齒輪齒條式轉向器優(yōu)化設計畢業(yè)設計

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1、 目 錄 摘要 5 Abstract 6 引言 7 1 轎車轉向器總述 8 1.1轉向器的分類及現狀 8 1.2 轉向器的工作原理 9 1.2.1齒輪齒條轉向器工作原理 9 1.2.2動力轉向系統的工作原理 10 1.3 轉向系的設計要求 10 2 轎車轉向器的方案分析及參數選擇 11 2.1轉向器的選擇 11 2.2 轉向控制閥 11 2.3 轉向系壓力流量類型選擇 12 2.4 液壓泵的選擇 12 2.5 參考數據的確定 12 2.5.1橋車的轉向參數的確定 12 2.5.2轉向系的效率 13 2.5.3阿克曼幾何學 13 2.5.4轉向系傳動

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

3、彈簧的選擇 25 6 轉向器部分零件圖 26 設計總結 27 參考文獻 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 齒輪齒條式轉向器設計 【摘要】 橋車斬向機構的設計是以齒輪齒條轉向器的設計為中心，一是轎車轉向系統總述；二是機械轉向器的選擇；三是齒輪和齒條的合理匹配，以滿足轉向器的

9、正確傳系的動比和強度要求；四是動力轉向機構設計；五是梯形結構設計。因此本課題在考慮上述要求和因素的基礎上研究利盤的旋轉帶動傳動機構的齒輪齒條轉向軸轉向，通過萬向節(jié)帶動轉向齒輪軸旋轉，轉向齒輪軸與轉向齒條嚙合，從而促使轉向齒條直線運動，實現轉向。實現了轉向器結構簡單緊湊，軸向尺寸短，且零件數目少的優(yōu)點又能增加助力，從而實現了汽車轉向的穩(wěn)定性和靈敏性。在本文中主要進行了轉向器齒輪齒條的設計和對轉向齒輪軸的校核，主要方法和理論采用汽車設用轉向計的經驗參數和大學所學機械設計的課程內容進行設計，其結果滿足強度要求，安全可靠。 關鍵詞：轎車 轉向系 齒輪齒條設計

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，我國的汽車工業(yè)有著飛速的發(fā)展，據中國汽車工業(yè)協會統計，截至2006年10月底，轎車累計銷量超過300萬輛，達到304萬輛，同比增長40%

15、。2006年11月的北京車展，自主品牌：奇瑞、吉利、長城、中興、眾泰、比亞迪、雙環(huán)、中順、力帆、華普、長安、哈飛、華晨等自主品牌紛紛亮相，在國際汽車盛宴中嶄露頭角，無論從參展規(guī)模還是產品所展示的品質和技術含量上，都不得不令人折服，但和國外有著近百年發(fā)展歷史的國外汽車工業(yè)相比，我們的自主品牌汽車在行車性能和舒適體驗方面仍有差距。 在汽車行駛中，轉向運動是最基本的運動，我們用通過方向盤來操縱和控制汽車的行駛方向，從而實現自己的行駛意圖。在現代汽車上，轉向系統是必不可少的最基本的系統之一，同時它也是決定汽車主動安全性的關鍵總成，尤其是在車輛高速化，駕駛人員非專業(yè)化，車流密集的今天，針對不同的駕駛人

16、群，汽車轉向系統地設計顯得尤為重要。 轉向系是用來保持或者改變汽車行使方向的機構，轉向系統應準確，快速、平穩(wěn)地響應駕駛員的轉向指令，轉向行使后或受到外界擾動時，在駕駛員松開方向盤的狀態(tài)下，應保證汽車自動返回穩(wěn)定的直線行使狀態(tài)。 隨著私家車的越來越普遍，各式各樣的高中低檔轎車進入了人們的生活中?？旃?jié)奏高效率的生活加上們對高速體驗的不斷追求，也要求著車速的不斷提高。由于汽車保有量的增加和社會活生活汽車化而造成交通錯綜復雜，使轉向盤的操作頻率增大，這要求減輕駕駛疲勞。 所以，無論是為滿足快速增長的轎車市場還是為給駕車者更舒適更安全的的駕車體驗，都需要一種高性能、低成本的大眾化的轎車轉向結構。

17、 本課題以現在國產轎車最常采用的齒輪齒條液壓動力轉向器為核心綜合設計轎車轉向機構。 29 1 轎車轉向器總述 1.1轉向器的分類及現狀 轉向器是轉向系主要構成的關鍵零件，隨著電子技術在汽車中的廣泛應用，轉向裝置的結構也有很大變化。從目前使用的普遍程度來看，主要的轉向器類型有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)。這四種轉向器型式，已經被廣泛使用在汽車上。 據了解，在世界范圍內，汽車循環(huán)球式轉向器占45％左右，齒條齒輪式轉向器占40％左右，蝸桿滾輪式轉向器占10％左右，其它型式的轉向器占5％。循環(huán)球式轉向器一直在穩(wěn)步發(fā)展。在西歐

18、小客車中，齒條齒輪式轉向器有很大的發(fā)展。日本汽車轉向器的特點是循環(huán)球式轉向器占的比重越來越大，日本裝備不同類型發(fā)動機的各類型汽車，采用不同類型轉向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉向器，已由60年代的62.5％，發(fā)展到現今的100％了(蝸桿滾輪式轉向器在公共汽車上已經被淘汰)。大、小型貨車大都采用循環(huán)球式轉向器，但齒條齒輪式轉向器也有所發(fā)展。微型貨車用循環(huán)球式轉向器占65％，齒條齒輪式占 35％。 我國的轉向器生產，除早期投產的解放牌汽車用蝸桿滾輪式轉向器，東風汽車用蝸桿肖式轉向器之外，其它大部分車型都采用循環(huán)球式結構，并都具有一定的生產經驗。目前解放、東風也都在積極發(fā)展循環(huán)球式轉向器，并已在

19、第二代換型車上普遍采用了循環(huán)球式轉向器。由此看出，我國的轉向器也在向大量生產循環(huán)球式轉向器發(fā)展 。 在國外，循環(huán)球式轉向器實現了專業(yè)化生產，同時以專業(yè)廠為主、大力進行試驗和研究，大大提高了產品的產量和質量。在日本“精工”(NSK)公司的循環(huán)球式轉向器就以成本低、質量好、產量大，逐步占領日本市場，并向全世界銷售它的產品。德國ZF公司也作為一個大型轉向器專業(yè)廠著稱于世。它從1948年開始生產ZF型轉向器，年產各種轉向器200多萬臺。還有一些比較大的轉向器生產廠，如美國德爾福公司SAGINAW分部；英國BURM#0；AN公司都是比較有名的專業(yè)廠家，都有很大的產量和銷售面。專業(yè)化生產已成為一種趨勢，

20、只有走這條道路，才能使產品質量高、產量大、成本低，在市場上有競爭力。 齒輪齒條式轉向器和循環(huán)球式轉向器，已成為當今世界汽車上主要的兩種轉向器；而蝸輪蝸桿式轉向器和蝸桿肖式轉向器，正在逐步被淘汰或保留較小的地位。在小客車上發(fā)展轉向器的觀點各異，美國和日本重點發(fā)展循環(huán)球式轉向器，比率都已達到或超過90％；西歐則重點發(fā)展齒輪齒條式轉向器，比率超過50％，法國已高達95％。由于齒輪齒條式轉向器的種種優(yōu)點，在小型車上的應用(包括小客車、小型貨車或客貨兩用車)得到突飛猛進的發(fā)展；而大型車輛則以循環(huán)球式轉向器為主要結構。 循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點：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、中型車輛和動力轉向系統配合使用；易于傳遞駕駛員操縱信號；逆效率高、回位好，與液壓助力裝置的動作配合得好?？梢詫崿F變速比的特性，滿足了操縱輕便性的要求。中間位置轉向力小、且經常使用，要求轉向靈敏，因此希望中間位置附近速比小，以提高靈敏性。大角度轉向位置轉向阻力大，但使用次數少，因此希望大角度位置速比大一些，以減小轉向力。由于循環(huán)球式轉向器可實現變速比，應用正日益廣泛。通過大量鋼球的滾動接觸來傳遞轉向力，具有較大的強度和較好的耐磨性。并且該轉向器可以被設計成具有等強度結構，這也是它應用廣泛的原因之一。 齒輪齒條式轉向器的主要優(yōu)點：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄

22、而成，轉向器的質量比較?。粋鲃有矢哌_90%；齒輪與齒條之間因磨損出現間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節(jié)的彈簧，能自動消除間隙，這不僅可以提高轉向系統的剛度，還可以防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用體積小；制造成本低。 基于以上調查和轉向器的優(yōu)點，循環(huán)球式轉向器和齒輪齒條式轉向器將是以后轉向器的發(fā)展的趨勢和潮流。 1.2 轉向器的工作原理 1.2.1齒輪齒條轉向器工作原理 齒輪齒條式轉向器中作為傳動副主動件的轉向齒輪安裝在殼體中，與水平布置的轉向齒條嚙合。彈簧通過壓塊將齒條壓靠在轉向齒輪上，以保證無間隙嚙合。彈簧的預緊力可用調整螺釘調整。工作時，轉向齒條的中

23、部與轉向拉桿托架聯接，轉向左.右橫拉桿與轉向節(jié)臂相連。當轉動轉向盤時，轉向齒輪轉動，使與之嚙合的轉向齒條沿軸向移動，從而使左右橫拉桿帶動左右轉向節(jié)轉動，使轉向輪偏轉，實現汽車轉向，如圖1-1所示。 圖1－1　齒輪齒條轉向器工作原理 1.2.2動力轉向系統的工作原理 １.油泵?。?油流向控制閥　３.軟管?。?控制閥　５.６管路?。?動力缸 ８.齒條活塞　９.齒條軸?。保?軟管?。保眱τ凸蕖。保残秹洪y 圖1－2　動力轉向器工作原理 動力轉向系統是在機械式轉向系統的基礎上加一套動力輔助裝置組成的。如圖1-2所示。 轉向油泵1安裝在發(fā)動機上，由曲軸通過皮帶驅動并向外輸出液壓油。儲油罐

24、11有進、出油管接頭，通過油管分別與轉向油泵和轉向控制閥4聯接。轉向控制閥用以改變油路。機械轉向器和缸體形成左右兩個工作腔，它們分別通過油道和轉向控制閥聯接。 當汽車直線行駛時，轉向控制閥2將轉向油泵1泵出來的工作液與油罐相通，轉向油泵處于卸荷狀態(tài)，動力轉向器不起助力作用。當汽車需要向右轉向時，駕駛員向右轉動轉向盤，轉向控制閥將轉向油泵泵出來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，通過傳動結構使左、右輪向右偏轉，從而實現右轉向。向左轉向時，情況與上述相反。 1.3 轉向系的設計要求 通常，對轉向系的主要要求是： （1）保證汽車有較高的機動性，在有限的場

25、地面積內，具有迅速和小半徑轉彎的能力，同時要求操作輕便； （2）汽車轉向時，全部車輪應繞一個瞬時轉向中心旋轉，不應有側滑； （3）傳給轉向盤的反沖應盡可能的??； （4）轉向后，轉向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)； （5）發(fā)生車禍時，當轉向盤和轉向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉向系統最好有保護機構防止傷及成員； （6）轉向器和轉向傳動機構因摩擦產生間隙時，應能調整而消除間隙。 2 轎車轉向器的方案分析及參數選擇 轉向器是整個轉向系統地核心部分，轉向器的設計也就是整個轉向系統的關鍵所在。 2.1轉向器的選擇 對轉向其結構形式的選擇，主要是根據

26、汽車的類型、前軸負荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動比變化特性等對使用條件的適應性以及轉向器的其他性能、壽命、制造工藝等。中、小型轎車以及前軸負荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉向器。齒輪齒條式轉向器安裝助力機構方便且轉向器結構簡單，適合于轎車。故本設計選用齒輪齒條式轉向器。 齒輪齒條式轉向器的齒輪齒條直接嚙合，可安裝助力機構。齒輪齒條式轉向器的正逆效率都很高，屬于可逆式轉向器。其自動回正能力強。齒輪齒條式轉向器結構簡單（不需要轉向搖臂和橫拉桿等）、加工方便、工作可靠、使用壽命長、用需要調整齒輪齒條的間隙。 2.2 轉向控制閥 轉向控制閥按閥體的運動方向分為，滑

27、閥式和轉閥式兩種。閥體沿軸向移動來控制油液流量的控制閥，稱為滑閥式轉向控制閥。滑閥的特點是靠閥體的移動控制油液流量，需較大運動空間。而閥體沿軸轉動來控制油液流量的控制閥，稱為轉閥式控制閥。轉閥的特點是靠閥體轉動控制油液流量。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-通過動力缸左右腔的通道；D-通儲油罐的回油通道 圖2-1 轉閥結構圖 轎車體積小，且質量不高，對轉向力要求也不是太高，由于轎車本身是高精度產品，故本設計選用轉閥式轉向控制閥，如圖2-1。 2.3 轉向系壓力流量類型選擇 液壓動力轉向系按系統內部的壓力狀態(tài)分，有常壓

28、式和常流式兩種。 常壓式液壓動力轉向系在汽車直線行駛，轉向盤保持中立位置時，轉向控制閥經常處于關閉位置。向油泵輸出的壓力油充入儲能器。當儲能器壓力增長到規(guī)定值后，油泵即自動卸荷空轉，從而儲能器壓力得以限制在該規(guī)定值以下。當轉動轉向盤時，機械轉向器, 即通過轉向搖臂等桿件使轉向控制閥轉入開啟位置。此時儲能器中的壓力油即流入轉向動力缸。動力缸輸出的液壓作用力，作用在轉向傳動機構上，以助機械轉向器輸出力之不足。轉向盤一停止運動，轉向控制閥便隨之回復到關閉位置。于是，轉向加力作用終止。由此可見，無論轉向盤處于中立位置還是轉向位置，也無論轉向盤保持靜止還是運動狀態(tài)，該系統工作管路中總是保持高壓。 常

29、流式液壓動力轉向系在汽車不轉向時，轉向控制閥, 保持開啟。轉向動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。轉向油泵. 輸出的油液流入轉向控制閥，又由此流回轉向油罐。因轉向控制閥的節(jié)流阻力很小，故油泵輸出壓力也很低，油泵實際上處于空轉狀態(tài)。當駕駛員轉動轉向盤，通過機械轉向器使轉向控制閥處于與某一轉彎方向相應的工作位置時，轉向動力缸的相應工作腔方與回油管路隔絕，轉而與油泵輸出管路相通，而動力缸的另一腔則仍然通回油管路。地面轉向阻力經轉向傳動機構傳到轉向動力 缸的推桿和活塞上，形成比轉向控制閥節(jié)流阻力高得多的油泵輸出管路阻力。于是轉向油輸出壓力急劇升高，直到足以推動轉向動力缸活塞

30、為止。轉向盤停止轉動后，轉向控制閥隨即回復到中立位置，使動力缸停止工作。 上述兩種液壓動力轉向系相比較，常壓式的優(yōu)點在于有儲能器積蓄液壓能，可以使用流量較小的轉向油泵，而且還可以在油泵不運轉的情況下保持一定的轉向加力能力，使汽車有可能續(xù)駛一定距離。這一點對重型汽車而言尤為重要。常流式的優(yōu)點則是結構簡單，油泵壽命長，漏泄較少，消耗功率也較少。因此，目前只有少數重型汽車采用常壓式液壓動力轉向系，而常流式液壓動力轉向系則廣泛應用于各種汽車。對于轎車而言本課題選擇使用常流式液壓動力轉向系。 2.4 液壓泵的選擇 目前，動力轉向液壓泵大多數采用雙作用式葉片泵。 2.5 參考數據的確定 2

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

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

33、距L、轉向輪繞主銷轉動半徑r、兩主銷延長線到地面交點的距離K有關。在轉向過程中L、r、K保持不變，只有是變化的，所以內輪應有足夠大的轉角，以保證獲得給定的最小轉彎半徑。計算最小轉彎半徑如下， 在給定最小轉彎半徑條件下，可以用下式計算出轉向內輪應達到的最大轉角， 　 　 （2－3） 根據參考車型=5300mm，L=2600mm，r=80mm，K=1500mm，則=29.38，取=29。 2.5.4轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比。 轉向傳動機構的力傳動比等于轉向車輪的轉向阻力矩與轉向搖臂的力矩之比值。即

34、 轉向系的力傳動比: (2-4) 轉向系的角傳動比: (2-5) 轉向系的角傳動比由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動 組成，即 （2-6） 轉向器的角傳動比: （2-7） 轉向傳動機構的角傳動比: （2-8） 2.6 轉向器計算載荷的確定 為了行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉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

35、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。 2.6.1 原地轉向阻力距

36、

37、

38、

39、

40、 一般很難精確計算這些力，為此推薦采用足夠精確的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（Nmm）,即，式中，f為輪胎和路面間的滑動摩擦因數，一般取0.7；為轉向軸負荷（N）；p為輪胎氣壓（MPa）。 表2-2 原地轉向阻力距 =55%mg=55%*1210*9.8N =6521.9N ==262015.30（Nmm） 1. f=0.7 2. 按《汽車設計》，取整車整備質量m的55% 3. p=0.22Mpa 4. 整車整備質量m=1210k

41、g 2.6.2轉向盤手力 作用在轉向盤上的手力為：。式中為轉向搖臂長；為轉向節(jié)壁長；為轉向盤直徑；為轉向器角傳動比；為轉向器正效率。由《汽車設計》，在0.85~1.1之間，可近似為1。 表2-3 轉向盤手力 = =116.45N =116.45*0.4*0.5 =23.29 1. 轉向盤直徑在380~550mm之間，選=400mm 2. 齒輪齒條正傳動效率=75% 3. 轉向器角傳動比=18 3 轉向器齒輪齒條的設計計算 3.1 齒輪齒條設計 齒輪齒條式轉向器的齒輪多數采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數多在2—3mm之間，主動小齒輪齒數多數在5

42、—7個齒范圍變化，壓力角去，齒輪螺旋角的取值范圍多為。齒條齒數應根據轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒輪壓力角，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 。 齒條選用45鋼制造并經過高頻淬火，而主動小齒輪選用20CrMo材料并進行滲碳后淬火，表面硬度應在58HRC以上，為減輕質量殼體用鋁合金壓鑄。 正確嚙合條件：；； 根據設計的要求，齒輪齒條的主要參數見下表： 表3-1 齒輪齒條的主要參數 名稱 齒輪 齒條 齒數z 6 21 模數 2.5 2.5 壓力角 螺旋角 頂隙系數 0.25

43、 0.25 齒頂高系數 1 1 變位系數 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 齒輪齒條的結構尺寸 序號 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 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Z 21 8 總長L/mm 767 3.2齒條的強度計算 3.2.1齒條的受力分析 在本設

45、計中，選取轉向器輸入端施加的扭矩T=25Nm，齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計算輪齒受力時，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度計算 計算出齒條桿部的拉應力： =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 由于強度的需要，齒條選用45鋼制造，其抗拉強度極限是=690N/mm, (沒有考慮熱處理對強度的影響)。 因此 <， 所以，齒條設計滿足抗拉強度設計要求。 3.2.3齒條齒部彎曲強度的計算 齒條牙齒的單齒彎曲應力： 式中：——齒條齒面切向力 b—— 危險截面處沿齒長方向齒寬 ——齒條計算齒高 ——危險截面齒厚 從上面條件可以計算出齒條牙齒彎曲應力： 6*3341.0*5.625/(20*3.472)=468.23N/mm2 上式計算中只按嚙合的情

48、況計算的，即所有外力都作用在一個齒上了，實際上齒輪齒條的總重合系數是2.63（理論計算值），在嚙合過程中至少有2個齒同時參加嚙合，因此每個齒的彎曲應力應分別降低一倍。 齒條的材料我選擇是 45鋼制造，因此： 抗拉強度(沒有考慮熱處理對強度的影響)。 齒部彎曲安全系數： =2.95 因此，齒條設計滿足彎曲疲勞強度設計要求。又滿足了齒面接觸強度，符合本次設計的具體要求。 3.3小齒輪的強度計算 3.3.1.齒面接觸疲勞強度計算 計算斜齒圓柱齒輪傳動的接觸應力時，推導計算公式的出發(fā)點和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于提高接觸強度 ；重合度大，

49、傳動平穩(wěn)。 齒輪的計算載荷 為了便于分析計算，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進行計算。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷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，單位mm。 法向載荷Fn 為公稱載荷，在實際傳動中，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，會使法面載荷增大。此外，在同時嚙合的齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上，載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計算載荷的強度時，應按接觸線單位長度上的最大載荷，即計算Pca（單位N/mmm）進行計算。即 K——載荷系數 載

50、荷系數K包括 ：使用系數，動載系數，齒間載荷分配系數及齒向載荷分布系數，即 K = 使用系數是考慮齒輪嚙合時外部領接裝置引起的附加動載荷影響的系數， 取=1.0 動載系數： 齒輪傳動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，因此引入了動載系數。 取=1.0 齒間載荷系數： 選取齒輪的制造精度為7級精度， 查表得==1.2 齒向荷分配系數： 齒寬系數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K==1*1*1.

51、2*1.7=2.0 斜齒輪傳動的端面重合度=1.65 在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度如下： 因為 Fn = Ft/(cos*cosβ1) 所以 =2.0*3268.0/20/1.65/cos20.41o= 211.33N/mm 可以認為一對斜齒圓柱齒輪嚙合相當于它們的當量直齒輪嚙合，利用赫茲公式，代入當量直齒輪的有關參數后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強度校核公式[2] ： = 式中： Z－彈性系數 主動

52、小齒輪選用材料20CrMo制造，根據材料選取，均為0.3，E，E都為合金鋼，取189.8MPa 求得Z=5.7 －節(jié)點區(qū)域系數 Z=2.24 齒輪與齒條的傳動比u ,u趨近于無窮 則 所以=45.9MPa 小齒輪接觸疲勞強度極限 =1000MPa 應力循環(huán)次數 N=2*10 所以 =1.1 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1，可得 =1.1*1000MPa=1100MPa K ——接觸疲勞壽命系數 由此可得< 所以，齒輪所選的參數滿足齒輪設計的齒面接觸疲勞強度要求。 3.3.2齒輪齒根彎曲疲勞強度計算 齒輪受

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

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

55、的強度大大降低，因此，將其設計為齒輪軸。由于主動小齒輪選用20CrMo材料制造并經滲碳淬火，因此軸的材料也選用20CrMo材料制造并經滲碳淬火。 查機械設計手冊得：20CrMo材料的硬度HB≥217，抗拉強度極限[]=775MPa，屈服極限[]=433MPa，彎曲疲勞極限[]=326MPa，剪切疲勞極限[]=188MPa，許用剪切應力[]=50MPa，轉速10r/min。 圖4-1 輪齒受力分析 首先，對齒輪齒條轉向器進行受力分析： 齒輪齒條的受力分析如圖4-1所示：計算力如下： Ft=2T/d1=3268.0N Fr=Ft*tanαn/cosβ=1216.0N Fa=Ft*

56、tanβ=1189.5N 根據公式軸的直徑： d≥==1.36 彎曲疲勞強度校核： =Fr/πr2=1216.0/(3.14*9.05^2)=4.73MPa<326MPa 剪切疲勞強度校核： = Ft/πr2=3268.0/(3.14*9.05^2)=12.71MPa<188MPa 抗拉強度校核 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計。 因此設計齒輪軸二維圖見圖4-2： 圖4-2 5 其它零部件的選擇 5.1 軸承的

57、選擇 選用滾動軸承時，應考慮以下因素： 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合載荷）；2）軸承載荷的性質（固定、變動或沖擊載荷）；3）工作環(huán)境（溫度或濕度等）和軸承轉速；4）對軸承剛性的要求（要求預緊以增加軸承部件的剛度）；5）調心性能的要求（軸的軸線和殼體孔的同軸度）；6)軸向位移的要求（固定支承或游動支承）；7）要求軸承工作時振動小，噪聲低和安裝維修方便等。 由于轉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，轉向器工作時有一定的中等沖擊載荷，此外軸承的轉速要求不高，所以在選擇軸承上應選擇滾針軸承與深溝球軸承配合使用。 軸承1：根據G

58、B/T 276-1994 選取深溝球軸承型號為61802，深溝球軸承的尺寸及性能參數如下： 內圈直徑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GB/T5801-1994 選取滾針軸承NA4901，尺寸如下： 內圈直徑12mm，外圈直徑24mm，厚度13mm。 5.2轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇 轉向器的潤滑方式：采用人工定期潤滑； 潤滑脂：采用石墨鈣基潤滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S潤滑脂； 密封件：采用旋轉軸唇形密封圈FB1630(GB/T 16593-1996)。 5.3 彈

59、簧的選擇 根據GB1358-93 選擇代號為Y1的冷卷壓縮彈簧,其數據如下： 總圈數N=12； 有效圈數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； 彈簧內徑D2=D-d=37mm。 6 轉向器部分零件圖 圖6-1 齒輪軸 圖6-2 滾動軸承61802 圖6-2 齒條 設計總結 轉向系是汽車行駛中必不可少的系統，本次設計一開始對汽車轉向系很陌生，但本著對汽車轉向的強烈興趣和此次設計的責任感，通過大量的想關文獻參考和網絡搜索，使我逐漸認識并最終了解了汽車轉向

60、機構。 本次設計過程中，對輕型商用車的轉向器進行了設計，對轉向系統做了具體的分析，包括轉向系的作用、基本構成以及基本要求；轉向系的空間位置及結構特點；其中主要對轉向器結構和強度進行了分析和計算。首先借助設計參考書和其他的參考資料對現實汽車轉向系統進行了分析，然后進入正題對總體方案進行了設計，進而細化任務，主要是對轉向器的設計。 根據該車型對于市場的定位以及制造成本的考慮，同時參考同類車型的轉向系統，將該車的轉向系統設計為一款機械式轉向系統，且轉向器設計為齒輪齒條式轉向器。因為它結構簡單，效率較高，易實現自動調隙，轉向梯形簡單，轉向輪轉角大，轉向剛度高，制造成本底等，很多中級轎車和商用車

61、都用。 此次設計中，根據參考汽車的轉向器的參數，進行轉向器設計，其中包括轉向齒輪、轉向齒條的設計與校核。在此期間，借鑒了多本參考書籍。此外存在一些其他的問題需要解決，比如沒有對轉向器傳動副間隙進行分析，沒有考慮運動部件與其他部件的干涉問題等等。 通過本次設計，是我聯系了大學四年所學到的理論知識，通過理論聯系實際，使我學到了很多以前在課堂上學不到的東西，使我懂得了設計必須依賴的實際條件，還要考慮其可加工性，特別是在實際生產中，更要注重材料的經濟性，加工的難易程度，這樣才能提高生產效率，降低勞動強度，從而降低了生產成本，對企業(yè)來說是很重要的。 設計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，實際設計經驗不足，很容易忽視一些生產中值得注意的問題和要求。 參考文獻 [1] 張展。機械設計通用手冊。北京：機械工業(yè)出版社，2008.5 [2] 陳家瑞，馬天飛。汽車構造下冊(第五版)。北京：人民交通大學出版社，2005.9 [3] 濮良貴，紀名剛。機械設計（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．機械設計基礎.北京:高等教育出版社，2006.9 [6] 王大康,盧頌峰.機械設計課程

63、設計.北京工業(yè)大學出版社,2000.1 [7] 余志生.汽車理論[M].北京：機械工業(yè)出版社，2000.5 [8] 趙程，楊建民。機械工程材料（第2版）。北京：機械工業(yè)出版社，2007.2 [9] 廖念釗，古瑩菴，莫雨松，李碩根，楊興駿?；Q性與技術測量（第五版）。北京：中國計量出版社，2007.6 [10] 李麗，張彥娥?，F代工程制圖基礎（第二版）。北京：中國農業(yè)出版社，2006.8 致 謝 本次畢業(yè)設計過程中，我學到了不少東西，這是對我四年學習的一次檢驗，也是一次補充，令我受益非淺。同時，在具體的操作中也反映了自己許多的不足和欠缺，以后我應重點去學習。正因為自己有許多的不足，諸位老師的指導尤顯重要。 在這里，我要特別要感謝的是我的導師趙冉老師，他在我論文寫作的過程中給予了很多的指導和幫助，使我最終順利地完成了論文的工作。感謝學院的各位領導和各位老師。大學四年中，正是他們孜孜不倦的教誨，使我在學業(yè)上取得了不少成績，同時也學會了很多做人的道理。 謝謝老師！ 張瓊 20014年6月6日