畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-齒輪齒條轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)-長安某SUV轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)

全套圖紙加V信153893706或扣3346389411長安某SUV轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)摘要本次畢業(yè)設(shè)計(jì)主要對長安某款緊湊型SUV進(jìn)行設(shè)計(jì)。首先對轉(zhuǎn)向梯形的尺寸進(jìn)行初步的計(jì)算，并進(jìn)行校核；了解不同類型轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、布置形式、動力輸出形式，經(jīng)過對比，確定總體的結(jié)構(gòu)方案，布置形式；根據(jù)梯形臂校核的結(jié)果,對轉(zhuǎn)向器中的齒輪齒條的尺寸參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，其中包括選擇齒輪齒條的材料、受力分析、強(qiáng)度校核，對于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中沒有設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)尺寸，采用參考實(shí)物和選取標(biāo)準(zhǔn)件的方式設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)；齒輪軸上建立裝配尺寸鏈，進(jìn)行精度設(shè)計(jì)，對設(shè)計(jì)好的結(jié)構(gòu)進(jìn)行三維建模，并對齒輪軸進(jìn)行有限元分析；最后繪制二維工程圖制圖。關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向器，設(shè)計(jì)計(jì)算，強(qiáng)度校核DesignofanSUVsteeringsysteminChang'anAbstractThegraduationprojectismainlydesignedacompactSUVofChangan.Firstofall,tounderstandthedifferenttypesofSteeringgearstructuralcharacteristics,layoutform,poweroutputform,throughcomparison,todeterminetheoverallstructureoftheprogram,layoutform.Two,thesteeringtrapezoidalsizeoftheinitialcalculationandcheckit.Three,Accordingtotheresultsoftrapezoidalarmcheck,thesteeringgeargear,racksizeparametersofthedesignandcalculation,Whichincludestheselectionofrackandpinionmaterials,forceanalysis,strengthcheck,Forthesizeofthesteeringsystemisnotdesigned,theuseofreferenceobjectsandtheselectionofstandardpartsoftheway.Four,Thegearshaftissubjectedtofiniteelementanalysis,andtheassemblydimensionchainisestablishedonthegearshaftforprecisiondesign.three-dimensionalmodelingofthewell-designedstructure.Five,two-dimensionalmapping.Keywords：Steeringgear，DesignCalculation，Strengthcheck1前言汽車在轉(zhuǎn)向過程中中，駕駛員需要通過通過一套專設(shè)的機(jī)構(gòu),使汽車轉(zhuǎn)向橋上的車輪相對于汽車縱橫線偏轉(zhuǎn)一定角度。這一套用來改變或恢復(fù)汽車行駛方向的專設(shè)機(jī)構(gòu)所示，即稱為汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。1.1選題的目的及意義轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為汽車上必不可少的系統(tǒng)，影響著汽車操縱性和駕駛舒適性，為了追求更好的駕駛體驗(yàn)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已經(jīng)發(fā)展到了第五代，雖然最新一代—線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已經(jīng)開始應(yīng)用，但技術(shù)還是不夠完善，現(xiàn)在還是帶有轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)被廣泛采用。汽車的轉(zhuǎn)向特性，保持汽車具備較好的操縱性能，始終是汽車檢測技術(shù)當(dāng)中的一個重要課題。特別是在車輛高速化、駕駛?cè)藛T非職業(yè)化、車流密集化的今天，汽車轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)工作顯得尤為重要，所以本次畢業(yè)設(shè)計(jì)我將設(shè)計(jì)一款轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。在現(xiàn)代汽車上采用的轉(zhuǎn)向器大多都是以傳統(tǒng)機(jī)械式轉(zhuǎn)向器為基礎(chǔ)，加上一些助力裝置，讓駕駛員轉(zhuǎn)向操縱更加省力、靈活[1]。要想了解轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)及工作原理，應(yīng)該從基本的機(jī)械式轉(zhuǎn)向器進(jìn)行設(shè)計(jì)研究，所以本次選題，我從機(jī)械轉(zhuǎn)向器入手研究，認(rèn)識并了解轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和工作原理。1.2研究的基本內(nèi)容及論文構(gòu)成本次研究的課題為長安某SUV轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，主要對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向梯形和轉(zhuǎn)向器分別設(shè)計(jì)研究，其次對間歇調(diào)整彈簧進(jìn)行了設(shè)計(jì)。轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)部件：為了保證轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向軸的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角有一定的等量關(guān)系，使轉(zhuǎn)向過程中，所有的車輪都是純滾動或極小的滑移，根據(jù)已知參數(shù)與公式，初步確定梯形臂長度和梯形底角。轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：經(jīng)過比較不同種類的轉(zhuǎn)向器，選取其中一種作為設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，并根據(jù)轉(zhuǎn)向梯形校核后的結(jié)果對轉(zhuǎn)向器中的齒輪、齒條尺寸進(jìn)行設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核。對轉(zhuǎn)向齒輪軸進(jìn)行精度設(shè)計(jì)，并建立尺寸鏈，進(jìn)行有限元分析。其他一些零部件及標(biāo)準(zhǔn)件參考實(shí)物選取。在設(shè)計(jì)的過程中應(yīng)該注意方向盤轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)角與車輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系，也就是要弄清楚轉(zhuǎn)向器角傳動比，梯形臂長度，轉(zhuǎn)向器線角傳動比三者之間的關(guān)系。因此，本次設(shè)計(jì)最需要解決的就是將這三個基本參數(shù)確定在一個適當(dāng)?shù)姆秶鷥?nèi)，讓它們滿足一個等量關(guān)系。1.3轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在國內(nèi)外的發(fā)展1902年，英國人首次發(fā)明了機(jī)械液壓助力轉(zhuǎn)向；1954年，通用汽車公司首次將液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（HPS）應(yīng)用于汽車上。經(jīng)過一系列的技術(shù)革新，80年代早期出現(xiàn)了電子液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（EHPS）。1988年，日本鈴木汽車公司首先在其小型轎車Cervo上裝備了電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（EPS）。近幾年，市場上又出現(xiàn)了四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（SBW）等一些新的技術(shù)，但由于技術(shù)、價(jià)格等方面的原因，這兩種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)目前還沒有得到廣泛應(yīng)用。表1-1轉(zhuǎn)向系分類組成優(yōu)缺點(diǎn)傳統(tǒng)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)三大部件構(gòu)成。優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、生產(chǎn)成本低。缺點(diǎn)：轉(zhuǎn)向操縱難度大，轉(zhuǎn)向費(fèi)力；其傳動比是固定的，即角傳遞特性無法改變。液壓助力和動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由轉(zhuǎn)向器、液壓轉(zhuǎn)向泵、油管、流量控制閥、傳動皮帶、儲油罐等部件構(gòu)成優(yōu)點(diǎn)：成本低、轉(zhuǎn)向輕便、轉(zhuǎn)向動力充足、缺點(diǎn)：存在滲油與維護(hù)問題，泄漏的液壓油會對環(huán)境造成污染[2],能耗高。電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)上添加了電機(jī)。優(yōu)點(diǎn)：能耗低，反應(yīng)靈敏。缺點(diǎn)：零件增加，管路復(fù)雜，不便于安裝維修及檢測[3]。電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在機(jī)械轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的基礎(chǔ)上，增加了電控單元、助力電機(jī)、信號傳感器[4]。優(yōu)點(diǎn)：取消了復(fù)雜的液壓系統(tǒng)，更為節(jié)能和環(huán)保[5]，缺點(diǎn)：EPS提供的功率不足，現(xiàn)在的EPS只能用于小型車輛上[6]。線控轉(zhuǎn)系系統(tǒng)轉(zhuǎn)向操縱模塊、轉(zhuǎn)向執(zhí)行模塊、中央控制模塊和故障容錯模塊。優(yōu)點(diǎn)：優(yōu)化車輛空間結(jié)構(gòu)，加大汽車智能性，轉(zhuǎn)動效率高，響應(yīng)時(shí)間短，提高汽車的節(jié)能環(huán)保性[7]。綜上所述，基于各類轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)缺點(diǎn)不同，它們在不同車型中的適用程度也是大相徑庭的。MS主要適用于輕微型商用車和交叉型乘用車；HPS適用范圍最廣，可匹配各類商用車和乘用車；EHPS主要適用于中大型商用車、以及大型MPV和SUV；EPS主要適用于轎車以及小型MPV和SUV?？紤]到EHPS、EPS相較于MS、HPS的優(yōu)勢以及未來汽車行業(yè)智能化和電子電氣化的趨勢，未來汽車市場大概率將以裝配EHPS、EPS為主。1.4轉(zhuǎn)向器的發(fā)展轉(zhuǎn)向器是汽車行駛系統(tǒng)中的重要安全部件，其質(zhì)量的好壞對汽車直線行駛的穩(wěn)定性和操縱穩(wěn)定性都有直接的影響。目前，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器和齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，已成為當(dāng)今世界上主要的兩種轉(zhuǎn)向器，而渦輪、蝸桿式轉(zhuǎn)向器、蝸桿曲柄指銷式等正在逐步被淘汰或保留較小的地位?！白償?shù)比和高剛性”是目前世界上生產(chǎn)的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)的方向。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的速比特性是決定汽車轉(zhuǎn)向輕便性、操縱穩(wěn)定性和機(jī)動性的重要因數(shù)之一。選擇速比是除了要考慮具體車型特點(diǎn)外，還必須考慮兩種基本工況，即高速直線行駛和低速大轉(zhuǎn)角行駛。不同的工況和不同的使用性能對速比特性相互矛盾的要求是等速比轉(zhuǎn)向器所不能滿足的。因此，近年來變速比轉(zhuǎn)向器應(yīng)運(yùn)而生，得到迅速發(fā)展。1.5已知參數(shù)表1-2已知參數(shù)車型某SUV輪距1565mm軸距2700mm總質(zhì)量2050Kg最小轉(zhuǎn)彎直徑11000mm輪胎型號225/65R17輪胎氣壓230KPa

2轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)在轉(zhuǎn)向時(shí)，汽車內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪應(yīng)該有一定的比例關(guān)系。各個車輪的軸線在轉(zhuǎn)向時(shí)都相交于一點(diǎn)，這就是理論的轉(zhuǎn)向特性曲線，而為了保證這一點(diǎn)，就需要轉(zhuǎn)向梯形來作用。但事實(shí)上，目前梯形結(jié)構(gòu)還不能保證這一點(diǎn)。由于本次設(shè)計(jì)的是發(fā)動機(jī)前置的車型，梯形在前方?jīng)]有多余的地方布置，所以選取后置梯形的結(jié)構(gòu)。圖2-1后置梯形結(jié)構(gòu)簡圖如圖2-1所示，圖中O1O的長為主銷偏移距，O1A和OB為梯形臂長，AD和CB為橫拉桿長度，DC為兩球頭銷球頭的中心距。h為轉(zhuǎn)向器到轉(zhuǎn)向軸的距離。ф為梯形底角。當(dāng)轉(zhuǎn)動方向盤時(shí)，DC向左或向右移動，使左右兩邊的桿系產(chǎn)生不同的移動，從而使左右車輪分別獲得一個轉(zhuǎn)角。2.1理想的內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系圖2-2理論上的轉(zhuǎn)向特性曲線如圖2-2所示汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)，內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角應(yīng)該與汽車的有關(guān)尺寸滿足一定的幾何關(guān)系。（2-1）式中，θo為外輪轉(zhuǎn)角；θi為內(nèi)輪轉(zhuǎn)角；L為軸距；K為兩主銷中心距，K=B-2a，其中B為輪距，a為主銷偏移距。通常乘用車的a值在0.4~0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的a值在40~60mm范圍內(nèi)選取[8]P229。本次設(shè)計(jì)為乘用車，a值在（0.4~0.6）×225=（90~135）mm范圍內(nèi)選取,本次選取主銷偏移距為a=100mm,所以有K=B-2a=1565-200=1365mm。由圖2-2，根據(jù)三角函數(shù)關(guān)系可得到如下公式（2-2）式中：L—軸距；Dmin—汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑，Dmin=11000mm；a—主銷偏移距，a=100mm。將數(shù)據(jù)帶入式（2-2），可得到外輪最大轉(zhuǎn)角由式（2-1）可得，內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)向角為:（2-3）式中，K為主銷中心距,K=1365mm;L為軸距,L=2700。將數(shù)據(jù)帶入式（2-3），到內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角為:2.2轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)尺寸的初步確定（2-4）式中：m—梯形臂長度；K—主銷偏移距。將已知數(shù)據(jù)代入式（2-4）中得:梯形底角ф一般在70。~80。范圍內(nèi)選取[9]P180。本次設(shè)計(jì)取梯形臂長度梯形臂長為180mm，梯形底角為70。由圖2-1可知,取h=130mm。AD的長度為300mm。有幾何關(guān)系可得（2-5）式中：O1O=k=1365mm,OB=m=180mm,AD=300mm,h=130mm將數(shù)據(jù)代入式（2-5）得所以兩球頭銷之間的距離為647mm.表2-1梯形機(jī)構(gòu)尺寸主銷中心距K1365mm梯形臂長m180mm梯形底角ф70。轉(zhuǎn)向器到轉(zhuǎn)向器的距離h130mm兩球頭銷中心距M647mm球頭銷到橫拉桿接頭中心距離300mm

3轉(zhuǎn)向器總體設(shè)計(jì)方案3.1轉(zhuǎn)向器的作用汽車轉(zhuǎn)向器是用于維持或改變汽車方向的機(jī)構(gòu)，并且確保車輛轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的角度關(guān)系。駕駛員通過操縱轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，將操縱機(jī)構(gòu)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動變?yōu)閭鲃訖C(jī)構(gòu)的直線運(yùn)動，使汽車保持直線或轉(zhuǎn)彎運(yùn)動狀態(tài)，或兩種運(yùn)動狀態(tài)相互轉(zhuǎn)換。3.2轉(zhuǎn)向器類型的選擇目前較常用的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環(huán)球式、循環(huán)球曲柄指銷式、蝸桿滾輪式等。而其中的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器是當(dāng)今世界汽車上應(yīng)用最廣泛的轉(zhuǎn)向器，而其余幾種轉(zhuǎn)向器正在逐步被淘汰。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器是一種最常見的轉(zhuǎn)向器，其基本結(jié)構(gòu)如圖3-1所示，它主要是靠一對相互嚙合的小齒輪和齒條，將小齒輪的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，轉(zhuǎn)變?yōu)辇X條的直線運(yùn)動。圖3-1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器1.彈簧2.轉(zhuǎn)向齒條3.轉(zhuǎn)向齒條4.軸承5.油封6.防塵罩7.壓塊圖3-2為循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)圖。由圖可知，其主要零件包括轉(zhuǎn)向螺桿、轉(zhuǎn)向螺母、轉(zhuǎn)向器殼體以及許多小鋼球等部件。當(dāng)與轉(zhuǎn)向管柱固定在一起的螺桿被旋轉(zhuǎn)后，螺桿將螺母左右推動，其中的小鋼珠起到將螺母與螺桿之間的滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)樽枇^小的滾動摩擦的作用，左右運(yùn)動的螺母再通過扇形齒輪，將直線運(yùn)動再次變?yōu)樾D(zhuǎn)運(yùn)動，來驅(qū)動轉(zhuǎn)向搖臂往復(fù)搖動從而實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。圖3-2循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器1.軸承2.轉(zhuǎn)向螺桿3.轉(zhuǎn)向器殼體4.轉(zhuǎn)向螺母5.鋼球6.六角頭錐形螺塞7.轉(zhuǎn)向軸表3-1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器與循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)比較特點(diǎn)結(jié)構(gòu)形式齒輪齒條式循環(huán)球式優(yōu)點(diǎn)結(jié)構(gòu)相對簡單，占有的體積小，質(zhì)量比較輕；擁有較高的傳動效率，其傳動效率可以達(dá)到90%，轉(zhuǎn)向十分靈敏；裝有自動消除間隙裝置。具有較高的傳動效率；操縱起來比較輕便舒適；機(jī)械部件的磨損較小，使用壽命相對較長；轉(zhuǎn)向器傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條齒扇間間隙調(diào)整工作容易進(jìn)行。缺點(diǎn)逆效率較高70%，所以當(dāng)汽車在不平路面行使時(shí)，路面作用于轉(zhuǎn)向輪的力會通過轉(zhuǎn)向器傳遞到轉(zhuǎn)向盤，會使駕駛員難以控制汽車方向。轉(zhuǎn)向不夠精確，高速操縱控制太差，其零部件較多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難。由表3-1可知，齒輪齒條式無論是結(jié)構(gòu)、質(zhì)量、體積上都比循環(huán)球式有優(yōu)勢，而且傳動效率高，逆效率也比循環(huán)球式要低，本次設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器的車型所用的懸架為麥弗遜式獨(dú)立懸架，而與麥弗遜式獨(dú)立懸架一般與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器相配合，所以本次轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)我采用齒輪齒條式。3.3齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器輸出形式選擇齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的主要輸出形式有以下四種。圖3-3齒輪齒條式輸出形式a.中間輸入，兩端輸出b.側(cè)面輸入，兩端輸出c.側(cè)面輸入，中間輸出d.側(cè)面輸入，單端輸出圖a、b采用兩側(cè)輸出的方案，該方案結(jié)構(gòu)簡單，節(jié)省材料?，F(xiàn)代轎車一般采用兩端輸出的形式。c采用側(cè)面輸入、中間輸出方案時(shí)，由于拉桿的長度增加，車輪上下跳動時(shí)拉桿擺角減小，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與懸掛系統(tǒng)之間的運(yùn)動干擾減少。d為側(cè)面輸入、一端輸出，在貨車上，側(cè)面輸入、一端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器比較常見。由于本次設(shè)計(jì)的車型為SUV，所以不采用側(cè)面輸入、一端輸出的方案，對比發(fā)現(xiàn)，一側(cè)輸入兩端輸出的轉(zhuǎn)向器較一側(cè)輸入中間輸出的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)簡單，加工方便，故本次設(shè)計(jì)采用一側(cè)輸入，兩端輸出形式的轉(zhuǎn)向器。3.4齒輪齒型選擇表3-2斜齒與直齒的特點(diǎn)斜齒直齒優(yōu)點(diǎn)重合度比直齒輪大，傳動比較平穩(wěn)設(shè)計(jì)、制作方便、價(jià)格便宜缺點(diǎn)輪齒嚙合時(shí)的作用力有軸向分力:將增大傳動裝置中的摩擦損失.圓柱直齒輪用于平行軸傳動，齒輪嚙合與退出時(shí)沿著齒寬同時(shí)進(jìn)行，容易產(chǎn)生沖擊，振動和噪音。經(jīng)過對比，本次設(shè)計(jì)小齒輪將采用斜齒圓柱齒輪，3.5齒條端面形狀的選擇齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)省20%，故質(zhì)量??；如圖3-4，3-5所示，當(dāng)齒條沿著軸線旋轉(zhuǎn)時(shí)，壓塊可以阻礙齒條轉(zhuǎn)動；但在現(xiàn)在企業(yè)中，為方便加工，大多采用圓形截面，采用壓塊支撐，所以本次設(shè)計(jì)，我也將采用圓形的斷面齒條。圖3-4V形齒條截面圖3-5Y形齒條截面3.6轉(zhuǎn)向器布置形式選擇齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器在汽車上的布置形式有以下4種。圖3-6轉(zhuǎn)向器布置形式a.轉(zhuǎn)向器總成置于前軸后方，后置梯形b.轉(zhuǎn)向器總成置于前軸后方，前置梯形c.轉(zhuǎn)向器總成置于前軸前方，后置梯形d.轉(zhuǎn)向器總成置于前軸前方，前置梯形因?yàn)楸敬卧O(shè)計(jì)的車型為SUV，其發(fā)動機(jī)的位置相對于轎車來說是偏高的，所以轉(zhuǎn)向器可布置在前軸后方。由于發(fā)動機(jī)前置，梯形在前方?jīng)]有多余的地方布置，所以選取后置梯形的結(jié)構(gòu)。4轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定4.1.1轉(zhuǎn)向器原地轉(zhuǎn)向阻力矩計(jì)算輪胎上的原地轉(zhuǎn)動的阻力矩由經(jīng)驗(yàn)公式得 （4-1）式中：f—路面與輪胎的摩擦因素，一般取0.7；G1—轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N），滿載時(shí)，發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的乘用車，其前軸載荷為47%~60%[8]P21表1-6，所以取G1=2015×47%×9.8=9442.3N；P為輪胎氣壓（MPa），P=0.23MPa。將數(shù)據(jù)帶入（4-1）式中，得：4.1.2轉(zhuǎn)向器角傳動比計(jì)算轉(zhuǎn)向系角傳動比iω的計(jì)算公式為：（4-2）式中：n為轉(zhuǎn)向盤總回轉(zhuǎn)圈數(shù)，輕型車及轎車n=3.5~4.5圈[9]P169。本次設(shè)計(jì)取n=3.5。將數(shù)據(jù)帶入式（4-2），得到：4.1.3轉(zhuǎn)向盤上的作用力Fh（4-3）式中:L1為轉(zhuǎn)向搖臂長；L2為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長,因?yàn)辇X輪齒條式轉(zhuǎn)向器無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，所以無數(shù)值，都視為“1”計(jì)算；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑，轎車轉(zhuǎn)向盤直徑尺寸為380mm、400mm、425mm[10]，本次設(shè)計(jì)取轉(zhuǎn)向盤直徑Dsw=380mm；η+為轉(zhuǎn)向器正效率，本次取η+=90%。將數(shù)據(jù)代入式（4-3），得：4.1.4作用于轉(zhuǎn)向盤上的力矩（4-4）式中:Fh為轉(zhuǎn)向盤上的作用力；Dsw為方向盤直徑。則：4.1.5轉(zhuǎn)向阻力Fw（4-5）式中:a為主銷偏移距，a=100mm。則：4.1.6轉(zhuǎn)向系的力傳動比ip（4-6）4.2齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)小齒輪采用40Cr，滲碳淬火，齒面硬度為48~55HRC[11]P78表6.4齒條采用45鋼，表面淬火，齒面硬度40~50HRC[11]P77表6.44.2.1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)要求齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的齒輪模數(shù)多在2~3mm之間，主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5~7個齒范圍變化，壓力角取20。，齒輪螺旋角的取值范圍多為9。~15。[8]P233，但在現(xiàn)代汽車上，齒輪的螺旋角已經(jīng)達(dá)到了20。以上。4.2.2齒輪齒條各參數(shù)初選本次設(shè)計(jì)為齒輪齒條傳動，對精度沒有特別的要求，齒輪齒條的傳動也只是在汽車轉(zhuǎn)向的時(shí)候才會使用，并且圓周速度速度小于10m/s。查參考文獻(xiàn)[12]P105表4.9，選取齒輪傳動精度等級為8級。取齒輪齒條模數(shù)mn2=mn1=2.5，壓力角為α2=α1=20。。齒輪齒數(shù)為7，螺旋角為β1=20。。選取齒頂高系數(shù)h*a=1;頂隙系數(shù)c*=0.25。斜齒圓柱齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)[12]P93（4-7）式中：znmin=17代入數(shù)據(jù)得：圓整取zmin=15由于Z1=7<Zmin，齒輪傳動會發(fā)生根切現(xiàn)象，因此小齒輪應(yīng)設(shè)計(jì)成變位齒輪。最小變位系數(shù)為：（4-8）取變位系數(shù)xn=0.6。設(shè)計(jì)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的旋向：齒條右傾，齒輪左旋。（4-9）（4-10）由式4-9和4-10可得：（4-11）式中：L2—梯形臂長度，L2=180mm；iw—轉(zhuǎn)向器角轉(zhuǎn)動比，iw=18.21；i—線角傳動比;d—分度圓直徑。得到線角傳動比的計(jì)算公式為：（4-12）分度圓直徑:由公式[8]P174可得（4-13）下圖為齒輪齒條是轉(zhuǎn)向器傳動副的布置方案，因?yàn)棣?>β1,所以選?。╟）作為本次設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向器傳動副的布置方案[13]P628圖4-2齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器傳動副的布置方案安裝角θ=β2-β1=27.7。-20。=7.7。齒條行程L=ni，式中n為方向盤圈數(shù)；i為線角傳動比。即:L=ni=3.5×62.1=217.35mm齒條齒數(shù):（4-14）式中，L為齒條行程；mt2為齒條端面模數(shù)，mt2=mn2/cosβ2。取整Z2=27表4.1齒輪齒條轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)名稱齒輪齒條齒數(shù)Z727模數(shù)Mn2.52.5壓力角αn20。20。螺旋角β20。（左旋）27.7。（右旋）變位系數(shù)Xn0.604.2.3齒輪齒條各結(jié)構(gòu)尺寸的計(jì)算齒輪：齒條寬度b2=?dd1,?d為寬度系數(shù)因?yàn)辇X輪齒條都經(jīng)過淬火處理，屬于硬齒面。查參考文獻(xiàn)[12]P116表4.14,取齒寬系數(shù)?d=0.86取整齒輪齒寬取整端面壓力角：端面模數(shù)：齒頂高：齒根高：全齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑:基圓直徑：齒頂圓壓力角：法向齒距:端面齒距:端面重合度?α[14]P14-46，表14-1-22。（4-15）式中：αat1為齒頂圓壓力角αat1=49.29。；αt1為端面壓力角αt1=21.17。；z1為齒輪齒數(shù)；xn1為齒輪變位系數(shù)。將數(shù)據(jù)代入式（4-17）得：軸向重合度?β（4-16）斜齒總重合度?γ：齒條:齒頂高:齒根高:全齒高:法向齒距：Pn=π*mn2=7.85mm端面齒距：Pt=Pn/cosβ2=7.85/cos27.7。=8.87mm齒輪中心到齒條基準(zhǔn)線距離:齒條的直徑選取為22mm圖4-3齒條截面齒輪齒條中心距a=H+OC=10.81+7.55=18.36取整a=19mm表4-2齒輪齒條轉(zhuǎn)向器各結(jié)構(gòu)尺寸基本參數(shù)名稱符號公式齒輪齒條齒數(shù)ZZ727螺旋角β—20。（左旋）27.7。（右旋）變位系數(shù)xn—0.60分度圓直徑d18.62—齒頂高h(yuǎn)a42.5齒根高h(yuǎn)f1.6253.125齒全高5.6255.625齒頂圓直徑da26.62齒根圓直徑df15.37齒寬3216基圓直徑db17.36齒輪中心到齒條基準(zhǔn)線距離H10.81中心距a19

5.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器強(qiáng)度校核5.1齒條強(qiáng)度計(jì)算齒條的受力分析如圖5-1所示圖5-1齒條的受力分析如圖5-1所示，F(xiàn)n為作用于齒條齒面上的法向力，F(xiàn)r為沿齒條徑向的分力,Ft為沿齒輪周向的分力,Fa為沿齒輪軸向的分力。各力的大小為（5-1）式中T1—小齒輪的轉(zhuǎn)矩（Nmm）αn—法向壓力角（。）β1—分度圓螺旋角（。）齒條齒部受到的切向力；齒條桿部受到的力；5.1.1齒條桿部受拉壓的強(qiáng)度計(jì)算齒條桿部的拉應(yīng)力：（5-2）式中：F為齒條受到的軸向力F=2756.4N；A為齒條根部截面積由圖4-3可知齒條根部截面積將數(shù)據(jù)代入式（5-2）得：查參考文獻(xiàn)[12]P103表4.8得45鋼的抗拉強(qiáng)度極限為σb=650MPa因此σ<σb齒條設(shè)計(jì)滿足抗拉強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.2齒條齒部彎曲強(qiáng)度的計(jì)算（5-3）式中：Fxt—齒條齒面切向力h—齒條齒高B—齒寬S—齒厚法向齒距:將已知數(shù)據(jù)代入式（5-3）得：因?yàn)閷?shí)際上齒輪齒條的總重合系數(shù)是2.61，在嚙合過程中至少有2個齒同時(shí)參加嚙合，因此每個齒的彎曲應(yīng)力應(yīng)分別降低一倍。齒條的材料為45鋼，抗拉強(qiáng)度極限σb=650MPaσw1<σb因此，齒條設(shè)計(jì)滿足強(qiáng)度要求。5.2齒輪強(qiáng)度校核5.2.1齒輪接觸疲勞強(qiáng)度校核齒輪接觸疲勞強(qiáng)度公式：（5-4）式中；ZH—節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，齒輪螺旋角為20°變位系數(shù)x1=0.6,x2=0,z1=7,z2=30,(x2+x1)/(z2+z1)=0.016。查參考文獻(xiàn)[15]P143圖7-14取2.17；ZE—材料彈性系數(shù)，齒輪齒條都為合金鋼。查參考文獻(xiàn)[15]P143表7-4??；Z?—重合度系數(shù)。；[15]P156式7-16Zβ—螺旋角系數(shù)。；[15]P156式7-17U—齒數(shù)比，K—載荷系數(shù)（5-5）式中:KA—使用系數(shù)。查參考文獻(xiàn)[15]P139表7-3取KA=1.25Kv—動載系數(shù)。查參考文獻(xiàn)[15]P140圖7-7（b）得:Kv=1Kβ—齒向載荷分布系數(shù)，因?yàn)辇X寬系數(shù)?d=0.86，非對稱布置的齒輪傳動。查參考文獻(xiàn)[15]141圖7-10，取Kβ=1.13Kα—齒間載荷分配系數(shù)，齒輪8級精度，表面淬火。查參考文獻(xiàn)[15]142圖7-11，取Kα=1.5;將已知參數(shù)代入式（5-5）得：許用接觸應(yīng)力（5-6）式中:ZN—接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，按接觸次數(shù)取8×106次。查參考文獻(xiàn)[15]P148表7-20，取ZN=1.31SH—接觸疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)。查參考文獻(xiàn)[15]P145，取SH=1σHlim—接觸疲勞強(qiáng)度。查參考文獻(xiàn)[11]P78表6.4得：齒輪、齒條的接觸疲勞強(qiáng)度分別為：齒輪、齒條的許用接觸應(yīng)力分別為：因?yàn)閇σ]H1>[σb]H2故取[σ]H=[σb]H2=1506.5MPa將已知數(shù)據(jù)代入（5-4）得：由此可得σH<[σ]H齒輪滿足接觸疲勞強(qiáng)度要求。5.2.2齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算許用彎曲應(yīng)力：（5-7）式中：YN—彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，按接觸次數(shù)取8×106次。查參考文獻(xiàn)[15]P148圖7-21，取YN=1;SF—彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)。取SF=1.4[15]P148;σF—彎曲疲勞強(qiáng)度。查參考文獻(xiàn)[11]P78表6.4得：齒輪、齒條的彎曲疲勞強(qiáng)度分別為：齒輪的許用彎曲應(yīng)力為：的許用彎曲應(yīng)力為：因?yàn)閇σ]F1>[σ]F1取[σ]F=[σ]F2=485.7MPa彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算公式：（5-8）式中:ZV—當(dāng)量齒數(shù)；YFa—齒形系數(shù)。查參考文獻(xiàn)[15]P144圖7-16，取YFa=2.25；YSa—應(yīng)力修正系數(shù)。查參考文獻(xiàn)[15]P145圖7-17，取YSa=1.73；Y?—彎曲重合度系數(shù)，Y?=0.25+0.75/?α=0.25+0.75/1.22=0.86;Yβ—彎曲強(qiáng)度計(jì)算螺旋角系數(shù)，將已知數(shù)據(jù)代入式（5-80）得：所以齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限符合要求5.3齒輪軸精度設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)齒輪軸選用與齒輪同樣的材料40Cr。查參考文獻(xiàn)[16]P5-20表5-1-19得40Cr的許用切應(yīng)力[τ]=35~55MPa最小軸徑：5.3.1齒輪結(jié)構(gòu)圖5-2齒輪軸設(shè)計(jì)圖如圖5-3所示，本次齒輪軸設(shè)計(jì)，根據(jù)軸承內(nèi)徑大小確定齒輪軸的直徑大小，查參考文獻(xiàn)[17]選取滾針軸承NA4902型，其內(nèi)徑為為15mm，所以選取安裝滾針軸承的軸徑直徑為15mm。查參考文獻(xiàn)[18]選取深溝球軸承6003型，其內(nèi)徑為17mm，所以選取安裝深溝球軸承的軸徑直徑為17mm。5.3.2精度設(shè)計(jì)本次選用的軸承用于轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向齒輪軸上，低速以及精度要求不高，所以選取的滾動軸承精度等級為0級，負(fù)荷狀態(tài)為正常負(fù)荷[19]P138。查參考文獻(xiàn)[19]P144表6-5可知安裝滾針軸承與深溝球軸承部分的軸徑的公差帶為j5、js5，取j5；查參考文獻(xiàn)[20]P7-246表7-2-36,0級公差軸承與軸的配合，因?yàn)槎紴閖5等級，所以安裝滾針軸承與深溝球軸承部分的軸徑直徑的上、下偏差分別為+5μm、-3μm；查參考文獻(xiàn)[19]P145表6-7，安裝滾針軸承與深溝球軸承的軸徑的圓柱度t=3.0μm，因?yàn)闈L針軸承的右端與深溝球軸承的左端采用軸肩定位，所以端面圓跳動t=8μm；查參考文獻(xiàn)[19]P146表6-8軸徑表面粗糙度為Ra=0.8μm。表5-1名稱滾針軸承深溝球軸承備注公差帶J5J5參考文獻(xiàn)[19]P144上偏差下偏差+5μm-3μm+5μm-3μm參考文獻(xiàn)[20]P7-246圓柱度t3.0μm3.0μm參考文獻(xiàn)[19]P145端面圓跳動8μm8μm軸徑表面粗糙度Ra0.8μm0.8μm參考文獻(xiàn)[19]P146圖5-3齒輪軸5.3.3齒輪軸轉(zhuǎn)配尺寸鏈圖5-4裝配尺寸鏈如圖5-5所示，A1和A2為增環(huán)，A3、A4、A5、A6、A7、A8為減環(huán)，間隙A0為封閉環(huán)，已知A1=61mm,A2=2mm,A3=1.5mm,A4=10mm,A5=2mm,A6=32mm，A7=4mm,A8=13mm，A0應(yīng)在0.4~0.7mm范圍內(nèi)。（5-9）式中：代入式（5-9）得A0=A1+A2-A3-A4-A5-A6-A7-A8=61+2-1.5-10-2-32-4-13=0.5mmT0=A0max-A0min=（0.7-0.4）=0.3mm=300μm查參考文獻(xiàn)[21]P17表2-3A1屬尺寸分段為（50~80）mmA2，A3，A5所屬尺寸分段為（0~3）mmA4屬尺寸分段為（6~10）mmA6屬尺寸分段為（30~50）mmA7屬尺寸分段為（3~6）mmA8屬尺寸分段為（10~18）mm所以A1的幾何平均值為D1=（50×80）1/2=63.24mm,A2，A3，A5的幾何平均值為D2=D3=D5=（1×3）1/2=1.73mm,A4的幾何平均值為D4=（6×10）1/2=7.75mm,A6的幾何平均值為D6=（30×50）1/2=38.73mm,A7的幾何平均值為D7=（3×6）1/2=4.24mm,A8的幾何平均值為D8=（10×18）1/2=13.42mm,公差單位i1為公差單位i2,i3,i5為公差單位i4為公差單位i6為公差單位i7為公差單位i8為因（5-10）所以有（5-11）將已知參數(shù)代入式（5-11）Aav=41接近IT9級[21]P16表2-1（標(biāo)準(zhǔn)公差值等于40i）由參考文獻(xiàn)[21]表2-4查得各組成環(huán)的公差值：T1=74μm，T2=T3=T5=25μm，T4=36μm，T6=62μm，T7=30μm，T8=43μm。組成環(huán)之和T=74+25×3+36+62+30+43=320mm,比封閉環(huán)公差值大20mm，調(diào)整A1的尺寸公差，使T2=（74-20）μm=54微米。A1、A2為孔零件，取下偏差為零，A3、A4、A5、A6.A7.A8為軸零件，取上偏差為零，得到：確定中間偏差，若個環(huán)尺寸偏差的分布是對稱的則驗(yàn)算所以，計(jì)算是正確的。5.4齒輪強(qiáng)度校核齒輪軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖、圖5-5軸的受力簡圖（2）計(jì)算支承反力 由圖5-4可知在垂直面上：在水平面上：（3）畫彎矩圖（見圖5-5）a-a剖面左側(cè)水平彎矩為：右側(cè)水平彎矩為：a-a剖面左側(cè)垂直彎矩為：右側(cè)彎矩為：合成彎矩，a-a剖面左側(cè)：a-a剖面右側(cè)（4）轉(zhuǎn)矩（5）判斷危險(xiǎn)剖面顯然，Ma>M｀a所以左側(cè)截面為危險(xiǎn)剖面。（6）軸的彎扭合成強(qiáng)度校核查參考文獻(xiàn)[16]P5-4表5-1-1，得40Cr的抗拉強(qiáng)度為σB=750MPa。查參考文獻(xiàn)[12]P173表6.3可得：彎曲應(yīng)力公式為：（5-12）式中：W—軸的抗彎截面系數(shù)：將已知數(shù)據(jù)代入式（5-12）得（7）軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核查參考文獻(xiàn)[16]得到如下數(shù)據(jù)表5.240Cr相關(guān)參數(shù)名稱備注抗拉強(qiáng)度σBσB=750MPa參考文獻(xiàn)[16]P5-4表5-1-1參考文獻(xiàn)[16]P5-4表5-1-1屈服點(diǎn)σsσs=550MPa彎曲疲勞強(qiáng)度σ-1σ-1=350MPa扭轉(zhuǎn)疲勞強(qiáng)度τ-1τ-1=200MPa許用靜應(yīng)力σ+1pσ+1p=300MPa許用疲勞應(yīng)力σ-1pσ-1p=200MPa許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力[τ][τ]=35~55MPa有效應(yīng)力集中系數(shù)：Kσ=1.62,Kτ=1.88參考文獻(xiàn)[16]P5-25表5-1-30表面質(zhì)量系數(shù)β=0.9參考文獻(xiàn)[16]P5-27表5-1-36尺寸影響系數(shù)?σ=0.83,?τ=0.89參考文獻(xiàn)[16]P5-26表5-1-34平均應(yīng)力折算系數(shù)?σ=0.34.?τ=0.21參考文獻(xiàn)[16]P5-26表5-1-33對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力幅（5-13）式中：M—危險(xiǎn)截面上的彎矩M=Ma=40847.37NmmZ—危險(xiǎn)截面的截面系數(shù)Z=W=633.78mm3代入式（5-13）中得：平均應(yīng)力對稱循環(huán)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（5-14）式中：T—危險(xiǎn)截面上的扭矩T=27236.5NmmZp—危險(xiǎn)截面抗扭截面系數(shù)代入式(5-14)中得:平均應(yīng)力:安全系數(shù):查參考文獻(xiàn)[16]P5-22表5-1-26取SP=1.5~1.8顯然S>SP,故a-a剖面安全。（8）靜強(qiáng)度安全系數(shù)校核由參考文獻(xiàn)[16]P5-28表5-1-39得，材料的扭轉(zhuǎn)屈服點(diǎn)為：取τs=310MPa只考慮彎曲時(shí)的安全系數(shù)只考慮扭轉(zhuǎn)時(shí)的安全系數(shù)靜強(qiáng)度安全系數(shù)由σs/σb=800/1000=0.8查參考文獻(xiàn)[16]p5-28查表5-1-40得Ssp=1.7~2.2顯然Ss>Ssp，故a-a剖面安全。圖5-6軸的載荷分布圖5.5對結(jié)果進(jìn)行分析5.5.1查ANSYS材料屬性表得到40Cr的屬性，建立40Cr材料庫。圖5-7圖5-85.5.2導(dǎo)入小齒輪軸，選取40Cr材料，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分。圖5-9圖5-105.4.3對軸施加約束并施加載荷在安裝軸承的兩端軸徑施加約束，使其只能產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，并選擇兩個齒，在X軸方向施加2925.5N的力，Y軸方向施加-1064.8N的力，在Z軸方向施加1133.1N的力。圖5-11圖5-125.4.4應(yīng)力應(yīng)變圖圖5-13最大變形量：0.000257915.4.5應(yīng)力云圖圖5-14最大應(yīng)力：47.152MPa<750MPa,滿足要求。

6間隙調(diào)整彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算彈簧要求承載Fmax=1133.14N，兩端固定并磨平；自由高度H0＜30mm；彈簧外徑D2≤25mm。右旋。6.1間隙調(diào)整彈簧材料的選擇根據(jù)彈簧的工作條件，本次選用選擇C級碳素彈簧鋼絲。間隙彈簧的工作次數(shù)小于104，載荷性質(zhì)屬于Ⅱ類[12]P401。6.2間隙調(diào)整彈簧鋼絲直徑的初選與計(jì)算由彈簧外徑D2≤25mm，根據(jù)參考文獻(xiàn)[14]P11-14表11-2-9選取標(biāo)準(zhǔn)中徑D=20mm，估選取彈簧鋼絲直徑d=4.5mm則旋繞比：C=D/d=20/4.5=4.44從而曲度系數(shù)：K=+=1.36如圖6-1，經(jīng)受力分析，圖6-1由參考文獻(xiàn)[14]P11-13表11-2-3查得直徑為4.5mm的彈簧鋼絲拉伸強(qiáng)度σB=1520MPa則許用切應(yīng)力：彈簧鋼絲直徑根據(jù)參考文獻(xiàn)[14]P11-13表11-2-3改取標(biāo)準(zhǔn)彈簧鋼絲直徑d=5mm則旋繞比：C=D/d=20/5=4從而曲度系數(shù)：由參考文獻(xiàn)[14]P11-13表11-2-3查得直徑為5mm的彈簧鋼絲拉伸強(qiáng)度為σB=1470MPa則許用切應(yīng)力：于是取彈簧鋼絲標(biāo)準(zhǔn)直徑d=5mm此時(shí)，中徑D=20mm為標(biāo)準(zhǔn)值。則外徑D2=D+d=20+5=25mm≤25mm符合要求。6.3間隙調(diào)整彈簧有效圈數(shù)和自由高度計(jì)算彈簧有效圈數(shù)n：（6-1）式中：G—彈簧材料的切邊模量，彈簧材料為鋼，所以取G=80000Mpaλmax—彈簧受載的最大變形量，本次設(shè)計(jì)輸入λmax=4mm代入數(shù)據(jù)：查表參考文獻(xiàn)[14]P11-17表11-2-10取標(biāo)準(zhǔn)有效圈數(shù)n=3圈。本次設(shè)計(jì)壓縮彈簧端部并緊磨平，彈簧兩端各加一圈死圈?？?cè)?shù)：壓并高度：間距：取節(jié)距：自由高度：6.4間隙調(diào)整彈簧其他結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算內(nèi)徑：高徑比：兩端固定的彈簧，b應(yīng)小于5.3[22]P281表24-7，b=1.425<5.3,所以符合要求螺旋升角:在之間[22]P277表24-5，符合要求.彈簧單圈的最大變形量：故在最大載荷作用下仍留有間隙：符合要求鋼絲展開長度L：彈簧剛度：則間隙調(diào)整彈簧各參數(shù)如表6-1：參數(shù)名稱及代號計(jì)算結(jié)果備注直徑d5計(jì)算取標(biāo)準(zhǔn)值中徑D20查參考文獻(xiàn)[14]所得內(nèi)徑D115計(jì)算所得外徑D225D225旋繞比C44~9節(jié)距t7計(jì)算所得自由高度H028.5計(jì)算所得高徑比b1.4251—5.3有效圈數(shù)n3計(jì)算所得總?cè)?shù)n15計(jì)算所得圈間間隙δ2計(jì)算所得螺旋角α6.35°計(jì)算所得彈簧剛度Pˊ260.42計(jì)算所得表6-1間隙調(diào)整彈簧參數(shù)表6.5間隙調(diào)整彈簧驗(yàn)算6.5.1間隙調(diào)整彈簧穩(wěn)定性驗(yàn)算本次設(shè)計(jì)為兩端固定彈簧，為了保證使用穩(wěn)定，壓縮彈簧長細(xì)比b＜5.3，本次設(shè)計(jì)壓縮彈簧長細(xì)比b=1.425＜5.3，滿足穩(wěn)定性要求。6.5.2間隙調(diào)整彈簧疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算安全系數(shù)（6-2）式中：SP—許用安全系數(shù)，SP=1.3~1.7[14]P11-19,本次取SP=1.3τ0—脈動循環(huán)下的剪切疲勞強(qiáng)度，查參考文獻(xiàn)[14]P11-19表11-2-16得τ0=0.45σb=0.45×1470=661.5MPa。τmax—最大循環(huán)切應(yīng)力：τmin—最小循環(huán)切應(yīng)力，（6-3）F1—最小工作載荷，取F1=500N代入（6-3）得：將已知數(shù)據(jù)代入（6-2）得：因此疲勞強(qiáng)度符合條件。6.5.3間隙彈調(diào)整簧靜強(qiáng)度驗(yàn)算（6-4）式中：τs—彈簧材料的剪切屈服極限，τs=1.25[τ][12]P400SP—許用安全系數(shù)，SP=1.3~1.7[14]P11-19,本次取SP=1.3將數(shù)據(jù)代入式（6-4）得：因此間隙彈簧靜強(qiáng)度符合條件。綜上所述，設(shè)計(jì)的間隙調(diào)整彈簧滿足強(qiáng)度要求。6.6彈簧工作圖彈簧材料的剪切屈服極限τs：彈簧的極限載荷Flim：

安裝變形量λ1：工作變形量λ2：極限變形量：安裝高度H1：工作高度H2：極限高度Hlim：圖6-2彈簧工作圖7軸承、潤滑方式和密封類型的選擇7.1軸承的選擇查參考文獻(xiàn)[18],選用深溝球軸承6003型。軸承6003，深溝球軸承，內(nèi)徑d=17mm，外徑D=35mm，寬B=10mm，基本額定動載荷Cr=6.00kN，基本額定靜負(fù)荷Cor=3.3kN，極限轉(zhuǎn)速21000r/min。查參考文獻(xiàn)[17],選用滾針軸承NA4902型。軸承NA4902，滾針軸承，內(nèi)徑d=15mm，外徑D=28mm，寬B=13mm，基本額定動載荷Cr=10.2kN，基本額定靜負(fù)荷Cor=12.8kN，極限轉(zhuǎn)速16000r/min。7.2潤滑方式及潤滑劑的選擇油潤滑與脂潤滑是滾動軸承常用的潤滑劑。表7-1潤滑劑油潤滑脂潤滑[優(yōu)點(diǎn)油潤滑分布良好，摩擦阻力較小，散熱效果好，并對軸承具有清洗的作用軸承座、密封結(jié)構(gòu)及潤滑裝置簡單，容易維護(hù)保養(yǎng)，不易泄露，有一定的防止水、氣、灰塵等雜質(zhì)侵入軸承內(nèi)部的能力。缺點(diǎn)需要復(fù)雜的密封裝置和供油裝置。潤滑脂冷卻散熱作用不如潤滑油。用潤滑脂潤滑的設(shè)備啟動時(shí)，摩擦力矩大。更換潤滑脂比更換潤滑油復(fù)雜。場合常用于高速、重載和溫度較高常用于低速、輕載和溫度不高的場所經(jīng)過表7-1比較兩種不同的潤滑劑，加上工作地點(diǎn)是低速、溫度不高的場所，也不需要由太復(fù)雜的結(jié)構(gòu)，所以本次設(shè)計(jì)軸承潤滑劑采用脂潤滑，并選用2號鈣基脂[20]P7-264表7-2-56。潤滑方式為人工定期潤滑。7.3密封結(jié)構(gòu)的確定因?yàn)檫x擇的是脂潤滑，所以不需要密封結(jié)構(gòu)。

三維建模過程8.1裝配圖圖8-1圖8-2所涉及的零件包括：轉(zhuǎn)向器殼體、齒條、齒輪軸、軸承、防塵罩、橫拉桿、橫拉桿接頭、梯形臂、彈簧、壓塊等。8.2齒條建模過程（1）繪制半徑11mm長560mm的矩形，退出草圖進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，形成圓柱體圖8-3（2）在XY平面偏移11mm，建立新的平面1，并在該平面繪制一個距離一端40mm，長256mm的矩形，進(jìn)行凹槽命令，繪制深度為0.95mm的凹槽。圖8-4建立一平面2與YZ平面夾角為-27.7。圖8-5在平面2上繪制齒型輪廓，退出草圖，進(jìn)行凹槽命令。圖8-6圖8-7（5）在軸的兩端畫一直徑10mm的圓，并內(nèi)凹28mm。圖8-8圖8-9圖8-10

結(jié)論本次設(shè)計(jì)主要是根據(jù)已知車型的軸距、輪距、總質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎半徑、輪胎型號及輪胎胎壓，設(shè)計(jì)汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，其中主要是對汽車的轉(zhuǎn)向器進(jìn)行設(shè)計(jì)與計(jì)算。在選擇汽車轉(zhuǎn)向系這個課題之前，我沒有對它有一個深刻的了解，但本著對汽車的結(jié)構(gòu)方面的熱愛，在楊老師的指導(dǎo)下，分析不同類型轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、布置形式、動力輸出形式，經(jīng)過對比，確定總體的結(jié)構(gòu)方案，最后確定了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的形式。先計(jì)算出梯形臂的長度和底角，再根據(jù)梯形臂的長度與線角傳動比的等量關(guān)系，計(jì)算出該轉(zhuǎn)向器所需要的相關(guān)數(shù)據(jù)，并對轉(zhuǎn)向器各部分進(jìn)行校核。還對齒輪齒條間隙調(diào)整彈簧進(jìn)行了強(qiáng)度校核的分析。對齒輪軸進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和精度分析。在設(shè)計(jì)過程中主要完成的工作以及遇到的困難：1.本次畢業(yè)設(shè)計(jì)，首先是通過翻閱相關(guān)書籍、網(wǎng)上收集資料，了解轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的概念、功用及其結(jié)構(gòu)。選取符合本次設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，確定其布置形式。2.根據(jù)汽車輪距初步確定轉(zhuǎn)向梯形臂長度和梯形底角，并進(jìn)行校核，最終確定轉(zhuǎn)向梯形的參數(shù)。在設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器時(shí)，通過梯形臂的長度與線角傳動比、齒輪分度圓直徑、螺旋角、齒條螺旋角之間的等量關(guān)系，確定齒輪齒條的尺寸參數(shù)，并進(jìn)行強(qiáng)度校核。3.在本次設(shè)計(jì)中，弄錯了設(shè)計(jì)思路，應(yīng)該是先設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向梯形，然后設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器，我把這個過程弄反了，多虧了楊老師的提醒，讓我提前發(fā)現(xiàn)了這個問題。4.在楊老師提醒下，為了弄清轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，我先用CATIA對各個零件進(jìn)行三維建模，并將畫好的零件圖進(jìn)行裝配。最后用CAD對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行二維設(shè)計(jì)。到現(xiàn)在，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)已經(jīng)完成。但因自己對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的認(rèn)知不夠，使得設(shè)計(jì)上面還有一些不足，比如梯形臂只知道其長度，并沒有設(shè)計(jì)其結(jié)構(gòu)，是否能真正符合要求還需要經(jīng)過實(shí)際的應(yīng)用檢驗(yàn)。

總結(jié)與體會本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行總體設(shè)計(jì)，我先是在網(wǎng)上收集相關(guān)資料，在圖書館借閱相關(guān)書籍，通過對資料的整理，結(jié)構(gòu)方案的分析，最終確定設(shè)計(jì)方案；在尺寸計(jì)算方面，先算出轉(zhuǎn)向梯形臂的長度，在通過長度計(jì)算出轉(zhuǎn)向器內(nèi)部的一些尺寸；經(jīng)過結(jié)構(gòu)參數(shù)的計(jì)算過后，利用CATIA對各個零件進(jìn)行了三維建模，并裝配起來，最后在用CAD對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了二維圖的繪制；最后編寫設(shè)計(jì)說明書。在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)工作，運(yùn)用了許多關(guān)于汽車、機(jī)械和工程力學(xué)的一些知識，可以看出，這次設(shè)計(jì)所需要的內(nèi)容幾乎包括了我整個大學(xué)生涯所學(xué)的理論知識，但光有理論知識是不夠的，在設(shè)計(jì)的過程中，還往往受到結(jié)構(gòu)上的限制，自己憑空設(shè)計(jì)出來的東西，雖然在計(jì)算的過程中沒有錯誤，但在實(shí)際使用時(shí)可能存在著問題，這就需要通過觀察實(shí)物來糾正錯誤，在實(shí)驗(yàn)室