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1、兰州工业高等专科学校毕业设计说明书摘要本次设计设计一款用于轻型汽车的转向器。论文首先对转向系的作用，基本构成、要求和转向系统的总体性能进行了分析，同时对转向系的空间位置及结构特点进行分析，确定了转向梯形的型式，简单的概述了转向传动机构。确定了转向器的结构和布置形式，分析了转向器的啮合传动的特点和传动效率。根据汽车工程参考某款轻型汽车的转向器的参数，对转向器进行设计，并对齿轮齿条的齿面接触强度和齿根弯曲强度进行校核，同时利用autocad软件绘制装配图和零件图。关键词：汽车 转向系统 转向器 齿轮齿条式 abstract the vergence implement design is used
2、 for light automobile originally time. effect that the thesis is first to vergence, the population function basically, composing , demanding system has carried out analysis. the characteristic has carried out analysis on space location and structure changing to a department at the same time , simple
3、 summary changing to transmission-mechanism. have ascertained the structure changing to an implement and have arranged a form, have analysed the characteristic and drive efficiency changing to the implement falling-in drive. and the project consults some light automobile of money vergence implement
4、parameters according to the automobile , design that to changing to an implement be in progress, the flank of a tooth to gear wheel rack contacts the intensity and the curved intensity of dedendum carrying out the core of school , makes use of the autocad software to draw assembling picture and part
6、强度校核154.1齿条的强度计算174.1.1 齿条的受力分析174.1.2 齿条杆部受拉压的强度计算184.2小齿轮的强度计算194.2.1.齿面接触疲劳强度计算194.2.2齿轮齿跟弯曲疲劳强度计算22结论24总结与体会25谢辞26参考文献27261前言1.1转向系的发展转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。汽车工业是国民经济的支柱产业，代表着一个国家的综合国力，汽车工业随着机械和电子技术的发展而不断前进。到今天，汽车已经不是单纯机械意义上的
7、汽车了，它是机械、电子、材料等学科的综合产物。汽车转向系统也随着汽车工业的发展历经了长时间的演变。传统的汽车转向系统是机械式的转向系统，汽车的转向由驾驶员控制方向盘，通过转向器等一系列机械转向部件实现车轮的偏转，从而实现转向。 随着上世纪五十年代起，液压动力转向系统在汽车上的应用，标志着转向系统革命的开始。汽车转向动力的来源由以前的人力转变为人力加液压助力。液压助力系统hps（hydraulic power steering）是在机械式转向系统的基础上增加了一个液压系统而成。该液压系统一般与发动机相连，当发动机启动的时候，一部分发动机能量提供汽车前进的动能，另外一部分则为液压系统提供动力。由于
8、其工作可靠、技术成熟至今仍被广泛应用。这种助力转向系统主要的特点是液压力支持转向运动，减小驾驶者作用在方向盘上的力，改善了汽车转向的轻便性和汽车运行的稳定性。 近年来，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转向系统中也愈来愈多地采用电子器件。转向系统因此进入了电子控制时代，相应的就出现了电液助力转向系统。电液助力转向可以分为两类 ：电动液压助力转向系统ehps（electro-hydraulic power steering）和电控液压助力转向echps（electronically controlled hydraulic power steering）。电动液压助力转向系统是在液压助力系统基础上
9、发展起来的，与液压助力系统不同的是，电动液压助力系统中液压系统的动力来源不是发动机而是电机，由电机驱动液压系统，节省了发动机能量，减少了燃油消耗。电控液压助力转向也是在传统液压助力系统基础上发展而来，它们的区别是，电控液压助力转向系统增加了电子控制装置。电子控制装置可根据方向盘转向速率、车速等汽车运行参数，改变液压系统助力油压的大小，从而实现在不同车速下，助力特性的改变。而且电机驱动下的液压系统，在没有转向操作时，电机可以停止转动，从而降低能耗。虽然电液助力转向系统克服了液压助力转向的一些缺点。但是由于液压系统的存在，它一样存在液压油泄漏的问题，而且电液助力转向系统引入了驱动电机，使得系统更加
10、复杂，成本增加，可靠性下降。 为了规避电液助力转向系统的缺点，电动助力转向系统eps（electric power steering）便应时而生。它与前述各种助力转向系统最大的区别在于，电动助力转向系统中已经没有液压系统了。原来由液压系统产生的转向助力由电动机来完成。电动助力式转向系统一般由转矩传感器、微处理器、电动机等组成。基本工作原理是 ：当驾驶者转动方向盘带动转向轴转动时，安装在转动轴上的转矩传感器便将转矩信号转化为电信号并传送至微处理器，微处理器根据转矩信号并结合车速等其他车辆运行参数，按照事先在程序中设定的处理方法得出助力电动机助力的方向和助力的大小。自1988年日本铃木公司首次在其
11、cervo车上装备该助力转向系统至今，电动助力转向系统己经得到人们的广泛认可。此后，电动助力转向技术得到迅速发展，其应用范围已经从微型轿车向大型轿车和客车方向发展。1.2汽车转向器国内外现状转向器是转向系主要构成的关键零件，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转向装置的结构也有很大变化。从目前使用的普遍程度来看，主要的转向器类型有4种：有蜗杆销式(wp型)、蜗杆滚轮式(wr型)、循环球式(bs型)、齿条齿轮式(rp型)。这四种转向器型式，已经被广泛使用在汽车上。据了解，在世界范围内，汽车循环球式转向器占45左右，齿条齿轮式转向器占40左右，蜗杆滚轮式转向器占10左右，其它型式的转向器占5。循环球式
12、转向器一直在稳步发展。在西欧小客车中，齿条齿轮式转向器有很大的发展。日本汽车转向器的特点是循环球式转向器占的比重越来越大，日本装备不同类型发动机的各类型汽车，采用不同类型转向器，在公共汽车中使用的循环球式转向器，已由60年代的625，发展到现今的100了(蜗杆滚轮式转向器在公共汽车上已经被淘汰)。大、小型货车大都采用循环球式转向器，但齿条齿轮式转向器也有所发展。微型货车用循环球式转向器占65，齿条齿轮式占 35。我国的转向器生产，除早期投产的解放牌汽车用蜗杆滚轮式转向器，东风汽车用蜗杆肖式转向器之外，其它大部分车型都采用循环球式结构，并都具有一定的生产经验。目前解放、东风也都在积极发展循环球式
13、转向器，并已在第二代换型车上普遍采用了循环球式转向器。由此看出，我国的转向器也在向大量生产循环球式转向器发展 在国外，循环球式转向器实现了专业化生产，同时以专业厂为主、大力进行试验和研究，大大提高了产品的产量和质量。在日本“精工”(nsk)公司的循环球式转向器就以成本低、质量好、产量大，逐步占领日本市场，并向全世界销售它的产品。德国zf公司也作为一个大型转向器专业厂著称于世。它从1948年开始生产zf型转向器，年产各种转向器200多万台。还有一些比较大的转向器生产厂，如美国德尔福公司saginaw分部；英国burm#0；an公司都是比较有名的专业厂家，都有很大的产量和销售面。专业化生产已成为一
14、种趋势，只有走这条道路，才能使产品质量高、产量大、成本低，在市场上有竞争力。 齿轮齿条式转向器和循环球式转向器，已成为当今世界汽车上主要的两种转向器；而蜗轮蜗杆式转向器和蜗杆肖式转向器，正在逐步被淘汰或保留较小的地位。在小客车上发展转向器的观点各异，美国和日本重点发展循环球式转向器，比率都已达到或超过90；西欧则重点发展齿轮齿条式转向器，比率超过50，法国已高达95。由于齿轮齿条式转向器的种种优点，在小型车上的应用(包括小客车、小型货车或客货两用车)得到突飞猛进的发展；而大型车辆则以循环球式转向器为主要结构。循环球式转向器的优点：效率高，操纵轻便，有一条平滑的操纵力特性曲线，布置方便，特别适合
15、大、中型车辆和动力转向系统配合使用；易于传递驾驶员操纵信号；逆效率高、回位好，与液压助力装置的动作配合得好。可以实现变速比的特性，满足了操纵轻便性的要求。中间位置转向力小、且经常使用，要求转向灵敏，因此希望中间位置附近速比小，以提高灵敏性。大角度转向位置转向阻力大，但使用次数少，因此希望大角度位置速比大一些，以减小转向力。由于循环球式转向器可实现变速比，应用正日益广泛。通过大量钢球的滚动接触来传递转向力，具有较大的强度和较好的耐磨性。并且该转向器可以被设计成具有等强度结构，这也是它应用广泛的原因之一。齿轮齿条式转向器的主要优点：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小
16、；传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，能自动消除间隙，这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用体积小；制造成本低。 基于以上调查和转向器的优点，循环球式转向器和齿轮齿条式转向器将是以后转向器的发展的趋势和潮流。1.3 设计的主要内容 本次设计的课题来源于长安汽车（集团）有限责任公司，以某款轻型汽车转向器的参数作为依据，设计一款适用于本公司某轻型车的转向器。根据该车型对于市场的定位及对制造成本的考虑，同时参考同类车型的转向系统，将该车的转向系统设计为一款机械式转向系统，对转向系系统做简单分析
17、，并进行转向器零件设计、工艺性及尺寸公差等级分析，同时按以下步骤对转向器及零部件进行设计方案论证：第一步对所选的转向器总成进行剖析；第二部利用所学的知识对总成中的零部件进行力学分析和分析；第三步对分析中发现的不合理的设计进行改进。2转向系系统分析2.1转向系统的设计要求转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，包括转向操纵机构（转向盘、转向上、下轴、）、转向器、转向传动机构（转向拉杆、转向节）等。转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。图2-1 转向系1-方向盘； 2-转向上轴 ；3-托架
18、； 4-万向节； 5-转向下轴； 6-防尘罩 ；7-转向器 ；8-转向拉杆一般来说，对转向系统的要求如下：转向系传动比包括转向系的角传动比（方向盘转角与转向轮转角之比）和转向系的力传动比。在转向盘尺寸和转向轮阻力一定时，角传动比增加，则转向轻便，转向灵敏度降低；角传动比减小，则转向沉重，转向灵敏度提高。转向角传动比不宜低于15-16；也不宜过大，通常以转向盘转动圈数和转向轻便性来确定。一般来说，轿车转向盘转动圈数不宜大于4圈，对轿车来说，有动力转向时的转向力约为2050；无动力转向时为50100n。转向轮应具有自动回正能力。转向轮的回正力来源于轮胎的侧偏特性和车轮的定位参数。汽车的稳定行使，必
19、须保证有合适的前轮定位参数，并注意控制转向系统的内部摩擦阻力的大小和阻尼值。转向杆系和悬架导向机构共同作用时，必须尽量减小其运动干涉。应从设计上保证各杆系的运动干涉足够小。转向器和转向传动机构的球头处，应有消除因磨损而产生的间隙的调整机构以及提高转向系的可靠性。转向轴和转向盘应有使驾驶员在车祸中避免或减轻伤害的防伤机构。汽车在作转向运动时，所以车轮应绕同一瞬心旋转，不得有侧滑；同时，转向盘和转向轮转动方向一致。当转向轮受到地面冲击时，转向系统传递到方向盘上的反冲力要尽可能小在任何行使状态下，转向轮不应产生摆振。机动性是通过汽车的最小转弯半径来体现的，而最小转弯半径由内转向车轮的极限转角、汽车的
20、轴距、主销偏移距决定的，一般的极限转角越大，轴距和主销偏移距越小，则最小转弯半径越小。转向灵敏性主要通过转向盘的转动圈数来体现，主要由转向系的传动比来决定。操纵的轻便性也由转向系的传动比决定，但其与转向灵敏性是一对矛盾，转向系的传动比越大，则灵敏性提高，轻便性下降。为了兼顾两者，一般采用变传动比的转向器，或者采用动力转向，还有就是提高转向系的正效率，但过高正效率往往伴随着较高的逆效率。转向时内外车轮间的转角协调关系是通过合理设计转向梯形来保证的。对于采用齿轮齿条转向器的转向系来说，转向盘与转向轮转角间的协调关系是通过合理选择小齿轮与齿条的参数、合理布置小齿轮与齿条的相对位置来实现的，而且前置转
21、向梯形和后置转向梯形恰恰相反。转向轮的回正能力是由转向轮的定位参数（主销内倾角和主销后倾角）决定的，同时也受转向系逆效率的影响。选取合适的转向轮定位参数可以获得相应的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大则会增加转向沉重感，太小则会使回正能力减弱，不能保持稳定的直线行驶状态。转向系逆效率的提高会使回正能力提高，但是会造成“打手”现象。转向系的间隙主要是通过各球头皮碗和转向器的调隙机构来调整的。合理的选择转向梯形的断开点可以减小转向传动机构与悬架导向机构的运动干涉。2.2 转向系统总体性能转向系统的性能从整车机动性着手，在最大转角时的最小转弯半径为轴距的22.5倍。此轻型车的轴距为2.5
22、m，因此其半径在56.5m，并尽量取小值以保证良好的机动性，最小转弯半径r取5.5m 。据此，按汽车设计1： (2-1) 转向轮外轮转角a 主销偏移距，该值一般取-1030mm, 设计取20mm l 汽车轴距图2-2转角图可以得到外轮最大转角： 根据参考车理论转角查得对应的最大内轮转角，其综合转角为。转向时需要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、转向轮稳定阻力（即转向轮的回正力矩）、轮胎变形阻力以及转向系中的内摩擦阻力矩。通常用以下的经验公式来计算汽车在沥青或混泥土路面上的原地转向阻力矩mr（nmm）。 轮胎上的原地转动的阻力矩由经验公式得： mr= (2-2)式中，f轮胎和路面间的滑动摩
23、擦因素，一般取0.7； g1为转向轴负荷（n）；取前轴满载720kg p为轮胎气压（mpa）。取0.3mpa所以 mr = 277 nm为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求转向器的正效率高，影响正效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行使的位置，又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行使时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至转向盘上尽可能小，防止打手，这又要求此逆效率尽可能低。 齿轮齿条式转向器的正效率随着输入力矩的增大而增大，在40%输入力时一般即可大于70%，在转向系统内的摩擦力和转向系统的自由间隙有关。转向
24、系统的间隙对操纵稳定性的影响主要表现在前轮摆振上，设计上最基本的努力方向就是在不增大摩擦力的情况下，转向系统的间隙应尽量小。2.3转向系的空间位置及结构特点本次设计的车型为前置后驱，前桥悬架为麦弗遜式独立悬架，且根据整车设计、前臂板和和转向轮在车身纵向的相对位置等关系，确定该轻型车采用前置断开式转向梯形，转向器采用齿轮齿条转向器。此车的转向系的空间位置是根据参照车的扫描数据及测量数据进行布置的，图2-2所示的为本次设计车的转向轴、转向器小齿轮、转向器齿条以及拉杆的轴线在车身坐标下的空间位置，此时的车轮转角为零，转向上轴处于上极限位置。图2-2转向器转向梯形两断开点（即转向横拉杆的球头中心）的坐
25、标为（-260.5，145，75）与（260.5，145，75），由此可以根据横拉杆球头座与齿条的配合形式得到齿条的长度。拉杆端接头球头中心的坐标为（-618.4，172.1，-3.3）与（618.4，172.1，-3.3），据此又可以得到此时的转向拉杆两球头的间距。将图2-2进行水平投影，如图2-3此时转向器齿条处于中间位置。图中点画线表示假想的前轴轴线，绿色的线表示转向器与拉杆，红色的线表示假想的主销轴（此处的主销轴是指车轮转向时所围绕转动的衡摆臂球头中心与前支柱上安装点的连线。）转向时，转向拉杆端接头球头在一个垂直于主销轴的平面上作圆周运动，运动中心为此平面于主销轴的交点，拉杆球头中心与
26、此圆心的连线就是实际的转向梯形臂。图中白色的圆即为拉杆端接头中心的运动轨迹图2-3转向器投影将齿条的轴线左移到极限位置（此时汽车做右转弯），以齿条与拉杆的铰接中心为圆心、拉杆两球头间距为半径做一球面，球面与拉杆端接头球头运动轨迹在原始位置左面的交点即为此时拉杆球头中心的位置，如图2-3中的红线。此时的端接头球头中心与轨迹圆圆心的连线与初始位置时连线间的夹角即为转向轮的内外转角，分别为37，27.1。将齿条的轴线右移到极限位置（如图中前蓝色的线），做相同的校核，得到相同的结果。这与实测的参照车内外转向轮的最大转角（内轮37.5，外轮27.4）十分的接近。 图2-4转向器投影实际测量值与模拟分析值
27、间存在差异是十分正常的，测量工况的不同得到的结果也不尽相同。此外，我们在进行上述的模拟分析时的坐标原点位于车身上，并且认为坐标原点是固定不动的，而实际测量的坐标原点则位于地面上。由于主销内倾角、主销后倾角以及车轮外倾角的存在，转向时车轮中心线在空间的轨迹为一锥面，所以转向时车身相对于地面会抬高或降低，车身坐标的原点与地面的相对位置也就发生了改变。模拟分析与实际测量的坐标原点不同，所以会导致结果存在差异，只要差异不大（工程要求一般为5%），就可以认为模拟分析符合实际。转向拉杆与齿条轴线在水平面内存在夹角，此夹角随车轮转角的不同而不同。图2-5示的为在中间位置时转向拉杆与齿条轴线在水平面上的投影，
28、此时的夹角大小为7.3。由于此夹角的存在，在转向时会在拉杆与齿条的铰接处产生向前或向后的分力，会引起齿轮齿条的啮合状态以及配合副中摩擦阻力矩的变化。这些分力的大小与拉杆作用力的大小以及夹角的大小相关，夹角的大小受拉杆长度以及汽车工况的影响。图2-5转向器投影转向梯形断开点的位置（即转向横拉杆的球头中心）需要与悬架系统进行校核后才能确定，要尽量避免转向与跳动时与悬架的干涉。2.4转向传动机构本次设计某轻型汽车的转向传动机构主要是转向拉杆总成。转向拉杆总成包括：转向横拉杆总成、转向拉杆端接头总成、锁紧螺母以及防尘罩。转向横拉杆总成与转向拉杆端接头总成各有一个球头副，球头尺寸的选择应参照汽车的前轴负
29、荷，前轴负荷越大，则相应的球头尺寸越大。这主要是考虑到在实际使用过程中球头受到的是交变应力，而且还有磨损，容易产生疲劳破坏。而且球头必须进行滚挤压加工。转向拉杆总成装车后，其两球头之间的距离要严格控制。因为齿轮齿条转向器在设计上并没有固定的对称中心，这就会使得汽车有正确的前束，但左右拉杆的长度不同，使得汽车稳定直线行驶的方向盘位置发生漂移。而且还会使左右拉杆轴线与转向器齿条轴线间的夹角不同，从而使拉杆作用在齿条轴线方向的力左右不相等，此时驾驶者必须在方向盘上施加作用力，否则汽车不能保持稳定的直线行驶状态。转向拉杆总成两球头副的旋转力矩及摇动力矩需要严格控制。力矩太小则不利于球头的耐磨性能，太大
30、则会增加转向沉重感与降低车轮的回正能力。转向横拉杆总成与转向拉杆端接头总成之间是通过螺纹副联接的，要保证足够的螺纹旋入深度，保证在使用过程中螺纹联接传递载荷的可靠性。转向拉杆是细而长的杆，在使用过程中会承受较大的压力，故而需要进行压杆稳定性分析。3转向器总体方案设计3.1转向器的作用转向器是转向系中的重要部分，其主要作用有三个方面：一是增大来自转向盘的转矩，使之达到足以克服转向轮与地面之间的转向阻力矩；二是减低转向传动轴的转速，并带动摇臂轴移动使其达到所需要的位置；三是使转向盘的转动方向与转向轮转动方向协调一致。3.2 转向器的分类按照转向能源不同，可以将汽车转向系统分为机械转向系统和动力转向
31、系统两大类。根据机械转向器的结果特点，可分为齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器等 3.3 齿轮齿条式转向器的结构 1-转向拉杆总成；2-防尘罩；3-球头座；4-转向齿条；5-转向器壳体；6-调整螺塞；7-压紧弹簧；8-锁紧螺母；9-压块；10-万向节；11-转向小齿轮；12-小齿轮轴承；13-滚针轴承 图3-1 齿轮齿条式转向器总成根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输也（图3-2a）；侧面输入，两端输出（图3-2b）；侧面输入，中间输出（图3-2c）；侧面输入，一端输出（图3-2d）图3-2 齿轮齿条式转向器的四种形式采
32、用侧面输入、中间输出方案时，由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时位杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。而采用两侧输出方案时，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。 拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此两拉杆与齿条同时向左或者向右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽， 从而降低它的强度。侧面输入、一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头微型货车上。 采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降。 3.4齿轮齿条式转向器的布置形式根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；
33、转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形。图33 齿轮齿条式转向器的四种布置形式齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、中级和中高级轿车上。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车也用齿轮齿条式转向器。 3.5齿轮齿条啮合传动的特点齿条实际上是齿数为无穷的齿轮的一部分。当齿数为无穷时，齿轮的基圆直径也为无穷大，根据渐开线的形成过程可知，此时渐开线就变成了直线。所以齿条的齿廓为直齿廓（如图3-4所示），齿廓上各点的法线是平行的，而且在传动时齿条是平动的，齿廓上各点速度的大小和方向也相同，所以齿条齿廓上个点的压力角相同，大小等于齿廓的倾斜角。齿条上各
34、齿同侧的齿廓是平行的，所以在任何与分度线平行的直线上，周节都相等。图3-4齿轮齿轮齿条啮合传动时，根据小齿轮螺旋角与齿条齿倾角的大小和方向不同，可以构成不同的传动方案。当左旋小齿轮与右倾齿条相啮合而且齿轮螺旋角1与齿条倾斜角2角相等时，则轴交角=0；若12，则=12；若12，则=12为负值，表示在齿条轴线的另一侧。当右旋小齿轮与右倾齿条或左旋小齿轮与左倾齿条相啮合时，其轴交角均为=1+2。齿轮为普通的渐开线斜齿轮。通常小齿轮与齿条齿廓都采用相同的模数与压力角，渐开线齿轮啮合传动的条件为啮合部位两齿廓基节相等，即 (3-1) (3-2) (3-3)式中，pb1小齿轮的基节；pb2齿条的基节；m1
35、小齿轮模数；m2齿条模数；10小齿轮节圆压力角；20齿条节线压力角可以知道，齿轮与齿条啮合传动时，齿轮的节圆始终与其分度圆重合。当小齿轮轴线与齿条轴线不垂直时，小齿轮齿廓与齿条齿廓间的接触为点接触，轮齿所受的压强较大，产生的接触应力也比较大，轮齿磨损很快，所以齿轮齿条转向器的传动比不能太大。如图3-5所示，两齿廓相切于p点，tt为两齿廓在p处的切线。根据啮合传动的要求，两齿廓上与点p重合的点的速度在tt 方向的分量相等。图3-5齿廓假设小齿轮的螺旋角为1，齿条的齿倾角为2，在啮合处齿轮上的点的切向速度为v1，齿条上的点的速度为v2，则有 （3-4）将上式两边对时间进行积分 （3-5） 得 （3
36、-6）上式中：n小齿轮的转动圈数；dt小齿轮的端面分度圆直径;l相应的齿条行程。根据斜齿轮特性，又有 （3-7） （3-8） mn为小齿轮的法面模数，z为小轮的齿数。于是就有 （3-9）从而可以得到齿轮齿条传动的线角传动比为 i = mnz /cos2 （mm/rev） （3-10）可见齿轮齿条传动的传动比只与齿条的齿倾角、小齿轮的法向模数和小齿轮的齿数有关。在设计时，只要合理的选取这几个参数就可以获得需要的传动比。但是小齿轮的模数不能太小，否则会使齿条齿廓在啮合时啮合点离齿顶太近，齿根的弯曲应力增大，易产生崩齿。同时小齿轮的变位系数不能太大，否则会造成齿条齿顶平面与小齿轮齿根圆柱面的间隙过小
37、，对润滑不利，而且容易造成转向器卡死的现象。3.6 转向器效率的理论分析转向器的效率分为正效率+与逆效率-。齿条输出功率与转向器小齿轮轴输入功率之比称为转向器的正效率；小齿轮轴的输出功率与齿条的输入功率之比称为转向器的逆效率。转向器的正逆效率主要受转向器内摩擦功率的影响，p入=p出+p摩擦，所以当摩擦功率不变时，随着负载的增大，转向器的效率也增大。但是如果负载的方向与齿条轴线方向重合时，有可能使转向器的内摩擦功率增大，是转向器的效率下降。下面的计算认为转向器中摩擦副的摩擦因数为常数，而且作用的齿条上的力是沿齿条轴线方向的。齿轮齿条转向器一般包括五个摩擦副：齿轮齿条副、齿轮轴上的两个滚动轴承、齿
38、条上的两个滑动副。1）齿轮齿条副正向传动时的效率为 = 0.95 （3-12）式中，f齿轮齿条副的摩擦因数，齿轮与齿条都是用铣齿加工的，f取0.1； 齿轮齿条的压力角； 齿轮轴线与齿条轴线的交角 逆向传动时的效率为 = 0.82 （3-13）式中，f齿轮齿条副的摩擦因数，取0.1；齿轮齿条的压力角；1齿轮的螺旋角；2齿条的倾斜角。2）移动副齿条的轴向载荷 fy=fttg2;齿条的径向载荷 fr= fttg/cos2;摩擦力为f= fv(fr + fy);则效率为 对于齿条与壳体 = = 0.99 （3-14）式中，fv当量摩擦系数，fv=nf，取n=1.2，取f=0.02。对于齿条与托座 =
39、=0.92 （3-15）式中，取f=0.13。3）滚动轴承对于非eps状态的转向器，代入参数，计算的其正、逆效率为+=0.91-=0.874转向器的强度校核转向器有eps与非eps两种状态，两种状态都有相应的转向器与之匹配。要求两种状态下转向梯形结构不变，转向器使用相同的壳体，齿条行程相同（均为142mm），小齿轮花键规格相同，齿条直径以及齿条螺纹部分相同，唯一不同的是齿轮与齿条的参数。本次设计只考虑非eps状态转向器的齿轮齿条参数小齿轮：mn=1.75，z=6，1=30，=20；齿条：mn=1.75，z=28，2=12, =20；此时转向器的传动比为 i= mnz/cos2=1.7563.1
40、4/cos30=33.64mm （4-1）转向盘的总转动圈数为n=l/i=142/33.64=4.2(圈) （4-2） l转向器的自由行程，取142mm。转向盘和车轮转角比： i = 4.2*360/2/32 = 23.63 （4-3）齿轮齿条转向器的齿轮多数采用斜齿轮。齿轮模数多在23mm之间，主动小齿轮齿数多数在57个齿范围变化，压力角去，齿轮螺旋角的取值范围多为。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。边速比的齿轮压力角，对现有结构在范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度 。齿条选用45钢制造，而主动小齿轮选用20crmo材料制造，为减轻
41、质量壳体用铝合金压铸。根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见下表：表1 齿轮齿条的主要参数名称齿轮齿条齿数z628模数mn1.751.75压力角螺旋角1= (左旋)2=（左旋）变位系数xn0.650根据转向器本身结构特点以及中心距的要求，应合理选取齿轮轴的变位系数。对于齿轮齿条转向器中齿轮齿条结构特点，齿轮一般都采用斜齿轮正求，对于变位齿轮，为了避免齿顶过薄，而又能满足齿轮啮合的要求，一般齿轮的齿顶高系数取偏小值。据此，初步选定齿轮： 0.7 0.65 0.25齿条： 0.7 0.25齿条齿部结构尺寸的计算5： 分度圆直径 齿轮： = = 12.13 （4-4）齿顶高 齿轮： = 2.36 （4
42、-5）齿条：1.23 （4-6）齿根高 齿轮： = 0.61 （4-7）齿条： = 0.85 （4-8）齿全高 h齿轮： （4-9）齿条： （4-10）齿顶圆 齿轮： = 16.85 （4-11）齿根圆 齿轮： （4-12）基圆直径 由 得 22.8齿轮： （4-13）齿顶圆压力角 齿轮： （4-14）齿宽根据 求得 14.12 h齿条中心线至分度线的距离，h = 8.06齿条： b = = 18.12 （4-15） 轴交角，齿条齿部结构尺寸见下表：表2 齿轮齿条的结构尺寸名称齿轮齿条分度圆直径12.13齿顶高 2.361.23齿根高 0.611.66齿全高 h2.972.89齿顶圆 16.8
43、5齿根圆 10.91基圆直径 11.25齿顶圆压力角 48.11齿宽b18.144.1齿条的强度计算4.1.1 齿条的受力分析驾驶员作用在转向盘上的切力是转向轻便性的另一个评价标准，对微车来说，有动力转向时的转向力约为2050n；无动力转向时为50100n。据此可以确定转向盘尺寸和转向器效率要求及转向节臂尺寸。根据车型不同，转向盘的直径在380550mm, 对微车来说，一般选用380mm规格的转向盘，那么，无转向助力时转向盘上的扭矩为9.519nm。在本设计中，选取转向器输入端施加的扭矩 t = 20nm，齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小，计算轮齿受力时，可不予考虑。齿轮齿条
44、的受力状况类似于斜齿轮，齿条的受力分析如图图4-1 齿条的受力分析如图，作用于齿条齿面上的法向力fn，垂直于齿面，将fn分解成沿齿条径向的分力（径向力）fr，沿齿轮周向的分力（切向力）ft，沿齿轮轴向的分力（轴向力）fx 。各力的大小为： ft = 2t/d （4-16） fr = ft*tg/ cos1 （4-17） fx = ft*tg1 （4-18） fn = ft/(cos*cos1) （4-19） 齿轮轴分度圆螺旋角 （由表1查得）法面压力角 （由表1查得）齿轮轴受到的切向力：ft = 2t/d = 3297.6 n （4-20）t作用在输入轴上的扭矩，t取20nm 。d齿轮轴分度圆
45、的直径， 齿条齿面的法向力：fn=ft/(cos*cos1) = 4051n （4-21） 齿条牙齿受到的切向力： = 3807.9n （4-22）齿条杆部受到的力： 2 = 3731.8n （4-23）4.1.2 齿条杆部受拉压的强度计算 计算出齿条杆部的拉应力： = f / a =11.1n/mm （4-24） f齿条受到的轴向力 a齿条根部截面积 ，a =334.6mm由于强度的需要，齿条长采用45钢制造，其抗拉强度极限是 = 690n/mm,(没有考虑热处理对强度的影响)2。 因此 所以，齿条设计满足抗拉强度设计要求。4.1.3齿条齿部弯曲强度的计算 图4-2 齿条齿部示意图齿条牙齿的
46、单齿弯曲应力： （4-25） 式中： 齿条齿面切向力 b 危险截面处沿齿长方向齿宽 齿条计算齿高 s 危险截面齿厚 从上面条件可以计算出齿条牙齿弯曲应力： =364.5n/mm上式计算中只按啮合的情况计算的，即所有外力都作用在一个齿上了，实际上齿轮齿条的总重合系数是2.63（理论计算值），在啮合过程中至少有2个齿同时参加啮合，因此每个齿的弯曲应力应分别降低一倍。 = 182.2n/mm （4-26）齿条的材料我选择是 45刚制造，因此：抗拉强度 690n/mm (没有考虑热处理对强度的影响)。齿部弯曲安全系数 s = / = 3.8 （4-27）因此，齿条设计满足弯曲疲劳强度设计要求。又满足了
47、齿面接触强度，符合本次设计的具体要求。4.2小齿轮的强度计算4.2.1.齿面接触疲劳强度计算计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力时，推导计算公式的出发点和直齿圆柱齿轮相似，但要考虑其以下特点：啮合的接触线是倾斜的，有利于提高接触强度 ；重合度大，传动平稳。齿轮的计算载荷为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷p（单位为n/mm）为 p = （4-28） fn 作用在齿面接触线上的法向载荷l 沿齿面的接触线长，单位mm法向载荷fn 为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的
48、齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上， 载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算pca （单位n/mmm）进行计算。即 p ca = kp =k （4-29） k载荷系数载荷系数k包括 ：使用系数，动载系数，齿间载荷分配系数及齿向载荷分布数，即 k = （4-30）使用系数是考虑齿轮啮合时外部领接装置引起的附加动载荷影响的系数。 = 1.0 动载系数齿轮传动制造和装配误差是不可避免的，齿轮受载后还要发生弹性变形，因此引入了动载系数。 = 1.0 齿间载荷系数齿轮的制造精度7级精度2 = 1.2 齿向荷分配系数 齿宽系数 d = b/d
49、 = 18.14/12.13 = 1.5 （4-31） = 1.12+0.18(1+0.6d) + 0.23*10b = 1.5 所以载荷系数 k= = 1*1*1.2*1.5 = 1.8斜齿轮传动的端面重合度 = bsin = 0.318d*ztan = 1.65 （4-32）在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度如下： p ca = kp =k （4-33）因为 （4-34） fn = ft/(cos*cos1) （4-35）所以 （4-36）=1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67= 296n/mm 可以认为一对斜齿圆柱齿轮啮合相当于它们的当量直齿轮啮合，利用赫兹公式，代入当量直齿轮的有关参数后，得
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