【文章內容簡介】 第 3 章 轉向機構 13 圖 37 額定轉速 3000r/min,減速后是 30r/min。額定轉矩是 ，經(jīng)過減速機輸出。最大轉矩是 ，經(jīng)過減速機后是 ?；灸軡M足我們的轉矩需要。同時伺服電機具有很強的過載特性，并且具有過載保護裝置，其過載特性如下： 圖 38 顯然，這款電機可以滿足我們的需要。 吉林大學學士 學位論文 （設計） 14 S代表的是絕對值編碼器。伺服電機選配中主要是兩種編碼器：絕對值編碼器、增量式編碼器。我們選用絕對值編碼器是因為其相對于增量式編碼器具有自動零點識別功能，在重新啟動時不需要進行零點的重新選擇。這樣，我們就能在轉向系統(tǒng)停止工作時，移動轉向輪而不至于對下次啟動過程產(chǎn)生影響。主流絕對值編碼器，按期精度分為 17位和 14 位編碼器，這里我們選用 17 位編碼器。 1就是代表普通非特殊電機。 U代表平鍵帶油封的輸出。這樣的選擇是因為減速機的輸入端是法蘭孔輸入，平鍵傳遞動力。減速機是油潤滑，采用油封防止輸入軸配合處“爬油”進入電機 ，影響電機工作。 至于電機驅動，這里我們選用廠家推薦的 MADHT1507 伺服驅動器。由于這份設計任務不涉及電機的電控方面，這里就對轉向電機的控制作過多的介紹。 由于總體設計尺寸要求這里選擇減速比為 100、中心距為 50的蝸輪蝸桿減速機。 轉向電機和減速機的連接選用螺紋連接，采用 M4 的內六角螺釘。下面計算擰緊力矩： 螺釘規(guī)格直徑 d=4mm 螺距 P= 螺紋原始三角形高度 H== 外螺紋小徑 = 外螺紋中徑 = 計算直徑 = 螺釘公稱應力截面積= 市面上通用螺釘?shù)牟牧蠟?45 號鋼，材料熱處理技術要求 T215，工藝規(guī)范 820176。第 3 章 轉向機構 15 淬火、 600176?；鼗穑′摬牡?=544MPa。 計算擰緊力矩 T= = 通常取計算值的 。 = 四個鏈接螺栓的初始擰緊力為 。 此時我們對電機自由度分析，電機已經(jīng)被完全的固定在減速機上了。但由于我們使用過程中存在很多的振動，為了提高電機位置可靠性，我們設計了下面的一個“軟”支架。為了降低質量支架材料選用鋁合金。支架內圈與電機對接的面尺寸比電機外形大一圈。用橡膠密封條貼合在這之間，那么既不會行程過約束，也可以在螺紋連接失效時可以提供一定的保護。至于支架與承載上彎梁之間的連接，由于正常使用支架受力小，我們使用膠粘合連接，這樣也避免了在承載上彎梁上開孔引起不必要的應力集中降低上彎梁強度。 減速機的設計 由于我們的設計目的是想通過電 控對整個車進行自主的控制，所以希望盡量降低車自身外對車運行的影響。我們選用具有反向自鎖功能的蝸輪蝸桿機構作為我們轉向力傳遞減速機。 傳動機構整體設計 減速機在使用過程中渦輪水平放置，輸出軸垂直給車輪轉向輸出動力，其總體布置簡圖如下： 圖 39 總傳動比： i=82,Z1=1,Z2=82 吉林大學學士 學位論文 （設計） 16 電機額定轉速為 3000 r/min wn = 2n = 1ni = 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 蝸桿軸 n1=3000r/min 齒輪軸 n2=3000/82= r/min 電機輸出轉矩 dT = 蝸桿輸入轉矩 1T =dT 12nn =179。 179。 Nm = 蝸輪輸入轉矩 2T =1T i 234nnn =179。 82179。 179。 179。 = 傳動零件的設計 1） 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù) GB/T 100851988 的推存，采用漸開線蝸桿（ ZI）。 2） 選擇材料 蝸桿： 20Cr 鋼，碳、氮共滲處理（精磨后保持齒面硬度 HRC60，硬層厚度 ） 蝸輪：鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用 45 號鋼制造。 3） 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由手冊知傳動中心距 a ≥ ? ?3 2 EHZZKT ???????? ① 定作用在渦輪上的轉距 由前面可知 2T = Nm ②確定載荷系數(shù) K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù) K? =1。 第 3 章 轉向機構 17 由機械設計手冊取使用系數(shù) AK = 由轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù) VK =。 K=K? AK VK = ③確定彈性影響系數(shù) EZ 渦輪材料為鑄錫青銅所以取 EZ 為 155 12aMP ④確定接觸系數(shù) Z? 假設蝸桿分度圓直徑 d和傳動中心距 a的比值 d/a =，查表的得 Z? = ⑤確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度 45HRC,可從手冊中查得蝸輪的基本許用應力 ? ?H? =268 aMP 因為我們的減速機在轉向過程中，正常工作在變載荷循環(huán)應力下，所以： =60 =60179。 3000179。 1000 =179。 壽命系數(shù) HNK == 則 ? ?H? = HNK ? ?39。H? =179。 268 aMP =264 aMP ⑥計算中心距 a ≥ 221 = 取中心距 a=50mm,i=82,完全滿足要求，取模數(shù) m=1mm，蝸桿分度圓直徑 d1=18mm。這時 d1/a=，因此以上計算結果可用。 4） 蝸桿與蝸輪主要幾何參數(shù) ① 蝸桿 直徑系數(shù) q=d1/m=18 吉林大學學士 學位論文 （設計） 18 齒頂圓直徑 da1=d1+2 *ah m=18+2179。 1179。 1mm=20mm 齒根圓直徑 df1=d1 1fh = d12 m ( *ah +*c )=182179。 1179。 (1+)mm= 導程角 γ = 在靜止沒有沖擊載荷是可以形成自鎖 蝸桿軸向齒厚 Sa=? m=179。 179。 1mm= ② 蝸輪 蝸輪齒數(shù) 2Z =82 變位系數(shù) 2x = 0 分度圓直徑 2d =m 2Z =1179。 82mm=82mm 齒頂圓直徑 da2= 2d +2ha2=82+2179。 1179。 = 齒根圓直徑 df2= 2d 2fh =822179。 1179。 1mm=80mm 蝸輪咽喉母圓半徑 Yg2==179。 = 5） 校核齒根彎曲疲勞強度 由于是小載荷傳動，齒輪出現(xiàn)折斷失效的情況不多，這里為了節(jié)省篇幅就省略對齒根疲勞強度的校核。 驗算效率 ? t a n( 0 .9 5 0 .9 6 ) t a n ( )v?? ??? ?? 已知γ = ’= ， arctanvvf?? ； vf 與相對滑動速度 sv 有關 第 3 章 轉向機構 19 sv = =查表可得 v?? 代入式中可得 ?? 。 精度等級工查核表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從 GB/T 100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇 8 經(jīng)濟精度，側隙種類為 f，標注為 8f,GB/T100891988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度。 軸及軸承裝置的設計 求輸出軸上的功率 P,轉速和轉矩 由前面可知： 、轉速與轉矩 P1 = Pr= n1=3000r/min T1= .m 、轉速與轉矩 P2 = n2=30r/min T2=178。 m 蝸桿軸（ 1 軸）的設計 20Cr 鋼，碳、氮共滲處理 軸的布置如圖 310 吉林大學學士 學位論文 （設計） 20 圖 310 初取軸承寬度分別為 n1=n2=12mm 。 根據(jù)總體設計尺寸我們如圖取蝸桿軸的跨度為 L1=90mm 蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，取 s1=k1=45mm 蝸桿螺紋部分長度 L （ 11＋ ） m 我們這里取 L為 16mm 1d =18mm 軸的受力分析圖 第 3 章 轉向機構 21 圖 311 XY平面受力分析 圖 312 XZ平面受力圖： 圖 313 其中 Ma= 1 1 0 1 8 0 . 9 8 0 40723622aFd N m m N m m??? 水平面彎矩 NmmM YX /? 吉林大學學士 學位論文 （設計） 22 圖 314 垂直面彎矩 NmmM ZX /? 圖 315 合成彎矩 N m mMMM ZXYX /22 ?? ?? =178。 mm 和 N178。 mm。 圖 316 當量彎矩 T/N178。 mm 第 3 章 轉向機構 23 圖 3 17 第三強度理論為 224ca? ? ???為了考慮不同環(huán)境的影響，引入折合系數(shù)α，則計算應力為： 224( )ca? ? ???? 對于直徑為 d的圓軸，彎曲應力為 : MW?? 扭轉切應力： 2TTWW?? ?? 從而可得： 2222 ()( ) 4 ( )2ca MTMTW W W ??? ?? ? ? 由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得α =，選取軸的材料為 20Cr，調制處理，查表可得 : ? ?1?? =540Mpa 因此有： ? ?22 1()ca MTW ??????? 式中： ca? —— 軸的計算應力， MPa。 M—— 軸所受的彎矩， N178。 mm。 620 吉林大學學士 學位論文 （設計） 24 T—— 軸所受的扭矩， N178。 mm。 W—— 軸的抗彎曲截面系數(shù)， 3mm ? ?1?? —— 對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力， MPa 查表得圓軸 W 的計算式為： 332dW ?? 聯(lián)立以上兩式可得： ? ?223 13 2 ( )MTd ??? ??? 代入數(shù)值可得 d≧ ,取軸的直徑為 14mm。 這里只要保證軸的最小直徑為 14 就可以滿足軸的強度要求，那么把驗算前的軸的設計進行補充得到如下圖所示的軸的設計： 圖中長度為 8mm 的軸徑用來安裝油封，由于標準油封沒有合適的這里在生產(chǎn)過程中可以使用自制的橡膠卡簧密封圈。 圖 318 蝸輪軸（ 2 軸）的設計 齒輪齒面部分采用鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，為了降低成本輪芯用 45 號鋼制造 第 3 章 轉向機構 25 軸的布置如圖 319 圖 319 軸承寬度分別為 n3=n4=18mm 。 蝸輪軸（ 2軸） : S2=k2=29 mm 渦輪節(jié)圓直徑 : =82mm 軸的受力簡圖如圖 320所示。圖中 吉林大學學士 學位論文 （設計） 26 圖 320 XY 平面受力分析 圖 321 XZ 平面受力圖： 圖 322 其中 水平面彎矩 NmmM YX /? 第 3 章 轉向機構 27 圖 323 垂直面彎矩 NmmM ZX /? 圖 324 合成彎矩 N m mMMM ZXYX /22 ?? ?? =231153N178。 mm 圖 325 當量彎矩 T/N178。 mm 吉林大學學士 學位論文 （設計） 28 圖 326 第三強度理論為 224ca? ? ???為了考慮不同環(huán)境的影響，引入折合系數(shù)α，則計算應力為： 224( )ca? ? ???? 對于直徑為 d的圓軸，彎曲應力為 : MW?? 扭轉切應力： 2TTWW?? ?? 從而可得： 2222 ()( ) 4 ( )2ca MTMTW W W ??? ?? ? ? 由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得α =，選取軸的材料為 45 號鋼，調制處理，查表可得 : ? ?1?? =540Mpa 因此有： ? ?22 1()ca MTW ??????? 式中： ca? —— 軸的計算應力， MPa。 M—— 軸所受的彎矩， N178。 mm。 T—— 軸所受的扭矩， N178。 mm。 4775 第 3 章 轉向機構 29 W—— 軸的抗彎曲截面系數(shù)， 3mm ? ?1?? —— 對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力， MPa 查表得圓軸