循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計

@姿做籍技譯院機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計題目：循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器專業(yè)：車輛工程班級：姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師：日期：2016年6月1日TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要1第一章緒論課題背景1國內(nèi)外研究現(xiàn)狀2研究的目的及意義2研究內(nèi)容和設(shè)計方法2第二章轉(zhuǎn)向系簡介\o"CurrentDocument"轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡介3轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)4轉(zhuǎn)向器4轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)5第三章轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)設(shè)計轉(zhuǎn)向器效率6傳動比變化特性7主要參數(shù)的選擇9螺桿、鋼球、螺母傳動副設(shè)計11齒條齒扇傳動副設(shè)計14第四章主要零部件校核轉(zhuǎn)向盤受力確定16校核鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力aj17校核齒的彎曲應(yīng)力仃w18齒扇齒接觸應(yīng)力校核19轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定22\o"CurrentDocument"附件23\o"CurrentDocument"總結(jié)26\o"CurrentDocument"參考文獻(xiàn)26應(yīng)大于鋼球半徑d/2,一般取R2=(0.51—0.53)d。在此我們?nèi)L道半徑為R2=0.53d=3.366mm圖2-4圖2-4四段圓弧滾道截面(4)接觸角0鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角稱為接觸角8。日角多取為45°,以使軸向力與徑向力分配均勻。(5)螺距P和螺旋線導(dǎo)程角?0,轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動中角，對應(yīng)螺母移動的距離s為(1-15)式中，P為螺紋螺距。螺距P一般在8?llmnft選取。由表(3-4)得：P取9.525mm導(dǎo)程角q=50?80取?=7°與此同時，齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過的弧長等于s,相應(yīng)搖臂軸轉(zhuǎn)過兒,其間關(guān)系可表示如下：ps=Ppr(1-16)式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。聯(lián)立式1-15),式(1-16)得＜P=空心，將中對上求導(dǎo)得式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。聯(lián)立式循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器角傳動比is為(1-17)2二「(1-17)11-P又「=mz/2根據(jù)表(3-3)有z=13；r=mz/2=4父13/2=26mm轉(zhuǎn)向器的角傳動比b2Pr=2；5；56=17.15由式(2-17)可知，螺距P影響轉(zhuǎn)向器角傳動比的值，在螺距不變的條件下，鋼球直徑d越大，圖(2-6)中的尺寸b越小，要求b=P—d=9.525—6.350=3.175a2.5mm,滿足要求。(6)工作鋼球圈數(shù)W多數(shù)情況下，轉(zhuǎn)向器用兩個環(huán)路，而每個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)W又與接觸強(qiáng)度有關(guān)：增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球增多，能降低接觸應(yīng)力，提高承載能力；但鋼球受力不均勻、螺桿增長而使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有1.5和2.5圈兩種。一個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)的選取見表(3-4)。取W=1.5(7)導(dǎo)管內(nèi)徑di螺桿-鋼球-螺母傳動副與通常的螺桿-螺母傳動副的區(qū)別在于前者是經(jīng)過滾動的鋼球?qū)⒘τ陕輻U傳至螺母，變滑動摩擦為滾動摩擦。螺桿和螺母上的相互對應(yīng)的螺旋槽構(gòu)成鋼球的螺旋滾道。轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向盤經(jīng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動螺桿，使鋼球沿螺母上的滾道循環(huán)地滾動。為了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上為上表面需鉆孔與螺母的螺旋滾道打通以形成一個環(huán)路滾道的兩個導(dǎo)孔，并分別插入鋼球?qū)Ч艿膬啥藢?dǎo)管。鋼球?qū)Ч苁怯射摪鍥_壓成具有半圓截面的滾道，然后對接成導(dǎo)管，并經(jīng)鼠化處理使之耐磨。插入螺母螺旋滾道兩個導(dǎo)孔的鋼球的兩個導(dǎo)管的中心線應(yīng)與螺母螺旋滾道的中心線相切。螺桿與螺母的螺旋滾道為單頭的。轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向器左置時轉(zhuǎn)向螺桿為左旋，右置時為右旋。鋼球的數(shù)量n也影響承載能力，增多鋼球使承載能力增大，但也使鋼球的流動性變差，從而需要降低傳動效率。經(jīng)驗表明在每個環(huán)路中n不大于60為好。容納鋼球而且鋼球在其內(nèi)部流動的導(dǎo)管內(nèi)徑di=d+e,式中，e為鋼球直徑d與導(dǎo)管內(nèi)徑之間的間隙。e不容易過大，否則鋼球流經(jīng)導(dǎo)管時球心偏離導(dǎo)管中心線的距離增大，并使流動阻力增大。推薦e=0.4?0.8mm,取0.6mm導(dǎo)管壁厚取1mm則d1=d*e=6.350-0.6=6.935mm(8)螺桿螺紋滾道有效長度當(dāng)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)過3冗(即1.5圈)時，應(yīng)螺母在螺桿上移動的距離S,則S=1.5P=1.59.525=14.2875mm螺桿螺紋滾道的有效工作長度L等于螺母在螺桿上移動的距離的2倍，即L=2S=28.575mm在此條件下，應(yīng)盡量縮短滾道長度。但為了安全，在有效工作長度L之外的兩端各增加0.5-0.75圈滾道寬度。因此，螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度LL尸L+2(0.5?0.75)d=28.575+2X(0.5?0.75)X9.525=38.1?42.86mm又螺桿螺紋滾道的有效工作長度距兩端面距離=5.5mm即螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度L1三L+25.5=28.575+25.5=39.575mm；圓整后取L=39.5mm則螺桿螺紋總長度為86.5mm螺桿螺線導(dǎo)程角”則tanu。：1，則D0=arctan—P=arctan9525=6.91o

二D二25內(nèi)側(cè)采用軸肩，又考慮角接觸球軸承的標(biāo)準(zhǔn)，左右軸徑均取d=20mm左端軸徑長度為14mm比軸承寬度小1.25mm軸承彳t號為30204,具體參數(shù)如下：

dDTBCrsminr〔smina30204204715.2514121111.2尺寸/mm軸承代號3.5齒條、齒扇傳動副設(shè)計齒扇齒數(shù)由表（3-4）可知為5個，它與搖臂軸為一體。齒扇的齒厚沿齒長方向是變化的，這樣即可通過軸向移動搖臂軸來調(diào)節(jié)齒扇與齒條的嚙合間隙。由于轉(zhuǎn)向器經(jīng)常處于中間位置工作，因此齒扇與齒條的中間齒磨損最厲害。為了消除中間齒磨損后產(chǎn)生的間隙而又不致在轉(zhuǎn)彎時使兩端齒卡住，則應(yīng)增大兩端齒嚙合時的齒側(cè)間隙。這種必要的齒側(cè)間隙的改變可通過使齒扇各齒具有不同的齒厚來達(dá)到。即齒扇由中間齒向兩端齒的齒厚是逐漸減小的。為此可在齒扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心Oi轉(zhuǎn)動，如圖（2-5）所示，Oi相對于搖臂軸的中心0有距離為n的偏心。這樣加工的齒扇在齒條的嚙合中由中間齒轉(zhuǎn)向兩端的齒時，齒側(cè)間隙As也逐漸加大，As可表達(dá)為As=2Artana=2tana[rw-ncosP±Jn2cos2B+r：-n2]（1-18）式中r——徑向間隙；：——嚙合角；rw——齒扇的分度圓半徑；一：一一搖臂軸的轉(zhuǎn)角。圖2-5為獲得變化的齒側(cè)間隙齒扇的加工原理和計算簡圖

圖2-6用于選擇偏心n的線圖當(dāng)口，?確定后，根據(jù)上式可繪制如圖（2-6）所示的線圖，用于選擇適當(dāng)?shù)膎值，以便使齒條、齒扇傳動副兩端齒嚙合時，齒側(cè)間隙As能夠適應(yīng)消除中間齒最大磨損量所形成的間隙的需要。變厚齒形齒扇的計算，如圖（2-7）所示，一般將中間剖面A-A定義為基準(zhǔn)平面。進(jìn)行變厚齒扇計算之前，必須確定的參數(shù)有：變厚齒扇的模數(shù)m=4法向壓力角a0,一般在20°?30°之間；齒頂高系數(shù)xi,一般取0.8或1.0;徑向間隙系數(shù)，取0.2;整圓齒數(shù)z,在12?15之間選?。积X扇寬度B,一月在22mnr38mm變厚齒扇的幾何尺寸，計算結(jié)果如下:變厚齒扇的模數(shù)m=4mm變厚齒扇的法向壓力角：0=200整圓齒數(shù)為z=13齒扇齒數(shù)為z=5變位系數(shù)xi=0.8頂系系數(shù)c=0.25

分度圓直徑d=mz=413=52mmTim分度圓齒厚S==3.144/2=6.28mm2齒頂高h(yuǎn)a=xim=0.84=3.2mm齒根高h(yuǎn)f=(xi+c)m=(0.8+0.25)4=4.25mm齒頂圓直徑da=d+2ha=52+23.2=58.4mm由于齒扇的齒頂圓直徑da=58.4mm<500m,m可采用鍛造毛坯。因為齒扇的齒根圓直徑df=d-2hf=52-2y.25=43.5mm,而齒扇的軸徑為30mme者相差不大，故可制成一體的齒輪軸,軸的材料必須與齒扇齒輪相同。第四章主要零部件校核4.1轉(zhuǎn)向盤受力確定進(jìn)行強(qiáng)度計算首先要確定其計算載荷。為保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的零件應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。要驗算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦力等。精確地計算出這些力很困難。因此用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青路面上行駛時轉(zhuǎn)向器的輸出力矩。汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩（N.mm即fG13Mr=小,（1-19）3.p式中？為輪胎與地面間的摩擦因數(shù)取0.7;G為前軸負(fù)荷（2;p輪胎氣壓（MPa。由前軸負(fù)荷780Kg得G1=780父9.8=7644N；p=0.245Mpa0.7（7644）3Mr=-J-—=315046.57N.mm30.245確定計算載荷后，即可計算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度。轉(zhuǎn)向系力傳動比：(1-20)i°Dsw(1-20)2aG。為轉(zhuǎn)向系角傳動比1。定％=17.15Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑取430mma為主銷偏移距通常a的值在0.4?0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取。取a=0.5220=110mmi所以17.1543017.154302110=33.52輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力Mr有如下關(guān)系FWmaxMr

FWmaxMr

a315046.57110=2864.1N再根據(jù)ip=2FW可求出作用在方向盤上的手力pFh2Fw22864.12Fw22864.133.52=170.9N4.2校核鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力丐(1-21)…昨(2「」力

j.(R2。2j(1-21)式中K——系數(shù)，根據(jù)A/B查表(3-5)求得，其中A/B用下式計算:(1-22)A=(1/r)—(1/R2)】/2；B=卜/r)+(1/R1)12(1-22)R2——滾道截面半徑；R2=3.366mm;R1為螺桿外徑；r鋼球半徑；r=3.175mm;A/B=0.065取0.1,因此,K取0.970表3-5系數(shù)K與A/B的關(guān)系A(chǔ)/B…0.20.150.10.050.020.010.007…K…0.7160.8000.9701.2801.82.2713.202…E——材料彈性模量，2.1父105MPa;F3——每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力;圖2-8螺桿受力簡圖F3F3ncos10cos-F2=-FlF——螺桿上面的切向力tan1F2=-FlF——螺桿上面的切向力tan1FhR- 二3940.32NFh——轉(zhuǎn)向盤圓周力;Fh=170.9N；R——轉(zhuǎn)向盤輪緣半徑;：o——螺桿螺線導(dǎo)程角;DSW430R=—SW=——=215mm；2 2Oto=6.91%-鋼球與滾道間的接觸角；4=45\-參與工作的鋼球數(shù)；n=18.55;鋼球接觸點至螺桿中心線之距離。l=(25-6.350)/2=9.325mm;F3F2F32302.60Nncos二0COS118.55cos6.91cos45二j=K3F3E二j=K3F3E2(R2-r)2(R2「)22二0.9703；302.60m(2.1m105)2(3.366-3.175)2(3.3663.175)22=1572.7MPa那么則有；、：二［；\］o當(dāng)鋼球與滾道的接觸表面的硬度為HRC5864時，許用接觸應(yīng)力［%］可取為2500MPa滿足要求。螺桿和螺母用20CrMnTi鋼制造，熱處理鋼球滾道處滲碳層深度在0.8?1.2mm4.3校核齒的彎曲應(yīng)力與齒扇齒的彎曲應(yīng)力為:w=J,許用彎曲應(yīng)力為kw〕=540MPaBs2式中，F(xiàn)為作用在齒扇上的圓周力h為齒扇的齒高B為齒扇的齒寬s為基圓齒厚齒扇嚙合半徑r=mz/2=4父13/2=26mm；h=ha+hf=3.2+4.25=7.45mm;s=兀m/2%6.28mm；B為28mmmax315064.5826max315064.5826=12117.87Ncrw由此可知滿足要求。6FhBscrw由此可知滿足要求。6FhBs2612117.877.45-2——二490.48MPa:二540MPa286.284.4齒扇齒接觸應(yīng)力校核載荷狀態(tài)工作機(jī)器原動機(jī)電動機(jī)、均勻運轉(zhuǎn)的蒸汽機(jī)、燃?xì)廨啓C(jī)蒸汽機(jī)、燃?xì)廨啓C(jī)液壓裝置多缸內(nèi)燃機(jī)單缸內(nèi)燃機(jī)輕微沖擊不均勻傳送的帶式運輸機(jī)或者板式運輸機(jī)、機(jī)床的主傳動機(jī)構(gòu)、重型升降機(jī)等1.251.351.501.57中等沖擊橡膠擠壓機(jī)、橡膠和塑料做間斷工作的攪拌機(jī)、木工機(jī)械、單缸活塞泵等1.501.601.752.00表3-6使用系數(shù)KaKh=KaKvKhoKhb。這里選中等沖擊Ka=1.75o因為汽車齒輪精度等級通常為7,所以由下表可選擇動載系數(shù)齒扇齒接觸應(yīng)力校核公式為:飛Z四<同U齒扇齒接觸應(yīng)力校核公式為:飛Z四<同U(1-23)式中，Kh為接觸疲勞強(qiáng)度計算的載荷系數(shù),節(jié)地速度/(m/齡圖2-9動載系數(shù)七齒間載荷分配系數(shù)Kh〃由下表可知選擇Khk1.1。表3-7齒間載荷分配系數(shù)Kh.Kf〃

KaF〃>100N/mm<100N/mm精度等級n組56785級或更低硬齒面直齒輪KHa1.01.11.2>1.2KFa斜齒輪KHa1.01.11.21.4>1.4KFa軟齒面直齒輪KHa1.01.1>1.2KFa斜齒輪1.01.11.21.4>1.4KFad為分度圓直徑Od為齒寬系數(shù)，6=b/d=28/52=0.538查閱下圖并用插值法算取，但是這里校核可以取最大Kh3=1.170足矣。表3-8接觸疲勞強(qiáng)度計算用的齒向載荷分布系數(shù)小四輪支承位置軾街面宙輪便街面齒輪對稱布?卑對韓幣置岫曾布置對鼻布?非時稱布置黑智布置、、里度等里“mm67167785656560L4120m1.176Lll?1.1601.1791.219i.m1.2071.2471.104i.inIIOSL115L148L133l?0L聞I.I86L22S1.wL]38L3311.IML11611Wk10BL11T].1121.I2t1.1521.1622001J第1.2411.1721.1981.2441.200122GLZ72LJI21124LI)61.12KL.15S1,I6fi0l6401.IKI!,IM],2Z711951.208L241i.jrL.iioL3的L1期t.ISO].儂1170kJ76tJ8990L187L24013011.2171.254I.34J1339L3961.1521.1561.172L1711,380I.J961301.193i.2111.252L207L226L2?A1.3491.3WL4081.456L163].176L183L3B51.041601.199I2221,1.2131.236L2T8L355L37B1"1.1?Ll第LIWL.1明L39D1.^112001-3051.23!\.m1.2451.2911.3611.187L4331.164L1761l&i1.1961.3951.419Ti為輸入的扭矩，即Ti=Mr=315064.58Nmm

U+l21u為傳動比，因為齒條直徑無窮大，所以~LZr為節(jié)點區(qū)域系數(shù)，因為（應(yīng)+的）/（4+4）附0所以取2.5%為彈性影響系數(shù)取189.8MPa?為重合度系數(shù)，Ze=J^，取最大值為1.155圖2-10加=20°時節(jié)點區(qū)域系數(shù)將以上參數(shù)代入上式（1-23）得

二Hu1ZhZeZu21.751.11.11.170315064.58二Hu1ZhZeZu21.751.11.11.170315064.58\ 0.5385232.5189.81.155=2489MPa:二2500MPa滿足使用要求。4.5轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定轉(zhuǎn)向搖臂軸的直徑可根據(jù)轉(zhuǎn)向阻力矩Mr及材料的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度極限飛由下式確定:(1-24)式中，k——安全系數(shù)，根據(jù)使用條件可取2.5?3.5,取k為2.5MR——轉(zhuǎn)向阻力矩，Mr=315064.58Nmm2.5315064.583二200160——2.5315064.583二2001628mm轉(zhuǎn)向搖臂軸一般采用20CrMnTi、22CrMnM豉20CrNi3A鋼制造，表面滲碳，滲碳層深為0.8?1.2mm淬火后表面硬度為58-63HRC轉(zhuǎn)向器殼體采用球墨鑄鐵QT400-18或可鍛鑄鐵KTH350-10,KTH370-12制造?？偨Y(jié)結(jié)合《汽車設(shè)計》和其他相關(guān)書籍中關(guān)于轉(zhuǎn)向器的理論知識來設(shè)計此轉(zhuǎn)向器的其他相關(guān)參數(shù)，使設(shè)計出的轉(zhuǎn)向器符合其基本的要求。在現(xiàn)代越野車設(shè)計中，本論文中只是完成了初步的設(shè)計，因而其存在的問題還有待于進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器效率高、操縱輕便，布置方便，特別對大中型車輛易于和動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配合使用，可以實現(xiàn)變速比，滿足了操縱輕便性的要求。中間位置轉(zhuǎn)向力小、且經(jīng)常使用，轉(zhuǎn)向靈敏，減小轉(zhuǎn)向力。根據(jù)現(xiàn)行的汽車參數(shù)設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，本論文借用BJ2020汽車相關(guān)參數(shù)完成了初步的設(shè)計，達(dá)到了設(shè)計初衷。應(yīng)用AUTOCAD：程制圖軟件繪制了詳細(xì)和準(zhǔn)確的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器圖紙。分析計算并選取了循環(huán)球轉(zhuǎn)向器設(shè)計過程中所需要的主要參數(shù)，最終完成了自己的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計。通過此次的輕型越野車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計，初步掌握了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計的原則，同時鍛煉了自己綜合解決問題的能力。這次畢業(yè)論文能夠得以順利完成，是所有曾經(jīng)指導(dǎo)過我的老師，幫助過我的同學(xué)。我要在這里對他們表示深深的謝意！首先要特別感謝我的指導(dǎo)老師李進(jìn)，他在我畢業(yè)設(shè)計的撰寫過程中，給我提供了極大的幫助和指導(dǎo)。從開始選題到中期修正，再到最終定稿，給我提供了許多寶貴建議。其次要感謝機(jī)械工程學(xué)院所有老師，他們在這四年里辛苦的付出，老師們教會我的不僅僅是專業(yè)知識，更多的是對待學(xué)習(xí)、對待生活的態(tài)度。感謝我身邊的同學(xué)們，因為有你們的幫助，我的設(shè)計得以順利完成。在大學(xué)四年給我了那么多的幫助與鼓勵，不會忘記，大學(xué)四年里我們一起渡過的歡樂時光，那些開心的日子，總是那么令人難以忘懷。參考文獻(xiàn)余志生主編.汽車?yán)碚揫M].機(jī)械工業(yè)出版社.2009：23-27．臧杰、閻巖主編.汽車構(gòu)造[M](下冊).機(jī)械工業(yè)出版社.2010：53-54．王望予主編.汽車設(shè)計[M].機(jī)械工業(yè)出版社.2004：75-78．中國汽車技術(shù)研究中心標(biāo)準(zhǔn)化研究所.汽車標(biāo)準(zhǔn)匯編[S].中國汽車技術(shù)研究中心標(biāo)準(zhǔn)化研究所.2002.濮良貴、陳國定、吳立言主編.機(jī)械設(shè)計[M].高等教育出版社.2013：57-59．鄭文緯、吳克堅主編.機(jī)械原理[M].高等教育出版社.2012：35-37．王寶璽、賈慶祥主編.汽車制造工藝學(xué)[M].機(jī)械工業(yè)出版社.2007：98-100．朱福培、張楓念.循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計中的一些問題探討.汽車研究與開發(fā)[J].2008.14(06A)：45-52．AbstractCarisahighperformancerequirements,loadtransformhugetransport.Steeringsystemisthekeycomponentoftheautomobile,butalsotodetailedknowledgeandunderstandingof.Therecirculatingballtypesteeringgearhasbeengenerallyrecognizedbythemarketandapplication.Thispapermainlyfocusesonthedesignofthegearsector,screw,nutthreemainpartsandcheck.Accordingtothecurrentnationalstandardandrecirculatingballtypesteeringcorrelatormo