齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器優(yōu)化設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)

《齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器優(yōu)化設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器優(yōu)化設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)（30頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 目 錄 摘要 5 Abstract 6 引言 7 1 轎車轉(zhuǎn)向器總述 8 1.1轉(zhuǎn)向器的分類及現(xiàn)狀 8 1.2 轉(zhuǎn)向器的工作原理 9 1.2.1齒輪齒條轉(zhuǎn)向器工作原理 9 1.2.2動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理 10 1.3 轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)要求 10 2 轎車轉(zhuǎn)向器的方案分析及參數(shù)選擇 11 2.1轉(zhuǎn)向器的選擇 11 2.2 轉(zhuǎn)向控制閥 11 2.3 轉(zhuǎn)向系壓力流量類型選擇 12 2.4 液壓泵的選擇 12 2.5 參考數(shù)據(jù)的確定 12 2.5.1橋車的轉(zhuǎn)向參數(shù)的確定 12 2.5.2轉(zhuǎn)向系的效率 13 2.5.3阿克曼幾何學(xué) 13 2.5.4轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)

2、比 14 2.6 轉(zhuǎn)向器計(jì)算載荷的確定 14 2.6.1 原地轉(zhuǎn)向阻力距 14 2.6.2轉(zhuǎn)向盤手力 15 3 轉(zhuǎn)向器齒輪齒條的設(shè)計(jì)計(jì)算 15 3.1 齒輪齒條設(shè)計(jì) 15 3.2齒條的強(qiáng)度計(jì)算 17 3.2.1齒條的受力分析 17 3.2.2 齒條桿部受拉壓的強(qiáng)度計(jì)算 18 3.2.3齒條齒部彎曲強(qiáng)度的計(jì)算 19 3.3小齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 19 3.3.1.齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 19 3.3.2齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 22 4 齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 23 5 其它零部件的選擇 24 5.1 軸承的選擇 24 5.2轉(zhuǎn)向器的潤(rùn)滑方式和密封類型的選擇 25 5.3

3、彈簧的選擇 25 6 轉(zhuǎn)向器部分零件圖 26 設(shè)計(jì)總結(jié) 27 參考文獻(xiàn) 28 致 謝 29 Contents Abstract 5 Introduction 7 1 Carsteeringoverview 8 1.1 The classificationand current situation ofthe steeringdevice 8 1.2 Working principle ofthe steering gear 9 1.2.1 Working pr

4、incipleof rack and pinion steering 9 1.2.2 The working principleof thepower steeringsystem 10 1.3 The design requirementsof the steering system 10 2 Analysis on the steeringsystemand parameter selection ofcar 11 2.1 Steering gearselection 11 2.2 Steering controlvalve 11 2.3 Steering systempres

5、sure and flowtype selection 11 2.4 The choice of the hydraulic pump 12 2.5 Determine the referencedata 12 2.5.1 To determine theparameters of thebridgevehicle steering 12 2.5.2 The efficiencyof steering system 13 2.5.3 Ackermangeometry 13 2.5.4 Steering ratio 14 2.6 Apparatus for determiningl

6、oad calculation 14 2.6.1 Steering resistancefrom 14 2.6.2 Steeringforce 15 3 Design and calculation ofsteering gear rack 15 3.1 Rack and piniondesign 15 3.2 The strengthcalculationof rack 17 3.2.1 Stressanalysis of rack 17 3.2.2 Calculation ofrack rodtension and compressionstrength 18 3.2.3

7、 Calculation ofracktoothbending strength 18 3.3 The calculation of smallgear strength 19 3.3.1 Calculation of contact fatigue strength 19 3.3.2 Calculation of bending fatigue strength ofgear tooth 21 4 Structure design ofgear shaft 22 5 choice of the parts 23 5.1 Bearing selection 23 5.2 Ste

8、ering gearlubricationand sealtype selection 24 5.3 Choice of spring 24 6 Steering parts diagram 24 Design summary 25 Reference 26 Acknowledgement 29 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì) 【摘要】 橋車斬向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)是以齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)為中心，一是轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總述；二是機(jī)械轉(zhuǎn)向器的選擇；三是齒輪和齒條的合理匹配，以滿足轉(zhuǎn)向器的

9、正確傳系的動(dòng)比和強(qiáng)度要求；四是動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)；五是梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。因此本課題在考慮上述要求和因素的基礎(chǔ)上研究利盤的旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的齒輪齒條轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)向，通過(guò)萬(wàn)向節(jié)帶動(dòng)轉(zhuǎn)向齒輪軸旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)向齒輪軸與轉(zhuǎn)向齒條嚙合，從而促使轉(zhuǎn)向齒條直線運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，軸向尺寸短，且零件數(shù)目少的優(yōu)點(diǎn)又能增加助力，從而實(shí)現(xiàn)了汽車轉(zhuǎn)向的穩(wěn)定性和靈敏性。在本文中主要進(jìn)行了轉(zhuǎn)向器齒輪齒條的設(shè)計(jì)和對(duì)轉(zhuǎn)向齒輪軸的校核，主要方法和理論采用汽車設(shè)用轉(zhuǎn)向計(jì)的經(jīng)驗(yàn)參數(shù)和大學(xué)所學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)的課程內(nèi)容進(jìn)行設(shè)計(jì)，其結(jié)果滿足強(qiáng)度要求，安全可靠。 關(guān)鍵詞：轎車 轉(zhuǎn)向系 齒輪齒條設(shè)計(jì)

10、 Designof gear rack typesteering Abstract Carcutdesign to themechanism of therack and pinion steering gear designas the center,one is theoverview of carsteering system;two is the choice of mechanical steering;three is thereasonable matching ofthe ge

11、ar and the rackto the right,to meettherequirements of transmissionsystemdynamicratio and strength;the four is the powersteering mechanismdesignthe five is a trapezoidal structure design.Therefore this topic in considerationofgearrackrotates to drive the transmission mechanismanddiscof the above requ

12、irements and factors basedon thesteering shaft steering,thesteeringgear shaft to rotatethrough a universal joint,steering gear shaft and the steering rack, there bycontributing to steering racklinear motion,the steering.Thesteering devicehas simple and compact structure,short axial dimensions,andthe

13、 number of advantages and fewer partscan increase power,so as to realizethe vehicle steering stability and sensitivity.In this paper focused on the designof the steering rack and pinionsteeringgear shaft and the verification,the main method and theory of the audio steering meter experience parameter

14、s and the university curriculum design of mechanical design, and the results meet the strength requirements,safe and reliable. Keywords：Car Steering system Rack and piniondesign 引言 改革開放以來(lái)，我國(guó)的汽車工業(yè)有著飛速的發(fā)展，據(jù)中國(guó)汽車工業(yè)協(xié)會(huì)統(tǒng)計(jì)，截至2006年10月底，轎車?yán)塾?jì)銷量超過(guò)300萬(wàn)輛，達(dá)到304萬(wàn)輛，同比增長(zhǎng)40%

15、。2006年11月的北京車展，自主品牌：奇瑞、吉利、長(zhǎng)城、中興、眾泰、比亞迪、雙環(huán)、中順、力帆、華普、長(zhǎng)安、哈飛、華晨等自主品牌紛紛亮相，在國(guó)際汽車盛宴中嶄露頭角，無(wú)論從參展規(guī)模還是產(chǎn)品所展示的品質(zhì)和技術(shù)含量上，都不得不令人折服，但和國(guó)外有著近百年發(fā)展歷史的國(guó)外汽車工業(yè)相比，我們的自主品牌汽車在行車性能和舒適體驗(yàn)方面仍有差距。 在汽車行駛中，轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)是最基本的運(yùn)動(dòng)，我們用通過(guò)方向盤來(lái)操縱和控制汽車的行駛方向，從而實(shí)現(xiàn)自己的行駛意圖。在現(xiàn)代汽車上，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是必不可少的最基本的系統(tǒng)之一，同時(shí)它也是決定汽車主動(dòng)安全性的關(guān)鍵總成，尤其是在車輛高速化，駕駛?cè)藛T非專業(yè)化，車流密集的今天，針對(duì)不同的駕駛?cè)?/p>

16、群，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)地設(shè)計(jì)顯得尤為重要。 轉(zhuǎn)向系是用來(lái)保持或者改變汽車行使方向的機(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)向指令，轉(zhuǎn)向行使后或受到外界擾動(dòng)時(shí)，在駕駛員松開方向盤的狀態(tài)下，應(yīng)保證汽車自動(dòng)返回穩(wěn)定的直線行使?fàn)顟B(tài)。 隨著私家車的越來(lái)越普遍，各式各樣的高中低檔轎車進(jìn)入了人們的生活中?？旃?jié)奏高效率的生活加上們對(duì)高速體驗(yàn)的不斷追求，也要求著車速的不斷提高。由于汽車保有量的增加和社會(huì)活生活汽車化而造成交通錯(cuò)綜復(fù)雜，使轉(zhuǎn)向盤的操作頻率增大，這要求減輕駕駛疲勞。 所以，無(wú)論是為滿足快速增長(zhǎng)的轎車市場(chǎng)還是為給駕車者更舒適更安全的的駕車體驗(yàn)，都需要一種高性能、低成本的大眾化的轎車轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)。

17、 本課題以現(xiàn)在國(guó)產(chǎn)轎車最常采用的齒輪齒條液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向器為核心綜合設(shè)計(jì)轎車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。 29 1 轎車轉(zhuǎn)向器總述 1.1轉(zhuǎn)向器的分類及現(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)向器類型有4種：有蝸桿銷式(WP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)被廣泛使用在汽車上。 據(jù)了解，在世界范圍內(nèi)，汽車循環(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

18、小客車中，齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器有很大的發(fā)展。日本汽車轉(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，日本裝備不同類型發(fā)動(dòng)機(jī)的各類型汽車，采用不同類型轉(zhuǎn)向器，在公共汽車中使用的循環(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)向器在公共汽車上已經(jīng)被淘汰)。大、小型貨車大都采用循環(huán)球式轉(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)的解放牌汽車用蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器，東風(fēng)汽車用蝸桿肖式轉(zhuǎn)向器之外，其它大部分車型都采用循環(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

19、第二代換型車上普遍采用了循環(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)了專業(yè)化生產(chǎn)，同時(shí)以專業(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)，并向全世界銷售它的產(chǎn)品。德國(guó)ZF公司也作為一個(gè)大型轉(zhuǎn)向器專業(yè)廠著稱于世。它從1948年開始生產(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)德爾福公司SAGINAW分部；英國(guó)BURM#0；AN公司都是比較有名的專業(yè)廠家，都有很大的產(chǎn)量和銷售面。專業(yè)化生產(chǎn)已成為一種趨勢(shì)，

20、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％；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)，在小型車上的應(yīng)用(包括小客車、小型貨車或客貨兩用車)得到突飛猛進(jìn)的發(fā)展；而大型車輛則以循環(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，

21、 布置方便，特別適合大、中型車輛和動(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?？梢詫?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

22、而成，轉(zhuǎn)向器的質(zhì)量比較?。粋鲃?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??；制造成本低。 基于以上調(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)和潮流。 1.2 轉(zhuǎn)向器的工作原理 1.2.1齒輪齒條轉(zhuǎn)向器工作原理 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器中作為傳動(dòng)副主動(dòng)件的轉(zhuǎn)向齒輪安裝在殼體中，與水平布置的轉(zhuǎn)向齒條嚙合。彈簧通過(guò)壓塊將齒條壓靠在轉(zhuǎn)向齒輪上，以保證無(wú)間隙嚙合。彈簧的預(yù)緊力可用調(diào)整螺釘調(diào)整。工作時(shí)，轉(zhuǎn)向齒條的中

23、部與轉(zhuǎn)向拉桿托架聯(lián)接，轉(zhuǎn)向左.右橫拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)臂相連。當(dāng)轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤時(shí)，轉(zhuǎn)向齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，使與之嚙合的轉(zhuǎn)向齒條沿軸向移動(dòng)，從而使左右橫拉桿帶動(dòng)左右轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)動(dòng)，使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向，如圖1-1所示。 圖1－1　齒輪齒條轉(zhuǎn)向器工作原理 1.2.2動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理 １.油泵?。?油流向控制閥　３.軟管?。?控制閥?。?６管路?。?動(dòng)力缸 ８.齒條活塞?。?齒條軸　１０.軟管?。保眱?chǔ)油罐　１２卸壓閥 圖1－2　動(dòng)力轉(zhuǎn)向器工作原理 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上加一套動(dòng)力輔助裝置組成的。如圖1-2所示。 轉(zhuǎn)向油泵1安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)上，由曲軸通過(guò)皮帶驅(qū)動(dòng)并向外輸出液壓油。儲(chǔ)油罐

24、11有進(jìn)、出油管接頭，通過(guò)油管分別與轉(zhuǎn)向油泵和轉(zhuǎn)向控制閥4聯(lián)接。轉(zhuǎn)向控制閥用以改變油路。機(jī)械轉(zhuǎn)向器和缸體形成左右兩個(gè)工作腔，它們分別通過(guò)油道和轉(zhuǎn)向控制閥聯(lián)接。 當(dāng)汽車直線行駛時(shí)，轉(zhuǎn)向控制閥2將轉(zhuǎn)向油泵1泵出來(lái)的工作液與油罐相通，轉(zhuǎn)向油泵處于卸荷狀態(tài)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向器不起助力作用。當(dāng)汽車需要向右轉(zhuǎn)向時(shí)，駕駛員向右轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向控制閥將轉(zhuǎn)向油泵泵出來(lái)的工作液與右腔接通，將左腔與油罐接通，在油壓的作用下，活塞向下移動(dòng)，通過(guò)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)使左、右輪向右偏轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)右轉(zhuǎn)向。向左轉(zhuǎn)向時(shí)，情況與上述相反。 1.3 轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)要求 通常，對(duì)轉(zhuǎn)向系的主要要求是： （1）保證汽車有較高的機(jī)動(dòng)性，在有限的場(chǎng)

25、地面積內(nèi)，具有迅速和小半徑轉(zhuǎn)彎的能力，同時(shí)要求操作輕便； （2）汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，全部車輪應(yīng)繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，不應(yīng)有側(cè)滑； （3）傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖應(yīng)盡可能的??； （4）轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動(dòng)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(shí)，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(shí)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最好有保護(hù)機(jī)構(gòu)防止傷及成員； （6）轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)因摩擦產(chǎn)生間隙時(shí)，應(yīng)能調(diào)整而消除間隙。 2 轎車轉(zhuǎn)向器的方案分析及參數(shù)選擇 轉(zhuǎn)向器是整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)地核心部分，轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)也就是整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的關(guān)鍵所在。 2.1轉(zhuǎn)向器的選擇 對(duì)轉(zhuǎn)向其結(jié)構(gòu)形式的選擇，主要是根據(jù)

26、汽車的類型、前軸負(fù)荷、使用條件等來(lái)決定，并要考慮其效率特性、角傳動(dòng)比變化特性等對(duì)使用條件的適應(yīng)性以及轉(zhuǎn)向器的其他性能、壽命、制造工藝等。中、小型轎車以及前軸負(fù)荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器安裝助力機(jī)構(gòu)方便且轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，適合于轎車。故本設(shè)計(jì)選用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪齒條直接嚙合，可安裝助力機(jī)構(gòu)。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的正逆效率都很高，屬于可逆式轉(zhuǎn)向器。其自動(dòng)回正能力強(qiáng)。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單（不需要轉(zhuǎn)向搖臂和橫拉桿等）、加工方便、工作可靠、使用壽命長(zhǎng)、用需要調(diào)整齒輪齒條的間隙。 2.2 轉(zhuǎn)向控制閥 轉(zhuǎn)向控制閥按閥體的運(yùn)動(dòng)方向分為，滑

27、閥式和轉(zhuǎn)閥式兩種。閥體沿軸向移動(dòng)來(lái)控制油液流量的控制閥，稱為滑閥式轉(zhuǎn)向控制閥。滑閥的特點(diǎn)是靠閥體的移動(dòng)控制油液流量，需較大運(yùn)動(dòng)空間。而閥體沿軸轉(zhuǎn)動(dòng)來(lái)控制油液流量的控制閥，稱為轉(zhuǎn)閥式控制閥。轉(zhuǎn)閥的特點(diǎn)是靠閥體轉(zhuǎn)動(dòng)控制油液流量。體積小，加工要求精度高。 1-扭桿，2-殼體，3-閥體 A-通油泵輸出管路的通道；B、C-通過(guò)動(dòng)力缸左右腔的通道；D-通儲(chǔ)油罐的回油通道 圖2-1 轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)圖 轎車體積小，且質(zhì)量不高，對(duì)轉(zhuǎn)向力要求也不是太高，由于轎車本身是高精度產(chǎn)品，故本設(shè)計(jì)選用轉(zhuǎn)閥式轉(zhuǎn)向控制閥，如圖2-1。 2.3 轉(zhuǎn)向系壓力流量類型選擇 液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系按系統(tǒng)內(nèi)部的壓力狀態(tài)分，有常壓

28、式和常流式兩種。 常壓式液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系在汽車直線行駛，轉(zhuǎn)向盤保持中立位置時(shí)，轉(zhuǎn)向控制閥經(jīng)常處于關(guān)閉位置。向油泵輸出的壓力油充入儲(chǔ)能器。當(dāng)儲(chǔ)能器壓力增長(zhǎng)到規(guī)定值后，油泵即自動(dòng)卸荷空轉(zhuǎn)，從而儲(chǔ)能器壓力得以限制在該規(guī)定值以下。當(dāng)轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤時(shí)，機(jī)械轉(zhuǎn)向器, 即通過(guò)轉(zhuǎn)向搖臂等桿件使轉(zhuǎn)向控制閥轉(zhuǎn)入開啟位置。此時(shí)儲(chǔ)能器中的壓力油即流入轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸。動(dòng)力缸輸出的液壓作用力，作用在轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)上，以助機(jī)械轉(zhuǎn)向器輸出力之不足。轉(zhuǎn)向盤一停止運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)向控制閥便隨之回復(fù)到關(guān)閉位置。于是，轉(zhuǎn)向加力作用終止。由此可見，無(wú)論轉(zhuǎn)向盤處于中立位置還是轉(zhuǎn)向位置，也無(wú)論轉(zhuǎn)向盤保持靜止還是運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，該系統(tǒng)工作管路中總是保持高壓。 常

29、流式液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系在汽車不轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向控制閥, 保持開啟。轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的活塞兩邊的工作腔，由于都與低壓回油管路相通而不起作用。轉(zhuǎn)向油泵. 輸出的油液流入轉(zhuǎn)向控制閥，又由此流回轉(zhuǎn)向油罐。因轉(zhuǎn)向控制閥的節(jié)流阻力很小，故油泵輸出壓力也很低，油泵實(shí)際上處于空轉(zhuǎn)狀態(tài)。當(dāng)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤，通過(guò)機(jī)械轉(zhuǎn)向器使轉(zhuǎn)向控制閥處于與某一轉(zhuǎn)彎方向相應(yīng)的工作位置時(shí)，轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的相應(yīng)工作腔方與回油管路隔絕，轉(zhuǎn)而與油泵輸出管路相通，而動(dòng)力缸的另一腔則仍然通回油管路。地面轉(zhuǎn)向阻力經(jīng)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳到轉(zhuǎn)向動(dòng)力 缸的推桿和活塞上，形成比轉(zhuǎn)向控制閥節(jié)流阻力高得多的油泵輸出管路阻力。于是轉(zhuǎn)向油輸出壓力急劇升高，直到足以推動(dòng)轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸活塞

30、為止。轉(zhuǎn)向盤停止轉(zhuǎn)動(dòng)后，轉(zhuǎn)向控制閥隨即回復(fù)到中立位置，使動(dòng)力缸停止工作。 上述兩種液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系相比較，常壓式的優(yōu)點(diǎn)在于有儲(chǔ)能器積蓄液壓能，可以使用流量較小的轉(zhuǎn)向油泵，而且還可以在油泵不運(yùn)轉(zhuǎn)的情況下保持一定的轉(zhuǎn)向加力能力，使汽車有可能續(xù)駛一定距離。這一點(diǎn)對(duì)重型汽車而言尤為重要。常流式的優(yōu)點(diǎn)則是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，油泵壽命長(zhǎng)，漏泄較少，消耗功率也較少。因此，目前只有少數(shù)重型汽車采用常壓式液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系，而常流式液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系則廣泛應(yīng)用于各種汽車。對(duì)于轎車而言本課題選擇使用常流式液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系。 2.4 液壓泵的選擇 目前，動(dòng)力轉(zhuǎn)向液壓泵大多數(shù)采用雙作用式葉片泵。 2.5 參考數(shù)據(jù)的確定 2

31、.5.1橋車的轉(zhuǎn)向參數(shù)的確定 表2-1 上海通用別克凱越2013款1.5L手動(dòng)經(jīng)典型汽車參數(shù) 輪距 1475mm 軸距 2600mm 整備質(zhì)量 1210(kg) 輪胎 185/65R14 輪胎壓力p/MPa 0.22 最小轉(zhuǎn)彎半徑 5300mm 轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)半徑 80mm 2.5.2轉(zhuǎn)向系的效率 轉(zhuǎn)向系的效率由轉(zhuǎn)向器的效率和轉(zhuǎn)向操縱及傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的效率決定， (2-1) 轉(zhuǎn)向器的效率又有正效率與逆效率之分。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的正效率可達(dá)0.7～0.8。通常，轉(zhuǎn)向系的正效率的平均值為0.67～0.82，；當(dāng)向上述相

32、反方向傳遞力時(shí)逆效率的平均值為0.58～0.63。轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的效率一般可取0.85～0.9，取=0.75。 2.5.3阿克曼幾何學(xué) 兩軸汽車以低速轉(zhuǎn)彎行駛，可忽略離心力的影響，假設(shè)輪胎是剛性的，忽略輪胎側(cè)偏的時(shí)候，此時(shí)若各車輪繞同一瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心進(jìn)行轉(zhuǎn)彎行駛，則兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長(zhǎng)線交在后軸延長(zhǎng)線上，這一幾何關(guān)系稱為阿克曼幾何學(xué)。 汽車前輪轉(zhuǎn)向時(shí)，為滿足上述條件，須滿足下述關(guān)系式 (2-2) 式中，——轉(zhuǎn)向輪外輪轉(zhuǎn)角； ——轉(zhuǎn)向輪內(nèi)輪轉(zhuǎn)角； K——兩主銷軸線與地面交點(diǎn)間距離； L——車輪軸距。 汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑與汽車內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角、軸

33、距L、轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)半徑r、兩主銷延長(zhǎng)線到地面交點(diǎn)的距離K有關(guān)。在轉(zhuǎn)向過(guò)程中L、r、K保持不變，只有是變化的，所以內(nèi)輪應(yīng)有足夠大的轉(zhuǎn)角，以保證獲得給定的最小轉(zhuǎn)彎半徑。計(jì)算最小轉(zhuǎn)彎半徑如下， 在給定最小轉(zhuǎn)彎半徑條件下，可以用下式計(jì)算出轉(zhuǎn)向內(nèi)輪應(yīng)達(dá)到的最大轉(zhuǎn)角， 　 　 （2－3） 根據(jù)參考車型=5300mm，L=2600mm，r=80mm，K=1500mm，則=29.38，取=29。 2.5.4轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比。 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比等于轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩與轉(zhuǎn)向搖臂的力矩之比值。即

34、 轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比: (2-4) 轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比: (2-5) 轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比由轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)角傳動(dòng) 組成，即 （2-6） 轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比: （2-7） 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比: （2-8） 2.6 轉(zhuǎn)向器計(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

35、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)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)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。 2.6.1 原地轉(zhuǎn)向阻力距

36、

37、

38、

39、

40、 一般很難精確計(jì)算這些力，為此推薦采用足夠精確的經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩ＭR（Nmm）,即，式中，f為輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取0.7；為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N）；p為輪胎氣壓（MPa）。 表2-2 原地轉(zhuǎn)向阻力距 =55%mg=55%*1210*9.8N =6521.9N ==262015.30（Nmm） 1. f=0.7 2. 按《汽車設(shè)計(jì)》，取整車整備質(zhì)量m的55% 3. p=0.22Mpa 4. 整車整備質(zhì)量m=1210k

41、g 2.6.2轉(zhuǎn)向盤手力 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為：。式中為轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)；為轉(zhuǎn)向節(jié)壁長(zhǎng)；為轉(zhuǎn)向盤直徑；為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比；為轉(zhuǎn)向器正效率。由《汽車設(shè)計(jì)》，在0.85~1.1之間，可近似為1。 表2-3 轉(zhuǎn)向盤手力 = =116.45N =116.45*0.4*0.5 =23.29 1. 轉(zhuǎn)向盤直徑在380~550mm之間，選=400mm 2. 齒輪齒條正傳動(dòng)效率=75% 3. 轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比=18 3 轉(zhuǎn)向器齒輪齒條的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 齒輪齒條設(shè)計(jì) 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)多在2—3mm之間，主動(dòng)小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5

42、—7個(gè)齒范圍變化，壓力角去，齒輪螺旋角的取值范圍多為。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鋼制造并經(jīng)過(guò)高頻淬火，而主動(dòng)小齒輪選用20CrMo材料并進(jìn)行滲碳后淬火，表面硬度應(yīng)在58HRC以上，為減輕質(zhì)量殼體用鋁合金壓鑄。 正確嚙合條件：；； 根據(jù)設(shè)計(jì)的要求，齒輪齒條的主要參數(shù)見下表： 表3-1 齒輪齒條的主要參數(shù) 名稱 齒輪 齒條 齒數(shù)z 6 21 模數(shù) 2.5 2.5 壓力角 螺旋角 頂隙系數(shù) 0.25

43、 0.25 齒頂高系數(shù) 1 1 變位系數(shù) 0 0 分度圓直徑： 齒輪： = =15.3 齒頂高 ： 齒輪：=2.5 齒條：2.5 齒根高： 齒輪：=3.125 齒條： = 3.125 齒全高 h： 齒輪：5.625 齒條：5.625 齒頂圓直徑 ： 齒輪：=20.3 齒根圓直徑 ： 齒輪：14.05 基圓直徑 ： 由 得20.41 齒輪：=14.34 分度圓齒厚： 齒輪：=1.3870*=3.47 表3-2 齒輪齒條的結(jié)構(gòu)尺寸 序號(hào) 名稱 齒輪 1 分度圓直徑/mm 15.3 2 齒頂高 /mm 2.5 3

44、 齒根高 /mm 3.125 4 齒全高 h/mm 5.625 5 齒頂圓 /mm 20.3 6 齒根圓 /mm 14.05 7 基圓直徑 /mm 14.34 8 齒厚/mm 3.47 9 齒寬 b/mm 40 序號(hào) 名稱 齒條 1 齒頂高 /mm 2.5 2 齒根高 /mm 3.125 3 齒全高 h/mm 5.625 4 齒厚/mm 3.47 5 齒寬 b/mm 20 6 直徑d/mm 20 7 齒數(shù)Z 21 8 總長(zhǎng)L/mm 767 3.2齒條的強(qiáng)度計(jì)算 3.2.1齒條的受力分析 在本設(shè)

45、計(jì)中，選取轉(zhuǎn)向器輸入端施加的扭矩T=25Nm，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)，可不予考慮。 齒輪齒條的受力狀況類似于斜齒輪，齒條的受力分析如圖3-1 圖3-1 齒條的受力分析 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=2T/d Fr=Ft*tan/cosβ1 Fx=Ft*tanβ1 Fn=Ft/(cos*cosβ1) ——齒輪軸分度圓螺旋角

46、（由表1查得） ——法面壓力角（由表1查得） 齒輪軸受到的切向力： Ft=2T/d=3268.0N T——作用在輸入軸上的扭矩，T取25Nm。 d——齒輪軸分度圓的直徑 齒條齒面的法向力： Fn=Ft/(cos*cosβ1) =3555.4N 齒條牙齒受到的切向力： =3341.0N 齒條桿部受到的力： β2=3268.0N 3.2.2 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=5.81N/mm F——齒條受到的軸向力 A——齒條根部截面積 ，A=

47、562mm 由于強(qiáng)度的需要，齒條選用45鋼制造，其抗拉強(qiáng)度極限是=690N/mm, (沒有考慮熱處理對(duì)強(qiáng)度的影響)。 因此 <， 所以，齒條設(shè)計(jì)滿足抗拉強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。 3.2.3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： 式中：——齒條齒面切向力 b—— 危險(xiǎn)截面處沿齒長(zhǎng)方向齒寬 ——齒條計(jì)算齒高 ——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： 6*3341.0*5.625/(20*3.472)=468.23N/mm2 上式計(jì)算中只按嚙合的情

48、況計(jì)算的，即所有外力都作用在一個(gè)齒上了，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。 齒條的材料我選擇是 45鋼制造，因此： 抗拉強(qiáng)度(沒有考慮熱處理對(duì)強(qiáng)度的影響)。 齒部彎曲安全系數(shù)： =2.95 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。 3.3小齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 3.3.1.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，有利于提高接觸強(qiáng)度 ；重合度大，

49、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： Fn ——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/mmm）進(jìn)行計(jì)算。即 K——載荷系數(shù) 載

50、荷系數(shù)K包括 ：使用系數(shù)，動(dòng)載系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分布系數(shù)，即 K = 使用系數(shù)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)， 取=1.0 動(dòng)載系數(shù)： 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)。 取=1.0 齒間載荷系數(shù)： 選取齒輪的制造精度為7級(jí)精度， 查表得==1.2 齒向荷分配系數(shù)： 齒寬系數(shù)φd=b/d=20/15.3=1.3 = =1.12+0.18(1+0.6*1.32)*1.32 +0.23*10*20 =1.7 所以載荷系數(shù)K==1*1*1.

51、2*1.7=2.0 斜齒輪傳動(dòng)的端面重合度=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： 因?yàn)? Fn = Ft/(cos*cosβ1) 所以 =2.0*3268.0/20/1.65/cos20.41o= 211.33N/mm 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接觸疲勞強(qiáng)度校核公式[2] ： = 式中： Z－彈性系數(shù) 主動(dòng)

52、小齒輪選用材料20CrMo制造，根據(jù)材料選取，均為0.3，E，E都為合金鋼，取189.8MPa 求得Z=5.7 －節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Z=2.24 齒輪與齒條的傳動(dòng)比u ,u趨近于無(wú)窮 則 所以=45.9MPa 小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限 =1000MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=2*10 所以 =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 =1.1*1000MPa=1100MPa K ——接觸疲勞壽命系數(shù) 由此可得< 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。 3.3.2齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 齒輪受

53、載時(shí)，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強(qiáng)度最弱。當(dāng)齒輪在齒頂處嚙合時(shí)，處于雙對(duì)齒嚙合區(qū)，此時(shí)彎矩的力臂最大，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。根據(jù)分析，齒根所受的最大玩具發(fā)生在輪齒嚙合點(diǎn)位于單對(duì)齒嚙合最高點(diǎn)時(shí)。因此，齒根彎曲強(qiáng)度也應(yīng)按載荷作用于單對(duì)齒嚙合區(qū)最高點(diǎn)來(lái)計(jì)算。 斜齒輪嚙合過(guò)程中，接觸線和危險(xiǎn)截面位置在不斷的變化，要精確計(jì)算其齒根應(yīng)力是很難的，只能近似的按法面上的當(dāng)量直齒圓柱齒輪來(lái)計(jì)算其齒根應(yīng)力。 將當(dāng)量齒輪的有關(guān)參數(shù)代入直齒圓柱齒輪的彎曲強(qiáng)度計(jì)算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對(duì)彎曲強(qiáng)度有利的影響而引入螺旋角系數(shù)，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算校核公式： 載荷系

54、數(shù)K： K==2.0 齒形系數(shù)： 校正系數(shù)： =1.4 螺旋角系數(shù)=0.94 校核齒根彎曲強(qiáng)度： = = = 355.52MPa 彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)=1.5 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 ——彎曲疲勞壽命系數(shù)=1.5 可得，=1.5*1000/1.5 = 1000 MPa 所以< 因此，本次設(shè)計(jì)及滿足了小齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度又滿足了小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度，符合設(shè)計(jì)要求。 綜上所述，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)滿足設(shè)計(jì)的強(qiáng)度要求。 4 齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由于齒輪的基圓直徑d=15.3，數(shù)值較小，若齒輪與軸之間采用鍵連接必將造成軸和齒輪

55、的強(qiáng)度大大降低，因此，將其設(shè)計(jì)為齒輪軸。由于主動(dòng)小齒輪選用20CrMo材料制造并經(jīng)滲碳淬火，因此軸的材料也選用20CrMo材料制造并經(jīng)滲碳淬火。 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：20CrMo材料的硬度HB≥217，抗拉強(qiáng)度極限[]=775MPa，屈服極限[]=433MPa，彎曲疲勞極限[]=326MPa，剪切疲勞極限[]=188MPa，許用剪切應(yīng)力[]=50MPa，轉(zhuǎn)速10r/min。 圖4-1 輪齒受力分析 首先，對(duì)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器進(jìn)行受力分析： 齒輪齒條的受力分析如圖4-1所示：計(jì)算力如下： Ft=2T/d1=3268.0N Fr=Ft*tanαn/cosβ=1216.0N Fa=Ft*

56、tanβ=1189.5N 根據(jù)公式軸的直徑： d≥==1.36 彎曲疲勞強(qiáng)度校核： =Fr/πr2=1216.0/(3.14*9.05^2)=4.73MPa<326MPa 剪切疲勞強(qiáng)度校核： = Ft/πr2=3268.0/(3.14*9.05^2)=12.71MPa<188MPa 抗拉強(qiáng)度校核 齒輪軸的最小直徑為ｄ＝9.05ｍｍ，在此界面上的軸向抗拉強(qiáng)度為： ＝Fa/πr2=1189.5/(3.14*5^2)=4.63MPa<525MPa 所以可以采用整體式齒輪軸設(shè)計(jì)。 因此設(shè)計(jì)齒輪軸二維圖見圖4-2： 圖4-2 5 其它零部件的選擇 5.1 軸承的

57、選擇 選用滾動(dòng)軸承時(shí)，應(yīng)考慮以下因素： 1）軸承所承受載荷的大小和方向（徑向、軸向、或既有徑向又有軸向的聯(lián)合載荷）；2）軸承載荷的性質(zhì)（固定、變動(dòng)或沖擊載荷）；3）工作環(huán)境（溫度或濕度等）和軸承轉(zhuǎn)速；4）對(duì)軸承剛性的要求（要求預(yù)緊以增加軸承部件的剛度）；5）調(diào)心性能的要求（軸的軸線和殼體孔的同軸度）；6)軸向位移的要求（固定支承或游動(dòng)支承）；7）要求軸承工作時(shí)振動(dòng)小，噪聲低和安裝維修方便等。 由于轉(zhuǎn)向器的齒輪采用斜齒輪，所以軸承既要承受徑向載荷又要承受軸向載荷，轉(zhuǎn)向器工作時(shí)有一定的中等沖擊載荷，此外軸承的轉(zhuǎn)速要求不高，所以在選擇軸承上應(yīng)選擇滾針軸承與深溝球軸承配合使用。 軸承1：根據(jù)G

58、B/T 276-1994 選取深溝球軸承型號(hào)為61802，深溝球軸承的尺寸及性能參數(shù)如下： 內(nèi)圈直徑d=15mm,外圈直徑D=24mm,寬度B=5mm,球徑Dw=2.381mm,基本額定載荷Cr=2.1kN。 軸承2：根據(jù)GB/T5801-1994 選取滾針軸承NA4901，尺寸如下： 內(nèi)圈直徑12mm，外圈直徑24mm，厚度13mm。 5.2轉(zhuǎn)向器的潤(rùn)滑方式和密封類型的選擇 轉(zhuǎn)向器的潤(rùn)滑方式：采用人工定期潤(rùn)滑； 潤(rùn)滑脂：采用石墨鈣基潤(rùn)滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S潤(rùn)滑脂； 密封件：采用旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈FB1630(GB/T 16593-1996)。 5.3 彈

59、簧的選擇 根據(jù)GB1358-93 選擇代號(hào)為Y1的冷卷壓縮彈簧,其數(shù)據(jù)如下： 總?cè)?shù)N=12； 有效圈數(shù)n=10； 材料直徑d=5mm； 節(jié)距t=10； 自由高度H0=105mm； 彈簧中徑D=42mm； 彈簧外徑D1=D+d=47mm； 彈簧內(nèi)徑D2=D-d=37mm。 6 轉(zhuǎn)向器部分零件圖 圖6-1 齒輪軸 圖6-2 滾動(dòng)軸承61802 圖6-2 齒條 設(shè)計(jì)總結(jié) 轉(zhuǎn)向系是汽車行駛中必不可少的系統(tǒng)，本次設(shè)計(jì)一開始對(duì)汽車轉(zhuǎn)向系很陌生，但本著對(duì)汽車轉(zhuǎn)向的強(qiáng)烈興趣和此次設(shè)計(jì)的責(zé)任感，通過(guò)大量的想關(guān)文獻(xiàn)參考和網(wǎng)絡(luò)搜索，使我逐漸認(rèn)識(shí)并最終了解了汽車轉(zhuǎn)向

60、機(jī)構(gòu)。 本次設(shè)計(jì)過(guò)程中，對(duì)輕型商用車的轉(zhuǎn)向器進(jìn)行了設(shè)計(jì)，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)做了具體的分析，包括轉(zhuǎn)向系的作用、基本構(gòu)成以及基本要求；轉(zhuǎn)向系的空間位置及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)；其中主要對(duì)轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度進(jìn)行了分析和計(jì)算。首先借助設(shè)計(jì)參考書和其他的參考資料對(duì)現(xiàn)實(shí)汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了分析，然后進(jìn)入正題對(duì)總體方案進(jìn)行了設(shè)計(jì)，進(jìn)而細(xì)化任務(wù)，主要是對(duì)轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)。 根據(jù)該車型對(duì)于市場(chǎng)的定位以及制造成本的考慮，同時(shí)參考同類車型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，將該車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)為一款機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，且轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)為齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。因?yàn)樗Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，效率較高，易實(shí)現(xiàn)自動(dòng)調(diào)隙，轉(zhuǎn)向梯形簡(jiǎn)單，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角大，轉(zhuǎn)向剛度高，制造成本底等，很多中級(jí)轎車和商用車

61、都用。 此次設(shè)計(jì)中，根據(jù)參考汽車的轉(zhuǎn)向器的參數(shù)，進(jìn)行轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)，其中包括轉(zhuǎn)向齒輪、轉(zhuǎn)向齒條的設(shè)計(jì)與校核。在此期間，借鑒了多本參考書籍。此外存在一些其他的問(wèn)題需要解決，比如沒有對(duì)轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)副間隙進(jìn)行分析，沒有考慮運(yùn)動(dòng)部件與其他部件的干涉問(wèn)題等等。 通過(guò)本次設(shè)計(jì)，是我聯(lián)系了大學(xué)四年所學(xué)到的理論知識(shí)，通過(guò)理論聯(lián)系實(shí)際，使我學(xué)到了很多以前在課堂上學(xué)不到的東西，使我懂得了設(shè)計(jì)必須依賴的實(shí)際條件，還要考慮其可加工性，特別是在實(shí)際生產(chǎn)中，更要注重材料的經(jīng)濟(jì)性，加工的難易程度，這樣才能提高生產(chǎn)效率，降低勞動(dòng)強(qiáng)度，從而降低了生產(chǎn)成本，對(duì)企業(yè)來(lái)說(shuō)是很重要的。 設(shè)計(jì)中我也看到了自己的不足之處，特別是由于

62、以前接觸到的只是純理論性的東西，實(shí)際設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)不足，很容易忽視一些生產(chǎn)中值得注意的問(wèn)題和要求。 參考文獻(xiàn) [1] 張展。機(jī)械設(shè)計(jì)通用手冊(cè)。北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2008.5 [2] 陳家瑞，馬天飛。汽車構(gòu)造下冊(cè)(第五版)。北京：人民交通大學(xué)出版社，2005.9 [3] 濮良貴，紀(jì)名剛。機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）。北京：高等教育出版社，2006.5 [4] 岳榮剛，徐小榮，朱敬。Pro/ENGINEER Wildfire 3.0中文版。北京：電子工業(yè)出版社，2007.5 [5] 楊可楨,李仲生．機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ).北京:高等教育出版社，2006.9 [6] 王大康,盧頌峰.機(jī)械設(shè)計(jì)課程

63、設(shè)計(jì).北京工業(yè)大學(xué)出版社,2000.1 [7] 余志生.汽車?yán)碚揫M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000.5 [8] 趙程，楊建民。機(jī)械工程材料（第2版）。北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007.2 [9] 廖念釗，古瑩菴，莫雨松，李碩根，楊興駿?；Q性與技術(shù)測(cè)量（第五版）。北京：中國(guó)計(jì)量出版社，2007.6 [10] 李麗，張彥娥?，F(xiàn)代工程制圖基礎(chǔ)（第二版）。北京：中國(guó)農(nóng)業(yè)出版社，2006.8 致 謝 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程中，我學(xué)到了不少東西，這是對(duì)我四年學(xué)習(xí)的一次檢驗(yàn)，也是一次補(bǔ)充，令我受益非淺。同時(shí)，在具體的操作中也反映了自己許多的不足和欠缺，以后我應(yīng)重點(diǎn)去學(xué)習(xí)。正因?yàn)樽约河性S多的不足，諸位老師的指導(dǎo)尤顯重要。 在這里，我要特別要感謝的是我的導(dǎo)師趙冉老師，他在我論文寫作的過(guò)程中給予了很多的指導(dǎo)和幫助，使我最終順利地完成了論文的工作。感謝學(xué)院的各位領(lǐng)導(dǎo)和各位老師。大學(xué)四年中，正是他們孜孜不倦的教誨，使我在學(xué)業(yè)上取得了不少成績(jī)，同時(shí)也學(xué)會(huì)了很多做人的道理。 謝謝老師！ 張瓊 20014年6月6日