齒輪齒條轉向器設計

1、齒輪齒條式轉向器設計摘要：本次設計選擇的是豐田的一款汽車的轉向器。首先對轉向系統(tǒng)根本的作用、 構造、與總體的性能作一個了解。再根據對齒輪齒條式轉向器的研究以與資料的查 閱，著重闡述了齒輪齒條式轉向器類型選擇，不同類型齒輪齒條式轉向器的優(yōu)缺點，和各種類型齒輪齒條式轉向器應用狀況。根據原有數據計算轉向系的傳動比，并確 定齒輪齒條的幾何參數。齒輪齒條式轉向器總體設計，受力分析，與對齒輪齒條的 疲勞強度校核、齒根彎曲疲勞強度校核。修正齒輪齒條式轉向器中不合理的數據。 通過對齒輪齒條式轉向器的設計，選取出相關的零件如螺釘、軸承等，并在作出轉 向器的零件圖。關鍵詞：轉向系統(tǒng)；齒輪齒條；轉向器Rack an

2、d pinion steeri ngdesig nAbstract : This design choice is the steering of a car in the Toyota. First, the basic role of the steeri ng system, structure, and overall performa nee for an un dersta nding. Accordi ng to the study of the rack and pinion steeri ng and data access, focuses on a rack and pi

3、nion steeri ng gear type selecti on, the adva ntages and disadva ntages of differe nt types of rack and pinion steering, and all types of rack and pinion steering application status. The steering transmission ratio calculated under the original data, and determine the geometric parameters of the rac

4、k and pinion. Rack and pinion steeri ng the overall desig n, stress analysis, and rack and pinion fatigue strength of the tooth root bending fatigue stre ngth. Un reas on able data correcti on rack and pinion steeri ng. Through the desig n of the rack and pinion steeri ng, select the related parts s

5、uch as screws, beari ngs, etc., and make the steeri ng parts diagram.Keywords : Steering systems, rack and pinion, steering目錄第1章緒論11.1概述11.2轉向器的作用與分類11.3汽車轉向裝置的開展趨勢21.4汽車轉向器國內外現狀41.5設計的主要內容5第2章齒輪齒條轉向器設計方案選擇62.1車輛相關數據與設計要求62.2轉向器總體方案設計8轉向器設計方案說明8轉向器輸入輸出形式8轉向器各種輸出形式比照9齒輪齒條轉向器齒輪齒條選擇9齒輪齒條轉向器齒條斷面形狀9齒輪齒條式

6、轉向器的布置形式10轉向器最終方案確定11第3章轉向器齒輪齒條設計計算過程113.1轉向輪側偏角計算113.2轉向器原地轉向阻力矩計算123.3轉向器角傳動比與力傳動比計算13角傳動比與力傳動比介紹13角傳動比與力傳動比確定133.4齒輪齒條設計14齒輪齒條嚙合傳動的特點14齒輪參數的選擇15計算接觸疲勞許用應力16齒輪的齒根彎曲強度設計17確定齒輪主要參數和幾何尺寸18確定齒條主要參數和幾何尺寸18347齒面接觸疲勞強度校核20第4章齒輪軸的設計204.1齒輪齒條傳動受力分析204.2齒輪軸最小軸徑確定214.3齒輪軸的強度校核21第5章間隙調整彈簧的設計計算255.1選擇材料255.2計算

7、彈簧絲直徑265.3彈簧圈數和自由高度的計算265.4彈簧校核與結構尺寸確定265.5彈簧工作時的數據27第6章其他零件的選擇與潤滑方式確定286.1軸承的選擇286.2轉向器潤滑方式29總結31致謝33參考文獻33附圖34第1章緒論概述改革開放以來，我國汽車工業(yè)開展迅猛。作為汽車關鍵部件之一的轉向系統(tǒng)也 得到了相應的開展，根本已形成了專業(yè)化、系列化生產的局面。有資料顯示，國外 有很多國家的轉向器廠，都已開展成大規(guī)模生產的專業(yè)廠，年產超過百萬臺，壟斷 了轉向器的生產，并且銷售點遍布了全世界。轉向器的作用與分類轉向器的作用將駕駛員加在轉向盤上的力矩放大，并降低速度，然后傳給轉向 傳動機構。轉向器

8、是轉向系的減速傳動裝置，一般由1-2級減速傳動副。由于轉向器是一個大傳動比的機構，其傳動效率一般較低。轉向器的輸出功率與輸人功率之 比稱為轉向器的傳動效率當功率由轉向柱輸人、由轉向搖臂輸出的情況下求得的傳 動效率稱為正效率，而在傳動方向與此相反時求得的效率為逆效率。為了減輕駕駛 員操縱轉向盤的體力消耗，應盡量提高轉向器的傳動效率，特別是其正效率是很重 要的。目前應用比擬廣泛的轉向器有齒輪齒條式轉向器、循環(huán)球式轉向器、蝸桿滾 輪式轉向器、蝸桿曲柄指銷式轉向器。本次設計的是齒輪齒條式減速器。齒輪齒條式減速器優(yōu)點：齒輪齒條式轉向器的傳動副為齒輪與齒條，其結構簡單、 布置方便，制造容易，但轉向傳動比擬

9、小，一般不大于 15，且齒條沿其長度方 向磨損不均勻，故僅廣泛用于微型汽車和轎車上。轉向器按結構形式可分為多種類型。歷史上曾出現過許多種形式的轉向器，目 前較常用的有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環(huán)球-齒條齒扇式、循環(huán)球曲柄指銷 式、蝸桿滾輪式等。其中第二、第四種分別是第一、第三種的變形形式，而蝸桿滾 輪式如此更少見。如果按照助力形式，又可以分為機械式無助力，和動力式有 助力兩種，其中動力轉向器又可以分為氣壓動力式、液壓動力式、電動助力式、 電液助力式等種類。1、齒輪齒條式轉向器它是一種最常見的轉向器。其根本結構是一對相互嚙合的小齒輪和齒條。轉向軸帶動小齒輪旋轉時，齒條便做直線運動。有時，靠齒

10、條來直接帶動橫拉桿，就可 使轉向輪轉向。所以，這是一種最簡單的轉向器。它的優(yōu)點是結構簡單，本錢低廉， 轉向靈敏，體積小，可以直接帶動橫拉桿。在汽車上得到廣泛應用。2、蝸桿曲柄銷式轉向器它是以蝸桿為主動件，曲柄銷為從動件的轉向器。蝸桿具有梯形螺紋，手指狀 的錐形指銷用軸承支承在曲柄上，曲柄與轉向搖臂軸制成一體。轉向時，通過轉向 盤轉動蝸桿、嵌于蝸桿螺旋槽中的錐形指銷一邊自轉，一邊繞轉向搖臂軸做圓弧運 動，從而帶動曲柄和轉向垂臂擺動，再通過轉向傳動機構使轉向輪偏轉。這種轉向 器通常用于轉向力較大的載貨汽車上。3、循環(huán)球式轉向器循環(huán)球式：這種轉向裝置是由齒輪機構將來自轉向盤的旋轉力進展減速，使轉 向

11、盤的旋轉運動變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉運動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾 珠螺桿的旋轉運動變?yōu)橹本€運動，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運動再次變?yōu)樾D 運動，使連桿臂搖動，連桿臂再使連動拉桿和橫拉桿做直線運動， 改變車輪的方向。 這是一種古典的機構，現代轎車已大多不再使用，但又被最新方式的助力轉向裝置 所應用。它的原理相當于利用了螺母與螺栓在旋轉過程中產生的相對移動，而在螺 紋與螺紋之間夾入了鋼球以減小阻力，所有鋼球在一個首尾相連的封閉的螺旋曲線 內循環(huán)滾動，循環(huán)球式故而得名。4、齒輪齒條液壓助力轉向器齒輪齒條液壓助力轉向器，是相對于齒輪齒條機械轉向器而言的，主要是增加 了轉向油泵、轉向油壺、轉向油

12、管、轉向閥、轉向油缸等部件，以期達到改善駕駛 員手感，增加轉向助力的目的的轉向裝置。國內經過10多年來的開展，已經形成成 熟的研發(fā)和制造技術的廠家有豫北光洋轉向器某某等企業(yè)。1.3汽車轉向裝置的開展趨勢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(tǒng)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)。汽車工業(yè)是國民經濟的支柱產業(yè)，代表著一個國家的綜合國力，汽車工業(yè)隨著 機械和電子技術的開展而不斷前進。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。汽車轉向系統(tǒng)也隨著汽

13、車工業(yè)的開 展歷經了長時間的演變。傳統(tǒng)的汽車轉向系統(tǒng)是機械式的轉向系統(tǒng)，汽車的轉向由駕駛員控制方向盤， 通過轉向器等一系列機械轉向部件實現車輪的偏轉，從而實現轉向。隨著上世紀五十年代起，液壓動力轉向系統(tǒng)在汽車上的應用，標志著轉向系統(tǒng)革 命的開始。汽車轉向動力的來源由以前的人力轉變?yōu)槿肆右簤褐?。液壓助力?統(tǒng)HPSHydraulic Power Steering是在機械式轉向系統(tǒng)的根底上增加了一個液壓系 統(tǒng)而成。該液壓系統(tǒng)一般與發(fā)動機相連，當發(fā)動機啟動的時候，一局部發(fā)動機能量 提供汽車前進的動能，另外一局部如此為液壓系統(tǒng)提供動力。由于其工作可靠、技 術成熟至今仍被廣泛應用。這種助力轉向系統(tǒng)主

14、要的特點是液壓力支持轉向運動， 減小駕駛者作用在方向盤上的力，改善了汽車轉向的輕便性和汽車運行的穩(wěn)定性。 近年來，隨著電子技術在汽車中的廣泛應用，轉向系統(tǒng)中也愈來愈多地采用電子器 件。轉向系統(tǒng)因此進入了電子控制時代，相應的就出現了電液助力轉向系統(tǒng)。電液 助力轉向可以分為兩類：電動液壓助力轉向系統(tǒng)EHPS Electro-Hydraulic PowerSteeri ng和電控液壓助力轉向 ECHPS Electro ni cally Con trolled Hydraulic Power Steeri ng。電動液壓助力轉向系統(tǒng)是在液壓助力系統(tǒng)根底上開展起來的，與液壓助 力系統(tǒng)不同的是，電動液壓

15、助力系統(tǒng)中液壓系統(tǒng)的動力來源不是發(fā)動機而是電機， 由電機驅動液壓系統(tǒng)，節(jié)省了發(fā)動機能量，減少了燃油消耗。電控液壓助力轉向也 是在傳統(tǒng)液壓助力系統(tǒng)根底上開展而來，它們的區(qū)別是，電控液壓助力轉向系統(tǒng)增 加了電子控制裝置。電子控制裝置可根據方向盤轉向速率、車速等汽車運行參數， 改變液壓系統(tǒng)助力油壓的大小，從而實現在不同車速下，助力特性的改變。而且電 機驅動下的液壓系統(tǒng)，在沒有轉向操作時，電機可以停止轉動，從而降低能耗。 雖然電液助力轉向系統(tǒng)克制了液壓助力轉向的一些缺點。但是由于液壓系統(tǒng)的存在，它一樣存在液壓油泄漏的問題，而且電液助力轉向系統(tǒng)引入了驅動電機，使得系統(tǒng) 更加復雜，本錢增加，可靠性下降。為

16、了躲避電液助力轉向系統(tǒng)的缺點，電動助力轉向系統(tǒng)EPS : Electric PowerSteeri ng便應時而生。它與前述各種助力轉向系統(tǒng)最大的區(qū)別在于，電動助力轉向 系統(tǒng)中已經沒有液壓系統(tǒng)了。原來由液壓系統(tǒng)產生的轉向助力由電動機來完成。電 動助力式轉向系統(tǒng)一般由轉矩傳感器、微處理器、電動機等組成。根本工作原理是： 當駕駛者轉動方向盤帶動轉向軸轉動時，安裝在轉動軸上的轉矩傳感器便將轉矩信 號轉化為電信號并傳送至微處理器，微處理器根據轉矩信號并結合車速等其他車輛 運行參數，按照事先在程序中設定的處理方法得出助力電動機助力的方向和助力的 大小。自1988年日本鈴木公司首次在其 Cervo車上裝備

17、該助力轉向系統(tǒng)至今，電動 助力轉向系統(tǒng)己經得到人們的廣泛認可。此后，電動助力轉向技術得到迅速開展，其應用X圍已經從微型轎車向大型轎車和客車方向開展。1.4汽車轉向器國內外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X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

18、轉向器一直在穩(wěn)步開展。在西歐小客車中，齒條齒輪式轉向器有很大的開展。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%,開展到現今的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開展。 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，其它大局部車型都采用循環(huán)球式結構，并都具有一定的生 產經驗。目前解放、東

19、風也都在積極開展循環(huán)球式轉向器，并已在第二代換型車上 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 向器開展在國外，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、大力進展試 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)球式轉向器就以本錢低、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。還有一些比擬大的轉向器生產廠，如美國德 爾福公司SAGINAW分部；英國BURM#0 ; AN公司都是比擬有名的專業(yè)廠家，都 有很大

20、的產量和銷售面。專業(yè)化生產已成為一種趨勢，只有走這條道路，才能使產 品質量高、產量大、本錢低，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存較小的地位。在小 客車上開展轉向器的觀點各異，美國和日本重點開展循環(huán)球式轉向器，比率都已達到或超過90%;西歐如此重點開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）得到突飛猛進的開展；而大型車輛如此以循環(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

21、縱輕便，有一條平滑的操縱力特性曲線， 布置方便，特別適合大、中型車輛和動力轉向系統(tǒng)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)

22、點：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓 鑄而成，轉向器的質量比擬??；傳動效率高達 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(tǒng)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?。恢圃毂惧X低?；谝陨险{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 轉向器的開展的趨勢和潮流。1.5設計的主要內容汽車工業(yè)已經成為我國國民經濟的支柱產業(yè)之一。隨著我國汽車工業(yè)強調進展 自主開發(fā)，汽車產品的設計、分析、實驗技術等都日益受到重視。為了培養(yǎng)汽車零 部件設計方向的專業(yè)學生利用所學的根底理

23、論知識解決實際工程問題能力，做了這 次畢業(yè)設計，這對于培養(yǎng)他們的實際工作能力是很重要的。題目所涉與到的知識都是汽車機械設計的知識，所要求完成的零件的結構、設 計、方法都是很實用的，并且在相當遠的未來也是適用的。這些知識對于從事汽車 技術工作的人都是很需要的，是他們進展工作和繼續(xù)學習的根底。本次設計的課題來源于豐田，設計此車的轉向器。根據該車型對于市場的定位 與對制造本錢的考慮，同時參考同類車型的轉向系統(tǒng)，將該車的轉向系統(tǒng)設計為一款機械式轉向系統(tǒng)，對轉向系統(tǒng)做簡單分析，并進展轉向器零件設計、工藝性與尺 寸公差等級分析，同時按以下步驟對轉向器與零部件進展設計方案論證：第一步對 所選的轉向器總成進展

24、剖析；第二部利用所學的知識對總成中的零部件進展力學分 析和分析；第三步對分析中發(fā)現的不合理的設計進展改良。第2章齒輪齒條轉向器設計方案選擇車輛相關數據與設計要求車輛數據：車型：豐田四驅類型：適時四驅驅動方式：前置四驅整備質量(Kg): 1620滿載軸荷(Kg):前軸:810后軸：810發(fā)動機最大扭矩(Nm/rpm): 224/4000發(fā)動機功率(Kw/rpm) : 125/6000軸距(mm): 2660前輪胎規(guī)格：225/65R17后輪胎規(guī)格：225/65R17轉向節(jié)臂長：200mm設計要求：轉向系是用來保持或者改變汽車行使方向的機構，包括轉向操縱機構轉向盤、轉向上、下軸、丨、轉向器、轉向傳

25、動機構轉向拉桿、轉向節(jié)等。轉向系統(tǒng)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)。一般來說，對轉向系統(tǒng)的要求如下：1、轉向系傳動比包括轉向系的角傳動比方向盤轉角與轉向輪轉角之比和轉 向系的力傳動比。在轉向盤尺寸和轉向輪阻力一定時，角傳動比增加，如此轉向輕 便，轉向靈敏度降低；角傳動比減小，如此轉向沉重，轉向靈敏度提高。轉向角傳 動比不宜低于15-16 ;也不宜過大，通常以轉向盤轉動圈數和轉向輕便性來確定。 一般來說，轎車轉向盤轉動圈數不宜大于4圈，對轎車來說，有動力轉向時的轉向力約為20 50;無動力轉

26、向時為50 100M2、轉向輪應具有自動回正能力。轉向輪的回正力來源于輪胎的側偏特性和車輪 的定位參數。汽車的穩(wěn)定行使，必須保證有適宜的前輪定位參數，并注意控制轉向 系統(tǒng)的內部摩擦阻力的大小和阻尼值。3、轉向桿系和懸架導向機構共同作用時， 必須盡量減小其運動干預。應從設計 上保證各桿系的運動干預足夠小。4、轉向器和轉向傳動機構的球頭處，應有消除因磨損而產生的間隙的調整機構 以與提高轉向系的可靠性。5、轉向軸和轉向盤應有使駕駛員在車禍中防止或減輕傷害的防傷機構。6汽車在作轉向運動時，所以車輪應繞同一瞬心旋轉，不得有側滑；同時，轉 向盤和轉向輪轉動方向一致。7、當轉向輪受到地面沖擊時，轉向系統(tǒng)傳遞

27、到方向盤上的反沖力要盡可能小8、在任何行使狀態(tài)下，轉向輪不應產生擺振。機動性是通過汽車的最小轉彎半徑來表現的，而最小轉彎半徑由內轉向車輪的 極限轉角、汽車的軸距、主銷偏移距決定的，一般的極限轉角越大，軸距和主銷偏 移距越小，如此最小轉彎半徑越小。轉向靈敏性主要通過轉向盤的轉動圈數來表現， 主要由轉向系的傳動比來決定。 操縱的輕便性也由轉向系的傳動比決定，但其與轉向靈敏性是一對矛盾，轉向系的 傳動比越大，如此靈敏性提高，輕便性下降。為了兼顧兩者，一般采用變傳動比的 轉向器，或者采用動力轉向，還有就是提高轉向系的正效率，但過高正效率往往伴 隨著較高的逆效率。轉向時內外車輪間的轉角協調關系是通過合理

28、設計轉向梯形來保證的。對于采 用齒輪齒條轉向器的轉向系來說，轉向盤與轉向輪轉角間的協調關系是通過合理選 擇小齒輪與齒條的參數、合理布置小齒輪與齒條的相對位置來實現的，而且前置轉 向梯形和后置轉向梯形恰恰相反。轉向輪的回正能力是由轉向輪的定位參數主銷內傾角和主銷后傾角決定的, 同時也受轉向系逆效率的影響。選取適宜的轉向輪定位參數可以獲得相應的回正力 矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大如此會增加轉向沉重感，太小如此會 使回正能力減弱，不能保持穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。轉向系逆效率的提高會使回正能力提高，但是會造成“打手現象。轉向系的間隙主要是通過各球頭皮碗和轉向器的調隙機構來調整的。合理的選擇轉向

29、梯形的斷開點可以減小轉向傳動機構與懸架導向機構的運動干 預。2.2轉向器總體方案設計轉向器設計方案說明因為這一次選擇的轉向器，已經是確定的齒條式轉向器，所在在方案確實定上 面，更多的是選擇齒輪齒條式轉向器的輸入輸出形式、齒輪齒條的齒形與齒條斷面 的形狀的選擇，所以在方案的比照上面，主要比照各種輸入輸出形式的優(yōu)缺點、齒 輪齒條的齒形在轉向器上的影響與優(yōu)缺點和各種齒條斷面適用的X圍等，還有就是說明轉向器的各種布置形式。通過對輸入輸出形式的比照，選擇在保證了轉向器性 能的根底上盡量的選擇制造本錢低與制造簡單的原如此來選擇一種最好的輸入輸出 形式；齒輪齒條的齒形的選擇，根據重合度，與轉向器在各種環(huán)境下

30、工作時的反響， 比如平穩(wěn)性，噪音等因素來作出最后的選擇；齒條斷面的形狀，主要根據的時，制 造的本錢與制造的難道，然后再分析它所受到的力所產生的各種影響來考慮，最終 選擇一種比擬合理的斷面形狀。具體的分析過程，與比照過程，在下面一一比擬。形式根據輸入齒輪位置和輸出特點不同， 齒輪齒條式轉向器有四種形式：中間輸入， 兩端輸出圖2-1a側面輸入，兩端輸出圖2-1b側面輸入，中間輸出（圖2-1c）、 側面輸入，一端輸出（圖2-1d）。圖2-1齒輪齒條轉向器輸入輸了形式轉向器各種輸出形式比照采用兩端輸出方案時如圖2-1a,圖2-1b，由于轉向拉桿長度受限制，容易與 懸架系統(tǒng)導向機構產生運動干預。但其結構

31、簡單，制造方便，且本錢低等特點，常 用于小型車輛上。采用側面輸入，中間輸出方案時，由圖 2-1c丨可見，與齒條固連的左、右拉 桿延伸到接近汽車車輪對稱平面附近。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預。拉桿與齒條用 螺栓固定連接，因此，兩拉桿與齒條同時向左或向右移動，為此在轉向器殼體上開 有軸向的長槽，從而降低了它的強度。采用側面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉向器圖 2-1d，常用在平頭貨車上。轉向器齒輪齒條選擇如果齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合重合度不高，如此運 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

32、軸線之間的夾角 只能是直角，為此，因與總體布置不適應而遭淘汰。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，運轉平穩(wěn)，沖擊與噪聲均降低，而且齒輪 軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作 用，所以轉向器應該采用推力軸承，斜齒輪的滑磨比擬大是它的缺點。轉向器齒條斷面形狀齒條斷面形狀有圓形圖2-2a、V形圖2-2b和丫形圖2-2c三種。圓 形斷面齒條的制作工藝比擬簡單。V形和丫形斷面齒條與圓形斷面比擬，消耗的材料少，約節(jié)約20%，故質量小；位于齒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；丫形的斷面齒條的齒寬可以做的寬一些，因而強度得到

33、增加。在 齒條與托座之間通常裝有堿性材料如聚四氟乙烯做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的力矩時，應 選用V形和丫形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒條、 齒輪的齒不能正確嚙 合的情出現。abc圖2-2齒條斷面形狀226齒輪齒條式轉向器的布置形式根據齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，齒輪齒條式轉向器在 汽車上有四種布置形式，如圖2-3所示：轉向器位于前軸后方，后置梯形圖2-3a；轉向器位于前軸后方，前置梯形圖2-3b；轉向器位于前軸前方，后置梯形圖2-3c轉向器位于前軸前方，前置梯形圖 2-4d(a)(b)tlltZtlulhiR

34、Alnl(d)圖2-3齒輪齒條轉向器布置形式齒輪齒條式轉向器廣泛應用于微型、普通級、中級和中高級轎車上。裝載量不 大、前輪采用獨立懸架的貨車和客車也用齒輪齒條式轉向器。轉向器最終方案確定綜合上面的種種比擬，考慮到制造難度與本錢，最終在輸入與輸出形式上選擇 了結構簡單、制造方便、本錢低的側面輸入兩端輸出的形式，同時考慮到直齒圓柱 齒輪與直齒齒條嚙合重合度不高，運轉平穩(wěn)性差，沖擊力大，工作噪聲大；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，運轉平穩(wěn)，沖擊與 噪聲均降低，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。故齒 輪與齒條選用斜齒。經分析確定在齒條上沒有作用有能

35、使齒條旋轉的力矩，且考慮 到制作工藝的簡單性，故齒條斷面選擇圓形。最終的布置為：采用側面輸入兩端輸出的輸出形式，齒輪齒條采用斜齒，齒條 斷面采用圓形斷面。第3章轉向器齒輪齒條設計計算過程轉向系統(tǒng)的性能從整車機動性著手，在最大轉角時的最小轉彎半徑為軸距的2 2.5倍。此輕型車的軸距為 2660mm,因此其半徑在5320 6650mm,并盡量取R a式中：一轉向輪外輪轉角；a 主銷偏移距，該值一般取-10 30mm,設計取20mmL 汽車軸距。arcsi n()=arcsin(4L)5500 20293-2查得對應的最大內輪轉角370，其綜合轉角為323.2轉向器原地轉向阻力矩計算為了保證行駛安全

36、，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。為轉動轉向輪要克制的阻力，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。準確地計算出這些力是困難的。為此用足夠準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 MrN mm。輪胎上的原地轉動的阻力矩由經驗公式得Mr f Gl 3-33P式中：f 輪胎和路面間的滑動摩擦因素，一般取 0.7；G為轉向軸負荷N；取前軸滿載810kg ；p 為輪胎氣壓MPa 丨。取 0.2MPa （般為 0.2 0.2

37、4MPa ）?！?f GF 0.7 |81003s 八M r . 380.355N m 3-43 . p 3 ； 0.23.3轉向器角傳動比與力傳動比計算角傳動比與力傳動比介紹轉向系的傳動比由轉向系的角傳動比iw和轉向系的力傳動比i p組成。力傳動比：從輪胎接觸地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2Fw與作用在方向盤上的手力Fh之比稱為力傳動比ip。角傳動比：方向盤的轉角和駕駛員同側的轉向輪轉角之比稱為轉向系角傳動比 iw。它又由轉向器傳動比iw轉向傳動裝置角傳動比iw所組成。方向盤轉動圈數取n 4圈，轉向盤直徑Dsw400mm，轉向正效率+=90%轉向節(jié)臂長L1=200mm。角傳動比為iww n

38、K(360)4 36020.873-5(3732 )作用在方向盤上的力2M r2380355Fh101.25N3-6DSWi40020.87 0.9由公式Fh 3-7DSW得作用在轉向盤上的力矩Mh FhDSW101.25 400 20249.96N mm=20.25N m 3-82 2力傳動比與轉向系角傳動比的關系ip2FwFh3-9而Fw和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩Mr有以下關系作用在方向盤上的手力F可F hMLR (3-10)由下式表示Fh2MhDSW3-11丨如此力傳動比為ipM RDswM hL1(3-12)又因為MrMhiwo 3-13由此力傳動比Dsw ip iw 藥20.874

39、002 20018.7833-14齒條設計齒輪齒條嚙合傳動的特點齒條實際上是齒數為無窮的齒輪的一局部。當齒數為無窮時，齒輪的基圓直徑 也為無窮大，根據漸開線的形成過程可知，此時漸開線就變成了直線。所以齒條的 齒廓為直齒廓如圖3-2所示，齒廓上各點的法線是平行的，而且在傳動時齒條是 平動的，齒廓上各點速度的大小和方向也一樣， 所以齒條齒廓上個點的壓力角一樣, 大小等于齒廓的傾斜角。齒條上各齒同側的齒廓是平行的，所以在任何與分度線平 行的直線上，周節(jié)都相等。齒輪齒條嚙合傳動時，根據小齒輪螺旋角與齒條齒傾角的大小和方向不同，可 以構成不同的傳動方案。當左旋小齒輪與右傾齒條相嚙合而且齒輪螺旋角Bi與齒

40、條傾斜角B 2角相等時，如此軸交角B =0；假如B iB 2,如此B = B 1B 2；假如B i2，如此B =B 1B 2為負值，表示在齒條軸線的另一側。當右旋小齒輪與右傾齒 條或左旋小齒輪與左傾齒條相嚙合時，其軸交角均為B = B i+B 2。齒輪與齒條嚙合傳動時，齒輪的節(jié)圓始終與其分度圓重合。當小齒輪軸線與齒 條軸線不垂直時，小齒輪齒廓與齒條齒廓間的接觸為點接觸， 輪齒所受的壓強較大， 產生的接觸應力也比擬大，輪齒磨損很快，所以齒輪齒條轉向器的傳動比不能太大。齒輪齒條傳動的傳動比只與齒條的齒傾角、小齒輪的法向模數和小齒輪的齒數 有關。在設計時，只要合理的選取這幾個參數就可以獲得需要的傳動

41、比。但是小齒 輪的模數不能太小，否如此會使齒條齒廓在嚙合時嚙合點離齒頂太近，齒根的彎曲 應力增大，易產生崩齒。同時小齒輪的變位系數不能太大，否如此會造成齒條齒頂 平面與小齒輪齒根圓柱面的間隙過小，對潤滑不利，而且容易造成轉向器卡死的現 象。齒輪參數的選擇初選齒輪參數：齒輪齒條轉向器的齒輪多采用斜齒輪，齒輪模數在 23mm之 間，主動小齒輪齒數在5 7之間，壓力角取 20，螺旋角在9 15之間。故取 小齒輪Zi 6，mn 2.5，10右旋，壓力角 20 ，齒輪的轉速為n 10r/min，左旋，精度等級8級，轉向器每天工作8小時，使用期限不低于5年。材料選擇：齒輪16MnCr5,滲碳淬火，齒面硬度

42、54-62HRC齒條45#,外表淬火，齒面硬度 56HRC分度圓直徑d1mnZi3-15cos取齒寬系數d1.2齒條寬度b2dd11.2 15.2314 18.278mm3-16圓整取b2 20mm；如此取齒輪齒寬b| b2 10 30mm3-17所以取齒輪齒寬30mm；齒條齒寬20mm。計算接觸疲勞許用應力確定許用應力H lim Znh w(3-18)fF limYsTY NSFmin3-19查表確定 和H limF limHlim1 1500MPaHlim 21300MPaFlim1 425MPa 查表確定壽命系數ZN1 ZN2 查表確定安全系數SH min 1 SF min 1.4375

43、MPaZ N、丫N1F lim 21.32 YN1YN2計算接觸疲勞許用應力H 1H lim1ZN1SHmin1500 1.3211980MPa(3-20)查表確定應力修正系數H2H lim2 ZN2SHmin1300 1.3211716MPa(3-21)丫ST2FlF liml YstY N1SFmin425 2 114F2F lim2YstYN2SFmin375 2 114535.7MPa(3-23)齒輪的齒根彎曲強度設計參數查取：初選 Kt 1.414 Z1 =6Z2 =25 d =0.8 Y =0.7 Y當量齒數 ZV Z/cos38/cos3148.76復合齒形系數Yfs1 3.32

44、初步計算齒輪模數mn轉矩 T1 Mh 20250N mm閉式硬齒面?zhèn)鲃?，按齒根彎曲疲勞強度設計代入f較小的值mnt2KJ cos2 YY YFsFT(3-24)3 2 1.4 20250 cos2100.7 0.893.32V1.2 62535.71.700mm初取叫t 2.5mm確定載荷系數K查表確定使用系數KA 1314 25 6 100.0079m/s:3-2560 1000 cos10mntzmVt60 1000cos根據Vt 0.0079m/s和 8級精度，查表得kv 0.4查表確定 齒向載荷分布系數K 1.15查表確定齒間載荷分布系數 Kh1.1所以K KaKvKhK3-26確定修

45、正法向模數mnKtmnt30.7592.52.0385mm1.43-27取 mn 2.5mm確定齒輪主要參數和幾何尺寸齒輪參數：乙 6，mn2.5，10，壓力角20，左旋取變位系數n1 hn1 cn0.25齒頂高hamn hann2.5115mm3-28齒根高hfmn hanCnn 2.510.2510.625mm3-29齒高hhahf 5 0.625 5.625mm3-30分度圓直徑,mnz12.5 6d115.231mmcoscos103-31 :齒頂圓直徑dlad12 ha15.231 2525.231mm3-32齒根圓直徑df d1 2hf 15.23120.62513.981mm3-

46、33基圓直徑3-343-353-36db d1 cos15.231 cos20 14.312mm齒輪中心到齒條基準線距離d115.231H -nmn1 2.5 10.1155mm2 2齒輪齒寬b| b2 10 20 10 30mm確定齒條主要參數和幾何尺寸因為齒輪與齒條要相互嚙合，所以取齒條模數mn12.5mm又因為齒輪齒條線角傳動比為mnZiicos2-5 6 3447.827cos103-37轉向盤總轉動圈數為n 4圈又因為3-38L1 n i所以齒條長度ni47.827 191.306mm3-39轉向盤和車輪轉角比,n 3604 360I22.5 3-402 322 32式中：32為綜合

47、轉角因為齒條齒形角等于壓力角所以齒條齒距Pmn2 3.14 2.5 7.85mm3-41 :齒條齒數L1191.308Z2-24.3703-42P7.85所以取齒條齒數z225頭際齒條長度L1z2P 257.85 196.25mm3-43取齒條長度為200mm。齒條參數：z225, mn2.5,10，壓力角20，右旋。取變位系數 n 0 1 Cn 0.25齒頂高ha2mn2 hann 2.51 02.5mm19 / 40齒根高hfmn hanCnn2.51 0.25 03.75mm3-45齒條齒寬b2抽 1.2 15.231 18.218mm3-46取 b2 20mm0齒面接觸疲勞強度校核校核

48、公式為2KT1 u 1 h ZeZhZZ2h 3-47丫陰 u由上面計算得h 1980MPa查?。簭椥韵禂礪e 180. MPa區(qū)域系數Zh 2.45重合度系數E0.91 螺旋角系數 Z cos . cos10 0.99ZeZhZ3-482.45 180 0.91 0.0.759 2025030 15.23121180.836 h經校核：合理第4章齒輪軸的設計齒輪齒條傳動受力分析假如略去齒面間的摩擦力，如此作用于節(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。Ft2 2025015.2312659.051 N 4-1FrFttan 2659.051 tan

49、2。982.746N 4-2coscoslOFa Ft tan2659.051 tan 10 468.862N 4-3齒輪軸最小軸徑確定由于齒輪的基圓直徑db 14.312mm，數值較小，假如齒輪與軸之間采用鍵連接 必將對軸和齒輪的強度大大降低，因此，將其設計為齒輪軸由于主動小齒輪選用 16MnCr5材料制造并經滲碳淬火，因此軸的材料也選用16MnCr5材料制造并經滲碳淬火。查表得：16MnCr5材料的硬度為60HRC，抗拉強度極限 B 650MPa，彎曲疲 勞極限1 300MPa，剪切疲勞極限1 155MPa，轉速n=10r/min，許用彎曲應力 1 60MPa，許用剪應力t 65MPa。最

50、小軸徑門 3,5T13：5 20250d1 6511.59mm 4-4初步確定齒輪軸的根本尺寸如圖 4-1所示:山鈾丄 11 丄 訶 打1口0噸圖4-1齒輪軸的根本尺寸齒輪軸的強度校核1、軸的受力分析1畫齒輪軸的受力簡圖，如圖4-2a所示2計算支承反力在垂直面上L?FrF RAVFa2LiL221 987.746 A%862 7&55565.425NS-5)22 21Frbv Fr Frav 982.746 565.425 417.321N (4-6)在水平面上Ft2659.051FrahFrbh -1329.525N (4-7)2 2 v 13畫齒輪軸的彎矩圖。水平面上的彎矩Mh如圖4-2b

51、所示，垂直面上的彎矩 Mv如圖4-2c所示，總彎 矩M如圖4-2d所示。在水平面上，a-a剖面左側、右側M aHM aHFrah Lj 1329.525 22 29249.550N mm48在垂直面上，a-a剖面左側MaVFrav L1 565.425 22 12439.350N mm 4-9在垂直面上, a-a剖面右側MaV Frbv l_2417.321 218763.741N mm 4-10合成彎矩，a-a剖面左側31784.801N mm 4-11Ma,M92hM；v.29249.5502212439.350合成彎矩，a-a剖面右側Ma,MaHMaV29249.55028763.741230534.232 N mm 4-124畫轉矩圖， 轉矩如圖4-2e所示。Td15 231Ft2659.05120249.729N mm4-132 22、判斷危險剖面顯然，a-a截面左側合成彎矩最大、扭矩為 T,該截面左側