畢業(yè)論文-重型載貨汽車轉(zhuǎn)向器設(shè)計說明書(編輯修改稿)
2025-02-12 23:13 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 動間隙△ t 傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特 性（圖 42）。 研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。 傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉(zhuǎn)向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。 傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。 為此，傳動副傳動間隙特性應(yīng)當設(shè)計成圖 42 所示的逐漸加大的形狀。 圖 42 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 Fig 42 Drive gap characteristic property of steering 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線 1 表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性；曲線 2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙；曲線 3 表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù) 轉(zhuǎn)向盤從一個極端位置轉(zhuǎn)到另一個極端位置時所轉(zhuǎn)過的圈數(shù)稱為轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。 它與轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向系的角傳動比有關(guān)，并影響轉(zhuǎn)向的操縱輕便性和靈敏 性。轎車轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動閣數(shù)較少，一般約在 圈以內(nèi)；貨車一般不宜 超過 6 圈 。 為了增加青島理工大學(xué)汽車與交通學(xué)院 12 轉(zhuǎn)向的輕便性， 取 6 圈。 計算 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 [8] 為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度 ，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)向軸的負荷，地面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，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)摩擦阻力等。 精確地計算 這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力距 Mr（ N?mm),即 Pf GM r 133? ＝ 1008504 N?mm (51) 式中， f 為輪胎和路面見的摩擦因素，一般取 ； G1 為轉(zhuǎn)向軸負荷 24000（ N） 。p=為輪胎氣壓（ MPa） 轉(zhuǎn)向系主要參數(shù) 轉(zhuǎn)向搖臂長 340mm 轉(zhuǎn)向盤直徑 500mm 轉(zhuǎn)向節(jié)臂長 340mm 轉(zhuǎn)向器角傳動比 26 轉(zhuǎn)向系系統(tǒng)效率 75% 說明：轉(zhuǎn)向搖臂的長度與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)有關(guān)，一般初選時，大貨車可取 300~400mm，本設(shè)計取 340mm， 轉(zhuǎn)向器角傳動比 在 23~32 內(nèi)選取，本設(shè)計取 26 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為 NDL MLFSWh 207i22r1 ????? （ 52） 式中， L1 為轉(zhuǎn)向搖臂長； L2 為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長； DSW 為轉(zhuǎn)向盤直徑； i? 為轉(zhuǎn)向器角 傳動比； ??青島理工大學(xué)汽車與交通學(xué)院 13 為轉(zhuǎn)向器正效率。 轉(zhuǎn)向器設(shè)計 參數(shù)的選取 [9] 搖臂軸直徑 /mm 42 鋼球中心距 D/mm 40 螺桿外徑 D1/mm 38 鋼球直徑 d /mm 螺距 P /mm 工作圈數(shù) W 螺母長度 L /mm 80 導(dǎo)管壁厚 /mm 鋼球直徑與導(dǎo)管內(nèi)徑間隙 e/mm 螺線導(dǎo)程角 0a /186。 7? 30’ 齒扇 壓力角 0a /186。 27? 30‘ 接觸角 ? /186。 45? 環(huán)流行數(shù) 2 計算參數(shù) D2 應(yīng)大于 D1 ，一般要求 DDD %)10~%5(12 ?? （ 53） D2 =D1 +（ 5%~10%） D=38+8%? 40= 2. 鋼球數(shù)量 n= dDW? ≈ 39個 （ 54） 3. 滾道截面半徑 R2=（ ~） d=? = mm （ 55） 青島理工大學(xué)汽車與交通學(xué)院 14 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算 [10] 鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力 ? ? =k 3222223)( )( rR rREF ? =1217 MP （ 56） 式中， k 為系數(shù)，根據(jù) A/B 值查表， A=[（ 1/r） (1/ 2R )]/2, B=[(1/r)+(1/ 1R )]/2。 2R 為滾道截面半徑 ， k 取 ； r 為鋼球半徑； 1R 為螺桿外徑； E 為材料彈性模量，等于 ? 105 MPa ；3F 為鋼球與螺桿之間的正壓力，即 3F =oanF ?coscos02 ＝ 737N （ 57） 式中， 0a 為螺桿螺線的導(dǎo)程角； o? 為接觸角； n 為參與工作的鋼球數(shù)； F2為作用在螺桿上的軸向力 , oSWh bD RFF 2/2/ cot2 0?? ?=19904N 當接觸表面硬度為 58~64HRC；拍－ 時，許用接觸應(yīng)力 [? ]=2500 MPa 由于 ? =1217 MP [? ],因此滿足強度。 轉(zhuǎn)向搖臂直徑的確定 轉(zhuǎn)向搖臂直徑 d 為 ?RKMd ? 式中， K 為安全系數(shù)，根據(jù)汽車使用條件不同可取 ~； MR為轉(zhuǎn)向阻力矩； 0? 為扭轉(zhuǎn)強度極限。 搖臂軸用 20CrMnTi 鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度在 ~。對于前軸負荷大的汽 車，滲碳層深度為 ~。表面硬度為 58~63HRC 青島理工大學(xué)汽車與交通學(xué)院 15 對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求 及選取 對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求 。 （或減?。饔迷谵D(zhuǎn)向盤上的手力必須增大（或減?。?，稱之為“路感”。 Fh ≥ ～ 時，動力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。 ,轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動回正，并使汽車保持在穩(wěn) 定的直線行駛狀態(tài)。 ，即轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長到最大值。 ，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。 ，內(nèi)、外泄漏少。 對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的 選取 整體式動力轉(zhuǎn)向器多用在轎車和前橋載重在 15t 以下的貨車上，本設(shè)計的貨車的前橋的載重為 ,所以采用整體式動力轉(zhuǎn)向器 . 液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的計算 動力缸尺寸計算 動力缸的主要尺寸有動力缸內(nèi)徑、活塞行程、活塞桿直徑和動力缸體壁厚。 動力缸產(chǎn)生的推力 F 為 LF LF 11? 式中， L1 為轉(zhuǎn)向搖臂長度； L 為轉(zhuǎn)向搖臂軸到動力缸活塞之間的距離。 F1 為直拉桿上的力， F1 = aMr =20220N 推力 F 與工作油液壓力 p 和動力缸截面面積 S 之間有如下關(guān)系 pLS LF 11? (61) 青島理工大學(xué)汽車與交通學(xué)院 16 因為動力缸活塞兩側(cè)的工作面積不同，應(yīng)按較小一側(cè)的工作面積來計算，即 )(4 22 dD pS ?? ?
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