齒輪齒條轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)

1、專(zhuān)業(yè)綜合訓(xùn)練說(shuō)明書(shū)題目：齒輪齒條轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)學(xué)院（系）：車(chē)輛與能源學(xué)院年級(jí)專(zhuān)業(yè)：08 級(jí)交通二班學(xué) 號(hào)： 080113010026學(xué)生姓名：王暢指導(dǎo)教師：馬雷燕山大學(xué)專(zhuān)業(yè)綜合訓(xùn)練任務(wù)書(shū)：車(chē)輛與能源學(xué)院基層教學(xué)單位：車(chē)輛與交通運(yùn)輸工程系學(xué)號(hào)080113010026 學(xué)生姓名王暢專(zhuān)業(yè)（班級(jí)）08 級(jí)交通二班題目齒輪齒條轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)訓(xùn) 練 內(nèi) 容 和 目 的學(xué)習(xí)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì)過(guò)程，負(fù)責(zé)計(jì)算載荷確定和齒輪齒條設(shè)計(jì)，并利用catia 軟件與其他同學(xué)共同完成轉(zhuǎn)向器三維建模。完 成 任 務(wù) 量一張轉(zhuǎn)向器三維圖，和少許零件三維圖進(jìn) 度 安 排12 周學(xué)習(xí)軟件，確定系統(tǒng)參數(shù)。34 周進(jìn)行建模分析，撰寫(xiě)報(bào)告

2、。1 王望予. 汽車(chē)設(shè)計(jì). 第四版. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2004參2 余志生. 汽車(chē)?yán)碚? 第 3 版 . 北京：機(jī)械工業(yè)出版社2000考3 陳家瑞. 汽車(chē)構(gòu)造下冊(cè). 第 3 版 . 北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2009.24 許立忠周玉林. 機(jī)械設(shè)計(jì). 第七版. 北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社2009料5 韓曉娟. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)手冊(cè).北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社20086 安子軍. 機(jī)械原理. 北京：國(guó)防工業(yè)出版社2009.3指導(dǎo)教師簽字基層教學(xué)單位主任簽字2011 年 11 月 29 日1 . 前言1.1 轉(zhuǎn)向系的發(fā)展11.2 國(guó)內(nèi)轉(zhuǎn)向器發(fā)展?fàn)顩r21.3 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容52 .轉(zhuǎn)向系系統(tǒng)分析52.1

3、轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)要求53 .轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)與計(jì)算83.1 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定83.1.1 原地轉(zhuǎn)向阻力矩83.1.2 轉(zhuǎn)向盤(pán)手力93.2 齒輪齒條設(shè)計(jì)93.3 齒條的強(qiáng)度計(jì)算113.3.1 齒條的受力分析113.3.2 齒條桿部受拉壓的強(qiáng)度計(jì)算133.3.3 齒條齒部彎曲強(qiáng)度的計(jì)算133.4 小齒輪的強(qiáng)度計(jì)算143.4.1 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算143.4.2 齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算174 .轉(zhuǎn)向器三維圖205 .轉(zhuǎn)向器部分零件圖216 .參考文獻(xiàn)237 .燕山大學(xué)專(zhuān)業(yè)綜合訓(xùn)練評(píng)審意見(jiàn)表24前言1.1 轉(zhuǎn)向系的發(fā)展轉(zhuǎn)向系是用來(lái)保持或者改變汽車(chē)行使方向的機(jī)構(gòu)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應(yīng)準(zhǔn)確，快速、平穩(wěn)地響應(yīng)駕駛員的轉(zhuǎn)

4、向指令，轉(zhuǎn)向行使后或受到外界擾動(dòng)時(shí)，在駕駛員松開(kāi)方向盤(pán)的狀態(tài)下，應(yīng)保證汽車(chē)自動(dòng)返回穩(wěn)定的直線行使?fàn)顟B(tài)。汽車(chē)工業(yè)是國(guó)民經(jīng)濟(jì)的支柱產(chǎn)業(yè)，代表著一個(gè)國(guó)家的綜合國(guó)力，汽車(chē)工業(yè)隨著機(jī)械和電子技術(shù)的發(fā)展而不斷前進(jìn)。到今天，汽車(chē)已經(jīng)不是單純機(jī)械意義上的汽車(chē)了，它是機(jī)械、電子、材料等學(xué)科的綜合產(chǎn)物。汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)也隨著汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展歷經(jīng)了長(zhǎng)時(shí)間的演變。傳統(tǒng)的汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是機(jī)械式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，汽車(chē)的轉(zhuǎn)向由駕駛員控制方向盤(pán)，通過(guò)轉(zhuǎn)向器等一系列機(jī)械轉(zhuǎn)向部件實(shí)現(xiàn)車(chē)輪的偏轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。隨著上世紀(jì)五十年代起，液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在汽車(chē)上的應(yīng)用，標(biāo)志著轉(zhuǎn)向系統(tǒng)革命的開(kāi)始。汽車(chē)轉(zhuǎn)向動(dòng)力的來(lái)源由以前的人力轉(zhuǎn)變?yōu)槿肆右簤褐?。液?/p>

5、助力系統(tǒng)HPS( Hydraulic Power Steering )是在機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增加了一個(gè)液壓系統(tǒng)而成。該液壓系統(tǒng)一般與發(fā)動(dòng)機(jī)相連，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)的時(shí)候，一部分發(fā)動(dòng)機(jī)能量提供汽車(chē)前進(jìn)的動(dòng)能，另外一部分則為液壓系統(tǒng)提供動(dòng)力。由于其工作可靠、技術(shù)成熟至今仍被廣泛應(yīng)用。這種助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要的特點(diǎn)是液壓力支持轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)，減小駕駛者作用在方向盤(pán)上的力，改善了汽車(chē)轉(zhuǎn)向的輕便性和汽車(chē)運(yùn)行的穩(wěn)定性。近年來(lái)，隨著電子技術(shù)在汽車(chē)中的廣泛應(yīng)用，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中也愈來(lái)愈多地采用電子器件。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)因此進(jìn)入了電子控制時(shí)代，相應(yīng)的就出現(xiàn)了電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。電液助力轉(zhuǎn)向可以分為兩類(lèi)：電動(dòng)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)EHPS( El

6、ectro-Hydraulic Power Steering )和電控液壓助力轉(zhuǎn)向ECHPS( Electronically Controlled Hydraulic Power Steering )。電動(dòng)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在液壓助力系統(tǒng)基礎(chǔ)上發(fā)展起來(lái)的，與液壓助力系統(tǒng)不同的是，電動(dòng)液壓助力系統(tǒng)中液壓系統(tǒng)的動(dòng)力來(lái)源不是發(fā)動(dòng)機(jī)而是電機(jī)，由電機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)，節(jié)省了發(fā)動(dòng)機(jī)能量，減少了燃油消耗。電控液壓助力轉(zhuǎn)向也是在傳統(tǒng)液壓助力系統(tǒng)基礎(chǔ)上發(fā)展而來(lái)，它們的區(qū)別是，電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)增加了電子控制裝置。電子控制裝置可根據(jù)方向盤(pán)轉(zhuǎn)向速率、車(chē)速等汽車(chē)運(yùn)行參數(shù)，改變液壓系統(tǒng)助力油壓的大小，從而實(shí)現(xiàn)在不同車(chē)速下

7、，助力特性的改變。而且電機(jī)驅(qū)動(dòng)下的液壓系統(tǒng)，在沒(méi)有轉(zhuǎn)向操作時(shí)，電機(jī)可以停止轉(zhuǎn)動(dòng)，從而降低能耗。雖然電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)克服了液壓助力轉(zhuǎn)向的一些缺點(diǎn)。但是由于液壓系統(tǒng)的存在，它一樣存在液壓油泄漏的問(wèn)題，而且電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)引入了驅(qū)動(dòng)電機(jī)，使得系統(tǒng)更加復(fù)雜，成本增加，可靠性下降。為了規(guī)避電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的缺點(diǎn)，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)EPS( ElectricPower Steering) 便應(yīng)時(shí)而生。它與前述各種助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大的區(qū)別在于，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中已經(jīng)沒(méi)有液壓系統(tǒng)了。原來(lái)由液壓系統(tǒng)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向助力由電動(dòng)機(jī)來(lái)完成。電動(dòng)助力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般由轉(zhuǎn)矩傳感器、微處理器、電動(dòng)機(jī)等組成?；竟ぷ髟硎牵?當(dāng)駕駛者轉(zhuǎn)

8、動(dòng)方向盤(pán)帶動(dòng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，安裝在轉(zhuǎn)動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)矩傳感器便將轉(zhuǎn)矩信號(hào)轉(zhuǎn)化為電信號(hào)并傳送至微處理器，微處理器根據(jù)轉(zhuǎn)矩信號(hào)并結(jié)合車(chē)速等其他車(chē)輛運(yùn)行參數(shù)，按照事先在程序中設(shè)定的處理方法得出助力電動(dòng)機(jī)助力的方向和助力的大小。自1988年日本鈴木公司首次在其Cervo 車(chē)上裝備該助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)至今，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)己經(jīng)得到人們的廣泛認(rèn)可。此后，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向技術(shù)得到迅速發(fā)展，其應(yīng)用范圍已經(jīng)從微型轎車(chē)向大型轎車(chē)和客車(chē)方向發(fā)展。1.2 汽車(chē)轉(zhuǎn)向器國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀轉(zhuǎn)向器是轉(zhuǎn)向系主要構(gòu)成的關(guān)鍵零件，隨著電子技術(shù)在汽車(chē)中的廣泛應(yīng)用，轉(zhuǎn)向裝置的結(jié)構(gòu)也有很大變化。從目前使用的普遍程度來(lái)看，主要的轉(zhuǎn)向器類(lèi)型有4 種：有蝸桿銷(xiāo)式（WP

9、 型 ）、蝸桿滾輪式（WR 型 ）、循環(huán)球式 （BS 型 ）、齒條齒輪式（RP 型 ）。這四種轉(zhuǎn)向器型式，已經(jīng)被廣泛使用在汽車(chē)上。據(jù)了解，在世界范圍內(nèi)，汽車(chē)循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占45左右，齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器占40左右，蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器占10左右，其它型式的轉(zhuǎn)向器占 5。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器一直在穩(wěn)步發(fā)展。在西歐小客車(chē)中，齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器有很大的發(fā)展。日本汽車(chē)轉(zhuǎn)向器的特點(diǎn)是循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占的比重越來(lái)越大，日本裝備不同類(lèi)型發(fā)動(dòng)機(jī) 的各類(lèi)型汽車(chē)，采用不同類(lèi)型轉(zhuǎn)向器，在公共汽車(chē)中使用的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，已由60 年代的62 5，發(fā)展到現(xiàn)今的100了（蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器在公共汽車(chē)上已經(jīng)被淘汰）。大、小型貨車(chē)大都采用循環(huán)球

10、式轉(zhuǎn)向器，但齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器也有所發(fā)展。微型貨車(chē)用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占65，齒條齒輪式占35。我國(guó)的轉(zhuǎn)向器生產(chǎn)，除早期投產(chǎn)的解放牌汽車(chē)用蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器，東風(fēng)汽車(chē)用蝸桿肖式轉(zhuǎn)向器之外，其它大部分車(chē)型都采用循環(huán)球式結(jié)構(gòu)，并都具有一定的生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)。目前解放、東風(fēng)也都在積極發(fā)展循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，并已在第二代換型車(chē)上普遍采用了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。由此看出，我國(guó)的轉(zhuǎn)向器也在向大量生產(chǎn)循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器發(fā)展在國(guó)外，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器實(shí)現(xiàn)了專(zhuān)業(yè)化生產(chǎn)，同時(shí)以專(zhuān)業(yè)廠為主、大力進(jìn)行試驗(yàn)和研究，大大提高了產(chǎn)品的產(chǎn)量和質(zhì)量。在日本“精工 ” （NSK）公司的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器就以成本低、質(zhì)量好、產(chǎn)量大，逐步占領(lǐng)日本市場(chǎng)，并向全世界銷(xiāo)售它的

11、產(chǎn)品。德國(guó) ZF 公司也作為一個(gè)大型轉(zhuǎn)向器專(zhuān)業(yè)廠著稱于世。它從1948 年開(kāi)始生產(chǎn)ZF 型轉(zhuǎn)向器，年產(chǎn)各種轉(zhuǎn)向器200 多萬(wàn)臺(tái)。還有一些比較大的轉(zhuǎn)向器生產(chǎn)廠，如美國(guó)德?tīng)柛９維AGINAW 分部；英國(guó) BURM#0； AN 公司都是比較有名的專(zhuān)業(yè)廠家，都有很大的產(chǎn)量和銷(xiāo)售面。專(zhuān)業(yè)化生產(chǎn)已成為一種趨勢(shì)，只有走這條道路，才能使產(chǎn)品質(zhì)量高、產(chǎn)量大、成本低，在市場(chǎng)上有競(jìng)爭(zhēng)力。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，已成為當(dāng)今世界汽車(chē)上主要的兩種轉(zhuǎn)向器；而蝸輪蝸桿式轉(zhuǎn)向器和蝸桿肖式轉(zhuǎn)向器，正在逐步被淘汰或保留較小的地位。在小客車(chē)上發(fā)展轉(zhuǎn)向器的觀點(diǎn)各異，美國(guó)和日本重點(diǎn)發(fā)展循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，比率都已達(dá)到或超過(guò)90；

12、西歐則重點(diǎn)發(fā)展齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，比率超過(guò)50，法國(guó)已高達(dá)95。由于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的種種優(yōu)點(diǎn)， 在小型車(chē)上的應(yīng)用（包括小客車(chē)、小型貨車(chē)或客貨兩用車(chē)）得到突飛猛進(jìn)的發(fā)展；而大型車(chē)輛則以循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器為主要結(jié)構(gòu)。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點(diǎn)：效率高，操縱輕便，有一條平滑的操縱力特性曲線，布置方便，特別適合大、中型車(chē)輛和動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配合使用；易于傳遞駕駛員操縱信號(hào)；逆效率高、回位好，與液壓助力裝置的動(dòng)作配合得好。可以實(shí)現(xiàn)變速比的特性，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，要求轉(zhuǎn)向靈敏，因此希望中間位置附近速比小，以提高靈敏性。大角度轉(zhuǎn)向位置轉(zhuǎn)向阻力大，但使用次數(shù)少，因此希望大角度位置速比大一

13、些，以減小轉(zhuǎn)向力。由于循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器可實(shí)現(xiàn)變速比，應(yīng)用正日益廣泛。通過(guò)大量鋼球的滾動(dòng)接觸來(lái)傳遞轉(zhuǎn)向力，具有較大的強(qiáng)度和較好的耐磨性。并且該轉(zhuǎn)向器可以被設(shè)計(jì)成具有等強(qiáng)度結(jié)構(gòu)，這也是它應(yīng)用廣泛的原因之一。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉(zhuǎn)向器的質(zhì)量比較小；傳動(dòng)效率高達(dá)90%；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動(dòng)小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧，能自動(dòng)消除間隙，這不僅可以提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度，還可以防止工作時(shí)產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉(zhuǎn)向器占用體積小；制造成本低?；谝陨险{(diào)查和轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點(diǎn)，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器和齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器將是以后轉(zhuǎn)向器的發(fā)展的趨勢(shì)

14、和潮流。1.3 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容本次設(shè)計(jì)以某款輕型汽車(chē)轉(zhuǎn)向器的參數(shù)作為依據(jù)，設(shè)計(jì)一款某輕型車(chē)的轉(zhuǎn)向器。根據(jù)該車(chē)型對(duì)于市場(chǎng)的定位及對(duì)制造成本的考慮，同時(shí)參考同類(lèi)車(chē)型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，將該車(chē)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)為一款機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，對(duì)轉(zhuǎn)向系系統(tǒng)做簡(jiǎn)單分析，并進(jìn)行轉(zhuǎn)向器零件設(shè)計(jì)、工藝性及尺寸公差等級(jí)分析，同時(shí)按以下步驟對(duì)轉(zhuǎn)向器及零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)方案論證：第一步對(duì)所選的轉(zhuǎn)向器總成進(jìn)行剖析；第二部利用所學(xué)的知識(shí)對(duì)總成中的零部件進(jìn)行力學(xué)分析和分析；第三步對(duì)分析中發(fā)現(xiàn)的不合理的設(shè)計(jì)進(jìn)行改進(jìn)。2轉(zhuǎn)向系系統(tǒng)分析2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求轉(zhuǎn)向系是用來(lái)保持或者改變汽車(chē)行使方向的機(jī)構(gòu)，包括轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)（轉(zhuǎn)向盤(pán)、轉(zhuǎn)向上、下軸、） 、轉(zhuǎn)

15、向器、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)（轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)）等。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應(yīng)準(zhǔn)確，快速、平穩(wěn)地響應(yīng)駕駛員的轉(zhuǎn)向指令，轉(zhuǎn)向行使后或受到外界擾動(dòng)時(shí)，在駕駛員松開(kāi)方向盤(pán)的狀態(tài)下，應(yīng)保證汽車(chē)自動(dòng)返回穩(wěn)定的直線行使?fàn)顟B(tài)。圖 2-1 轉(zhuǎn)向系1- 方向盤(pán)；2- 轉(zhuǎn)向上軸； 3- 托架； 4- 萬(wàn)向節(jié)；5- 轉(zhuǎn)向下軸；6- 防塵罩 ； 7-轉(zhuǎn)向器 ； 8- 轉(zhuǎn)向拉桿一般來(lái)說(shuō)，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求如下：轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比（方向盤(pán)轉(zhuǎn)角與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比）和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比。在轉(zhuǎn)向盤(pán)尺寸和轉(zhuǎn)向輪阻力一定時(shí)，角傳動(dòng)比增加，則轉(zhuǎn)向輕便，轉(zhuǎn)向靈敏度降低；角傳動(dòng)比減小，則轉(zhuǎn)向沉重，轉(zhuǎn)向靈敏度提高。 轉(zhuǎn)向角傳動(dòng)比不宜低于15-16 ； 也不

16、宜過(guò)大，通常以轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)和轉(zhuǎn)向輕便性來(lái)確定。一般來(lái)說(shuō)，轎車(chē)轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)不宜大于4 圈，對(duì)轎車(chē)來(lái)說(shuō)，有動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)的轉(zhuǎn)向力約為20 50； 無(wú)動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)為50 100N。轉(zhuǎn)向輪應(yīng)具有自動(dòng)回正能力。轉(zhuǎn)向輪的回正力來(lái)源于輪胎的側(cè)偏特性和車(chē)輪的定位參數(shù)。汽車(chē)的穩(wěn)定行使，必須保證有合適的前輪定位參數(shù)，并注意控制轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的內(nèi)部摩擦阻力的大小和阻尼值。轉(zhuǎn)向桿系和懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)共同作用時(shí)，必須盡量減小其運(yùn)動(dòng)干涉。應(yīng)從設(shè)計(jì)上保證各桿系的運(yùn)動(dòng)干涉足夠小。轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的球頭處，應(yīng)有消除因磨損而產(chǎn)生的間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)以及提高轉(zhuǎn)向系的可靠性。轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤(pán)應(yīng)有使駕駛員在車(chē)禍中避免或減輕傷害的防傷機(jī)構(gòu)。汽車(chē)在作轉(zhuǎn)

17、向運(yùn)動(dòng)時(shí)，所以車(chē)輪應(yīng)繞同一瞬心旋轉(zhuǎn)，不得有側(cè)滑；同時(shí)，轉(zhuǎn)向盤(pán)和轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動(dòng)方向一致。當(dāng)轉(zhuǎn)向輪受到地面沖擊時(shí)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳遞到方向盤(pán)上的反沖力要盡可能小在任何行使?fàn)顟B(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不應(yīng)產(chǎn)生擺振。機(jī)動(dòng)性是通過(guò)汽車(chē)的最小轉(zhuǎn)彎半徑來(lái)體現(xiàn)的，而最小轉(zhuǎn)彎半徑由內(nèi)轉(zhuǎn)向車(chē)輪的極限轉(zhuǎn)角、汽車(chē)的軸距、主銷(xiāo)偏移距決定的，一般的極限轉(zhuǎn)角越大，軸距和主銷(xiāo)偏移距越小，則最小轉(zhuǎn)彎半徑越小。轉(zhuǎn)向靈敏性主要通過(guò)轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)來(lái)體現(xiàn)，主要由轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比來(lái)決定。操縱的輕便性也由轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比決定，但其與轉(zhuǎn)向靈敏性是一對(duì)矛盾，轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比越大，則靈敏性提高，輕便性下降。為了兼顧兩者，一般采用變傳動(dòng)比的轉(zhuǎn)向器，或者采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向，還有就是

18、提高轉(zhuǎn)向系的正效率，但過(guò)高正效率往往伴隨著較高的逆效率。轉(zhuǎn)向時(shí)內(nèi)外車(chē)輪間的轉(zhuǎn)角協(xié)調(diào)關(guān)系是通過(guò)合理設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向梯形來(lái)保證的。對(duì)于采用齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)向系來(lái)說(shuō)，轉(zhuǎn)向盤(pán)與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的協(xié)調(diào)關(guān)系是通過(guò)合理選擇小齒輪與齒條的參數(shù)、合理布置小齒輪與齒條的相對(duì)位置來(lái)實(shí)現(xiàn)的，而且前置轉(zhuǎn)向梯形和后置轉(zhuǎn)向梯形恰恰相反。轉(zhuǎn)向輪的回正能力是由轉(zhuǎn)向輪的定位參數(shù)（主銷(xiāo)內(nèi)傾角和主銷(xiāo)后傾角）決定的，同時(shí)也受轉(zhuǎn)向系逆效率的影響。選取合適的轉(zhuǎn)向輪定位參數(shù)可以獲得相應(yīng)的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大則會(huì)增加轉(zhuǎn)向沉重感，太小則會(huì)使回正能力減弱，不能保持穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。轉(zhuǎn)向系逆效率的提高會(huì)使回正能力提高，但是會(huì)造成“

19、打手”現(xiàn)象。轉(zhuǎn)向系的間隙主要是通過(guò)各球頭皮碗和轉(zhuǎn)向器的調(diào)隙機(jī)構(gòu)來(lái)調(diào)整的。合理的選擇轉(zhuǎn)向梯形的斷開(kāi)點(diǎn)可以減小轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)干涉。3.轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)與計(jì)算3.1 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定為了行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。欲驗(yàn)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(dòng)轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)的阻力、車(chē)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。3.1.1 原地轉(zhuǎn)向阻力矩精確地計(jì)算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算汽 車(chē) 在 瀝 青 或 者 混 凝 土 路 面 上 的

20、原 地 轉(zhuǎn) 向 阻 力 矩 M R（N mm） ， 即M R f G13 ， 式中， f 為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取0.7； G1 為3p轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N） ； p為輪胎氣壓（MPa） 。G1 =55%meg=55%*(905+80+75*4)*9.8N=6926.15Nf G13 0.7 6926.153M R1 = .N=286775.33(N mm)R 3 p 30.221. f=0.72. 按汽車(chē)設(shè)計(jì)，G1 取滿載質(zhì)量m的 55%3. p=0.22Mpa4. 車(chē) 整 備 質(zhì) 量me =905kg3.1.2轉(zhuǎn)向盤(pán)手力作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力為：Fh 2L1MR 。 式中 L1 為轉(zhuǎn)向

21、搖臂長(zhǎng)；L2hL2DSWiw12為轉(zhuǎn)向節(jié)壁長(zhǎng)；Dsw為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑；iw為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比；為轉(zhuǎn)向器正效率。由汽車(chē)設(shè)計(jì)，L2 在 0.851.1 之間，可近似是1。L12L1M RFhL2DSWiw2*286775.33N mm400mm* 18*90%=88.15NTh Fh * Rsw=88.15*0.4*0.5 (N m)=17。 702(N mm)1. 轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑Dsw在 380550mm之間，選Dsw =400mm2. 齒 輪 齒 條 最 大 正 傳 動(dòng) 效 率 =90%3. 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比iw在 1719 間，選 iw=183.2 齒輪齒條設(shè)計(jì)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒輪。齒輪模

22、數(shù)多在2 3mm之間，主動(dòng)小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5 7 個(gè)齒范圍變化，壓力角去20 0，齒輪螺旋角的取值范圍多為90 150。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達(dá)到最大偏轉(zhuǎn)角時(shí)，相應(yīng)的齒條移動(dòng)行程應(yīng)達(dá)到的值來(lái)確定。變速比的齒輪壓力角，對(duì)現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在120 350范圍內(nèi)變化。此外，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)驗(yàn)算齒輪的抗彎強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度。齒條選用45 鋼制造，而主動(dòng)小齒輪選用20CrMo材料制造，為減輕質(zhì)量殼體用鋁合金壓鑄。正確嚙合條件：m1 m2 m ；12； B1B2根據(jù)設(shè)計(jì)的要求，齒輪齒條的主要參數(shù)見(jiàn)下表：表 1 齒輪齒條的主要參數(shù)名稱齒輪齒條齒數(shù) Z622模數(shù) Mn2.52.5壓力角n200200螺旋角 1= 120 2=- 1

23、20變位系數(shù)Xn00齒輪：d1 = mn z cos 1 =15.3齒頂高h(yuǎn)a齒輪：ha1(h*a1xn )* mn = 2.5齒條：ha2h*a2 *mn2.5齒根高h(yuǎn)f*齒輪：hf1(h*a2 c1 xn) * mn = 3.125齒條：hf 2 (h*a1 c*2)* mn = 3.125齒全高 h齒輪：h1ha1hf15.625齒條：h2ha2hf25.625齒頂圓da齒輪：da1d12ha1= 20.3齒根圓d f齒輪：df1d12hf19.05基圓直徑db由 tg t tg n cos 得 t 20.41齒輪： db1d1 * cos t 14.34表 2 齒輪齒條的結(jié)構(gòu)尺寸名稱齒

24、輪齒條分度圓直徑d115.3齒頂高h(yuǎn)a2.52.5齒根高h(yuǎn)f3.1253.125齒全高h(yuǎn)5.6255.625齒頂圓da20.3齒根圓d f9.05基圓直徑db14.34齒寬b40203.3 齒條的強(qiáng)度計(jì)算3.3.1 齒條的受力分析在本設(shè)計(jì)中，選取轉(zhuǎn)向器輸入端施加的扭矩T = 20Nm，齒輪傳動(dòng)一般均加以潤(rùn)滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計(jì)算輪齒受力時(shí)，可不予考齒輪齒條的受力狀況類(lèi)似于斜齒輪，齒條的受力分析如圖如圖， 作用于齒條齒面上的法向力Fn， 垂直于齒面，將 Fn 分解成沿齒條徑向的分力（徑向力）Fr，沿齒輪周向的分力（切向力）Ft，沿齒輪軸向的分力（軸向力）Fx 。各力的大小為：Ft=2

25、T/dFr=Ft*tg n/ cos 1Fx=Ft*tg 1Fn = Ft/（cos n *cos 1）齒輪軸分度圓螺旋角 （由表 1 查得）n 法面壓力角 （由表 1 查得）齒輪軸受到的切向力：Ft = 2T/d = 2614.38 NT作用在輸入軸上的扭矩，T取 20Nmd齒輪軸分度圓的直徑，齒條齒面的法向力：Fn=Ft/(cos n *cos 1) =2841N齒條牙齒受到的切向力：Fxt Fn * cos n =2669.67N齒條桿部受到的力：F Fxt * co s 2 = 2611.33N3.3.2 齒條桿部受拉壓的強(qiáng)度計(jì)算計(jì)算出齒條桿部的拉應(yīng)力：= F / A =11.1N/m

26、m2F齒條受到的軸向力A齒條根部截面積， A =334.6mm2由于強(qiáng)度的需要，齒條長(zhǎng)采用45 鋼制造，其抗拉強(qiáng)度極限是b =690N/mm2 ,( 沒(méi)有考慮熱處理對(duì)強(qiáng)度的影響)2。因此< b所以，齒條設(shè)計(jì)滿足抗拉強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。3.3.3 齒條齒部彎曲強(qiáng)度的計(jì)算齒條牙齒的單齒彎曲應(yīng)力：2F0 6* Fxt* h1/b*s2式中： Fxt 齒條齒面切向力b 危險(xiǎn)截面處沿齒長(zhǎng)方向齒寬h1 齒條計(jì)算齒高S 危險(xiǎn)截面齒厚從上面條件可以計(jì)算出齒條牙齒彎曲應(yīng)力：F0 6* 2669.67* 5.625 20*3.162 =451.16N/mm2上式計(jì)算中只按嚙合的情況計(jì)算的，即所有外力都作用在一個(gè)齒

27、上了，實(shí)際上齒輪齒條的總重合系數(shù)是2.63（理論計(jì)算值）， 在嚙合過(guò)程中至少有2 個(gè)齒同時(shí)參加嚙合，因此每個(gè)齒的彎曲應(yīng)力應(yīng)分別降低一倍。F01 F 0 2 = 182.2N/mm 2齒條的材料我選擇是45 剛制造，因此：抗拉強(qiáng)度b 690N/mm2 （ 沒(méi)有考慮熱處理對(duì)強(qiáng)度的影響）。齒部彎曲安全系數(shù)S = b / F01 = 3.8因此，齒條設(shè)計(jì)滿足彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。又滿足了齒面接觸強(qiáng)度，符合本次設(shè)計(jì)的具體要求。3.4 小齒輪的強(qiáng)度計(jì)算3.4.1 .齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算計(jì)算斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的接觸應(yīng)力時(shí)，推導(dǎo)計(jì)算公式的出發(fā)點(diǎn)和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點(diǎn)：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于

28、提高接觸強(qiáng)度；重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)。齒輪的計(jì)算載荷為了便于分析計(jì)算，通常取沿齒面接觸線單位長(zhǎng)度上所受的載荷進(jìn)行計(jì)算。沿齒面接觸線單位長(zhǎng)度上的平均載荷P（單位為N/mm）為FnLFn 作用在齒面接觸線上的法向載荷L 沿齒面的接觸線長(zhǎng)，單位 mm法向載荷Fn 為公稱載荷，在實(shí)際傳動(dòng)中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節(jié)誤差和齒形誤差的影響，會(huì)使法面載荷增大。此外，在同時(shí)嚙合的齒對(duì)間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對(duì)齒上，載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計(jì)算載荷的強(qiáng)度時(shí)，應(yīng)按接觸線單位長(zhǎng)度上的最大載荷，即計(jì)算Pca (單位N/mm)進(jìn)行計(jì)算。即mPca = KP =K nLK 載荷系數(shù)載荷系數(shù)K包括

29、： 使用系數(shù)KA， 動(dòng)載系數(shù)KV， 齒間載荷分配系數(shù)K及齒向載荷分布數(shù)K ，即K = KA KV K K使用系數(shù)K A是考慮齒輪嚙合時(shí)外部領(lǐng)接裝置引起的附加動(dòng)載荷影響的系數(shù)。KA = 1.0動(dòng)載系數(shù)KV齒輪傳動(dòng)制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動(dòng)載系數(shù)。KV = 1.0齒間載荷系數(shù)K齒輪的制造精度7 級(jí)精度2KH = 1.2齒向荷分配系數(shù)K齒寬系數(shù) d = b/d 1 = 18.14/12.13 = 1.523KH = 1.12+0.18(1+0.6 d2) + 0.23*10 3b = 1.5所以載荷系數(shù)K= KA KV KH KH = 1*1*1.2*1.5

30、 = 1.8斜齒輪傳動(dòng)的端面重合度= bsin /( mn) = 0.318 d*z1tan = 1.65在斜齒輪傳動(dòng)中齒輪的單位長(zhǎng)度受力和接觸長(zhǎng)度如下：P ca = KP =K n LLbcos 1Fn = Ft/(cos n *cos 1)所以P KFnca LKFtKFtbb cos tcos t cos 1tcos 1可以認(rèn)為一對(duì)斜齒圓柱齒輪嚙合相當(dāng)于它們的當(dāng)量直齒輪嚙合，利用赫茲公式，代入當(dāng)量直齒輪的有關(guān)參數(shù)后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面=1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67= 296N/mm接觸疲勞強(qiáng)度校核公式2式中：=ZEZHsinHbKd1Ft *1 HZ E 彈性

31、系數(shù)2cos bKFt1t * cos t bd1 a主動(dòng)小齒輪選用材料20CrMo制造， 根據(jù)材料選取1，2均為 0.3， E1 ，E2都為合金鋼， 取 189.8 MPa1/2求得 Z E = 5.7ZH 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZHsin t *cos t2cos bZH = 2.24齒輪與齒條的傳動(dòng)比u , u 趨近于無(wú)窮則 u11 u所以H = 51.6 MPa小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1 = 1000 MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N = 2*10 5所以 KHN = 1.1計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S = 1 ，可得H KHN Hlim = 1.1*1000MPa = 1100MPa（ 4-38）SKHN 接觸疲勞壽命系數(shù)由此可得H < H所以，齒輪所選的參數(shù)滿足齒輪設(shè)計(jì)的齒面接觸疲勞強(qiáng)度要求。3.4.2 齒輪