I汽車齒輪齒條式轉向系設計摘 要汽車的轉向系統(tǒng)的性能是汽車的主要性能之一，轉向性能直接影響到汽車的操縱穩(wěn)定性，它對于確保車輛的安全行駛、減少交通事故以及保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要的作用。齒輪齒條式轉向器是將司機對轉向盤的轉動變?yōu)辇X條沿軸向移動，并按照一定的角傳動比和力傳動比進行傳遞的機構。其基本結構是一對相互嚙合的齒輪和齒條，轉向軸帶動小齒輪旋轉時，齒條便做直線運動，同時靠齒條帶動橫拉桿就可使轉向輪轉向，所以這是一種最簡單的轉向器，它具有結構簡單緊湊、質量輕、剛度大、轉向靈敏、制造容易、成本低，正逆效率高一級便于布置等優(yōu)點，而且特別適用在獨立式麥弗遜式懸架配用，因此目前它在轎車和微型、輕型貨車上得到了廣泛應用。關鍵詞：齒輪齒條；轉向器；汽車IIAutomobile Gear Rack Type Steering System DesignAbstractThe function of automotive steering system is one of the most important functions. It can influence the stability in manipulation, also plays an important role in ensuring safe driving, reducing traffic accident, protecting driver’s safety and improving driver’s work condition. Rack and pinion steering gear is the driver of the steering wheel along the axis of rotation into a mobile rack and gear ratio according to a certain angle and force transmission ratio for delivery of the body. The basic structure is a pair of mutually meshing gears and rack pinion steering drive shaft rotates, the rack will be a straight line, while driven by the rack to tie rod steering wheel can turn, so this is one of the most simple the steering, it has simple structure, light weight, stiffness, steering is sensitive, easy manufacturing, low cost, high efficiency and a convenient forward and reverse layout, etc. and especially for the independent suspension with McPherson-type , so now it is in the car and micro, light truck has been widely used.Key Words: rack-and pinion; steering gear; automobileIII目 錄1 緒論 .11.1 汽車齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的概述 11.2 齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的發(fā)展概況 11.3 齒輪齒條式轉向器背景、研究意義及國內外發(fā)展情況 11.4 汽車齒輪齒條式轉向原理及基本特性 32 汽車齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的類型、組成及工作原理 52.1 機械轉向系統(tǒng)的組成 52.1.1 轉向操縱機構的功能與組成 .52.1.2 轉向盤 .52.1.3 轉向軸和轉向管柱 .62.1.4 安全保護裝置 .62.2 機械轉向系統(tǒng)的工作原理 .72.3 械轉向系統(tǒng)的優(yōu)缺點 .83 齒輪齒條式轉向器設計方案的選擇 .94 齒輪齒條式轉向系的設計 .124.1 齒輪齒條式轉向器的設計 .124.1.1 齒輪齒條式轉向器的主要元件 124.1.2 轉向傳動比 .134.1.3 齒輪齒條式轉向器的安裝 .134.1.4 齒輪齒條式轉向器的設計要求 .134.2 齒輪齒條式轉向系主要參數的確定 .134.2.1 轉向節(jié)原地轉向力矩 MR 的計算 134.2.2 轉向盤手力 Fh 的計算 144.2.3 轉向盤手力矩 的計算 144.2.4 角傳動比 的計算 14Wi4.2.5 力傳動比 的計算 .15P4.2.6 梯形臂長度 L 的計算 154.2.7 轉向輪側偏角的計算 .154.3 齒輪齒條式轉向器設計計算 .164.3.1 主要設計參數的選擇 .16IV4.3.2 齒輪軸和齒條的設計計算 .164.4 齒輪齒條式轉向器轉向橫拉桿的運動分析 .224.5 齒輪齒條傳動的受力分析 .224.6 齒輪軸的強度校核 .234.6.1 軸的受力分析 234.6.2 判斷危險剖面 .234.6.3 軸的彎扭合成強度校核 .244.6.4 軸的疲勞強度安全系數校核 .244.7 齒輪軸軸承的校核 .264.7.1 求比值 .264.7.2 初步計算當量動載荷 .27p4.7.3 根據式，計算軸承應有的額定動載荷值 .274.7.4 6204 軸承的校核 .274.8 間隙調整彈簧的設計計算 .284.8.1 根據工作情況及具體條件選定材料，并查取其力學性能數據 .284.8.2 彈簧絲直徑 的設計計算 .28d4.8.3 彈簧工作圈數和自由高度的設計計算 .284.8.4 驗算穩(wěn)定性 .294.8.5 檢查 及 .29 ?14.8.6 彈簧幾何參數和結構尺寸的確定 .294.8.7 疲勞強度和靜應力強度的驗算 .294.8.8 彈簧振動的驗算 .325 結論 .32參考文獻 .33致 謝 34畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明 35畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 .361 緒論11 緒論1.1 汽車齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的概述汽車行駛中，駕駛員通過操縱轉向盤，經過一套傳動機構，使轉向輪在路面上偏轉一定的角度來改變其行駛方向，確保汽車穩(wěn)定安全的正常行駛。能使轉向輪偏轉以實現汽車轉向的一整套機構成為汽車轉向系。在現代汽車上，轉向系統(tǒng)是必不可少的最基本的系統(tǒng)之一，它也是決定汽車主動安全性的關鍵總成，如何設計汽車的轉向特性，使汽車具有良好的操縱性能， ，始終是各汽車廠家和科研機構的重要課題。特別是在車輛高速化、駕駛人員非職業(yè)化、車流密集化的今天，針對更多不同的駕駛人群，汽車的操縱性設計顯得尤為重要。1.2 齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的發(fā)展概況齒輪齒條式轉向系統(tǒng)是整車系統(tǒng)中必不可少的最基本的組成系統(tǒng)，駕駛員通過方向盤來操縱和控制汽車的行進方向，從而實現自己的駕駛意圖。一百多年來，汽車工業(yè)隨著機械和電子技術的發(fā)展而不斷前進。到今天，汽車已經不是單純機械意義上的汽車了，它是機械、電子、材料等學科的綜合產物。汽車齒輪齒條轉向系統(tǒng)也隨著汽車工業(yè)的發(fā)展歷經了實踐的演變。1.3 齒輪齒條式轉向器背景、研究意義及國內外發(fā)展情況齒輪齒條式轉向器最早出現在 1902 年，當時由于其本身結構不夠完善，整車布置的限制以及道路條件差等因素，導致路面反沖激烈，噪音較大以及轉向性能較差等缺陷，使此種轉向器的應用受到很大的限制。然而近幾十年來，特別是最近幾年，卻有了很大發(fā)展，其發(fā)展速度超過循環(huán)球式轉向器，國際輿論甚至認為：目前汽車工業(yè)正在拋棄有 70 年歷史的搖臂型轉向器。這種看法的主要依據是：a. 國外大部分主要汽車在制造廠大規(guī)模地推薦橫置發(fā)動機、前輪驅動的小客車，這樣對齒輪齒條式轉向系的布置十分靈活方便，比搖臂式轉向器的傳動機構更為簡化。b. 高速公路發(fā)展使車輛速度大大提高，為獲得良好的路感，對轉向器的剛性要求愈來愈高，而循環(huán)球式轉向器在剛性上遠遠不如齒輪齒條式轉向器。c. 齒輪齒條式轉向器本身具備的優(yōu)點如結構簡單、成本低、高達 80%以上的傳動效率、具有多種輸入輸出形式便于布置、重量輕（轉向器殼多數采用壓2鋁合金、有的廠還在研制塑料殼體） 、剛性好等等，能使高速車輛的駕駛者獲得良好的路感。此外、由于齒輪齒條式轉向器自身結構的發(fā)展，如采用新型的手動變速比和動力轉向，其使用范圍已從轎車、微型車及輕型汽車逐步發(fā)展到中型和重型汽車轉向系。從目前情況看，國際上汽車工業(yè)發(fā)達國家生產的汽車轉向器結合基本上可歸為兩大類：搖臂式轉向器和齒輪齒條式轉向器，前者主要型式有球面蝸桿滾輪式、循環(huán)球式和曲柄指銷式三種，其中循環(huán)球式較為主要，在美國和日本的汽車中使用較多。而西歐國家，尤其是法國的汽車中則以齒輪齒條式轉向器為主。日本 NSK 公司的統(tǒng)計資料表明了世界上各種轉向器的采用比率及變化趨勢，1968 年到 1975 年循環(huán)球式轉向器比率在 40%～46%之間變化，而齒輪齒條式轉向器的比率則由 31%增加到 43%，發(fā)展較快。此外，日本和美國循環(huán)球式轉向器的產量占 90%以上，而西歐國家齒輪齒條式轉向器則占較大的百分比，西德為 57%，英國為 77%，法國為 96%。從目前國外著名轉向器廠制造的齒輪齒條式轉向器主要應用于轎車，微型和輕型汽車方面，加美國 TRW 公司的齒輪齒條式轉向器用于前軸負載700～1250 公斤的車輛，西德 ZF 廠的同類產品用于前軸負載荷為 900～2400 公斤的車輛，但該廠新設計的 7856 型齒輪齒條式動力轉向器可用于前軸負載荷達6500 公斤的汽車。從產量看，ZF 廠 1980 年生產了 30 萬套，占機械轉向器的一半。英國伯曼廠日產 1200 套，為其生產的各種轉向器之首。日本汽車轉向器雖然以循環(huán)球式為主，但近年隨著微型汽車的迅速發(fā)展，也開始大量采用齒輪齒條式轉向器。如大發(fā)、三菱微型汽車等。齒輪齒條式轉向器長期以來是我國汽車轉向器生產中的一項空白，直到最近幾年由于大量進口汽車組裝件，技術引進以及與國外合資企業(yè)的發(fā)展，才開始研制開發(fā)和生產這種轉向器。其中主要有與西德大眾汽車公司合資生產的桑塔納中級轎車，日本大發(fā)公司的微型汽車以及意大利菲亞特公司的依維柯輕型客貨車系列等。僅從以上三種車型的最終生產綱領統(tǒng)計就達 40 余萬輛，再加上其它進口車型的修配任務，估計齒輪齒條式轉向器產量將達 50 余萬套，可以估計到 90 年代時這種轉向器將占我國汽車轉向器產量的 40%～50%。因此，國內轉向器行業(yè)對此都十分重視。如上海汽車底盤廠為了配套生產桑塔納轎車和SH110 微型汽車的齒輪齒條式轉向器，已經大力進行工廠技術改造和技術設備的引進工作，要在 90 年代達到以齒輪齒條式轉向器為主的各種轉向器產量共50 萬套的年生產綱領。 31.4 汽車齒輪齒條式轉向原理及基本特性圖 1.1 車輪的運動軌跡a. 平行四邊形轉型機構 b. 梯形轉型機構圖 1.2 前輪運動軌跡若使汽車能順利轉向，各個輪不產生滑動，轉向車輪須同向偏轉，且所有車輪需要繞一個轉向中心轉動，保證各車輪在轉向過程中均為純搖滾。如圖 1.1所示，汽車四個車輪 A、B、C 和 D 轉軸的延長線相較于一點 O，O 點即為車輪的轉動中心，四個車輪的運動軌跡形成同心圓。這就是汽車轉向基本特性。當車輪轉向機構的幾何關系為平行四邊形轉向機構時，轉向車輪的偏轉角度相同（見圖 1.2a），四個車輪轉軸延長線交匯點有兩個，因而形成兩個轉動中心，轉向車輪不能實現純滾動，其轉向過程異常。為滿足汽車轉向基本特性，運用阿克曼原理，轉向機構的幾何關系呈梯形（見圖 1.2b）。梯形轉向機構由梯形臂和橫拉桿組成。梯形轉向機構使兩側轉向車輪偏轉時形成一個轉向中心，即汽車的四個車輪繞著一個點轉動。此時內、外側轉向車輪偏轉角度不相等，內側車輪偏轉角 比外側車輪偏轉角 大（見圖 1.3）。在車輪為剛體的假設條件下，??內、外側轉向車輪偏轉角的理想關系為：4圖 1.3 轉向車輪偏轉角的轉向差cot =cot +B/L ??（1.1）式中：B---- 兩側主銷軸線與地面交點之間的距離，也稱為輪距；L----汽車軸距。由轉向中心 O 到外轉向輪與地面接觸的距離稱為汽車的轉彎半徑。轉彎半徑越小，則汽車轉向所需場地越小，其機動性能越好。由圖 1-3 可知，當前外轉向輪偏轉角達到最大值 max 時，轉彎半徑 R 有最小值。在圖示理想?情況下，最小轉彎半徑 R min 與 max 的關系為：R min=L/sin max ?（1.2）2 汽車齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的類型、組成及工作原理52 汽車齒輪齒條式轉向系統(tǒng)的類型、組成及工作原理2.1 機械轉向系統(tǒng)的組成轉向操縱機構：轉向盤、轉向軸、萬向節(jié)（上、下） 、轉向傳動軸。（采用萬向傳動裝置有助于轉向盤和轉向器等部件和組件的通用化和系列化）齒輪齒條式轉向器：內設減速傳動副，作用減速增扭。轉向傳動機構：轉向搖臂、轉向橫拉桿、轉向節(jié)臂、轉向節(jié)、轉向梯形。圖 2.1 轉向操縱機構2.1.1 轉向操縱機構的功能與組成轉向操縱機構的功能是將駕駛員轉動轉向盤的操縱力矩傳給轉向器。它主要由轉向盤 1、轉向軸及轉向柱管 2 和萬向傳動裝置 3 等組成（見圖 2.1） 。轉向軸上部與轉向盤固定連接，下部裝有齒輪齒條式轉向器。轉向軸與轉向器的連接方式，一種是與轉向器的輸入軸直接連接，另一種是通過萬向傳動裝置間接與轉向器輸入軸相連接。2.1.2 轉向盤轉向盤主要由輪圈 1、輪輻 2 和輪轂 3 組成，其結構如圖 2.2 所示。輪輻的形式有兩根輻條式、三根輻條式和四根輻條式。輪輻和輪圈的心部有鋼或鋁合金等金屬制骨架，外層以合成樹脂或合成橡膠包裹，下側形成波浪似以利于駕駛員把持。轉向盤與轉向軸通常通過帶錐度的細花鍵連接，端部通過螺母軸向壓緊固定。有的汽車喇叭開關按鈕裝在轉向盤上，方便駕駛員操作。6圖 2.2 轉向操縱機構示意圖因為在整個轉向系統(tǒng)中，各傳動件之間存在著轉配間隙，這些間隙反映到轉向盤上來就變成轉動轉向盤的空轉角度。轉向盤自由行程對于緩和路面沖擊及避免駕駛員過度緊張是有利的。轉向盤的自由行程應控制在轉向輪處于直線行駛位置時轉向盤向左或向右的自由行程不超過 10°～15° 。2.1.3 轉向軸和轉向管柱轉向軸用來連接轉向盤和轉向器，并將轉向盤的轉向轉矩傳給轉向器。轉向軸分為普通式和能量吸收式。現代汽車更多地采用能量吸收式轉向軸結構。轉向管柱安裝在車身上，支撐轉向軸及轉向盤。轉向軸從轉向管柱內穿過，靠轉向管柱內的軸承和襯套支撐。為方便不同體型駕駛員操縱轉向盤，轉向管柱上裝有能改變轉向盤位置的裝置。轉向盤的安裝角度和高度可以在一定范圍內調整，以適應駕駛員的體型和駕駛習慣。2.1.4 安全保護裝置在轉向操縱結構上體現的汽車被動安全技術有安全氣囊和能量吸收式轉向軸。a. 全氣囊 SRS 安裝在轉向盤上它的結構主要由傳感器、氣體發(fā)生器、氣囊系統(tǒng)等三部分組成。傳感器檢測汽車發(fā)生碰撞時的車速、沖擊參數，氣體發(fā)生器根據傳感器指令釋放高壓氣體，或引爆固體燃料，瞬時產生高壓氮氣并迅速向氣囊充氣，氣囊膨脹，達到保護成員的目的。另外，安全氣囊還有一些排氣孔，使安全氣囊撞到成員時壓力有所減小，已達到緩沖效果。安全氣囊只能在減速度足夠大的碰撞中爆發(fā)（充氣） ，而且只能使用一次，不能重復使用。b. 能量吸收式轉向軸能量吸收式轉向軸分為球式、封入霧狀硅橡膠式、咬合式、波紋管式四種。使用較多的是球式，球式能量吸收裝置主要由轉向軸、鋼球套筒、上下柱管、7塑料銷、鋼球等組成。塑料套筒裝滿鋼球，擠壓在上柱管和下柱管之間，這些鋼球為四段兩組。上面的鋼球與下面的鋼球“交錯排列” ，以使轉向盤柱在脫開時不在同一道槽內滾動。除了能滿足轉向軸常規(guī)的功能外，在汽車發(fā)生正面碰撞時，能夠有效的吸收碰撞能量，防止或減少碰撞能量傷害駕駛員的轉向軸叫做能量吸收式轉向軸。在汽車發(fā)生正面碰撞時，會出現兩次碰撞。即在汽車碰撞力作用下汽車的前部發(fā)生塑性變形，轉向軸向駕駛員胸部方向運動的首次碰撞；隨汽車減速，駕駛員在慣性力作用下向轉向軸方向運動的二次碰撞。首次碰撞的能量通過轉向軸以機械的方式予以吸收，防止或減少其直接作用于駕駛員身上，避免造成人身傷害。二次碰撞即駕駛員本身的運動能量一部分由約束裝置如安全帶、安全氣囊等加以吸收，以防止超出人體承受能力的碰撞傷害駕駛員。2.2 機械轉向系統(tǒng)的工作原理汽車轉向時，駕駛員作用于轉向盤上的力，經過轉向軸（轉向柱）傳到轉向器，轉向器將轉向力放大后，又通過轉向傳動機構的傳遞，推動轉向輪偏轉，致使汽車行駛方向改變。轉向操縱機構是駕駛員操縱轉向器工作的機構，包括轉向盤到轉向器輸入端的零部件。轉向器就是把轉向盤傳來的轉矩按一定的傳動比放大并輸出的增力裝置。轉向傳動機構是把轉向器的運動傳給轉向車輪的機構，包括從轉向節(jié)到轉向車輪的零部件。當轉向盤直徑一定時，駕駛員操縱轉向盤手力的大小取決于轉向系統(tǒng)的角傳動比的大小。轉向系統(tǒng)的角傳動比 是用轉向盤轉角增量與同側轉向節(jié)相應轉角增量之wi比來表示。其數值是轉向器角傳動比 和轉向傳動機構角傳動比 的乘積。1wi 2iw轉向器角傳動比是轉向盤轉角增量與同側搖臂轉角相應增量之比。轉向傳動機構角傳動比是搖臂軸轉角增量與同側轉向節(jié)轉角相應增量之比。對于一般汽車而言， 大約為 1。由此可見，轉向系統(tǒng)角傳動比主要取決2wi于轉向器的角傳動比。轉向系統(tǒng)的角傳動比越大，轉向時加在轉向盤上的力矩就越小，轉向輕便。但轉向系統(tǒng)角傳動比大會導致轉向操縱不靈敏。所以，轉向系統(tǒng)角傳動比的大小要協(xié)調好“轉向輕便” 與“轉向靈敏”之間的矛盾。汽車的轉向，完全由駕駛員所付的操縱力來實現的，操縱較費力，勞動強度大，但其具有結構簡單、工作可靠、路感性好、維護方便等優(yōu)點，多用于中小型貨車或8轎車上。2.3 械轉向系統(tǒng)的優(yōu)缺點雖然傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)工作最可靠，但是也存在很多固有的缺點，傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)由于方向盤和轉向車輪之間的機械連接而產生一些自身無法避免的缺陷：a. 汽車的轉向特性受駕駛員駕駛技術的影響嚴重；b. 轉向傳動比固定，使汽車轉向響應特性隨車速、側向加速度等變化而變化，駕駛員必須提前針對汽車轉向特性幅值和相應的變化進行一定的操縱補償，從而控制汽車按其意愿行駛。這就變相地增加了駕駛員的操縱負擔，使汽車轉向行程存在很大的不安全隱患。3 齒輪齒條式轉向器設計方案的選擇93 齒輪齒條式轉向器設計方案的選擇齒輪齒條式轉向器在汽車上的布置形式與轉向梯形和轉向器傳動輸出形式有關，圖 3.1 所示為最常見的布置形式。（a）轉向器固定于車架或車身兩側輸出的非獨立懸掛布置；（b）轉向器固定于車架或車身中央輸出的非獨立懸掛布置；（c）為轉向器固定于車身前圍單側輸出的獨立懸掛布置（如奧迪 80 和桑塔納轎車） ；（d）轉向器固定于車架單側輸出的獨立懸掛布置（如日本三菱、大發(fā)微型汽車） 。圖 3.1 齒輪齒條轉向器的四種布置形式（a ）中間輸入，兩端輸出；（ b）側面輸入，兩端輸出；（c）側面輸入，中間輸出；（d）側面輸入，一端輸出。圖 3.2 齒輪齒條式轉向器的傳動輸出形式主要有如下四種形式通過對齒輪齒條式轉向器的初步了解，現在可以采用的方案確定為以下幾種：方案一：采用側面輸入，兩端輸出方案時，如圖 3.2，由于轉向拉桿長度受到限制，容易與懸梁系統(tǒng)導向機構產生運動干涉。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運10轉平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計要求。齒條斷面形狀為 V 形，與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)省 20%，故質量小，位于齒條下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉動。圖 3.3 為兩端輸出的齒輪齒條式轉向器，作為傳動副主動件的轉向齒輪軸11 通過軸承 12 和 13 安裝在轉向殼體 5 中，其上端通過花鍵與萬向節(jié)叉 10 和轉向軸連接。與轉向齒輪嚙合的轉向齒條 4 水平布置，兩端通過球頭座 3 與轉向橫拉桿 1 相連。彈簧 7 通過壓塊 9 將齒條壓靠在齒輪上，保證無間隙嚙合。彈簧的預緊力可用調整螺塞 6 調整。當轉動轉向盤時，轉向器齒輪軸 11 轉動，使轉向車輪偏轉，從而使汽車轉向。1.轉向橫拉桿 2.防塵套 3.球頭座 4.轉向齒條 5.轉向器殼體 6.調整螺塞 7.壓緊彈簧8.鎖緊螺母 9.壓塊 10.萬向節(jié) 11.轉向齒輪軸 12.向心球軸承 13.滾針軸承圖 3.3 兩端輸出的齒輪齒條式轉向器方案二：采用側面輸入，中間輸出方案時，如圖 3.4，與齒條固定連接的左、右拉桿延伸到接近汽車縱向對稱平面附近。優(yōu)點：由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。缺點：為了將左、右橫拉桿固定在齒條上，并且兩拉桿與齒條會同時向左、右移動一定的距離，必須在轉向器殼體上開有軸向方向的長槽，使齒條有一部分裸露出來，然后用螺栓將橫拉桿固定在齒條上。轉向器殼體上的長槽使11其強度受到削弱，為了不使外界臟東西落入轉向器內，又必須用密封罩將它們密封。齒輪齒條轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運轉平穩(wěn)性降低，沖擊力大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此與總體布置不適應而遭淘汰。齒條斷面形狀為圓形，齒條制作工藝比較簡單。中間輸出的齒輪齒條式轉向器如圖 3.4 所示，其結果及工作原理與兩端輸出的齒輪齒條式轉向器基本相同，不同之處在于它在轉向齒條的中部用螺栓 6與左右轉向橫拉桿 7 相連。1.萬向節(jié)叉 2.轉向齒輪軸 3.調整螺母 4.向心球軸承 5.滾針軸承 6.固定螺栓 7.轉向橫拉桿 8.轉向器殼體 9.防塵套 10.轉向齒條 11.調整螺塞 12.鎖緊螺母 13.壓緊彈簧 14.壓塊圖 3.4 中間輸出的齒輪齒條式轉向器通過以上比較，選用第一種方案，齒輪齒條式轉向器的傳動副為齒輪和齒條，其結構簡單，布置方便，制造容易，故僅廣泛用于微型汽車和轎車上，但轉向傳動比較小，齒條沿其長度方向磨損不均勻，且通常布置在前輪軸線之后，轉向傳動副的主動件—斜圓柱小齒輪，它和裝在外殼中的從動件—齒條相嚙合，外殼固定在車身上。齒條利用兩個球接頭直接和兩根分開的左、右橫拉桿相連。4 齒輪齒條式轉向系的設計124 齒輪齒條式轉向系的設計4.1 齒輪齒條式轉向器的設計4.1.1 齒輪齒條式轉向器的主要元件a. 齒條 齒條是在金屬殼體內來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉向桿系的搖桿和轉向搖臂，并保證轉向橫拉桿在適當的高度以使它們與懸架下搖臂平行。齒條可以比作是梯形轉向桿系的轉向直拉桿。導向座將齒條支承在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向。b. 齒輪 齒輪是一個切有齒形的軸。它安裝在轉向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪齒條上的齒形可以是直齒也可以是斜齒。齒輪軸上端與轉向柱相連。因此，轉向盤的旋轉使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上的球軸承支撐。斜齒的彎曲增加了一對嚙合齒輪參與嚙合的齒數。相對于直齒而言，重合度增加，運轉平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，并能傳遞更大的動力，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角以滿足總體設計的要求。c. 轉向橫拉桿及其端部轉向橫拉桿與梯形轉向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當這些球頭銷依據制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套夾在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球頭銷及齒條中。轉向橫拉桿端部與外端用螺紋連接。這些端部與梯形轉向桿系得相似。側面螺母經橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊。注：轉向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉向盤的運動。d. 齒條間隙調整裝置一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座和與殼體螺紋連接的調節(jié)螺塞之間有一個彈簧。此調節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定。齒條導向座的調節(jié)使齒輪、齒條之間有一定的預緊力，此預緊力會影響轉向沖擊、噪聲及反饋。134.1.2 轉向傳動比當轉向盤從鎖點轉動，每只前輪大約從其正前方開始轉動 ?42，因而前輪從最左到最右總共轉動 ?60。若傳動比是 1:，轉向盤旋轉 1，前輪將轉向 ?1，轉向盤向任一方向轉動 3將使前輪從鎖點轉向鎖點。這種傳動比過于小，因為轉向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉向角傳動比必須使前輪轉動同樣的角度時需要更大的轉向盤轉角。的傳動比較為合理。在這樣的傳動比下，轉向盤每轉動 ?36.18，0.1:368前輪轉向 ?。為了計算傳動比，可將鎖點到鎖點過程中轉向盤轉角的角度除以此時轉向輪轉角的度數。4.1.3 齒輪齒條式轉向器的安裝齒輪齒條式轉向器可安在前橫梁上或發(fā)動機后部的前圍板上。橡膠隔振套包在轉向器外，并固定在橫梁上或前圍板上。齒輪齒條式轉向器的正確安裝高度，使轉向橫拉桿和懸架下搖臂可平行安置。齒輪齒條式轉向系統(tǒng)中摩擦點的數目少了，因此這種系統(tǒng)輕便緊湊。大多數承載式車身的前驅動汽車用齒輪齒條式轉向機構。由于齒條直接連接梯形臂，這種轉向機構可提供好的路感。在轉向器與支撐托架之間裝有大的橡膠隔振墊，這些襯墊有助于減少路面的噪聲、振動從轉向器傳到底盤和客艙。齒輪齒條式轉向器安裝在前橫梁上或前圍板上。轉向器的正確安裝對保證轉向橫拉桿與懸架下搖臂的平行關系有重要作用。為保持轉向器處在正確安裝的位置，在轉向器安裝的位置處，前圍板有所加固。4.1.4 齒輪齒條式轉向器的設計要求齒輪齒條式轉向器的齒輪多數采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數取值范圍多在之間。主動小齒輪齒數多在 個齒數范圍內取值，壓力角取 ，m3~2 8~5 ?20齒輪螺旋角多在 之間取值。齒條齒數應根據轉向輪達到最大偏轉角時，?15~9相應的齒條移動行程應達到最大值來確定。變速比的齒條壓力角，對現有結構在 范圍內變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。?514.2 齒輪齒條式轉向系主要參數的確定4.2.1 轉向節(jié)原地轉向力矩 MR 的計算為了保證行駛安全，組成轉向系統(tǒng)的各零件有足夠的強度。預驗算轉向系零件的強度，需要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向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向14輪繞主銷轉動的阻力，車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩 MR（4.2） （4.1）式中：f----輪胎和路面間的滑動摩擦因素；G1---轉向軸負荷，單位為 N；P---輪胎氣壓，單位為 MPa。4.2.2 轉向盤手力 hF（4.2）式中： -----轉向搖臂長，單位為 mm；1L---原地轉租力矩，單位為 N ；RMm?-----轉向節(jié)臂長，單位為 mm；2----為轉向盤直徑，單位為 mm；SWD------轉向器角傳動比；i-----轉向器正效率。??因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故 和 不代入數值。1L2對給定的汽車，用上式計算出來的作用力是最大的。因此，可以用此值作為計算載荷。4.2.3 轉向盤手力矩 的計算 hM（4.3）式中： ----轉向盤手力，單位為 N；hF--轉向盤直徑，單位為 mm。SWD4.2.4 角傳動比 的計算i（4.4）15式中： ----轉向盤轉動的總圈數，設計為 3.5；n----外側車輪偏轉角；?----內側車輪偏轉角。?4.2.5 力傳動比 的計算Pi（4.5）式中： ---原地轉租力矩，單位為 N ；RMm?---轉向盤直徑，單位為 mm；SWD----轉向盤手力矩，單位為 N ；h-----主銷偏移距，通常轎車為 0.4～0.6 倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內a選取，計算時取 80。4.2.6 梯形臂長度 L 的計算輪輞直徑 minRW2.304.513???轉向節(jié)長度 取 8.1/80L mL132?（4.6）4.2.7 轉向輪側偏角的計算圖 4.1 兩側轉向輪偏轉角關系??24.9?16式中： ----外側車輪偏轉角；?----內側車輪偏轉角；?----最小轉彎半徑；R----汽車軸距；LB----兩側主銷軸線與地面交點之間的距離，也稱為輪距。4.3 齒輪齒條式轉向器設計計算對具體零件的設計計算，其中齒輪的設計是依據參數的確定，通過對齒面接觸應力、齒根彎曲應力的計算來校核其強度，從而確定具體尺寸。4.3.1 主要設計參數的選擇 kgm870?B13L2458?z?0?12?anh5.*?c4.3.2 齒輪軸和齒條的設計計算a. 選擇齒輪材料、熱處理方式及計算需用應力(1) 選擇材料及熱處理方式 小齒輪 （調質處理）硬度為 ,條 鋼（調質處理）硬度為rC40280HBS45HBS2(2) 轉向器為一般工作機器，速度不高，選用斜圓柱齒輪傳動(3) 小齒輪的齒數設計為 8，齒條齒數≥齒條的行程/ 齒輪的周節(jié) 設計時取 30 (4) 確定需用應力（4.7）1.934.80????36.9?17式中： ----接觸疲勞強度極限；H?----彎曲疲勞強度極限；FE---- 接觸疲勞強度安全系數；S---- 彎曲疲勞強度安全系數；----疲勞壽命系數；HNK----彎曲壽命系數；F-----試驗齒輪應力校正系數。STY由《機械設計手冊》 查得：按齒面硬度小齒輪的接觸疲勞強度極 ； MPa10lim??彎曲疲勞強度極限 PaFE501??齒條的接觸疲勞強度極限 2lim彎曲疲勞強度極限 38(5) 計算應力循環(huán)次數 ，確定壽命系數 、N1N2??81 059.016060 ?????hjLnN（4.8）式中：n----齒輪的轉速，單位為 r/min；j----齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的齒數；L ---齒輪的工作壽命，單位為 h；hu----齒數比=30/8=3.75。(6) 查表可得接觸疲勞壽命系數 、95.01?HNK12?HN(7) 計算接觸疲勞強度許用應力 取失效率為 1%，安全系數為 1（4.9）b. 按齒面接觸疲勞強度設計(1) 計算小齒輪分度圓直徑 td18812 92.75.39u??MPaSKHN9015.01lim1 ??????MPaSKHN012lim2??????01?????3212HaEtt udZTK?????18（4.10）式中： ----動載荷系數，查 《機械設計手冊》選取 1.2；tK----區(qū)域系數，查 《機械設計手冊》選取 2.475；HZ----材料的彈性影響系數，查 《機械設計手冊》選取 188MPaE 21-----齒數比；u-----齒寬系數，查 《機械設計手冊》選取 0.8；d?----接觸疲勞強度許用應力；??H?-----齒輪轉矩，T =155.36 160=24857.6N mm。11??----標注圓柱齒輪傳動的斷面重合度查 《 機械設計手冊》得a? 64.187.0.21???aa?（2）計算圓周速度 v（3）計算齒寬 、齒高 h 及模數bntmdt 54.18.2301????式中： ----齒寬系數，查 《機械設計手冊》選取 0.8；d?----小齒輪的分度圓直徑；t1----小齒輪的模數；nm----小齒輪的螺旋角；?----小齒輪的齒數。1Z（4）計算縱向重合度 ??（4.11）（5）計算載荷系數已知使用系數 ,根據 ，選用 7 級精度，由 《機械設計手1?AKsmv/072.冊》查得動載荷系數 ,齒向載荷分布系數 , ,齒間載荷.V 2.1??HK8.?Fsnvt /2.661?Zmnt 3.2coscos??hnt 65.91.2368.4?b43.012tan8.03.d????????m18.231075.3648.04.8213 ????19分配系數 1.??FHK故載荷系數 32.1.01.????HVA（4.12）（6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑（4.13）（7）計算模數 nmc. 按齒根彎曲強度設計（4.14）(1) 彎曲疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限MPaFE501?? MPaFE3802??(2) 查表得彎曲疲勞壽命系數 ,85.01?FNK8.2N(3) 計算彎曲疲勞許用應力 彎曲安全系數 4.1S(4.15) (4) 計算載荷系數 416.8.210.???????FVAKK式中： ---- 使用系數；---- 動載系數；V----齒間載荷分配系數；?F----齒向載荷分布系數。?(5) 根據縱向重合度 ，由《機械設計手冊》中查得螺旋角影響系43.0???數 95.0?Y(6) 計算當量齒數mKdtt 8.23.18.2331??Zdn 92.8cos.23cos1???????? PaFENF 57.30.501 ???MS641822 5.812cos331??ZV06.332????321cosaSaFndYKTm????20（4.16）(7) 查取齒形系數，應力校正系數 由《機械設計手冊》查得 ；52.1?FaY482.?FaY由《機械設計手冊》查得 ；64S6351S(8) 計算齒輪、齒條的 并加以比較（4.17）齒輪的數值大 （9）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 大于由齒根彎曲疲勞強nm度計算的法面模數，取 可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞mn0.3?強度，需按解除疲勞強度計算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數。d8.231?于是由 取 ,則81?Z075.312??Zud. 幾何尺寸計算(1) 分度圓直徑 1d(2) 基圓直徑 bmdb 06.23cos54.2cos1 ??????(3) 齒頂圓直徑 amhna 54.1.*1??式中： ----齒頂高系數；*h(4) 齒根圓直徑 1fd????mcdanf 0.172.354.22*1 ??????式中： ----齒頂高系數；*a-----頂隙系數。c??F??082.57.30121??FSaY??69842??mn 35.286.234.18. .1cos95062471.32 ??????2cos8.cos???dn.1?21(5) 齒寬齒輪 ，圓整后取mdb632.1954.28011 ???? m20齒條 62?注：齒條的實用齒寬，在按 計算后再作適當圓整，而且常將小齒1db?輪的齒寬在圓整值的基礎上人為地加寬 ，以防止齒輪、齒條因裝配誤0~差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小二增大輪齒單位齒寬的工作載荷。因為相互嚙合的齒輪、齒條的基圓齒距必須相等。即 21bp?齒輪法面基圓齒距為 111cos????nbmp齒條法面基圓齒距為 222取 ，所以，齒條的模數??021?mn3式中： ----齒輪的壓力角；----齒條的壓力角。2(6) 齒條的齒頂高 2ahmna 0.31*2???(7) 齒條的齒根高 2f????mcanf 75.32.*2 ?(8) 法面齒厚 s式中： ----變?yōu)橄禂?；nx----法向壓力角。a(9) 中心距e. 校核齒面疲勞強度 (1) 計算載荷系數 K32.10.10.???????VA式中： ----使用系數；----動載系數；V----齒間載荷分配系數；?----齒向載荷分布系數。?K(2) 沿齒輪周向分力 tFxsnn.4t2 ???????????mZmdn 268.1cos23s211 ????NdTFt 8.20554.21631????22(3) 校核齒面接觸疲勞強度（4.18）故滿足設計要求。式中： ----區(qū)域系數，設計時取 2.475；HZ----彈性影響系數，設計時取 188。E（4）校核齒根彎曲疲勞強度（4.19）故滿足設計要求。4.4 齒輪齒條式轉向器轉向橫拉桿的運動分析圖 4.2 轉向橫拉桿的運動分析簡圖如圖：當轉向盤從鎖緊點轉動，每只輪大約從其正前方開始最大轉向角度為 ，因而，前輪從左到右總共轉動約為 。當轉向輪右轉 ，即轉向節(jié)?42 ?84?42由 繞圓心 轉至 時，齒條左端點 移至 的距離為OCOAEA1LmD095.2cos16042cos??????3.983?????HaEHtHudbZFK???????1??75.3645.2018283. ???FanSFmYK??????bt a215.7a4.1364.132095.0258.416. MPF ?????HMPa???.95423mOAD325.84sin16042sin???????同理計算轉向輪左轉最大角度 ，轉向節(jié)由 繞圓心 轉至 時，齒?42OCOB條左端點 移動到 的距離為EBL齒輪齒條的嚙合長度應大于左右移動的距離，即 21L??4.5 齒輪齒條傳動的受力分析若略去齒面摩擦力，則作用于節(jié)點 的法向力 可分解為徑向力 和分力PnFrF,分力 有可分解為圓周力 和軸向力 。FtFa（4.20）（4.21）NFta 61.4302tan8.205n??????（4.22）4.6 齒輪軸的強度校核4.6.1 軸的受力分析a. 畫軸的受力簡圖b. 計算支撐反力在垂直面上：（4.23）NdTt 8.20554.21631????antr .71costan.cos?NldFlFarRAV 42136415.752112 ???????RAVrRBV2751?C' BE0AD?'0.89.'' 222??4.3'AL0.801??mD325.8'BD305.8940???CEL6'2?.1763.8.9?24在水平面上： c. 畫彎矩圖 在水平面上， 剖面左側、右側a?（4.24）在垂直面上， 剖面左側mNlFMRAVa ????172641（4.25）剖面右側a?lFRBVa ?9832'（4.26）合成彎矩， 剖面左側mNMVaaHa ??????471264522（4.27）剖面右側 ?VaHaa ?3893222'2''（4.28）d. 畫轉矩圖轉矩： （4.29）4.6.2 判斷危險剖面顯然， 剖面左側合成彎矩最大，扭矩為 ，該截面左側可能是危險剖a?T面。4.6.3 軸的彎扭合成強度校核a. 由《機械設計手冊》 查得： ,??MPa601?????Pa10??折合系數 式中： ----對稱循環(huán)變應力時州的需用彎曲應力；??1??-----不是對稱循環(huán)變應力時州的許用扭曲應力。0注：當扭轉切應力為靜應力時，取 ；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應3.0??力時，取 ；若扭轉切應力亦為對稱循環(huán)變應力時，取 。6.?? 1??b. 計算軸的抗彎截面系數 NFrRBHA103261??mNdFTr ????248597.12061lRAHa ?45031'??.0160????25對于直徑為 的圓軸，彎曲應力為d（4.30）（4.31）扭轉切應力為（4.32） 則軸的彎扭合成強度條件及計算（4.33）故安全，滿足設計要求。式中： -----軸的計算應力，單位為 ；MPa-----軸所受的彎矩，單位為 ；MmN?-----軸所受的扭矩，單位為 ；T----軸的抗彎截面系數，單位為 ；W3----對稱循環(huán)變應力時州的需用彎曲應力。??1??4.6.4 軸的疲勞強度安全系數校核軸的材料為 鋼，調制處理。由《機械設計手冊》 查得抗拉強度極限45，彎曲疲勞強度極限 ,剪切疲勞強度極限MPaB60?MPa2751???。15??剖面左側（4.34）截面上由于軸肩形成的理論應力集中系數為，0.2???31.?又由《機械設計手冊》附圖查得軸的材料敏性系數為WM??T2?3311.4502.mdW????????122224???????????????????????? ????WTMTMca??1.4502896972???.3????PadWT .91633???ca26，82.0??q5.?故有效應力集中系數按式為 ????82.111?????????K635??（4.35）由《機械設計手冊》附圖查得尺寸系數 ，扭轉尺寸系數 。82.0???軸按磨削加工，由《機械設計手冊》附圖查得表面質量系數為92.0????則彎曲應力為 應力幅 平均應力 0?m?切應力 軸未經表面硬化處理，即 ，則按式得綜合系數為1?q?（4.36）又查得碳鋼的特性系數， 取2.0~1???1.0???， 取5? 5?于是，計算安全系數 的值，按式計算得caS（4.37）（4.38）（4.39）故可知設計安全。 7.0??MPaWb.31.457aa.3T7.8290??Pma5.4?80.29.067.8?????????kK6.1.2.???16.30.7.380.21 ?????mkS?? .285.45.4611????maK??? .13.6.219.32 ????SSSca??