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題目： 四驅(qū)越野車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)
二級學(xué)院：機(jī)械與車輛工程學(xué)院
組別： 第三組
專 業(yè)： 車輛工程
班級：
學(xué)生姓名：
學(xué)號：
指導(dǎo)教師：
職稱：
年 月 日
摘 要
本課題的題目是轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)。以齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)為中心，一是汽車總體構(gòu)架參數(shù)對汽車轉(zhuǎn)向的影響；二是機(jī)械轉(zhuǎn)向器的選擇；三是齒輪和齒條的合理匹配，以滿足轉(zhuǎn)向器的正確傳動比和強(qiáng)度要求；四是動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)；五是梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
本課題在考慮上述要求和因素的基礎(chǔ)上研究利用轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)帶動傳動機(jī)構(gòu)的齒輪齒條轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)向，通過萬向節(jié)帶動轉(zhuǎn)向齒輪軸旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)向齒輪軸與轉(zhuǎn)向齒條嚙合，從而促使轉(zhuǎn)向齒條直線運(yùn)動，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸短，且零件數(shù)目少的優(yōu)點(diǎn)又能增加助力，從而實(shí)現(xiàn)了汽車轉(zhuǎn)向的穩(wěn)定性和靈敏性。在本文中主要進(jìn)行了轉(zhuǎn)向器齒輪齒條的設(shè)計(jì)和對轉(zhuǎn)向齒輪軸的校核，主要方法和理論采用汽車設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)參數(shù)和大學(xué)所學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)的課程內(nèi)容進(jìn)行設(shè)計(jì)，其結(jié)果滿足強(qiáng)度要求，安全可靠。
關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向系；機(jī)械型轉(zhuǎn)向器 ；齒輪齒條；液壓式助力轉(zhuǎn)向器
ABSTRACT
The subject of this subject is the design of the steering system. The design of gear and rack steering is centered on the influence of automobile overall frame parameters on automobile steering; two is the choice of mechanical steering gear; three is the reasonable matching of gear and rack to meet the correct transmission ratio and strength requirements of the steering gear; four is the power steering mechanism design; five is the trapezoidal structure design.
On the basis of the above requirements and factors, the paper studies the rotation of the gear and rack steering axis of the steering gear driven by the rotating steering wheel, which drives the steering gear axis to rotate through the universal joint, and turns to the gear shaft and the steering rack, thus promoting the steering rack to move in a straight line and realize the steering. The advantages of simple and compact structure, short axial size and less number of parts can increase the power support, thus realizing the stability and sensitivity of automobile steering. In this paper, the design of the gear and rack of the steering gear and the check of the steering gear shaft are mainly carried out. The main methods and theories are designed with the experience parameters of the automobile design and the course content of the mechanical design of the University. The results meet the strength requirements and are safe and reliable.
Key words: steering system; mechanical steering gear; rack and pinion; hydraulic power steering gear.
II
目 錄
摘 要 I
第一章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)概述 1
1.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求 1
1.2 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)的概述 1
1.3 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的概述 2
1.4 轉(zhuǎn)向器的概述 2
第二章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的選擇與確定 4
2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)的確定 4
2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要組件參數(shù)的確定 4
2.2.1 轉(zhuǎn)向盤 4
2.2.2 轉(zhuǎn)向軸 5
2.2.3 轉(zhuǎn)向梯形 5
2.3 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 6
2.3.1 轉(zhuǎn)向系的效率 6
2.3.2 轉(zhuǎn)向器的正效率 6
2.3.3 轉(zhuǎn)向器的逆效率 7
第三章 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器方案分析及設(shè)計(jì) 9
3.1 轉(zhuǎn)向器形式的確定 9
3.2 動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的確定 9
第四章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 11
4.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器概述 11
4.2 齒輪齒條材料的選擇 12
4.3 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器相關(guān)參數(shù)的計(jì)算 12
4.4 齒輪強(qiáng)度校核 15
4.4.1 齒面接觸強(qiáng)度 15
4.4.2 齒根彎曲強(qiáng)度 16
第五章 轉(zhuǎn)向器液壓輔助系統(tǒng)設(shè)計(jì) 27
5.1 液壓動力缸直徑設(shè)計(jì) 27
5.2 分配閥有關(guān)參數(shù)確定 28
5.3 反作用閥和回位彈簧參數(shù)確定 29
5.4 油罐容積與油泵排量的設(shè)計(jì) 30
結(jié) 論 32
參考文獻(xiàn) 33
第一章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)概述
1.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求
1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應(yīng)繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)有側(cè)滑。不滿足這項(xiàng)要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。
2）汽車轉(zhuǎn)向行駛時，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。
3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。
4）轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時，由于運(yùn)動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應(yīng)最小。
5）保證汽車有較高的機(jī)動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力。
6）操縱輕便。
7) 轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小。
8) 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機(jī)構(gòu)。
9) 在車禍中，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。
10) 進(jìn)行運(yùn)動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。
1.2 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)的概述
轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對運(yùn)動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向器的輸入端之間安裝轉(zhuǎn)向萬向節(jié)，如圖1.1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉(zhuǎn)向系的剛度。采用動力轉(zhuǎn)向時，還應(yīng)有轉(zhuǎn)向動力系統(tǒng)。
圖1.1 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)
1-轉(zhuǎn)向萬向節(jié)；2-轉(zhuǎn)向傳動軸；3-轉(zhuǎn)向管柱；4-轉(zhuǎn)向軸；5-轉(zhuǎn)向盤
1.3 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的概述
轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。（見圖1.2）
轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運(yùn)動傳給左、右轉(zhuǎn)向節(jié)并使左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關(guān)系進(jìn)行偏轉(zhuǎn)。
圖1.2 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)
1-轉(zhuǎn)向搖臂；2-轉(zhuǎn)向縱拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；4-轉(zhuǎn)向梯形臂；5-轉(zhuǎn)向橫拉桿
1.4 轉(zhuǎn)向器的概述
機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將司機(jī)對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動（或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動），并按一定的角轉(zhuǎn)動比和力轉(zhuǎn)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)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉(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)。
為了避免汽車在撞車時司機(jī)受到的轉(zhuǎn)向盤的傷害，除了在轉(zhuǎn)向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉(zhuǎn)向系中設(shè)置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉(zhuǎn)向輪的擺振和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的震動，有的還裝有轉(zhuǎn)向減振器。
多數(shù)兩軸及三軸汽車僅用前輪轉(zhuǎn)向；為了提高操縱穩(wěn)定性和機(jī)動性，某些現(xiàn)代轎車采用全四輪轉(zhuǎn)向；多軸汽車根據(jù)對機(jī)動性的要求，有時要增加轉(zhuǎn)向輪的數(shù)目，制止采用全輪轉(zhuǎn)向 。
第二章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的選擇與確定
2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)的確定
本次設(shè)計(jì)車型為4驅(qū)越野車，其設(shè)計(jì)參數(shù)如表2.1所示。
本次以四驅(qū)越野車為對象，對其轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)參數(shù)如表下：
表2.1 四驅(qū)越野車設(shè)計(jì)參數(shù)
驅(qū)動形式
4×4
整車整備質(zhì)量 （kg）
1100
額定載荷質(zhì)量 （kg）
700
前輪距（mm）
1429
后輪距 （mm）
1422
輪胎規(guī)格
225/70 R16
額定功率/轉(zhuǎn)速
76kw/4600r/min
最大扭矩/轉(zhuǎn)速
193N.m/3700r/min
最高車速（km/h）
140
最小離地間隙（mm）
190
質(zhì)心高度（mm）
340
驅(qū)動橋傳動比
；
最大爬坡度
40%
2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要組件參數(shù)的確定
2.2.1 轉(zhuǎn)向盤
轉(zhuǎn)向盤有盤轂、輪緣和輪輻組成。一般輪輻有兩根和三根的，也有四根的。
轉(zhuǎn)向盤的尺寸和形狀直接影響轉(zhuǎn)向操縱的輕便性。選用大直徑轉(zhuǎn)向盤會使駕駛員進(jìn)、出駕駛室感到困難；選用小直徑轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向時要求駕駛員施加較大的力，從而使汽車操縱困難。
轉(zhuǎn)向盤必須符合JB4505-1986轉(zhuǎn)向盤尺寸標(biāo)準(zhǔn)。該標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定：轉(zhuǎn)向盤直徑尺寸380mm、400mm、425mm、450mm、500mm、550mm。轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向軸采用圓柱直尺漸開線花鍵連接形式，可參照下表2.2進(jìn)行選擇。
本次選擇的四驅(qū)越野車的轉(zhuǎn)向盤直徑為380mm。
表2.2 各類車型的轉(zhuǎn)向盤直徑
汽 車 類 型
轉(zhuǎn)向盤直徑／mm
轎車、越野車、小型客車、輕型貨車汽車
380、400、425
中型客車、中型載貨汽車
450、475、500
大客車、重型載貨車
550
2.2.2 轉(zhuǎn)向軸
早期汽車的轉(zhuǎn)向軸通常用一根無縫鋼管制造，其結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，成本低，但從汽車上拆、裝轉(zhuǎn)向器較為困難。這種結(jié)構(gòu)在某些輕型汽車上還有應(yīng)用。目前大多數(shù)汽車轉(zhuǎn)向軸上裝置了萬向節(jié)，使轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器再汽車上布置更為合理，拆裝方便，從而提高了操縱方便性、行駛安全性和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的壽命。特別對可翻轉(zhuǎn)駕駛室的平頭車，可將萬向節(jié)布置在駕駛室翻轉(zhuǎn)軸線上，有利于駕駛室的翻轉(zhuǎn)。
萬向節(jié)有柔性和剛性兩種。柔性萬向節(jié)，若剛性很大則不能滿足使用要求，剛性大小又不能適應(yīng)汽車轉(zhuǎn)向要求，故一般應(yīng)用較少。剛性萬向節(jié)多是十字軸式，可使用單萬向節(jié)，也可使用雙萬向節(jié)。雙萬向節(jié)要求布置適當(dāng)，達(dá)到等角速運(yùn)動。本課題采用裝有單十字軸萬向節(jié)的轉(zhuǎn)向軸。
2.2.3 轉(zhuǎn)向梯形
汽車轉(zhuǎn)向時，左、右轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角要符合一定的規(guī)律，以保證所有車輪在轉(zhuǎn)向過程中都繞一個圓心以相同的瞬時角速度運(yùn)動。轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)可以使汽車在轉(zhuǎn)向過程中所有車輪都是純滾動或有極小的滑移，從而提高輪胎的使用壽命，保證汽車操縱的輕便性和穩(wěn)定性。轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)由梯形臂、橫拉桿和前軸組成。
根據(jù)梯形機(jī)構(gòu)相對前軸的位置分為前置式和后置式兩種。
后置轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)是將轉(zhuǎn)向梯形放在前軸之后，簡單可靠，因此應(yīng)用廣泛。
前置轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)是在發(fā)動機(jī)位置很低或前軸為驅(qū)動軸時，轉(zhuǎn)向梯形實(shí)在不能布置在轉(zhuǎn)向軸之間，才不得不把轉(zhuǎn)向梯形放在前軸之前。
根據(jù)前懸架形式的不同，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)又可分為整體式和分段式兩種。
整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)用于非獨(dú)立懸架的汽車。分段式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)用于獨(dú)立懸架的汽車，以保證任一前輪的跳動不致牽動拉桿而涉及另一車輪的偏轉(zhuǎn)。分段式轉(zhuǎn)向梯形比較復(fù)雜，鉸接點(diǎn)多。
因本車型前懸架采用的是麥弗遜獨(dú)立懸架，故本文采用分段式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)。
2.3 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)
2.3.1 轉(zhuǎn)向系的效率
功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉(zhuǎn)向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。
正效率計(jì)算公式：
（2-1）
逆效率計(jì)算公式：
（2-2）
式中， 為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率；為轉(zhuǎn)向器中的磨擦功率；為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。
正效率高，轉(zhuǎn)向輕便；轉(zhuǎn)向器應(yīng)具有一定逆效率，以保證轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉(zhuǎn)向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。
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。
2.3.2 轉(zhuǎn)向器的正效率
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。選用滾針軸承時，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，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率分別為70%和75%。
轉(zhuǎn)向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采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
如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算
（2-3）
式中，a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為磨擦因數(shù)。
2.3.3 轉(zhuǎn)向器的逆效率
根據(jù)逆效率不同，轉(zhuǎn)向器有可逆式、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)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉(zhuǎn)向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。
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。
不可逆式和極限可逆式轉(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)向器介于可逆式與不可逆式轉(zhuǎn)向器兩者之間。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。
如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計(jì)算
（2-4）
式（2-3）和式（2-4）表明：增加導(dǎo)程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于磨擦角時，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)程角必須大于磨擦角。
第三章 機(jī)械式轉(zhuǎn)向器方案分析及設(shè)計(jì)
3.1 轉(zhuǎn)向器形式的確定
轉(zhuǎn)向器(也常稱為轉(zhuǎn)向機(jī))是完成由旋轉(zhuǎn)運(yùn)動到直線運(yùn)動(或近似直線運(yùn)動)的一組齒輪機(jī)構(gòu)，同時也是轉(zhuǎn)向系中的減速傳動裝置。歷史上曾出現(xiàn)過許多種形式的轉(zhuǎn)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，而蝸桿滾輪式則更少見。我們只介紹目前最常用，最有代表性的兩種形：齒輪齒條式和循環(huán)球式。
齒輪齒條式：齒輪齒條方式的最大特點(diǎn)是剛性大，結(jié)構(gòu)緊湊重量輕，且成本低。由于這種方式容易由車輪將反作用力傳至轉(zhuǎn)向盤，所以具有對路面狀態(tài)反應(yīng)靈敏的優(yōu)點(diǎn)，但同時也容易產(chǎn)生打手和擺振等現(xiàn)象。齒輪與齒條直接嚙合，將齒輪的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)化為齒條的直線運(yùn)動，使轉(zhuǎn)向拉桿橫向拉動車輪產(chǎn)生偏轉(zhuǎn)。齒輪并非單純的平齒輪，而是特殊的螺旋形狀，這是為了盡量減小齒輪與齒條之間的嚙合間隙，使轉(zhuǎn)向盤的微小轉(zhuǎn)動能夠傳遞到車輪，提高操作的靈敏性，也就是我們通常所說的減小方向盤的曠量。不過齒輪嚙合過緊也并非好事，它使得轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時的操作力過大，人會感到吃力。
循環(huán)球式：這種轉(zhuǎn)向裝置是由齒輪機(jī)構(gòu)將來自轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)力進(jìn)行減速，使轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動變?yōu)橹本€運(yùn)動，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運(yùn)動再次變?yōu)樾D(zhuǎn)運(yùn)動，使連桿臂搖動，連桿臂再使連動拉桿和橫拉桿做直線運(yùn)動，改變車輪的方向。
本次設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器選擇齒輪齒條式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。
3.2 動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的確定
動力轉(zhuǎn)向機(jī)是利用外部動力協(xié)助司機(jī)輕便操作轉(zhuǎn)向盤的裝置。隨著最近汽車發(fā)動機(jī)馬力的增大和扁平輪胎的普遍使用，使車重和轉(zhuǎn)向阻力都加大了，因此動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)越來越普及。值得注意的是，轉(zhuǎn)向助力不應(yīng)是不變的，因?yàn)樵诟咚傩旭倳r，輪胎的橫向阻力小，轉(zhuǎn)向盤變得輕飄，很難捕捉路面的感覺，也容易造成轉(zhuǎn)向過于靈敏而使汽車不易控制。所以在高速時要適當(dāng)減低動力，但這種變化必須平順過度。
(一)液壓式動力轉(zhuǎn)向裝置
液壓式動力轉(zhuǎn)向裝置重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊，利于改善轉(zhuǎn)向操作感覺，但液體流量的增加會加重泵的負(fù)荷，需要保持怠速旋轉(zhuǎn)的機(jī)構(gòu)。
(二)電動式動力轉(zhuǎn)向裝置
電動式動力轉(zhuǎn)向裝置是最新形式的轉(zhuǎn)向裝置，由于它節(jié)能，故受到人們的重視。它是利用蓄電池轉(zhuǎn)動電機(jī)產(chǎn)生推力。由于不直接使用發(fā)動機(jī)的動力，所以大大降低了發(fā)動機(jī)的功率損失(液壓式最大損失5-10馬力)，且不需要液壓管路，便于安裝。尤其有利于中置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動的汽車。但目前電動式動力轉(zhuǎn)向裝置所得動力還比不上液壓式，所以只限用于前輪軸輕的中置發(fā)動機(jī)后驅(qū)動的汽車上。
(三)電動液壓式動力轉(zhuǎn)向裝置
即由電機(jī)驅(qū)動轉(zhuǎn)向助力泵并由計(jì)算機(jī)控制的方式，它集液壓式和電動式的優(yōu)點(diǎn)于一體。因?yàn)槭怯?jì)算機(jī)控制，所以轉(zhuǎn)向助力泵不必經(jīng)常工作，節(jié)省了發(fā)動機(jī)的功率。這種方式結(jié)構(gòu)緊湊，便于安裝布置，但液壓產(chǎn)生的動力不能太大，所以適用排量小的汽車。
本次選用的動力機(jī)構(gòu)為液壓助力機(jī)構(gòu)。
第四章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)與計(jì)算
4.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器概述
齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器由與轉(zhuǎn)向軸做成一體的轉(zhuǎn)向齒輪和常與轉(zhuǎn)向橫拉桿做成一體的齒條組成。與其他形式的轉(zhuǎn)向器比較，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器最主要的優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉(zhuǎn)向器的質(zhì)量比較??；傳動效率高達(dá)90%；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙以后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧。能自動消除齒間間隙，這不僅可以提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度。還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉(zhuǎn)向器占用的體積小；沒有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，所以轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角可以增大；制造成本低。
根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點(diǎn)不同，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向起有四種形式，如圖4.1所示：中間輸入，兩端輸出(a)；側(cè)面輸入，兩端輸出(b)；側(cè)面輸入，中間輸出(c)；側(cè)面輸入，一端輸出(d)。
圖4.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向起有四種形式
采用側(cè)面輸入，中間輸出方案時，與齒條連的左，右拉桿延伸到接近汽車縱向?qū)ΨQ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(zhuǎn)向系與懸架系的運(yùn)動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿會與齒條同時向左或右移動，為此在轉(zhuǎn)向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強(qiáng)度。
采用兩端輸出方案時，由于轉(zhuǎn)向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統(tǒng)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動干涉。
側(cè)面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，常用在平頭貨車上。
采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應(yīng)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(zhuǎn)向器，重合度增加，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設(shè)計(jì)的要求。因?yàn)樾饼X工作時有軸向力作用，所以轉(zhuǎn)向器應(yīng)該采用推力軸承，使軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點(diǎn)。
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?。晃挥邶X下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉(zhuǎn)動；Y形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強(qiáng)度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動摩擦。當(dāng)車輪跳動、轉(zhuǎn)向或轉(zhuǎn)向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉(zhuǎn)的力矩時，應(yīng)選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉(zhuǎn)而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。
為了防止齒條旋轉(zhuǎn)，也有在轉(zhuǎn)向器殼體上設(shè)計(jì)導(dǎo)向槽的，槽內(nèi)嵌裝導(dǎo)向塊，并將拉桿、導(dǎo)向塊與齒條固定在一起。齒條移動時導(dǎo)向塊在導(dǎo)向槽內(nèi)隨之移動，齒條旋轉(zhuǎn)時導(dǎo)向塊可防止齒條旋轉(zhuǎn)。要求這種結(jié)構(gòu)的導(dǎo)向塊與導(dǎo)向槽之間的配合要適當(dāng)。配合過緊會為轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)向輪回正帶來困難，配合過松齒條仍能旋轉(zhuǎn)，并伴有敲擊噪聲。
4.2 齒輪齒條材料的選擇
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)直接關(guān)系著生命財(cái)產(chǎn)的安全，屬于保安系統(tǒng)，安全系數(shù)要求較高。轉(zhuǎn)向器扭距低，受到中等沖擊，工作環(huán)境較惡劣，材料選擇十分重要。主動小齒輪的材料選用16MnCr5材料，淬火處理，硬度為700HRC，精度等級為7級。
齒條采用45鋼，淬火處理殼體采用鋁合金壓鑄。
4.3 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器相關(guān)參數(shù)的計(jì)算
主動小齒輪應(yīng)該采用斜齒圓柱小齒輪，并采用變位齒輪
法向模數(shù)在2～3mm之間取值，取3mm(GB/T1357—1987)
齒輪的齒數(shù)取=8
為避免根切，應(yīng)采用變位齒輪，則變位系數(shù)
(4-1)
取法向變位系數(shù) 0.4
齒輪螺旋角多在9°～15°之間，所以取值=15°
壓力角（法向齒形角）取20°
齒寬系數(shù)在0.3～0.6之間，取0.6
齒條的齒寬
=25×0.6=15mm (4-2)
齒輪的齒寬取32mm
法向模數(shù)
3.10mm (4-3)
端面齒形角和法向齒形角的換算關(guān)系為：
= (4-4)
法向齒形角取20.65°
法向齒頂高系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值1
端面齒頂高系數(shù)：
=cos15° (4-5)
法向頂隙系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值0.25
端面頂隙系數(shù)
=0.25 cos15° (4-6)
分度圓直徑為：
=≈24.8mm (4-7)
取整，=25mm
齒頂高為：
=(1+0.4)3=4.2mm (4-8)
=1×3=3mm
齒根高為：
=(1+0.25－0.4)3=2.55mm (4-9)
=(1+0.25)3=3.75mm
齒高為：
=4.2+2.55=6.75mm (4-10)
=3+3.75=6.75mm （4-11）
齒頂圓直徑為：
=25+2×4.5=34mm （4-12）
齒根圓直徑為：
=25－2×4.2=16.6mm (4-13)
齒距為：
=mm
=mm
齒輪中心到齒條基準(zhǔn)線的距離為：
=mm (4-15)
基圓直徑為：
=25cos20.41°=17.34mm (4-16)
齒頂圓壓力角為：
=arccos50.90° (4-17)
端面重合度為：
1.64
縱向重合度為：
==0.41 (4-18)
總重合度為：
=1.64+0.41=2.05 (4-19)
當(dāng)量齒數(shù)為：
==8.9 (4-20)
齒輪的嚙合角為：
° (4-21)
式中：為齒輪的基圓半徑，
mm (4-22)
為齒輪的節(jié)圓半徑，對于標(biāo)準(zhǔn)安裝的齒輪，分度圓與節(jié)圓重合，則：
mm
齒條的壓力角為:
=46°
齒條的模數(shù)為:
°=2.8 (4-23)
式中：為齒輪的法向模數(shù)，mm
為齒輪的法向壓力角
齒條的齒數(shù)為;
=33.3 (4-24)
取 =34
齒條的行程為:
2×2π×25=315mm (4-25)
齒條的長度為:
＝34＝332mm (4-26)
取，340mm
4.4 齒輪強(qiáng)度校核
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(yàn)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)摩擦阻力等齒輪齒條轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)中的主動齒輪應(yīng)采用較高可靠度要求，所以要求強(qiáng)度要高。
最小安全系數(shù)1.60，1.2
4.4.1 齒面接觸強(qiáng)度
外嚙合齒輪傳動的尺寸:
(4-27)
式中：為常系數(shù)值，取756
為載荷系數(shù)，常用值＝1.2～2，取1.2
為小齒輪的額定轉(zhuǎn)矩
28500N.mm=28.5N.m
為齒寬系數(shù)
為許用接觸應(yīng)力
為齒輪與齒條的齒數(shù)比，
=1485 N/mm2
試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限=1650N/mm2(滲碳淬火鋼，齒輪材料和熱處理質(zhì)量達(dá)到很高要求時的疲勞極限取值)
24-9mm
25mm符合設(shè)計(jì)要求
4.4.2 齒根彎曲強(qiáng)度
齒輪的法向模數(shù)要求：
(4-28)
式中：為常系數(shù)值，取12.4
為許用齒根應(yīng)力，
為實(shí)驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限，查表得=133N/mm2
為復(fù)合齒形系數(shù)，，查表，1.55，1.64
=1.55×1.64=2.542
=0.6mm
mm 合格
從齒從齒輪齒條的受力分析和其運(yùn)動關(guān)系來看，汽車在行駛過程中，80%左右為直線行駛，即齒輪和齒條沒有相對運(yùn)動；汽車轉(zhuǎn)彎時，齒輪齒條有相對運(yùn)動，但其運(yùn)動的速度較慢。從齒輪齒條的損壞形式來看，主要是齒輪折斷，受彎曲強(qiáng)度的影響，因此在齒輪齒條強(qiáng)度計(jì)算中可只計(jì)算彎曲強(qiáng)度接觸強(qiáng)度忽略不計(jì)。
1、彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)
齒向載荷分布系數(shù)是考慮沿齒寬載荷分布對齒根彎曲應(yīng)力的影響?？砂聪率接?jì)算：
(4-29)
式中：為接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)
為冪指數(shù)
(4-30)
式中：為單位齒寬的最大載荷,N/mm
為單位齒寬的平均載荷，N/mm
為分度圓上平均計(jì)算切向力，N
(4-31)
式中：為齒寬，mm
為齒高，mm
則：
0.6
2、彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分布系數(shù)
齒間載荷分布系數(shù)：考慮同時嚙合的各對輪齒間載荷分配不均勻影響的系數(shù)。
影響其主要因素有：受載后輪齒變形；輪齒制造誤差，特別是基節(jié)偏差；齒廓修形；跑和效果等。
查有關(guān)參考得出：
==1.2
3、齒形系數(shù)
齒形系數(shù)：是考慮載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點(diǎn)時齒形對名義彎曲應(yīng)力的影響。
外齒輪的齒形系數(shù)可有下式計(jì)算：
(4-32)
式中：為齒輪法向模數(shù)，mm；
為法向分度圓壓力角；
對于普通型齒輪=0
刀具圓角的半徑=0.15×3=0.45mm
刀尖圓心至刀齒對稱線的距離
(4-33)
=1.113mm
輔助值
(4-34)
基圓螺旋角
(4-35)
=14.08°
輔助值
(4-36)
輔助角
=0.73
(4-37)
=1.28°
危險(xiǎn)截面齒厚與模數(shù)之比
(4-38)
=1.2
危險(xiǎn)截面齒厚
mm
30°切點(diǎn)處曲率半徑與模數(shù)之比
(4-39)
=0.2
30°切點(diǎn)處曲率半徑
mm
當(dāng)量直齒輪端面重合度
1.69 (4-40)
當(dāng)量直齒輪分度圓直徑
3×8＝24mm (4-41)
當(dāng)量直齒輪基圓直徑
22.55mm (4-42)
當(dāng)量直齒輪頂圓直徑
mm (4-43)
當(dāng)量直齒輪單對齒嚙合區(qū)外界點(diǎn)直徑
(4-44)
=25.25mm
當(dāng)量直齒輪單齒嚙合外界點(diǎn)壓力角
26.74° (4-45)
外界點(diǎn)處的齒厚半角公式為：
(4-46) =6.81°
當(dāng)量齒輪單齒嚙合外界點(diǎn)載荷作用角
=26.74°－6.81°=19.93° (4-47)
彎曲力臂與模數(shù)比
(4-48)
=0.8
彎曲力臂
mm
齒形系數(shù)可由公式(4-38)確定：
（4-49）
4、齒形系數(shù)
齒形系數(shù)：是考慮當(dāng)載荷作用于齒頂時齒形對名義彎曲應(yīng)力的影響，用于近似計(jì)算。
外齒輪的齒形系數(shù)可由下式確定
(4-50)
當(dāng)量齒輪齒頂壓力角
45.35° （4-51）
齒頂厚半角
（4-52）
=25.27°
當(dāng)量齒輪齒頂載荷作用角
（4-53）
=38.49°
彎曲力臂與模數(shù)之比
（4-54）
=0.9
彎曲力臂
mm
齒形系數(shù)由公式（4-56）確定：
2.81
5、應(yīng)力修正系數(shù)
對于齒形角為20°的齒輪，可按下式計(jì)算：
（適用范圍為） （4-55）
式中：為齒根危險(xiǎn)截面處齒厚與彎曲力臂的比值，
(4-56)
為齒根危險(xiǎn)截面齒厚
為彎曲力臂
為齒根圓角參數(shù)，其值為
為30°切線切點(diǎn)處曲率半徑
則： =1.07
6、應(yīng)力修正系數(shù)
齒形角為20°的齒輪，可按下式計(jì)算：
（適用范圍為） （4-57）
其中：
1.12 (4-58)
7、彎曲強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)
重合度系數(shù)：將載荷由齒頂轉(zhuǎn)換到單對齒嚙合區(qū)外界點(diǎn)的系數(shù)。公式如下：
0.69 (4-59)
8、彎曲強(qiáng)度計(jì)算的螺旋角系數(shù)
螺旋角系數(shù)：是考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對齒根應(yīng)力產(chǎn)生影響的系數(shù)，公式如下：
(4-60)
當(dāng)時，按計(jì)算，當(dāng)時，?。划?dāng)時，按 計(jì)算
1-0.25×0.41=0.90，合格
0.95，合格
9、試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限
=190N/mm2
主動小齒輪為雙向運(yùn)轉(zhuǎn)工作的齒輪，查表得值乘上系數(shù)0.7。
齒輪的彎曲疲勞極限=190×0.7=133 N/mm2
10、彎曲強(qiáng)度的壽命系數(shù)
壽命系數(shù)：是考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時，其可承受的彎曲應(yīng)力值與相應(yīng)的條件循環(huán)次數(shù)時疲勞極限應(yīng)力的比例系數(shù)。
淬火鋼，持久壽命條件循環(huán)次數(shù)
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)的取值范圍為，取上限
彎曲強(qiáng)度的壽命系數(shù)公式為：
(4-61)
11、彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)
尺寸系數(shù)：是考慮應(yīng)尺寸增大使材料強(qiáng)度降低的尺寸效應(yīng)因素，用于彎曲強(qiáng)度計(jì)算。查圖，=0.975
12、相對齒根圓角敏感系數(shù)
相對齒根圓角敏感系數(shù)：是考慮所計(jì)算齒輪的材料、幾何尺寸等對齒根應(yīng)力的敏感度與實(shí)驗(yàn)齒輪不同而引進(jìn)的系數(shù)。
當(dāng)齒根圓角參數(shù)在的范圍時，可近似地取為1。
13、相對齒根表面狀況系數(shù)
齒根表面狀況系數(shù)：是考慮齒廓根部的表面狀況，主要是齒根圓角處的粗糙度對齒根彎曲應(yīng)力的影響。查表：=1.120
14、齒輪彎曲強(qiáng)度校核
查表，使用系數(shù)取1.0，動載系數(shù)取1.0
齒根應(yīng)力的基本值：
12.11 (4-62)
式中： 為端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，N
為工作齒寬（齒根圓處），mm
為法向模數(shù)，mm
為載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點(diǎn)時的齒形系數(shù)
為載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點(diǎn)時的應(yīng)力修正系數(shù)
為螺旋角系數(shù)
計(jì)算齒輪的彎曲極限應(yīng)力公式為：
=
=188.7 （4-63）
式中： 為實(shí)驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限，N/mm2
為實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
為彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)
為相對齒根圓角敏感系數(shù)
為相對齒根表面狀況系數(shù)
為彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)
117.9 N/mm2
式中：為計(jì)算齒輪的彎曲極限應(yīng)力
為彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)
14.532 N/mm2 （4-64）
式中：為使用系數(shù)，查表取1.0，
為動載系數(shù)，查表取1.0
為彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)
為彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分布系數(shù)
為齒根應(yīng)力的基本值，N/mm2
則，合格。
第五章 轉(zhuǎn)向器液壓輔助系統(tǒng)設(shè)計(jì)
5.1 液壓動力缸直徑設(shè)計(jì)
1、缸徑尺寸的公式為：
（5-1）
取 mm
式中：為轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的力傳動比,一般為15-22，此處取18。
為轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的效率
為活塞與缸筒間的摩擦系數(shù)
為齒輪的嚙合角
為轉(zhuǎn)向螺桿的直徑
為車輪原地阻力矩
為轉(zhuǎn)向盤上的切向力
2、活塞行程的計(jì)算
活塞行程公式為：
mm （5-2）
式中：為轉(zhuǎn)向盤的最大轉(zhuǎn)角，單位rad。
為主動小齒輪的分度圓直徑,單位mm。
活塞移至有活塞桿一端的極限位置時，與缸體端面間還應(yīng)有的間隙以利活塞桿的導(dǎo)向；另一端也應(yīng)有10mm的間隙，以免與缸蓋碰撞。
3、動力缸缸筒壁厚的計(jì)算
其公式為：
（5-3）
mm
式中：為缸內(nèi)壓力
為動力缸的內(nèi)徑
為缸體材料的屈服極限
為安全系數(shù)，通常取3.5~5
5.2 分配閥有關(guān)參數(shù)確定
1、預(yù)開隙
一般要求轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角2°~5°時滑閥就移動預(yù)開隙的距離。
mm （5-4）
式中：為相應(yīng)的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，一般為2°~5°
為齒條的齒距，單位mm
2、滑閥的總移動量
通常，當(dāng)滑閥的總移動量為時，轉(zhuǎn)向盤允許轉(zhuǎn)動的角度約為20°左右。
mm
3、局部壓降
汽車直行時，滑閥處于中間平衡位置，閥全部開啟，油液流經(jīng)滑閥后再回到油箱。油液流經(jīng)滑閥時產(chǎn)生的局部壓力降的允許值為0.03~0.04MPa。
取MPa
油液流速的允許值
0.03m/s （5-5）
式中：——局部壓降的允許值，MPa
——油液的密度， kg/m3
——局部阻力系數(shù)，通常取=3.0
4、滑閥的直徑
滑閥的直徑（cm）：
mm （5-6）
式中：為溢流閥限制下的油液最大排量，單位L/min,約為發(fā)動機(jī)急速時油泵排量的1.5倍。
為預(yù)開隙，單位cm
為滑閥在中間位置時的油液流速，單位m/s
將代入上式中的，求出滑閥的直徑，用滑閥標(biāo)準(zhǔn)直徑表圓整。
5、滑閥在中間位置時的油液流速
0.3m/s (5-7)
6、分配閥的泄漏量
分配閥的泄漏量（m/s）：
1.5% (5-8)
式中：為滑閥與閥體間的徑向間隙，cm，一般=0.0005~0.00125，計(jì)算時取最大間隙
為滑閥進(jìn)出口油液的壓力差，單位MPa
為滑閥的外徑，單位cm
為密封長度，單位cm
為油液的動力粘度，單位Pa.s
(5%~10%)
5.3 反作用閥和回位彈簧參數(shù)確定
1、回位彈簧的預(yù)緊力
N (5-9)
式中：為動力轉(zhuǎn)向開始起作用時在轉(zhuǎn)向盤上的切向力應(yīng)達(dá)到的預(yù)定值，根據(jù)不同的車型，它的取值范圍為20~100N
為轉(zhuǎn)向盤的直徑，單位mm
為反作用閥的對數(shù)，在現(xiàn)有的車上=1~4
為活塞的直徑，單位mm
為齒輪的嚙合角，
2、反作用閥的直徑
反作用閥的直徑，其公式為：
(5-10)
=15mm
式中：為動力缸內(nèi)液壓的最大值
為個回位彈簧的剛度
為在動力缸的最大液壓作用下，作用于轉(zhuǎn)向盤上的切向力的取值
為反作用閥的行程
5.4 油罐容積與油泵排量的設(shè)計(jì)
1、油泵排量，公式為：
Q4.5L (5-11)
式中：為油泵的計(jì)算排量
為動力缸的直徑
為活塞的直徑，mm
為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的最大可能頻率，計(jì)算時轎車取1.5~1.7s-1
為齒輪的嚙合角
為漏泄系數(shù)，=0.05~0.10
為油泵的容積效率，計(jì)算時一般取=0.75~0.85
2、油罐的容積
容積應(yīng)大小適中，否則會使高壓油路產(chǎn)生氣泡。通常油罐容積可取油泵在溢流閥限制下最大排量的15%~20%，油泵排量為4.5L，所以容積應(yīng)在0.625L-0.9L之間選取，取0.8L。
結(jié) 論
本次課程設(shè)計(jì)以四驅(qū)越野車為對象，對其進(jìn)行轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)初，查閱了大量的文獻(xiàn)和相關(guān)設(shè)計(jì)書籍，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由一定的了解以后進(jìn)行了本次設(shè)計(jì)。
本次設(shè)計(jì)選用的是齒輪齒條式的機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，動力輔助裝置選用液壓動力輔助，該機(jī)型式能夠有效減輕方向盤的轉(zhuǎn)動力矩和增大轉(zhuǎn)動精度。設(shè)計(jì)時，根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)，確定適合的設(shè)計(jì)方案和布置型式，對齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的重要零部件進(jìn)行了齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度的校核，確保滿足使用要求。
最后對液壓輔助裝置也進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，如液壓缸、分配閥、反作用閥、回位彈簧、油罐容積和油泵排量等都進(jìn)行了相關(guān)計(jì)算。設(shè)計(jì)完成后和同伴共同繪制了總圖和主要零部件圖，完成了本次設(shè)計(jì)。
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