齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計

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1、遼寧工程技術(shù)大學(xué)課程設(shè)計 1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器簡介 1.1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系 轉(zhuǎn)向系是通過對 左、右轉(zhuǎn)向之間的合理匹配來保證汽車能沿著理想的軌跡運動的機構(gòu)，它由轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 轉(zhuǎn)向器 和專項傳動機構(gòu)組成 。 齒輪齒條機械轉(zhuǎn)向器是將司機對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動變?yōu)榛螨X條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動，并按照一定的角傳動比和力傳動比進行傳遞的機構(gòu)。 機械轉(zhuǎn)向器與動力系統(tǒng)相結(jié)合，構(gòu)成動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。高級轎車和中興載貨汽車為了使轉(zhuǎn)向輕便，多采用這種動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。采用液力式動力轉(zhuǎn)向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)。 1.2轉(zhuǎn)向系設(shè)計要求 通常，對轉(zhuǎn)向系的主要要

2、求是: (1)保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內(nèi)，具有迅速和小半徑轉(zhuǎn)彎的能力，同時操作輕便; (2) 汽車轉(zhuǎn)向時，全部車輪應(yīng)繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，不應(yīng)有側(cè)滑; (3) 傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖要盡可能的小; (4) 轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動回正，并應(yīng)使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài); (5) 發(fā)生車禍時，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最好有保護機構(gòu)防止傷及乘員； (6) 轉(zhuǎn)向器和專項傳動機構(gòu)因摩擦產(chǎn)生間隙時，應(yīng)能調(diào)整而消除之。 2轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 2.1轉(zhuǎn)向器的效率 功率P1從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號 η+表

3、示，η+=(P1—P2)／Pl；反之稱為逆效率，用符號η-表示，η- =(P3—P2)／P3。式中，P2為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；P3為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。為了保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤輕便，要求正效率高。為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉(zhuǎn)向盤上要盡可能小，防止打手又要求此逆效率盡可能低。 2.1.1轉(zhuǎn)向器正效率η+ 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 (1)轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與效率 在前述四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的

4、正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結(jié)構(gòu)之一。第一種結(jié)構(gòu)除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種轉(zhuǎn)向器的效率僅有54％。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗結(jié)果分別為70％和75％。 轉(zhuǎn)向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正或逆效率提高約10％。 (2)轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與效率 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率

5、可用下式計算 （2.1） 式中，αo為蝸桿(或螺桿)的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為摩擦因數(shù)。 2.1.2轉(zhuǎn)向器逆效率η- 根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉(zhuǎn)向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕

6、駛。屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺；因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。 極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上述兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器要小。 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計算

7、 （2.2） 式(2.1)和式(2.2)表明：增加導(dǎo)程角αo,正、逆效率均增大。受η-增大的影響，αo不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負(fù)值或者為零，此時表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于摩擦角。通常螺線導(dǎo)程角選在8～10之間。 2.2傳動比的變化特性 2.2.1轉(zhuǎn)向系傳動比 轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比 從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2Fw與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比，即 ip=2Fw／Fh 。 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角速度 ωw 與

8、同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 ωk 之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比，即；式中，dφ 為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；dβk 為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；dt為時間增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比iw 和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比iw′ 所組成，即 iwo=iw iw′ 。 轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度ωK之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比iw′, 即。 式中,dβp為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)向器。 搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度ωp與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比iw′，即。 2.2.2．力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 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)向阻力矩 Mr 之間有如下關(guān)系

9、 （2.3） 式中，α為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh可用下式表示 （2.4） 式中，Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑。 將式(1.3)、式(1.4)代入 ip=2Fw／Fh 后得到 （2.5） 分析式(2.5)可知，當(dāng)主銷偏移距a小時，力傳動比 ip 應(yīng)取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。通常轎車的 a 值在0．4～0．6倍輪胎的胎面寬度尺寸

10、范圍內(nèi)選取，而貨車的d值在40～60mm范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤直徑 Dsw 根據(jù)車型不同在JB4505—86轉(zhuǎn)向盤尺寸標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的系列內(nèi)選取。 如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2Mr／Mh可用下式表示 （2.6） 將式(1.6)代人式(1.5)后得到 （2.7） 當(dāng) α 和 Dsw 不變時，力傳動比 ip 越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但 iwo 也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。 根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等， 即 Pbl=Pb2。其中齒輪基圓齒距Pbl=πmlcosα1，齒條基圓齒距 Pb2

11、=πm2cosα2 。由上述兩式可知：當(dāng)齒輪具有標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m1和標(biāo)準(zhǔn)壓力角α1與一個具有變模數(shù)m2、變壓力角α2的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosoαl=m2cosoα2時，它們就可以嚙合運轉(zhuǎn)。如果齒條中部(相當(dāng)汽車直線行駛位置)齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小(模數(shù)也隨之減小)，則主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉(zhuǎn)向器的傳動比是變化的。 循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器的角傳動比 iw=2πr／P。因結(jié)構(gòu)原因，螺距 P 不能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑 r 的方法，達到使循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器實現(xiàn)變速比的目的。 隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角變化，轉(zhuǎn)向器角傳動比可以

12、設(shè)計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的因素，主要是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷小，在轉(zhuǎn)向盤全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，駕駛員不存在轉(zhuǎn)向沉重問題。裝用動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩由動力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比并能減少轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)，以提高汽車的機動能力。 轉(zhuǎn)向盤在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜過小。過小則在汽車高速直線行駛時，對轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角過分敏感和使反沖效應(yīng)加大，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運動有困難。直行位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜低于15～16。  3齒輪齒條式式轉(zhuǎn)向器設(shè)計計算 3.1 參數(shù)選擇 由汽車類型齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒

13、輪模數(shù)為：m=3mm，齒數(shù)為z=7，壓力角為=20，螺旋角為14。 齒條模數(shù):m=3mm,齒數(shù)為 z=21，壓力角=20，螺旋角為14。 3.2齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計與計算 3.2.1 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 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(fù)荷、路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。 精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經(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)向阻力矩MR(N

14、mm)。 表3-1 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計算 Table 3-1 steering resistance moment calculation of MR 設(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 式中 f——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)； ——轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，單位為N； P——輪胎氣壓，單位為。 f=0.7 =10902.5N p=0.179 =627826.2 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh為： 表3-2 轉(zhuǎn)向盤手力Fh的計算 Table 3-2 steering efforts Fh calculation 設(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長, 單位為mm

15、； ——原地轉(zhuǎn)向阻力矩, 單位為Nmm ——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長, 單位為mm； ——為轉(zhuǎn)向盤直徑,單位為mm； Iw——轉(zhuǎn)向器角傳動比； η+——轉(zhuǎn)向器正效率。 因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。 =627826.2 =380mm iw=15 =90% =244.8N 對給定的汽車，用上式計算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計算載荷。 梯形臂長度的計算： 表3-3 梯形臂長度L2的計算 Table 3-3 trapezoid arm length L2 is calculated 設(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 輪輞直徑= 15in=

16、1525.4=381mm 梯形臂長度 =0.8/2=3810.8/2 =152.4mm,取=150mm =150mm 輪胎直徑的計算RT： 表3-4 輪胎直徑RT的計算 Table 3-4 tire diameter RT calculation 設(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 =381+0.55205=493.75mm 取=500mm =500mm 轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的確定： 表3-5 轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的計算 Table 3-5 steering cross rod diameter calculation 設(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 =; 取=18mm

17、初步估算主動齒輪軸的直徑： 表3-6 主動齒輪軸的計算 Table 3-6 driving gear shaft calculation 設(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 =140MPa 取=16mm 3.2.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 1. EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的主要元件 1) 齒條 齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉(zhuǎn)向桿系的搖桿和轉(zhuǎn)向搖臂，并保證轉(zhuǎn)向橫拉桿在適當(dāng)?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉(zhuǎn)向桿系的轉(zhuǎn)向直拉桿。導(dǎo)向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫

18、拉桿，使前輪轉(zhuǎn)向(圖3.3-1）。 圖3.3-1 齒條 Figure 3.3-1 rack 表3-7 齒條的尺寸設(shè)計參數(shù) Table 3-7 rack size design parameters 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)() 1 總長 767 2 直徑 30 3 齒數(shù) 21 4 法向模數(shù) 3 2) 齒輪 齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此，轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上

19、的球軸承支承。 斜齒的彎曲增加了一對嚙合齒輪參與嚙合的齒數(shù)。相對直齒而言，斜齒的運轉(zhuǎn)趨于平穩(wěn)，并能傳遞更大的動力。 表3-8 齒輪軸的尺寸設(shè)計參數(shù) Table 3-8 gear shaft size design parameters 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)(mm) 1 總長 130 2 齒寬 55 3 齒數(shù) 7 4 法向模數(shù) 3 5 螺旋角 14 6 螺旋方向 左旋 3) 轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部 轉(zhuǎn)向橫拉桿與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當(dāng)這些球頭銷依制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預(yù)載荷

20、。防塵套夾在轉(zhuǎn)向器兩側(cè)的殼體和轉(zhuǎn)向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。 轉(zhuǎn)向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。側(cè)面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（見圖3.3-2）。 1- 橫拉桿 2-鎖緊螺母3-外接頭殼體 4-球頭銷 5-六角開槽螺母 6-球碗 7-端蓋 8-梯形臂 9-開口銷 注：轉(zhuǎn)向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉(zhuǎn)向盤的運動。 圖3.3-2 轉(zhuǎn)向橫拉桿外接頭 Figure 3.3-2 steering tie rod joints 表3-9 轉(zhuǎn)向橫拉桿及接頭的尺寸設(shè)計參數(shù) Table 3-9 steering cross rod and

21、 the size of the connector design parameters 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)() 1 橫拉桿總長 239.52 2 橫拉桿直徑 15 3 螺紋長度 60 4 外接頭總長 120 5 球頭銷總長 62 6 球頭銷螺紋公稱直徑 M101 7 外接頭螺紋公稱直徑 M121.5 8 內(nèi)接頭總長 65.3 9 內(nèi)接頭螺紋公稱直徑 M161.5 4) 齒條調(diào)整 一個齒條導(dǎo)向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導(dǎo)向座1和與殼體螺紋連接的調(diào)節(jié)螺塞3之間連有一個彈簧2。此調(diào)節(jié)螺塞

22、由鎖緊螺母固定4。齒條導(dǎo)向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預(yù)緊力，此預(yù)緊力會影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋（見圖3.3-3）。 圖3.2-3 齒條間隙調(diào)整裝置 Figure 3.2-3 rack clearance adjusting device 表3-10 齒條調(diào)整裝置的尺寸設(shè)計參數(shù) Table 3-10 rack adjusting device size design parameters 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)(mm) 1 導(dǎo)向座外徑 40 2 導(dǎo)向座高度 29 3 彈簧總?cè)?shù) 6.43 4 彈簧節(jié)距 7.92 5 彈簧外徑

23、 29 6 彈簧工作高度 34.59 7 螺塞螺紋公稱直徑 M442 8 螺塞高度 28 9 鎖止螺塞高度 10 10 轉(zhuǎn)向器殼體總長/高 615/146.5 11 轉(zhuǎn)向器殼體內(nèi)/外徑 40/56 2. 轉(zhuǎn)向傳動比 當(dāng)轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動大約60。若傳動比是1:1，轉(zhuǎn)向盤旋轉(zhuǎn)1，前輪將轉(zhuǎn)向1，轉(zhuǎn)向盤向任一方向轉(zhuǎn)動30將使前輪從鎖點轉(zhuǎn)向鎖點。這種傳動比過于小，因為轉(zhuǎn)向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉(zhuǎn)向角傳動比必須使前輪轉(zhuǎn)動同樣角度時需要更大的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角。 15

24、:1的傳動比較為合理。在這樣的傳動比下，轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動15，前輪轉(zhuǎn)向1。為了計算傳動比，可將鎖點到鎖點過程中轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的度數(shù)除以此時轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的度數(shù)。 3. EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的安裝 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器可安在前橫梁上或發(fā)動機后部的前圍板上（見圖3.3-4）。橡膠隔振套包在轉(zhuǎn)向器外，并固定在橫梁上或前圍板上。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的正確安裝高度，使轉(zhuǎn)向橫拉桿和懸架下擺臂可平行安置。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中磨擦點的數(shù)目減少了，因此這種系統(tǒng)輕便緊湊。大多數(shù)承載式車身的前輪驅(qū)動汽車用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向機構(gòu)。由于齒條直接連著梯形臂，這種轉(zhuǎn)向機構(gòu)可提供好的路感。 在轉(zhuǎn)向器與支承托架之間裝有大的橡膠隔振墊，這些襯墊

25、有助于減少路面的噪聲、振動從轉(zhuǎn)向器傳到底盤和客艙。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器裝在前橫梁上或前圍板上。轉(zhuǎn)向器的正確安裝對保證轉(zhuǎn)向橫拉桿與懸架下擺臂的平行關(guān)系有重要作用。為保持轉(zhuǎn)向器處在正確的位置，在轉(zhuǎn)向器安裝的位置處，前圍板有所加固。 圖3.2-4 轉(zhuǎn)向器的安裝位置 Figure 3.2-4 steering installation position 4. 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計要求 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個齒范圍變化，壓力角取20，齒輪螺旋角取值范圍多為9～15。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應(yīng)的齒條移

26、動行程應(yīng)達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在12～35范圍內(nèi)變化。此外，設(shè)計時應(yīng)驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。 主動小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。 5. 齒輪軸和齒條的設(shè)計計算 表3-11 齒輪軸和齒條的設(shè)計計算 Table 3-11 gear shaft and rack design calculation 設(shè)計計算和說明 計算結(jié)果 1.選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應(yīng)力 (1) 選擇材料及熱處理方式 小齒輪16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC 大齒輪 45鋼 表面淬

27、火，齒面硬度56-56HRC (2) 確定許用應(yīng)力 a)確定和 b)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。 c)計算許用應(yīng)力 取, = = 應(yīng)力修正系數(shù) = = 2.初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 (1) 選擇齒輪類型 根據(jù)齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案 (2) 選擇齒輪傳動精度等級 選用7級精度 (3) 初選參數(shù) 初選 =7 =21 =0.8 =0.7 =0.89 按當(dāng)量齒數(shù) (4) 初步計算齒輪模數(shù) 轉(zhuǎn)矩290.70.16=46.51=39168 閉式硬齒面?zhèn)鲃?，按齒根彎曲疲勞強

28、度設(shè)計。 = =2.474 (5) 確定載荷系數(shù) =1，由, /100=0.000896,=1；對稱布置，取=1.06； 取=1.3 則=111.061.3=1.378 (6) 修正法向模數(shù) =2.474=2.461mm 圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取=3 3.確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸 (1) 分度圓直徑 ==21.64 (2) 齒頂圓直徑 =21.64+2 =21.64+23(1+0)=27.64 (3) 齒根圓直徑 =21.64-2 =21.64-231.25=14.14 (4) 齒寬 =0.821.64=17.312 因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須

29、相等，即。 齒輪法面基圓齒距為 齒條法面基圓齒距為 取齒條法向模數(shù)為=3 (5) 齒條齒頂高 =3(1+0)=3 (6) 齒條齒根高 =3(1+0.25-0)=3.75 (7) 法面齒距 =4.71 4.校核齒面接觸疲勞強度 由表7-5，=189.8 由圖7-15，=2.45 取=0.8，==0.985 所以 =189.82.450.80.985 =1311.28 5.結(jié)構(gòu)設(shè)計和繪制零件圖 詳見零件圖 斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合

30、傳動 7級精度 39168 =1.378 =3 =21.64 =27.64 =14.14 取=20 =3 =3.75 =4.7 齒面接觸疲勞強度滿足要求 3.2.3 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運動分析 圖3.3-5 轉(zhuǎn)向橫拉桿的運動分析簡圖 Figure 3.3-5 steering cross rod motion analysis diagram 當(dāng)轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)

31、動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動約60。當(dāng)轉(zhuǎn)向輪右轉(zhuǎn)30，即梯形臂或轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至?xí)r，齒條左端點移至的距離為 30=150cos30=129.904 =150-129.904=20.096 30=75 ==339.4 =339.4-80=259.4 =340-259.4=80.6 同理計算轉(zhuǎn)向輪左轉(zhuǎn)30，轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至?xí)r，齒條左端點E移至的距離為 =75 =339.4 =75+339.4-340=74.4 齒輪齒條嚙合長度應(yīng)大于 即 =80.6+74.4=160 取L=200 3.2.

32、4 齒輪齒條傳動受力分析 若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點P的法向力Fn可分解為徑向力Fr和分力F，分力F又可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。 =239168/21.64=3619.96 =1357.90 =937.83902.56 1.軸的受力分析 (1) 畫軸的受力簡圖。 (2) 計算支承反力 在垂直面上 在水平面上 (3) 畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面左側(cè)、右側(cè) 在垂直面上，a-a剖面左側(cè) a-a剖面右側(cè) 合成彎矩，a-a剖面左側(cè) a-a剖面右側(cè) (4) 畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩 =3619.9610.82=39

33、167.97 2.判斷危險剖面 顯然，a-a截面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)可能是危險剖面。 3.軸的彎扭合成強度校核 由《機械設(shè)計》[3]查得，， =60/100=0.6。 a-a截面左側(cè) 4.軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 查得, ,； 。 a-a截面左側(cè) 查得；由表查得絕對尺寸系數(shù) 軸經(jīng)磨削加工，查得質(zhì)量系數(shù)β=1.0。則 彎曲應(yīng)力 應(yīng)力幅 平均應(yīng)力 切應(yīng)力 安全系數(shù) 查得許用安全系數(shù)[S]=1.3～1.5，顯然S>

34、[S]，故a-a剖面安全。 圖3.3-6 齒輪軸校核分析圖 Figure 3.3-6 check analysis of gear shaft 3.2.5 間隙調(diào)整彈簧的設(shè)計計算 設(shè)計要求：設(shè)計一圓柱形壓縮螺旋彈簧，載荷平穩(wěn)，要求=1411N時，<10mm,彈簧總的工作次數(shù)小于，彈簧中要能寬松地穿過一根直徑為φ18mm的軸；彈簧兩端固定；外徑,自由高度。 (1) 選擇材料 由彈簧工作條件可知，對材料無特殊要求，選用C組碳素彈簧鋼絲。因彈簧的工作次數(shù)小于，載荷性質(zhì)屬Ⅱ類，。 (2)

35、 計算彈簧絲直徑 表3-12 彈簧絲直徑的計算 Table 3-12 spring wire diameter calculation 計算項目 計算依據(jù)和內(nèi)容 計算結(jié)果 1) 選擇旋繞比 2) 估 3) 初算彈簧絲直徑 4) 計算曲度系數(shù) 5) 計算彈簧絲的許用切應(yīng)力 6) 計算彈簧絲直徑 取=4 按30mm、16mm,取 =6 =1.404 =0.45=0.451700=765 ==5.150 取=4 =1.404 [τ]=765 取=5 (3) 計算彈簧圈數(shù)和彈簧的自由高度 表3-13 彈簧圈數(shù)和自由高度的計算 Table

36、3-13 coil number and free height calculation 計算項目 計算依據(jù)和內(nèi)容 計算結(jié)果 1)工作圈數(shù) 2)總?cè)?shù) 3)節(jié)距 4)自由高度 ==4.43 各端死圈取1，故 , 則,取 =4.437.92+1.55=42.59 =4.43 =6.5 =7.92 =42.59 (4) 穩(wěn)定性驗算 高徑比 b=H0/D2=42.59/20=2.1295<5.3 滿足穩(wěn)定性要求。 (5) 檢查δ及δ1 鄰圈間隙 δ=

37、t-d=7.92-5=2.92mm 彈簧單圈的最大變形量 λmax/n=8/4.43=1.81mm 故在最大載荷作用下仍留有間隙δ1, δ1=2.92-1.81=1.11>0.1d (6) 幾何參數(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸的確定 彈簧外徑 D=D2+d=24+5=29mm 彈簧內(nèi)徑 D1=D2-d=24-5=19mm (7) 彈簧工作圖 τs=1.25[τ]=1.25765=956.25MPa 彈簧的極限載荷 Flim==3.1452956.25/(841.4)=1670N 彈簧的安裝載荷 Fmin=0.9Fmax=0.914

38、11=1269.9N 彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=800005/(8434.43)=176.35N/mm 安裝變形量 λmin=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm 最大變形量 λmax=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm 極限變形量 λlim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm 安裝高度 H1=H0-λmin=42.59-7.20=35.39mm 工作高度 H2=H0-λmax=42.59-8=34.59mm 極限高度

39、 H3=H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm 3.2.6 齒輪軸軸承的校核 校核軸承，軸承間距75mm,軸承轉(zhuǎn)速n=15r/min,預(yù)期壽命L′h=12000h 1.初步計算當(dāng)量動負(fù)荷 X=0.56,暫選一近似中間值Y=1.5。另查表得fp=1.2 P′=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56705.5+1.5468.9)=1318.12N 2.計算軸承應(yīng)有的基本額定動負(fù)荷C′r 查表得,ft=1,又ε=3 3.初選軸承型號 查《機械工程及自動化簡明設(shè)計手冊》,選擇6204軸承,Cr=12.8KN，其基本額定靜負(fù)荷Cor=6.65KN

40、 4.驗算并確定軸承型號 1) FA/Cor=469/6650=0.071,e為0.27,軸向載荷系數(shù)Y應(yīng)為1.6 2) 計算當(dāng)量動載荷 Pr=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56141143/75+1.6469)=1444N 3) 驗算6204軸承的壽命 Lh= >12000h 即高于預(yù)期壽命，能滿足要求。上軸承選擇比下軸承稍大的型號6205,同樣滿足要求。 3.2.7 鍵的計算 ∵σp= [σp]=120MPa 式中 T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為Nmm； d——軸的直徑，單位為mm； l——鍵的接觸長度，單位為mm； K——鍵與輪轂接觸高度，K≈h/2,單位

41、為mm； [σp]——許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa。 選用A型鍵 公稱尺寸bh=66 根據(jù)具體情，鍵的接觸長度l應(yīng)該大于15mm,則L≥15+6=21mm 圓頭普通平鍵(A型)的尺寸參考GB1096-79 鍵和鍵槽的斷面尺寸參考GB1095-79 4結(jié)論 通過計算和畫圖一些尺寸被重新修訂，在這次設(shè)計中我學(xué)到了汽車設(shè)計的許多知識，邊計算邊畫圖，從開始選擇汽車轉(zhuǎn)向器的效率開始，然后設(shè)計轉(zhuǎn)向器齒條齒扇機構(gòu)，經(jīng)過校核強度，再進行參數(shù)調(diào)整，進行修改。在設(shè)計中，我對一些知識又有了重新認(rèn)識，系統(tǒng)的學(xué)習(xí)了轉(zhuǎn)

42、向器部分的知識，但深知自己還欠缺很多知識，在設(shè)計中會存在一些毛病，我期待我今后能有機會改進。 汽車設(shè)計涉及到許多知識，做設(shè)計的人必須認(rèn)真細(xì)致地對待，從設(shè)計參數(shù)出發(fā)，深入細(xì)節(jié)，并能勇于突破創(chuàng)新，敢于修改，樂于改進。這次課程設(shè)計使我受益匪淺。 參考文獻 [1] 林家讓主編.汽車構(gòu)造底盤篇.北京：電子工業(yè)出版社,2004.1 [2] 陳家瑞主編.汽車構(gòu)造：下冊.北京：人民郵電出版社，2000 [3] 莊繼德.汽車系統(tǒng)工程.北京：機械工業(yè)出版社，1997 [4] 汪卸建主編.汽車底盤簡明教學(xué)圖解.電子工業(yè)出版社,2003 [5] 周林福主編.汽車底盤構(gòu)造于維修.北京：人民交通出版社，2002 [6] 余志生主編.汽車?yán)碚?北京：機械工業(yè)出版社，2001 [7] 龔微寒主編.汽車現(xiàn)代設(shè)計制造.北京：人民交通出版社，1995 [8] 鞏云鵬主編.機械設(shè)計課程設(shè)計.沈陽：東北大學(xué)出版2002.12 [9] 蔡春源主編.機械零件設(shè)計手冊.北京：冶金工業(yè)出版社，1994 [10] 鄭志祥，劉天一.機械零件.北京：機械工業(yè)出版社，1992 [11] 許鎮(zhèn)宇，朱景梓.機械零件.北京：人民教育出版社，1998 27