齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計

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(yùn)動的機(jī)構(gòu)，它由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向器 和專項傳動機(jī)構(gòu)組成 。齒輪齒條機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將司機(jī)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(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。機(jī)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)向系的主要要求是:(1)保證汽車有較高的機(jī)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(hù)機(jī)構(gòu)防止傷及乘員；(6) 轉(zhuǎn)向器和專項傳動機(jī)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+表示，+=(P1P2)Pl；反之稱為逆效率，用符號-表示，- =(P3P2)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+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(diǎn)、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(diǎn)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，其效率可用下式計算 （2.1）式中，o為蝸桿(或螺桿)的螺線導(dǎo)程角；為摩擦角，=arctanf；f為摩擦因數(shù)。2.1.2轉(zhuǎn)向器逆效率-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(jī)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(jī)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 （2.2）式(2.1)和式(2.2)表明：增加導(dǎo)程角o,正、逆效率均增大。受-增大的影響，o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810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=2FwFh 。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角速度 w 與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 k 之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比，即；式中，d 為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；dk 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(jī)構(gòu)角傳動比iw 所組成，即 iwo=iw iw 。轉(zhuǎn)向盤角速度w與搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度K之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比iw, 即。式中,dp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p與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度k之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機(jī)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 （2.3）式中，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(diǎn)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=2FwFh 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0406倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的d值在4060mm范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤直徑 Dsw 根據(jù)車型不同在JB450586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，2MrMh可用下式表示 （2.6）將式(1.6)代人式(1.5)后得到 （2.7）當(dāng) 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=mlcos1，齒條基圓齒距 Pb2=m2cos2 。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1與一個具有變模數(shù)m2、變壓力角2的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosol=m2coso2時，它們就可以嚙合運(yùn)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=2rP。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(dá)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(jī)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(jī)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(yùn)動有困難。直行位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜低于1516。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(qiáng)度。欲驗算轉(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(Nmm)。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=10902.5Np=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；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；+轉(zhuǎn)向器正效率。因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。=627826.2=380mmiw=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=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=16mm3.2.2 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(yùn)動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫拉桿，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7672直徑303齒數(shù)214法向模數(shù)32) 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(yùn)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1302齒寬553齒數(shù)74法向模數(shù)35螺旋角146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。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(jìn)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(yùn)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 the size of the connector design parameters序號項目符號尺寸參數(shù)()1橫拉桿總長239.522橫拉桿直徑153螺紋長度604外接頭總長1205球頭銷總長626球頭銷螺紋公稱直徑M1017外接頭螺紋公稱直徑M121.58內(nèi)接頭總長65.39內(nèi)接頭螺紋公稱直徑M161.54) 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402導(dǎo)向座高度293彈簧總?cè)?shù)6.434彈簧節(jié)距7.925彈簧外徑296彈簧工作高度34.597螺塞螺紋公稱直徑M4428螺塞高度289鎖止螺塞高度1010轉(zhuǎn)向器殼體總長/高615/146.511轉(zhuǎn)向器殼體內(nèi)/外徑40/562. 轉(zhuǎn)向傳動比 當(dāng)轉(zhuǎn)向盤從鎖點(diǎn)向鎖點(diǎn)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(diǎn)轉(zhuǎn)向鎖點(diǎn)。這種傳動比過于小，因為轉(zhuǎn)向盤最輕微的運(yùn)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。15:1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(diǎn)到鎖點(diǎn)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(jī)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(diǎn)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(jī)構(gòu)。由于齒條直接連著梯形臂，這種轉(zhuǎn)向機(jī)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 position4. 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23mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在57個齒范圍變化，壓力角取20，齒輪螺旋角取值范圍多為915。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達(dá)到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應(yīng)的齒條移動行程應(yīng)達(dá)到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在1235范圍內(nèi)變化。此外，設(shè)計時應(yīng)驗算齒輪的抗彎強(qiáng)度和接觸強(qiáng)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(qiáng)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=33.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=4.714.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)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=1311.285.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(qiáng)度滿足要求3.2.3 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動分析圖3.3-5 轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動分析簡圖Figure 3.3-5 steering cross rod motion analysis diagram當(dāng)轉(zhuǎn)向盤從鎖點(diǎn)向鎖點(diǎn)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(diǎn)移至的距離為30=150cos30=129.904=150-129.904=20.09630=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(diǎn)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=2003.2.4 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(diǎn)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=937.83902.561.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=39167.972.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(qiáng)度校核由機(jī)械設(shè)計3查得，=60/100=0.6。a-a截面左側(cè)4.軸的疲勞強(qiáng)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)=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=1.31.5，顯然S>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 shaft3.2.5 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18mm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)屬類，。(2) 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=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 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) 檢查及1鄰圈間隙 =t-d=7.92-5=2.92mm彈簧單圈的最大變形量 max/n=8/4.43=1.81mm故在最大載荷作用下仍留有間隙1, 1=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s=1.25=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=0.91411=1269.9N彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=800005/(8434.43)=176.35N/mm安裝變形量 min=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm最大變形量 max=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm極限變形量 lim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm安裝高度 H1=H0-min=42.59-7.20=35.39mm工作高度 H2=H0-max=42.59-8=34.59mm極限高度 H3=H0-lim=42.59-9.47=33.12mm3.2.6 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Lh=12000h1.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=1.2P=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56705.5+1.5468.9)=1318.12N2.計算軸承應(yīng)有的基本額定動負(fù)荷Cr查表得,ft=1,又=33.初選軸承型號查機(jī)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=6.65KN4.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1.62) 計算當(dāng)量動載荷Pr=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56141143/75+1.6469)=1444N3) 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p= p=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，Kh/2,單位為mm；p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L15+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GB1095-794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(jī)構(gòu)，經(jīng)過校核強(qiáng)度，再進(jìn)行參數(shù)調(diào)整，進(jìn)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)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(jī)會改進(jìn)。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(jìn)。這次課程設(shè)計使我受益匪淺。參考文獻(xiàn)1 林家讓主編.汽車構(gòu)造底盤篇.北京：電子工業(yè)出版社,2004.12 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(jī)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,20035 周林福主編.汽車底盤構(gòu)造于維修.北京：人民交通出版社，20026 余志生主編.汽車?yán)碚?北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20017 龔微寒主編.汽車現(xiàn)代設(shè)計制造.北京：人民交通出版社，19958 鞏云鵬主編.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計.沈陽：東北大學(xué)出版2002.129 蔡春源主編.機(jī)械零件設(shè)計手冊.北京：冶金工業(yè)出版社，199410 鄭志祥，劉天一.機(jī)械零件.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，199211 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