HGC1050輕型商用車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計（帶CAD圖紙）,hgc1050,輕型,商用,轉(zhuǎn)向,系統(tǒng),設(shè)計,cad,圖紙 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 第1章 緒 論 1.1 概述 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車底盤的重要組成部分，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩(wěn)定性和駕駛舒適性，它對于確保車輛的行駛安全、減少交通事故以及保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要作用。隨著現(xiàn)代汽車技術(shù)的迅速發(fā)展，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已從純機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、液壓助力轉(zhuǎn)向系（HPS）、電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（EHPS），發(fā)展到利用現(xiàn)代電子和控制技術(shù)的電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（EPS）及線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（SBW）。 按轉(zhuǎn)向力能源的不同，可將轉(zhuǎn)向系分為機械轉(zhuǎn)向系和動力轉(zhuǎn)向系。 機械轉(zhuǎn)向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)(方向盤)、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)三大部分組成。其中轉(zhuǎn)向器是將操縱機構(gòu)的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)閭鲃訖C構(gòu)的直線運動(嚴(yán)格講是近似直線運動)的機構(gòu)，是轉(zhuǎn)向系的核心部件。 動力轉(zhuǎn)向系除具有以上三大部件外，其最主要的動力來源是轉(zhuǎn)向助力裝置。由于轉(zhuǎn)向助力裝置最常用的是一套液壓系統(tǒng)，因此也就離不開泵、油管、閥、活塞和儲油罐，它們分別相當(dāng)于電路系統(tǒng)中的電池、導(dǎo)線、開關(guān)、電機和地線的作用。 通常，對轉(zhuǎn)向系的主要要求是: (1) 保證汽車有較高的機動性，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)最好有保護機構(gòu)防止傷及乘員。 1.2 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 汽車自19世紀(jì)末誕生以來，已經(jīng)走過了風(fēng)風(fēng)雨雨的一百多年。從卡爾.本茨造出的第一輛三輪汽車以每小時18公里的速度行駛，到現(xiàn)在的從零至百公里加速只需要三秒鐘的超級跑車，汽車的發(fā)展直接影響著時代的進步和社會的繁榮。同時，汽車工業(yè)也造就諸如通用、福特、豐田、本田這樣一些在各國經(jīng)濟中舉足輕重的著名公司。 在國家產(chǎn)業(yè)政策和與之配套的一系列國家經(jīng)濟政策的支持和引導(dǎo)下，我國汽車無論在數(shù)量上，還是在質(zhì)量、技術(shù)和能力等方面都已有了很大發(fā)展，但與國民經(jīng)濟需求和世界先進水平相比，差距仍然很大。 直到近年來，中國整體經(jīng)濟發(fā)展迅速，居民收入的持續(xù)增長以及擴大內(nèi)需、拉動消費的財政政策，特別是在中國加入WTO以后，汽車關(guān)稅不斷下調(diào)，國外知名的汽車巨頭也瞄準(zhǔn)了中國這個巨大的市場，陸續(xù)在華投資設(shè)廠，越來越多款式新穎、乘坐舒適安全的汽車隨之進入中國市場，加速了轎車進入家庭的步伐。隨著我國汽車的銷量的猛增，特別是轎車的銷量取得了大幅增長，有些產(chǎn)品如雅閣、波羅等還供不應(yīng)求，甚至有的還出現(xiàn)需要“加價”才能購買的情況。由此可見，中國汽車市場火爆的局面也似乎預(yù)示著中國汽車工業(yè)迎來了真正發(fā)展的春天。 隨著汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，轉(zhuǎn)向裝置的結(jié)構(gòu)也有很大變化。汽車轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)很多，從目前使用的普遍程度來看，主要的轉(zhuǎn)向器類型有4種：有蝸桿曲柄指銷式（WP型）、蝸桿滾輪式（WR型）、循環(huán)球式（BS型）、齒輪齒條式（RP型）。這四種轉(zhuǎn)向器型式，已經(jīng)被廣泛使用在汽車上。 據(jù)了解，在世界范圍內(nèi)，汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占45％左右，齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器占40％左右，蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器占10％左右，其它型式的轉(zhuǎn)向器占5％。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器一直在穩(wěn)步發(fā)展。在西歐小客車中，齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器有很大的發(fā)展。日本汽車轉(zhuǎn)向器的特點是循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，已由60年代的62.5％發(fā)展至今已達100％(蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器在公共汽車上已經(jīng)被淘汰)。中、輕型商用車大都采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，但齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器也有所發(fā)展。微型貨車用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占65％，齒輪齒條式占35％。 據(jù)資料顯示，截至到2007年，中國生產(chǎn)汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)產(chǎn)品的企業(yè)有150多家，其中民營企業(yè)占70％，國營企業(yè)占14％，合資企業(yè)占10％，獨資企業(yè)占6%。轉(zhuǎn)向行業(yè)中，規(guī)模較大的企業(yè)有上海ZF、恒隆集團、一汽光洋、新鄉(xiāng)豫北和湖北三環(huán)等20多家，生產(chǎn)集中度約為80%。轉(zhuǎn)向器行業(yè)的企業(yè)總資產(chǎn)約為130億元，年生產(chǎn)能力超過1000萬臺（套）。2007年國內(nèi)轉(zhuǎn)向器產(chǎn)銷量約940萬臺（套），總產(chǎn)值約為120億元，出口創(chuàng)匯約2.2億美元。產(chǎn)品結(jié)構(gòu)基本合理，能覆蓋國內(nèi)全系列汽車，基本滿足整車產(chǎn)業(yè)發(fā)展需求。 轉(zhuǎn)向器發(fā)展的趨勢是： 　　(1) 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器和齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，已成為當(dāng)今世界汽車上主要的兩種轉(zhuǎn)向器；而蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器和蝸桿肖式轉(zhuǎn)向器，正在逐步被淘汰或保留較小的地位； (2) 在小客車上發(fā)展轉(zhuǎn)向器的觀點各異，美國和日本重點發(fā)展循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，比率都已達到或超過90％；西歐則重點發(fā)展齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，比率超過50％，法國已高達95％； (3)由于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的種種優(yōu)點，在小型車上的應(yīng)用(包括小客車、小型貨車或客貨兩用車)得到突飛猛進的發(fā)展；而大型車輛以循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器為主要結(jié)構(gòu)。 1.3 課題研究的目的和意義 1、目的： 改革開放以來，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅猛。作為汽車關(guān)鍵部件之一的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)也得到了相應(yīng)的發(fā)展，基本已形成了專業(yè)化、系列化生產(chǎn)的局面。有資料顯示，國外有很多國家的轉(zhuǎn)向器廠，都已發(fā)展成大規(guī)模生產(chǎn)的專業(yè)廠，年產(chǎn)超過百萬臺，壟斷了轉(zhuǎn)向器的生產(chǎn)，并且銷售點遍布了全世界。隨著我國汽車轉(zhuǎn)向器市場的迅猛發(fā)展，與之相關(guān)的核心生產(chǎn)技術(shù)應(yīng)用與研發(fā)必將成為業(yè)內(nèi)企業(yè)關(guān)注的焦點。了解國內(nèi)外汽車轉(zhuǎn)向器生產(chǎn)核心技術(shù)的研發(fā)動向、工藝設(shè)備、技術(shù)應(yīng)用及趨勢對于企業(yè)提升產(chǎn)品技術(shù)規(guī)格，提高市場競爭力十分關(guān)鍵。 2、意義： 由于汽車轉(zhuǎn)向器屬于汽車系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件，它在汽車系統(tǒng)中占有重要位置，因而它的發(fā)展同時也反映了汽車工業(yè)的發(fā)展，它的規(guī)模和質(zhì)量也成為了衡量汽車工業(yè)發(fā)展水平的重要標(biāo)志之一。隨著汽車高速化和超低扁平胎的通用化，過去采用循環(huán)球轉(zhuǎn)向器和循環(huán)球變傳動比轉(zhuǎn)向器只能相對地解決轉(zhuǎn)向輕便性和操縱靈便性的問題，要想從跟本上解決這兩個問題只有安裝動力轉(zhuǎn)向器。因此，除了重型汽車和高檔轎車早已安裝動力轉(zhuǎn)向器外，近年來在中型貨車、豪華客車及中檔轎車上都已經(jīng)開始安裝動力轉(zhuǎn)向器，隨著動力轉(zhuǎn)向器的設(shè)計水平的提高、生產(chǎn)規(guī)模的擴大和市場的需要，其他的一些車型也必須陸續(xù)安裝動力轉(zhuǎn)向器。雖然液壓助力型轉(zhuǎn)向器具有很多優(yōu)點，在目前的技術(shù)水準(zhǔn)下它仍然存在某些不足之處，例如助力較小等。因此，目前液壓式動力轉(zhuǎn)向器仍然占據(jù)著很大的市場份額，其性能也在不斷地提高。對于液壓助力型動力轉(zhuǎn)向器的研究有著非常深遠(yuǎn)的意義。因此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)向齒條直線運動，實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。實現(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)點又能增加助力，從而實現(xiàn)了汽車轉(zhuǎn)向的穩(wěn)定性和靈敏性。 本題是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的主減速器作為設(shè)計原型，在給定汽車主要尺寸參數(shù)、最低穩(wěn)定車速等條件下，要求本人獨立設(shè)計出符合要求的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，著重設(shè)計計算轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)參數(shù)及對其校核計算，轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)的參數(shù)及校核。在對各種結(jié)構(gòu)件進行了分析計算后，繪制出轉(zhuǎn)向系統(tǒng)裝配圖及主要零件的零件圖。 通過對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分析提高了我對所學(xué)專業(yè)的認(rèn)知度，掌握了一下本人畢業(yè)設(shè)計的主要工作內(nèi)容。完成畢業(yè)設(shè)計有利于綜合訓(xùn)練本人的專業(yè)知識，為今后的工作打下堅實的基礎(chǔ)。通過畢業(yè)設(shè)計，可以綜合訓(xùn)練《汽車設(shè)計》、《汽車?yán)碚摗贰ⅰ稒C械設(shè)計》等專業(yè)知識，也能夠幫助自己對Pro/E等相關(guān)工程軟件的理解和掌握。通過設(shè)計和撰寫設(shè)計說明書，增強了本人對事物的分析和判斷能力，加強思維的嚴(yán)密性和科學(xué)性。 第2章 轉(zhuǎn)向系設(shè)計概述 2.1 對轉(zhuǎn)向系的要求 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)向傳動機構(gòu)和懸架導(dǎo)向裝置共同工作時，由于運動不協(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)向傳動機構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)。 9.進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。 2.2 轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 轉(zhuǎn)向操縱機構(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3-1。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)。 目前，許多國內(nèi)外生產(chǎn)的新車型在轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)中采用了萬向傳動裝置（轉(zhuǎn)向萬向節(jié)和轉(zhuǎn)向傳動軸）。這有助于轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當(dāng)改變轉(zhuǎn)向萬向傳動裝置的幾何參數(shù)，便可滿足各種變型車的總布置要求。即使在轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向器同軸線的情況下，其間也可采用萬向傳動裝置，以補償由于部件在車上的安裝誤差和安裝基體（駕駛室、車架）的變形所造成的二者軸線實際上的不重合。 轉(zhuǎn)向盤在駕駛室安置位置與各國交通法規(guī)規(guī)定車輛靠道路左側(cè)還是右側(cè)通行有關(guān)。包括我國在內(nèi)的大多數(shù)國家規(guī)定車輛右側(cè)通行，相應(yīng)地應(yīng)將轉(zhuǎn)向盤安置在駕駛室左側(cè)。這樣，駕駛員的左方視野較廣闊，有利于兩車安全交會。相反，在一些規(guī)定車輛靠左側(cè)通行的國家和地區(qū)使用的汽車上，轉(zhuǎn)向盤則應(yīng)安置在駕駛室右側(cè)。 圖2.1轉(zhuǎn)向操縱機構(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 2.3 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu) 轉(zhuǎn)向傳動機構(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2.2） 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運動傳給左、右轉(zhuǎn)向節(jié)并使左、右轉(zhuǎn)向輪按一定關(guān)系進行偏轉(zhuǎn)。 圖2.2 轉(zhuǎn)向傳動機構(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 2.4 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的設(shè)計 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)用來保證轉(zhuǎn)彎行駛時汽車的車輪均能繞同一瞬時轉(zhuǎn)向中心在不同半徑的圓周上作無滑動的純滾動。因此，在設(shè)計中首先是要確定轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的幾何尺寸參數(shù)，其次是進行零件的強度計算。轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)有整體式的和分段式的兩種。整體式的用于非獨立懸架的轉(zhuǎn)向輪；分段式的用于獨立懸架的轉(zhuǎn)向輪。通常是將轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)布置在前轉(zhuǎn)向橋之后，且高度不低于前橋橫梁或其他防撞件；當(dāng)布置在前橋之后有困難時，例如當(dāng)發(fā)動機位置很低或汽車前驅(qū)動時，也可以布置在前橋之前。 2.4.1 轉(zhuǎn)向梯形理論特性 以整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)為例：轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)實際上不能完全精確地滿足公式的要求，而只能以足夠的工程精度接近該式。即轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)使公式中的L值不再是汽車的軸距L，而是。若令，L愈接近，則該轉(zhuǎn)向梯形愈能精確地反映公式的要求，轉(zhuǎn)向亦愈順暢。 如圖2-3中的ΔOAB有 （2.1） 梯形臂長度與兩主銷中心距之比在0.11~0.15間， m/K=0.11~0.15 取0.15 即：m=0.151290=193.5 計算結(jié)果取200mm 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的幾何尺寸參數(shù)有：兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點間的距離K，轉(zhuǎn)向橫拉桿兩端球鉸接中心間的距離轉(zhuǎn)向梯形臂長m和梯形底角，根據(jù)汽車的總體布置或轉(zhuǎn)向橋的布置圖，首先可找出汽車的軸距L 及轉(zhuǎn)向主銷間距K，再按，在關(guān)系曲線圖上找出，則有 （2.2） 當(dāng)K,L確定后根據(jù)y的三種取值方式可求得轉(zhuǎn)向梯形的三種尺寸方案，有了這些方案就可對一系列按大小排列的值以圖解法確定其相應(yīng)的值，進而求出的值。 計算方案： （1） 當(dāng)取0.70時，則 （2） 當(dāng)取0.65時，則 （3） 當(dāng)取0.6時，則 第一種方案： x=0.7 y=0.12:2 則 第二種方案： x=0.65 y=0.11:3 第三種方案： x=0.6 y=0.16 2.5 轉(zhuǎn)角及最小轉(zhuǎn)彎半徑 汽車的機動性，常用最小轉(zhuǎn)彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應(yīng)由兩個條件保證。即首先應(yīng)使左、右轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角時前外輪的轉(zhuǎn)彎值在汽車軸距的2~2.5倍范圍內(nèi)； 其次，應(yīng)這樣選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動比。 兩軸汽車在轉(zhuǎn)向時，若不考慮輪胎的側(cè)向偏離，則為了滿足上述對轉(zhuǎn)向系的第(2)條要求，其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪理想的轉(zhuǎn)角關(guān)系如圖2.3所示，由下式?jīng)Q定： （2.3） 式中：—外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； —內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； K—兩轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點間的距離； L—軸距 內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的合理匹配是由轉(zhuǎn)向梯形來保證。 圖2.3 理想的內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系 第一種方案： 第二種方案： 第三種方案： 因此，取第二種方案為最終設(shè)計方案。 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑Rmin與其內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪在最大轉(zhuǎn)角與、軸距L、主銷距K 及轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)臂a 等尺寸有關(guān)。在轉(zhuǎn)向過程中除內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角外，其他參數(shù)是不變的。最小轉(zhuǎn)彎半徑是指汽車在轉(zhuǎn)向輪處于最大轉(zhuǎn)角的條件下以低速轉(zhuǎn)彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構(gòu)成圓周的半徑。可按下式計算： （2.4） 取7600 通常為35o～40o，為了減小值，值有時可達到45o。 操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉(zhuǎn)向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率。 對轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向盤或轉(zhuǎn)向輪能自動回正的要求和對汽車直線行駛穩(wěn)動性的要求則主要是通過合理的選擇主銷后傾角和內(nèi)傾角，消除轉(zhuǎn)向器傳動間隙以及選用可逆式轉(zhuǎn)向器來達到。但要使傳遞到轉(zhuǎn)向盤上的反向沖擊小，則轉(zhuǎn)向器的逆效率有不宜太高。至于對轉(zhuǎn)向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結(jié)構(gòu)以及結(jié)構(gòu)布置來解決。 轉(zhuǎn)向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級以及上轎車、載貨汽車底盤干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轎車干重的1.5%～2.0%。轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式對汽車的自身質(zhì)量影響較小。 2.6 汽車轉(zhuǎn)向系方案的選擇 機械轉(zhuǎn)向器是將司機對轉(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)動比進行傳遞的機構(gòu)。 機械轉(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。 2.6.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 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)量比較小；傳動效率高達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。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：因逆效率高，汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉(zhuǎn)向輪與路面之間沖擊力的大部分能傳至轉(zhuǎn)向盤，稱之為反沖。反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準(zhǔn)確控制汽車行駛方向，轉(zhuǎn)向盤突然轉(zhuǎn)動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。 根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向起有四種形式，如圖2.4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2.4 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種形式 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，從而降低它的強度。 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)向機構(gòu)產(chǎn)生運動干涉。 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)計的要求。因為斜齒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。 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??；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(zhuǎn)動；Y形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強度得到增加。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。 根據(jù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對前軸位置的不同，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器在汽車上有四種布置：形式轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，后置梯形(a)；轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，前置梯形(b)；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，后置梯形(c)；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，前置梯形(d)。 圖2.5 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器在汽車上有四種布置 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器廣泛應(yīng)用于乘用車上。車載質(zhì)量不大，前輪采用獨立懸架的貨車和客車有些也用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。 2.6.2 其他轉(zhuǎn)向器 除齒輪齒條轉(zhuǎn)向器外，還有循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器，蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器等。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造精度要求高,因此循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要用于商用車上。 蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：正效率低；工作齒面磨損以后，調(diào)整嚙合間隙比較困難；轉(zhuǎn)向器的傳動比不能變化。 固定銷蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)簡單制造容易；但是因銷子不能自轉(zhuǎn)，銷子的工作部位基本保持不變，所以磨損快、工作效率低。旋轉(zhuǎn)銷式轉(zhuǎn)向器的效率高、磨損慢，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 所以我的設(shè)計選用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器為動力轉(zhuǎn)向裝置。 2.7 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器布置和結(jié)構(gòu)形式的選擇 圖2.6 采用如圖所示的布置形式 圖2.7 采用如圖所示的側(cè)面輸入兩端輸出的結(jié)構(gòu)形式。 2.8 數(shù)據(jù)的確定 根據(jù)以上的論述，本次設(shè)計初選數(shù)據(jù)如下： 輪距 1670mm 軸距 3800mm 滿載軸荷分配：前/后 2200/3255(kg) 總質(zhì)量/kg ma 1255(kg) 輪胎 175/60R16 主銷偏移距a 50mm 輪胎壓力p/MPa 0.53 方向盤直徑SW D 400mm 最小轉(zhuǎn)彎半徑 7.6m 轉(zhuǎn)向梯形臂 200mm 主銷中心距K 1290mm 表2.2 初選數(shù)據(jù) 參考BJ121 型輕型載貨汽車底盤架構(gòu)和上海通用別克賽歐汽車轉(zhuǎn)向操作機構(gòu) 2.9 本章小結(jié) 本章對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計要求進行分析，確定轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計方案，并對最小轉(zhuǎn)彎半徑進行計算。機械轉(zhuǎn)向器的類型選用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，因其具有結(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90%等優(yōu)點。最后確定本次設(shè)計的初選數(shù)據(jù)。 第3章 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 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。 正效率計算公式： （3.1） 逆效率計算公式： （3-2） 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、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。 3.1.1 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、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，其效率可用下式計算 （3.3） 　　 　　　　　　　　 式中，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)。 3.1.2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算 　　 （3.4） 式（3.3）和式（3.4）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。 3.2 傳動比變化特性 3.2.1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。 轉(zhuǎn)向系的力傳動比: （3.5）　 轉(zhuǎn)向系的角傳動比: 　　　　　　 （3.6） 轉(zhuǎn)向系的角傳動比由轉(zhuǎn)向器角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比組成，即 （3.7） 轉(zhuǎn)向器的角傳動比: 　 　　 （3.8） 轉(zhuǎn)向系角傳動比商用車約為16~22，轎車約為12~20，此處取=20 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比: 　　　 （3.9） 3.2.2力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 轉(zhuǎn)向阻力與轉(zhuǎn)向阻力矩的關(guān)系式： （3.10） 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力與作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩的關(guān)系式： （3.11） 　　　　 將式（3.10）、式（3.11）代入 后得到 （3.12） 　　　　　　　　 如果忽略磨擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示 （3.13） 將式（3.10）代入式（3.11）后得到 （3.14） 當(dāng)a和Dsw不變時，力傳動比越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。 3.2.3轉(zhuǎn)向器角傳動比的選擇 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)律的主要因素是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對汽車機動能力的要求。 若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷小或采用動力轉(zhuǎn)向的汽車，不存在轉(zhuǎn)向沉重問題，應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大，汽車低速急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題突出，應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。 汽車以較高車速轉(zhuǎn)向行駛時，要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動比應(yīng)當(dāng)小些。汽車高速直線行駛時，轉(zhuǎn)向盤在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜過小。否則轉(zhuǎn)向過分敏感，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運動有困難。 轉(zhuǎn)向器角傳動比變化曲線應(yīng)選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖3.1所示。 圖3.1轉(zhuǎn)向器角傳動比變化特性曲線 Fig 3.1 Change characteristic property curve of Steering angle transmission ratio 3.3轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙△t 傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性（圖3.2）。 研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。 傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉(zhuǎn)向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。 傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。 為此，傳動副傳動間隙特性應(yīng)當(dāng)設(shè)計成圖3-2所示的逐漸加大的形狀。 圖3.2 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 Fig 3.2 Drive gap characteristic property of steering 轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線1表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙；曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。 3.4轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù) 轉(zhuǎn)向盤從一個極端位置轉(zhuǎn)到另一個極端位置時所轉(zhuǎn)過的圈數(shù)稱為轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)。它與轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向系的角傳動比有關(guān)，并影響轉(zhuǎn)向的操縱輕便性和靈敏性。乘用車轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動閣數(shù)較少，一般約在3.6圈以內(nèi)；商用車一般不宜超過6圈。 本設(shè)計為輕型商用車，所以取4圈。 3.5本章小結(jié) 以上內(nèi)容是針對轉(zhuǎn)向系的主要參數(shù)進行計算，力與角的傳動比直接影響到行駛的舒適性和安全性，影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對汽車機動能力的要求。并對轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性進行研究，研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。 第4章 轉(zhuǎn)向器設(shè)計計算 4.1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)有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸的負(fù)荷，地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。 精確地計算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經(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)向阻力距（N?mm),即 (4.1) ＝46208.3 N?mm 式中，f為輪胎和路面見的摩擦因素，一般取0.7；為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷2200（N）; p為輪胎氣壓0.53（MPa）。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為 （4.2） ＝13.59 N 式中， 為轉(zhuǎn)向搖臂長；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長；為轉(zhuǎn)向盤直徑；為轉(zhuǎn)向器角傳動比；為轉(zhuǎn)向器正效率。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩為 Fh=Mh / R Mh=13.59x200 ＝2718 N?mm 4.2齒輪參數(shù)的選擇 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的齒輪多采用斜齒輪，齒輪模數(shù)在2 ~ 3mm之間，主動小齒輪齒數(shù)在5 ~ 7之間，壓力角取a = 20°，螺旋角在9 ~ 15之間。故取小齒輪 z= 6，mn =2.5， b =10°右旋，壓力角a = 20°，精度等級8級。 主動小齒輪選用20MnCr5材料制造并經(jīng)滲碳淬火，而齒條常采用45號鋼或41Cr4制造并經(jīng)高頻淬火，表面硬度均應(yīng)在56HRC以上。為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。 4.3齒輪幾何尺寸的確定 齒頂高 ha = 齒根高 hf 齒高 h = ha+ hf = 分度圓直徑 d =mz/cosβ= 齒頂圓直徑 da =d+2ha = 齒根圓直徑 df =d-2hf = 基圓直徑　　　　 法向齒厚為　　　　 　　　　　　　　　　 端面齒厚為　　　　 　　　　　　　　　　 分度圓直徑與齒條運動速度的關(guān)系 d=60000v/πn10.001m/s 齒距 p=πm=3.14×2.5=7.85mm 齒輪中心到齒條基準(zhǔn)線距離 H=d/2+xm=9.4185mm 4.4　齒根彎曲疲勞強度計算 4.4.1齒輪精度等級、材料及參數(shù)的選擇 （1） 由于轉(zhuǎn)向器齒輪轉(zhuǎn)速低，是一般的機械，故選擇8級精度。 （2） 齒輪模數(shù)值取值為m=2.5，主動齒輪齒數(shù)為z=6，壓力角取a=20°. （3） 主動小齒輪選用20MnCr5或15CrNi6材料制造并經(jīng)滲碳淬火，硬度在56-62HRC之間，取值60HRC. （4） 齒輪螺旋角初選為β=° 4.4.2齒輪的齒根彎曲強度設(shè)計 （1）試取K= （2）斜齒輪的轉(zhuǎn)矩 T=25 N·M （3）取齒寬系數(shù) （4）齒輪齒數(shù) （5）復(fù)合齒形系數(shù) = （6）許用彎曲應(yīng)力 =0.7=0.7920=644N/ 為齒輪材料的彎曲疲勞強度的基本值。 試取=2.5mm (7) 圓周速度 d=mm b= d= 取b=12mm (8)計算載荷系數(shù) 1） 查表得 使用系數(shù)=1 2） 根據(jù)和8級精度，查表得 3） 查表得　　齒向載荷分布系數(shù) 4） 查表得　　齒間載荷分布系數(shù) 　　　　　　　 5） 修正值計算模數(shù)＝，故前取2.5mm不變． 4.4.3齒面接觸疲勞強度校核 校核公式為　 （1）許用接觸應(yīng)力 　 查表得 由圖得 安全系數(shù)　 （2） 查表得　彈性系數(shù)　． （3） 查表得　區(qū)域系數(shù)?。? （4） 重合度系數(shù)　　＝ （5） 螺旋角系數(shù)　?。? MPa1650MPa 　由以上計算可知齒輪滿足齒面接觸疲勞強度，即以上設(shè)計滿足設(shè)計要求。 4.5齒條幾何尺寸的確定 根據(jù)齒輪齒條的嚙合特點: （1）齒輪的分度圓永遠(yuǎn)與其節(jié)圓相重合,而齒條的中線只有當(dāng)標(biāo)準(zhǔn)齒輪正確安裝時才與其節(jié)圓相重合. （2）齒輪與齒條的嚙合角永遠(yuǎn)等于壓力角. 因此,齒條模數(shù)m=2.5,壓力角 齒條斷面形狀選取圓形 選取齒數(shù)z＝28，螺旋角 端面模數(shù)　　　 端面壓力角　　 法面齒距　　　π 端面齒距　　　 齒頂高系數(shù)　　　 法面頂隙系數(shù)　　 齒頂高　　　　　 齒根高　　　　　　 齒高 　 h = ha+ hf = 法面齒厚　　　　 端面齒厚　　 4.6齒輪軸的設(shè)計 由于齒輪的基圓直徑，數(shù)值較小，若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(shè)計為齒輪軸．由于主動小齒輪選用20MnCr5材料制造并經(jīng)滲碳淬火，因此軸的材料也選用20MnCr5材料制造并經(jīng)滲碳淬火． 查表得：20MnCr5材料的硬度為60HRC，抗拉強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，轉(zhuǎn)速n=10r/min 圖4.1齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)公式 忽略磨損，根據(jù)能量守衡，作用在齒輪齒條上的阻力矩為328.8N·M，作用在齒輪上的軸向力為， 作用在齒輪上的切向力為 彎曲疲勞強度校核 ＝Ｆ／＝/3.14MPa<525MPa 剪切疲勞強度校核 =F/=/3.14＜300MPa 抗拉強度校核 滿載時的阻力矩為 齒輪軸的最小直徑為d=８mm，在此截面上的軸向抗拉強度為 ＝Ｆ／=1/3.1414=MPa<1100Mpa 本設(shè)計選擇齒輪軸直徑 D=20 4.7其它零件的選擇 1.六角螺栓的選擇 根據(jù)GB5780-2000 選取螺紋規(guī)格d=M6 圖4.2六角螺栓的選擇 2.彈簧的選擇 根據(jù) GB1358--93 選擇代號為Y1的冷卷壓縮彈簧 總?cè)?shù) n1=12 有效圈數(shù) n=10 材料直徑 d=5 節(jié)距 t=10 取 彈簧中徑 D=42 彈簧內(nèi)徑 彈簧外徑 具體的數(shù)據(jù)如下圖 圖4.3彈簧的選擇 3墊圈的選擇 根據(jù)GB848-85,選擇相配合的螺紋規(guī)格為d=8,具體數(shù)據(jù)如下圖: 圖4.4墊圈的選取 4油封的選擇 根據(jù)JB/ZQ4606-86和軸徑選取氈圈油封,主要參數(shù)如下: 圖4.5油封的選擇 5滾動軸承的選擇 根據(jù)GB/T5801-1994 選取滾針承的型號為NKI 10/12，主要參數(shù)如右上圖 圖4.6滾動軸承的選擇 6推力軸承的選擇 根據(jù)GB/T301-1995 選取推力7、止推螺母的參數(shù)，如下圖軸承的型號為51102，主要參數(shù)如下圖 圖4.7推力軸承的選取 4.8 動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計 4.8.1對動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的要求 1.運動學(xué)上應(yīng)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角之間有一定比例關(guān)系。 2.隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大（或減?。饔迷谵D(zhuǎn)向盤上的手力必須增大（或減?。?，稱之為“路感”。 3.當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力≥0.025～0.190kN時，動力轉(zhuǎn)向器就開始工作。 4.轉(zhuǎn)向后,轉(zhuǎn)向盤應(yīng)自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 5.工作靈敏，即轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長到最大值。 6.動力轉(zhuǎn)向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。 7.密封性能好，內(nèi)、外泄漏少。 4.9液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的計算 4.9.1動力缸尺寸計算 動力缸的主要尺寸有動力缸內(nèi)徑、活塞行程、活塞桿直徑和動力缸體壁厚。 動力缸產(chǎn)生的推力F為 式中，為轉(zhuǎn)向搖臂長度；L為轉(zhuǎn)向搖臂軸到動力缸活塞之間的距離。 推力F與工作油液壓力p和動力缸截面面積S之間有如下關(guān)系 (4.1) 因為動力缸活塞兩側(cè)的工作面積不同，應(yīng)按較小一側(cè)的工作面積來計算，即 （4.2） 式中，D為動力缸內(nèi)徑；為活塞桿直徑，初選＝0.35D，壓力p＝6.3Mpa。 聯(lián)立式(4.1)和式（4.2）后得到 （4.3） =50 mm 所以d=22mm 活塞行程是車輪轉(zhuǎn)制最大轉(zhuǎn)角時，由直拉桿的的移動量換算到活塞桿處的移動量得到的。 活塞厚度可取為B=0.3D。動力缸的最大長度s為 ? (4.4) =130mm 動力缸殼體壁厚t,根據(jù)計算軸向平面拉應(yīng)力來確定，即 （4.5） 式中，p為油液壓力；D為動力缸內(nèi)徑；t為動力缸殼體壁厚；n為安全系數(shù)，n=3.5~5.0;為殼體材料的屈服點。殼體材料用球墨鑄鐵采用QT500－05，抗拉強度為500MPa,屈服點為350MPa。t=5mm 活塞桿用45剛制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍鉻并磨光。 4.9.2分配閥的參數(shù)選擇與設(shè)計計算 分配閥的要參數(shù)有:滑閥直徑d、預(yù)開隙密封長度、滑閥總移動量e、滑閥在中間位置時的液流速度v、局部壓力降和泄漏量等。 1.油泵排量與油罐容積的確定 轉(zhuǎn)向油泵的排量應(yīng)保證轉(zhuǎn)向動力缸能比無動力轉(zhuǎn)向時以更高的轉(zhuǎn)向時汽車轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向，否則動力轉(zhuǎn)向反而會形成快速轉(zhuǎn)向的輔加阻力。油泵排量要達到這一要求，必須滿足如下不等式： (4.6) 式中 —油泵的計算排量； —油泵的容積，計算時一般?。?.75～0.85； —泄漏系數(shù)，＝0.05～0.10； —動力缸缸徑； —動力缸活塞移動速度； ＝ 式中 —轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的最大可能頻率，計算時對轎車取＝1.5~1.7;則動力轉(zhuǎn)向系的油泵排量Q可表達為 (4.7) =47L/s 2.預(yù)開隙 預(yù)開隙，為滑閥處于中間位置時分配閥內(nèi)各環(huán)形油路沿滑閥軸向的開啟量，也是為使分配閥內(nèi)某油路關(guān)閉所需的滑閥最小移動量。值過小會使油液常流時局部阻力過大；值過大則轉(zhuǎn)向盤需轉(zhuǎn)過一個大的角度才能使動力缸工作，轉(zhuǎn)向靈敏度低。一般要求轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角時滑閥就移動的距離。 ＝＝ (4.8) ＝0.2mm 式中 —相應(yīng)的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，（°）； t —轉(zhuǎn)向螺桿的螺距，mm. 3.滑閥總移動量 滑閥總移動量e過大時，會使轉(zhuǎn)向盤停止轉(zhuǎn)動后滑閥回到中間位置的行程長，致使轉(zhuǎn)向車輪停止偏轉(zhuǎn)的時刻也相應(yīng)“滯后”，從而使靈敏度降低；如e值過小，則使密封長度過小導(dǎo)致密封不嚴(yán)，這就容易產(chǎn)生油液泄漏致使進、回油路不能完全隔斷而使工作油液壓力降低和流量減少。通常，當(dāng)滑閥總移動量為e時，轉(zhuǎn)向盤允許轉(zhuǎn)動的角度約為20°左右。 (4.9) =0.49mm 4.局部壓力降 當(dāng)汽車宜行時，滑閥處于中間位置，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(MPa)為 （4.10） 式中 —油液密度，kg/m3 ; —局部阻力系數(shù)，通常?。?.0； v—油液的流速，m/s。 的允許值為0.03～0.04MPa。 5.油液流速的允許值[v] 由于的允許值[]=0.03~0.04MPa,代入上式，則可得到油液流速的允許值 [v]＝ (4.11) 6.滑閥直徑d (4.12) =110mm 式中 —溢流閥限制下的油液最大排量，L/min,—般約為發(fā)動機怠速時油泵排量的1.5倍； —預(yù)開隙，mm; —滑閥在中間位置時的油液流速，m/s 7. 滑閥在中間位置時的油液流速v (4.13) =5m/s 8.分配閥的泄漏量 （4.14） =2.26cm/s 式中 —滑閥也閥體建的徑向間隙，一般 ＝0.0005～0.00125cm; —滑閥進、出口油液的壓力差； d —滑閥直徑； —密封長度； —油液的動力粘度。 4.10轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)設(shè)計