.7MPa H=2100 MPa 故齿轮接触疲劳强度满足要求。2)齿轮弯曲疲劳强度校核:经查机械设计手册得:F=428.57MPaSFlim=1.4YST=2YN=1(接触次数取 8106 次) MPa57.428.30limFST(1.14)FnZSdbKY1(1.15)式中:YF外齿轮的齿形系数,Y F =2.8(由机械设计手册查得)YS外齿轮齿根应力修正系数,Y S =1.5(由 机械设计手册查得)Y螺旋角系数, Y=0.9(由机械设计手册查得)Y重合度系数,Y =0.75(由机械设计手册查得) 1F2dbmKTYnZSMPa6.3245.308076.5.90.182 F =332.6MPa F=428.57MPa 故齿轮弯曲疲劳强度符合要求。10第 2 章 转向器的主要零部件结构设计齿轮轴指支承转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。一般为金属圆杆状,各段可以有不同的直径。机器中作回转运动的零件就装在轴上。2.1 转向器的受力分析若略去齿面间的摩擦力,则作用与节点上的法向力 Fa 可以分解为径向力 Fr 和分力 F,分力 F 又可以分为圆周力 Ft 和轴向力 Fa。受力分析如图 2.2 所示:计算力如下:Ft=2TZ/d1=232800/15.23=4307.29N (2.1)Fr=Fttan/cos=4307.29tan20/cos10=1591.1N (2.2)Fa=Fttan=4307.29tan10=759.49N (2.3)式中:齿轮压力角, =20;齿轮螺旋角, =10;TZ转向盘扭力矩,T Z =32800Nmm;d1齿轮分度圆直径,d 1=15.23mm。2.2 齿轮轴的设计计算经过分析得到:图 2.2 齿轮轴的受力分析图在 XY 平面上, N91.521rRF(2.4)0)27(3.)07(21 RRaF在 XZ 平面上,1121RF(2.5)图 2.3 受力分析图 N29.430721FR解得: 65.121R9.68RF, 903F12图 2.4 轴的弯矩扭矩图图 2.5 齿轮轴的力矩图2.3 齿轮轴的强度校核查得 40Cr 的机械性能:B=750MPa=550MPa-1=350MPa13-1=200MPa=4050MPa由机械设计(第四版)查得:0=1.6-1=560MPasb=1.4s=770MPas=0.70B=525MPa对称循环疲劳极限:-1b=0.41B307.5MPa-1=0.30B=225MPa脉动循环疲劳极限:0b=1.7-1b=522.75MPa0=1.4-1=280MPa等效系数: 1765.075.2320b1- (2.6).801x(2.7)弯曲应力幅: MPa6.15.037Wa(2.8)平均应力幅:m=0扭转切应力: Pa3.48152.3TZW(2.9)扭转切应力和平均应力幅:a=m= =24.3MPa (2.10)查得:应力集中系数:K =1.95,K x=1.48; 表面状态系数:=1.5;14尺寸系数: x=0.98, =0.91;安全系数:设为无限寿命,K N=1 36.158.0791.maKbS(2.11)7.24.398.0514xaNxx(2.12)SSx.2查得许用安全系数S=1.3 ,显然 SS故轴的安全系数校核符合安全标准15第 3 章 转向系统工况校核与验算3.1 选择材料由弹簧工作条件可知,对材料无特殊要求,选用 C 组碳素弹簧钢丝。因弹簧的工作次数小于 104,载荷性质属 II 类,=0.45 B。3.2 计算弹簧丝直径1)选择旋绕比 C取 C=4(查机械设计手册得)2)估算 D2按 D30mm、D 116mm,取 D2=24mm3)计算弹簧丝直径 d m62CDd(3.1)4)计算曲度系数 K 40.15.4(3.2)5)计算弹簧丝的许用应力=0.45B=0.451700=765MPa (3.3)6)计算弹簧丝直径 d m409.675240.16.6.1max KCF(3.4)取 d=6mm1)工作圈数 n 43.18503maxCFGd(3.5)2)总圈数 n1各端丝圈取 116故 n1=n+2=6.53)节距 tT=D2tan (3.6)则 t=20tan6=7.92mm,取 =64)自由高度 H0H0nt+1.5d=4.437.92+1.55=43.59mm (3.7)3.3 稳定性验算高径比 b: 3.5129.05.42Db(3.8)故满足稳定性要求。邻圈间隙 :=t-d=7.92-5=2.92mm (3.9)弹簧单圈的最大变形量: m81.43.maxn(3.10)故在最大载荷作用下仍留有间隙 1:1=2.92-1.81=1.110.1d (3.11)弹簧外径 D:D=D2+d=24+5=29mm (3.12)弹簧内径 D1:D1= D2-d=24-5=19mm (3.13)s=1.25=1.25765=956.25MPa (3.14)弹簧的极限载荷 Flim: N16704.82591.32 CKdsiml(3.15)弹簧的安装载荷 Fmin:Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N (3.16)弹簧刚度 Cs:17mN35.1764.6803 nCGds(3.17)安装变形量 min: 20.735.169minisF(3.18)安装高度 H1:H1= H0-min=42.59-7.20=35.39mm (3.19)工作高度 H2:H2= H0-max=42.59-8=34.59mm (3.20)极限高度 H3:H3= H0-lim=42.59-9.47=33.12mm (3.21)18第 4 章 转向器其他附件的选择4.1 轴承的选择查机械工程及自动化简明设计手册 :轴承选择滚针轴承 NA4901 和深沟球轴承 6203 两个型号:轴承 NA4901,滚针轴承,内径 d=12mm,外径 D=26mm,宽 B=13mm,基本额定动载荷 Cr=9.6kN,基本额定静负荷 Cor=10.8kN,极限转速 19000r/min。轴承 6202,深沟球轴承,内径 d=17mm,外径 D=35mm,宽 B=11mm,基本额定动载荷 Cr=9.58kN,基本额定静负荷 Cor=4.78kN,极限转速 20000r/min。4.2 润滑方式的确定转向器的润滑方式:人工定期润滑润滑脂:石墨钙基润滑脂(ZBE36002-88)中的 ZG-S 润滑脂。密封类型的选择密封件:旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 138711992.滚动轴承的润滑:滚动轴承可以用润滑脂或润滑油来润滑。试验说明,在速度较低时,用润滑脂比用润滑油温升低;速度较高时,用润滑油较好。一般情况下,判断的指标是速度因数dn。d 为轴承内径(mm),n 为转速(r/min) 。各种滚动轴承适用脂润滑或油润滑,油润滑适用什么样的润滑方式的 dn 值,可以查机床设计手册。(1)脂润滑 12脂润滑可用于 dn 值较低,又不需要冷却的场合。脂润滑的结构比较简单,不存在漏油问题。使用润滑脂进行润滑,润滑脂的充填量不宜过多,不能把轴承填满。否则将引起轴承发热并把脂熔化流出,润滑效果将适得其反。另外填充油脂时不要用手抹(因手上有汗,会腐蚀轴承),应该用针筒注入,使滚道和每个滚动体都粘上脂。(2)油润滑 13油润滑适用一切转速,既可以起润滑作用,又能起冲洗降温作用。润滑油的粘度,是随油温的升高而降低的。为了保证滚动体与滚动道接触面内有足够强度的油膜,应使润滑油在轴承工作温度下的粘度为 12-23cst。转速越高,粘度应越低;负荷越重,粘度应越高。如果轴系结构中使用普通轴承,而且轴系运行速度不是很高,润滑一般采用油浴方式;对于精度较高的设备,要求使用精密轴承,建议使用滴油或循环方式供19油润滑,因为采用这两种润滑方式,可以对润滑油进行更好的过滤,减少赃物进入轴承,同时这两种润滑方式可以使润滑油充分散热,可以更好使轴承降温。4.3 密封结构的确定系统中的密封结构,对于油润滑的轴承结构来说,为的是防止润滑油外漏和灰尘屑末切削液等进入;对于脂润滑的轴承结构来说,由于脂不会外泄,主要是防止上述外物。脂润滑的结构对防止外物进入的要求高些。因此对于密封结构的设计主要是考虑防漏和外物的侵入。 润滑油的防漏主要靠疏导,同时也要设计合理的结构。由于角接触轴承有泵油作用,而轴承一般是背靠背安装,所以主轴箱和端盖之间要有回油通道,以便润滑和防漏。甩油环密封结构,在工作时就能起到防漏和疏导作用。润滑油经轴承后,向右经螺母外流。螺母的外圆有锯齿形环槽。主轴旋转时将油泵向压盖内的空腔,然后经回油孔流回主轴箱。锯齿的方向应逆着油流的方向。环形槽应有 2-3 条。回油孔直径应尽量大一些。20
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