动力转向系统设计方案

动力转向系统设计方案编制：审批：转向系统设计说明书设计原则：通过对所开发车型与已开发同类车型（或标杆车）的比较及所开发车型的前桥负荷,初步确定转向器总成的结构和相关参数。故在选取时应遵循以下原则；1、转向器结构选型原则：1）、根据整车布置尺寸，确定转向器结构尺寸。2）、根据使用和成本状况，确定是否使用通气螺塞。2、转向器参数选型原则：1）、根据转向盘布置形式，确定是左置转向器或右置转向器。2）、根据前桥负荷，选定转向器输出扭矩及输入轴花键。3）、根据车型的最小转弯半径确定转向摇臂输出摆角能否满足使用要求。4）、根据产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况，确定转向传动比是否采用变传动比形式。5）、根据产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况，确定传动间隙特性。3、转向摇臂选型原则：1）、根据标杆车进行类比。2）、根据车型的最小转弯半径确定转向摇臂在转向器上的中间位置。3）、根据车型总布置，确定转向摇臂的偏距和长度。4、转向传动轴及管柱的选型原则：1）、根据标杆车进行类比。2）、根据点火开关和组合开关确定转向传动轴及管柱的形式。3）、根据整车需要或成本考虑确定是否采用双万向节结构，转向盘可调结构或缓冲吸能结构。5、转向盘选型原则：1）、根据标杆车进行类比。2）、根据总布置确定转向盘直径。3）、根据整车需要或成本考虑，是否采用防伤转向盘。一、转向机部分一．设计目标1.满足日本转向器样件的安装尺寸。2.在结构上我们参考样件和恒隆公司现有的成熟产品的结构，确定为分体式结构。3.产品性能达到或超过同类产品标准。二．方案说明１．主要技术性能参数：2.1扭杆与齿轮轴采用花键联结方式，其优点：a.此结构利用花键过盈联结，省去了打销过程，简化了工艺。b.增大了密封空间。2.2齿条的支承型式齿条的一端通过常规的齿条支承座来支承，齿条支承座垫的材料选取的是含油聚甲醛，齿条的另一端通过缸端限位套总成来支承，在缸端限位套总成内含有聚甲醛材料的衬套，其主要优点是磨擦系数小，耐磨性好。2.3齿条支承座的预紧型式在齿轮齿条式转向器中，齿条支承座的预紧型式是通过弹簧来实现的，齿条支承座在弹簧力的作用下保证齿轮与齿条之间始终是在无间隙状态下工作，即使齿轮与齿条发生磨损后，也不会产生间隙，这样不仅提高了转向系统的刚性、改善了操纵稳定性，还可以防止转向系统产生冲击和噪音。在设计转向器时，要使调整螺塞与齿条支承座之间保持一合适的间隙（该间隙为调整螺塞与齿条支承座间的距离），该间隙可防止因加工或热处理时，齿轮齿条发生弯曲变形或转向器内进入杂质而使转向器卡死，如间隙过大还会使转向器产生噪音，现在齿轮齿条式转向器对该间隙的要求根据工艺水平不同而不同，一般为0.12-0.3mm。2.4.1调整螺塞与齿条支承座之间间隙的调整方法：先将锁紧螺母松开,调节调整螺塞,使调整螺塞拧到底，然后再回退30°-60°后将锁紧螺母拧紧即可。三．主要零件的结构及计算1样件已知条件：齿轮：mn=1.66；Z1=8；25（右）；齿条：mn=1.66；Z2=31；5（左）；tn=5.22；θ=20°齿条行程L=138=69产品主要技术性能参数转向器形式齿轮齿条式动力转向器适用前轴负荷（Kg）1000输出负荷（N）6500最高工作压力（MPa）7.84推荐油泵流量（L/min）7.0转向器线角传动比40.84适宜温度范围（℃）-40～+135齿条行程范围（mm）138±1输入轴总圈数（圈）3.38±0.10转向器中心距（mm）16.25齿条直径（mm）φ25油缸内径（mm）φ41齿轮模数（mm）1.85×2；齿条外径φ25.5；中心距：a=16.25；轴交角20°线角传动比计算cosZmin=5.22*8/cos5°=41.92方向盘总圈数：29.392.41138iLn（圈）2根据公司常用的几个刀具模数，验算传动比i选择mn=1.85；Z1=7；25（右）；计算得出cosZmin=40.84因为（41.92-40.84）/41.92=2.449%5%所以取mn=1.85；i=40.84；n=138/40.84=3.38（圈）3根据转向器本身结构特点以及中心距要求，选取齿轮轴的变位系数。a.对于齿轮齿条转向器中齿轮齿条结构特点，齿轮一般都采用斜齿轮正变位，对于变位齿轮，为了避免齿顶过薄，而又能满足齿轮啮合的要求，一般齿轮的齿顶高系数取偏小值。b.如果将齿条的齿顶高系数取同一值，最终会导致齿条的齿高变小，进而降低了重合系数。在进一步验证国外图纸时，此理论得到验证。参照同类产品，初步选定齿轮：627.01ha,6.0nx，275.01nc齿条：627.02ha，313.02nc4齿轮与齿条的计算名称齿轮齿条备注齿数Z726模数mn1.851.85压力角αn20°20°螺旋角ββρ=25°(右旋)βγ=5°（左旋）左右手法则变位系数xn0.60.6分度圆直径d1289.14cos1ZmZmdnt齿顶高ha27.2)(*11nnaamxhh16.1*22naamhh齿根高hf56.0)(11*2nnamxchhf74.1)(*2*12nafmchh齿全高hh1=ha1+hf1=2.83h2=ha2+hf2=2.9齿顶圆dada1=d1+2ha1=18.83齿根圆dfdf1=d1-2hf1=13.17基圆直径db26.13cos11tbdd88.21t°cosnttgtg齿顶圆压力角αat235.45arccos111abatdd°齿宽b227.1820cos)2/1()2/25(2cos221dabbHmxdann21H=7.9955轴交角θ=20°25为齿条直径H：为齿条中心线至分度线的距离总重合度ε005.2sin2sin25cos421*111ntnatatmbxhtgtgZ255检验齿顶厚：故参数选择是合理的符合齿顶不变尖的条件而,74.0~4625.04.025.065.174.0~4625.04.025.065.122mnsmntgtgZtgxZdsatattattnnaatαn为法面压力角；αat为齿顶端面压力角；αt为端面压力角；xn为法面变位系数。6齿轮公法线长度及跨齿数的计算跨齿数：5.02cos21cos1'22''nnnnnnntgZtgxZxZk263.9180180'nnttnttgtgZinvinvZZ式中将Z‘代入跨齿数K的公式，求得：K=2.28,根据四舍五入取K=2公法线长度：nnm**nnxwsin2*式中nninvZkw'5.0cos*191.9nw由以上公式得7.结构尺寸的确定设计原则:在保证转向器安装尺寸与原件一致的条件下，力求保证转向器的形状及外观尺寸与原件一致,其内部尺寸及结构利用我们现有的成熟产品结构加以设计。7.1壳体：为了保证转向器在整车上的安装交角及安装尺寸不变，防止壳体与车架的其它部位干涉，因此壳体的外形尺寸尽可能与原样件一致,同时考虑壳体与油缸要铆接,在壳体的右端要装密封圈,考虑到齿条的行程,参照我厂成熟技术的阀芯，油封,轴承等,综合考虑后,确定壳体、阀体的尺寸。7.2油缸总成:为了保证转向器的输出力,考虑到活塞,齿条的尺寸及行程以及缸端限位套等,油缸的长度,内外径,通左,右腔的油口位置就可以确定。7.3齿轮轴与齿条:根据转向器需要的线角传动比以及现有的刀具的模数来确定齿轮轴以及齿条的齿数、模数。根据两内球节的距离及齿条的行程来确定齿条的长度、通气孔的位置等。7.4阀套:因为阀芯总成是参照成熟工艺，故借用已有的阀套。7.5输入轴:结构形式借用已有产品，花键为金杯转向器的输入轴花键。7.6扭杆:刚度校核:由于FC-1转向器所用的阀与瑞风转向器所用的阀基本相同,转向器输出力也相近,故用类比法取扭杆直径为φ5.80–0.05mm,有效长度为80mm。则扭杆所受的扭矩计算如下:LGdMk5844φ为输入轴相对扭杆的转角L为扭杆所承受扭矩的长度G为剪切弹性模量，对于40Cr常用80.0Gpa-85.0GPa由输入轴与阀套的装配图来测出输入轴阀口的关闭角2.2097°取G=83.0Gpa代入上列公式得Mk=4.44N.m五、新工艺：1、齿轮轴与扭杆联结是在齿轮轴端采用花键，通过花键连接。技术要求：扭杆在承受最大扭矩作用时，齿轮轴端的花键不被破坏。（注：在极限位置或动力转向失效，完全靠机械转向时，扭杆不被扭断或齿轮轴花键不失效）。2、考虑到扭杆装配过程是挤压过程，齿轮轴选用花键应取模数小些、齿数多些，但模数过小，抗扭强度就会下降。附注：扭杆压入齿轮轴，压入负荷：min9.8KN;卸载负荷：min7.85KN。(参考小红旗资料)3、阀芯总成在阀体壳体装配中的轴向间隙的控制。为了控制其轴向间隙，阀芯总成应选用公司的生产的专用机床加工，并使用新购的内、外圆磨床，硬齿面滚齿机设备，从而进一步提高零件的工艺性，以充分保证产品的性能。六、主要零件的理论计算1.圆柱销与齿轮轴间过盈量的计算：由小红旗资料查得圆柱销压入齿轮轴时的压入力最小为1.96N，取最大值为2.96N，根据机械设计手册中计算公式得到结合直径5.3fd，结合长度1.3fl，包容条件外径25ad，摩擦系数11.0，弹性模量MPaE661035.2~102，包容直径比14.0255.3amaddq，泊松比31.0~3.0，查表得34.1aC，74.01C。根据公式联接件不产生塑性变形的最大结合压力)(minffxfldFP，则2min/74.522)11.01.35.3(96.1mmNKNPf同理：2max/44.789)11.01.35.3(96.2mmNKNPf包容件传递负荷所需的最小直径变化量：aaafaECdPe/minmin，则011.0217000/34.15.374.522minae同理：017.0217000/34.15.344.789maxae被包容件传递负荷所需的最小直径变化量：11minmin/ECdPemfl，则006.0217000/74.05.374.522minle同理：009.0217000/74.05.344.789maxle传递负荷所需的最小有效过盈量：minminminlaeeeS，minminminlaeeeS，则017.0006.0011.0mineS，026.0009.0017.0mineS因此，为了满足最小过盈量的要求圆柱销的尺寸为039.0029.05.3根据实际情况将圆柱销分为两组：034.0029.05.3，039.0034.05.32.圆柱销与输入轴间过盈量的计算：由公司的资料得圆柱销压入输入轴的力为6000～8000N，根据机械设计手册中的计算公式得到结合直径5.3fd，结合长度5.14fl，包容条件外径10ad，摩擦系数11.0，弹性模量MPaE661035.2~102，包容直径比35.0105.3amaddq，泊松比31.0~3.0查表得579.1aC，979.01C。根据公式联接件不产生塑性变形的最大结合压力)(minffxfldFP，则2min/1.342)11.05.145.3(6mmNKNPf同理：2max/2.456)11.05.145.3(8mmNKNPf包容件传递负荷所需的最小直径变化量：aaafaECdPe/minmin，则009.0206000