《齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)（28頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、遼寧工程技術(shù)大學(xué)課程設(shè)計(jì) 1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器簡(jiǎn)介 1.1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系 轉(zhuǎn)向系是通過(guò)對(duì) 左、右轉(zhuǎn)向之間的合理匹配來(lái)保證汽車(chē)能沿著理想的軌跡運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)，它由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) 轉(zhuǎn)向器 和專項(xiàng)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成 。 齒輪齒條機(jī)械轉(zhuǎn)向器是將司機(jī)對(duì)轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)榛螨X條沿轉(zhuǎn)向車(chē)軸軸向的移動(dòng)，并按照一定的角傳動(dòng)比和力傳動(dòng)比進(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。 機(jī)械轉(zhuǎn)向器與動(dòng)力系統(tǒng)相結(jié)合，構(gòu)成動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。高級(jí)轎車(chē)和中興載貨汽車(chē)為了使轉(zhuǎn)向輕便，多采用這種動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。采用液力式動(dòng)力轉(zhuǎn)向時(shí)，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)。 1.2轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)要求 通常，對(duì)轉(zhuǎn)向系的主要要

2、求是: (1)保證汽車(chē)有較高的機(jī)動(dòng)性，在有限的場(chǎng)地面積內(nèi)，具有迅速和小半徑轉(zhuǎn)彎的能力，同時(shí)操作輕便; (2) 汽車(chē)轉(zhuǎn)向時(shí)，全部車(chē)輪應(yīng)繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，不應(yīng)有側(cè)滑; (3) 傳給轉(zhuǎn)向盤(pán)的反沖要盡可能的小; (4) 轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤(pán)應(yīng)自動(dòng)回正，并應(yīng)使汽車(chē)保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài); (5) 發(fā)生車(chē)禍時(shí)，當(dāng)轉(zhuǎn)向盤(pán)和轉(zhuǎn)向軸由于車(chē)架和車(chē)身變形一起后移時(shí)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最好有保護(hù)機(jī)構(gòu)防止傷及乘員； (6) 轉(zhuǎn)向器和專項(xiàng)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)因摩擦產(chǎn)生間隙時(shí)，應(yīng)能調(diào)整而消除之。 2轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 2.1轉(zhuǎn)向器的效率 功率P1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正效率，用符號(hào) η+表

3、示，η+=(P1—P2)／Pl；反之稱為逆效率，用符號(hào)η-表示，η- =(P3—P2)／P3。式中，P2為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；P3為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。為了保證轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)輕便，要求正效率高。為了保證汽車(chē)轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤(pán)能自動(dòng)返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時(shí)駕駛員的疲勞，車(chē)輪與路面之間的作用力傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)上要盡可能小，防止打手又要求此逆效率盡可能低。 2.1.1轉(zhuǎn)向器正效率η+ 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類(lèi)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(lèi)型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與效率 在前述四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的

4、正效率比較高，而蝸桿指銷(xiāo)式特別是固定銷(xiāo)和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。 同一類(lèi)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等三種結(jié)構(gòu)之一。第一種結(jié)構(gòu)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(dòng)摩擦損失，故這種轉(zhuǎn)向器的效率僅有54％。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果分別為70％和75％。 轉(zhuǎn)向搖臂軸軸承的形式對(duì)效率也有影響，用滾針軸承比用滑動(dòng)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 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對(duì)于蝸桿和螺桿類(lèi)轉(zhuǎn)向器，其效率

5、可用下式計(jì)算 （2.1） 式中，αo為蝸桿(或螺桿)的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為摩擦因數(shù)。 2.1.2轉(zhuǎn)向器逆效率η- 根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車(chē)輪上的力，經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤(pán)，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤(pán)自動(dòng)回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時(shí)，車(chē)輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長(zhǎng)時(shí)間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕

6、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。 不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車(chē)輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤(pán)的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時(shí)，它既不能保證車(chē)輪自動(dòng)回正，駕駛員又缺乏路面感覺(jué)；因此，現(xiàn)代汽車(chē)不采用這種轉(zhuǎn)向器。 極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上述兩者之間。在車(chē)輪受到?jīng)_擊力作用時(shí)，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤(pán)。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時(shí)，駕駛員并不十分緊張，同時(shí)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器要小。 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計(jì)算

7、 （2.2） 式(2.1)和式(2.2)表明：增加導(dǎo)程角αo,正、逆效率均增大。受η-增大的影響，αo不宜取得過(guò)大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于摩擦角時(shí)，逆效率為負(fù)值或者為零，此時(shí)表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于摩擦角。通常螺線導(dǎo)程角選在8～10之間。 2.2傳動(dòng)比的變化特性 2.2.1轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比 從輪胎接地面中心作用在兩個(gè)轉(zhuǎn)向輪上的合力2Fw與作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力Fh之比，稱為力傳動(dòng)比，即 ip=2Fw／Fh 。 轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)角速度 ωw 與

8、同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度 ωk 之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比，即；式中，dφ 為轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角增量；dβk 為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；dt為時(shí)間增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比iw 和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)角傳動(dòng)比iw′ 所組成，即 iwo=iw iw′ 。 轉(zhuǎn)向盤(pán)角速度ωw與搖臂軸轉(zhuǎn)動(dòng)角速度ωK之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比iw′, 即。 式中,dβp為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)向器。 搖臂軸轉(zhuǎn)動(dòng)角速度ωp與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的角傳動(dòng)比iw′，即。 2.2.2．力傳動(dòng)比與轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比的關(guān)系 輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩 Mr 之間有如下關(guān)系

9、 （2.3） 式中，α為主銷(xiāo)偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷(xiāo)軸線的延長(zhǎng)線與支承平面的交點(diǎn)至車(chē)輪中心平面與支承平面交線間的距離。 作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力Fh可用下式表示 （2.4） 式中，Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的力矩；Dsw為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑。 將式(1.3)、式(1.4)代入 ip=2Fw／Fh 后得到 （2.5） 分析式(2.5)可知，當(dāng)主銷(xiāo)偏移距a小時(shí)，力傳動(dòng)比 ip 應(yīng)取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。通常轎車(chē)的 a 值在0．4～0．6倍輪胎的胎面寬度尺寸

10、范圍內(nèi)選取，而貨車(chē)的d值在40～60mm范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑 Dsw 根據(jù)車(chē)型不同在JB4505—86轉(zhuǎn)向盤(pán)尺寸標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的系列內(nèi)選取。 如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2Mr／Mh可用下式表示 （2.6） 將式(1.6)代人式(1.5)后得到 （2.7） 當(dāng) α 和 Dsw 不變時(shí)，力傳動(dòng)比 ip 越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但 iwo 也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。 根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等， 即 Pbl=Pb2。其中齒輪基圓齒距Pbl=πmlcosα1，齒條基圓齒距 Pb2

11、=πm2cosα2 。由上述兩式可知：當(dāng)齒輪具有標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m1和標(biāo)準(zhǔn)壓力角α1與一個(gè)具有變模數(shù)m2、變壓力角α2的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosoαl=m2cosoα2時(shí)，它們就可以嚙合運(yùn)轉(zhuǎn)。如果齒條中部(相當(dāng)汽車(chē)直線行駛位置)齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小(模數(shù)也隨之減小)，則主動(dòng)齒輪嚙合半徑也減小，致使轉(zhuǎn)向盤(pán)每轉(zhuǎn)動(dòng)某同一角度時(shí)，齒條行程也隨之減小。因此，轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)比是變化的。 循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比 iw=2πr／P。因結(jié)構(gòu)原因，螺距 P 不能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑 r 的方法，達(dá)到使循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器實(shí)現(xiàn)變速比的目的。 隨轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角變化，轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比可以

12、設(shè)計(jì)成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動(dòng)比變化規(guī)律的因素，主要是轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷大小和對(duì)汽車(chē)機(jī)動(dòng)能力的要求。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷小，在轉(zhuǎn)向盤(pán)全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，駕駛員不存在轉(zhuǎn)向沉重問(wèn)題。裝用動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽車(chē)，因轉(zhuǎn)向阻力矩由動(dòng)力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比并能減少轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)的總?cè)?shù)，以提高汽車(chē)的機(jī)動(dòng)能力。 轉(zhuǎn)向盤(pán)在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比不宜過(guò)小。過(guò)小則在汽車(chē)高速直線行駛時(shí)，對(duì)轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角過(guò)分敏感和使反沖效應(yīng)加大，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運(yùn)動(dòng)有困難。直行位置的轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比不宜低于15～16。  3齒輪齒條式式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 參數(shù)選擇 由汽車(chē)類(lèi)型齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒

13、輪模數(shù)為：m=3mm，齒數(shù)為z=7，壓力角為=20，螺旋角為14。 齒條模數(shù):m=3mm,齒數(shù)為 z=21，壓力角=20，螺旋角為14。 3.2齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.2.1 轉(zhuǎn)向系計(jì)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(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(dòng)轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)的阻力、車(chē)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(jì)算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算汽車(chē)在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR(N

14、mm)。 表3-1 原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR的計(jì)算 Table 3-1 steering resistance moment calculation of MR 設(shè)計(jì)計(jì)算和說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 式中 f——輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)； ——轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，單位為N； P——輪胎氣壓，單位為。 f=0.7 =10902.5N p=0.179 =627826.2 作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的手力Fh為： 表3-2 轉(zhuǎn)向盤(pán)手力Fh的計(jì)算 Table 3-2 steering efforts Fh calculation 設(shè)計(jì)計(jì)算和說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng), 單位為mm

15、； ——原地轉(zhuǎn)向阻力矩, 單位為Nmm ——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng), 單位為mm； ——為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑,單位為mm； Iw——轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比； η+——轉(zhuǎn)向器正效率。 因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)無(wú)轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。 =627826.2 =380mm iw=15 =90% =244.8N 對(duì)給定的汽車(chē)，用上式計(jì)算出來(lái)的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計(jì)算載荷。 梯形臂長(zhǎng)度的計(jì)算： 表3-3 梯形臂長(zhǎng)度L2的計(jì)算 Table 3-3 trapezoid arm length L2 is calculated 設(shè)計(jì)計(jì)算和說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 輪輞直徑= 15in=

16、1525.4=381mm 梯形臂長(zhǎng)度 =0.8/2=3810.8/2 =152.4mm,取=150mm =150mm 輪胎直徑的計(jì)算RT： 表3-4 輪胎直徑RT的計(jì)算 Table 3-4 tire diameter RT calculation 設(shè)計(jì)計(jì)算和說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 =381+0.55205=493.75mm 取=500mm =500mm 轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的確定： 表3-5 轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的計(jì)算 Table 3-5 steering cross rod diameter calculation 設(shè)計(jì)計(jì)算和說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 =; 取=18mm

17、初步估算主動(dòng)齒輪軸的直徑： 表3-6 主動(dòng)齒輪軸的計(jì)算 Table 3-6 driving gear shaft calculation 設(shè)計(jì)計(jì)算和說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 =140MPa 取=16mm 3.2.2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì) 1. EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的主要元件 1) 齒條 齒條是在金屬殼體內(nèi)來(lái)回滑動(dòng)的，加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉(zhuǎn)向桿系的搖桿和轉(zhuǎn)向搖臂，并保證轉(zhuǎn)向橫拉桿在適當(dāng)?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉(zhuǎn)向桿系的轉(zhuǎn)向直拉桿。導(dǎo)向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運(yùn)動(dòng)拉動(dòng)或推動(dòng)轉(zhuǎn)向橫

18、拉桿，使前輪轉(zhuǎn)向(圖3.3-1）。 圖3.3-1 齒條 Figure 3.3-1 rack 表3-7 齒條的尺寸設(shè)計(jì)參數(shù) Table 3-7 rack size design parameters 序號(hào) 項(xiàng)目 符號(hào) 尺寸參數(shù)() 1 總長(zhǎng) 767 2 直徑 30 3 齒數(shù) 21 4 法向模數(shù) 3 2) 齒輪 齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此，轉(zhuǎn)向盤(pán)的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動(dòng)以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上

19、的球軸承支承。 斜齒的彎曲增加了一對(duì)嚙合齒輪參與嚙合的齒數(shù)。相對(duì)直齒而言，斜齒的運(yùn)轉(zhuǎn)趨于平穩(wěn)，并能傳遞更大的動(dòng)力。 表3-8 齒輪軸的尺寸設(shè)計(jì)參數(shù) Table 3-8 gear shaft size design parameters 序號(hào) 項(xiàng)目 符號(hào) 尺寸參數(shù)(mm) 1 總長(zhǎng) 130 2 齒寬 55 3 齒數(shù) 7 4 法向模數(shù) 3 5 螺旋角 14 6 螺旋方向 左旋 3) 轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部 轉(zhuǎn)向橫拉桿與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。球頭銷(xiāo)通過(guò)螺紋與齒條連接。當(dāng)這些球頭銷(xiāo)依制造廠的規(guī)范擰緊時(shí)，在球頭銷(xiāo)上就作用了一個(gè)預(yù)載荷

20、。防塵套夾在轉(zhuǎn)向器兩側(cè)的殼體和轉(zhuǎn)向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進(jìn)入球銷(xiāo)及齒條中。 轉(zhuǎn)向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。側(cè)面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（見(jiàn)圖3.3-2）。 1- 橫拉桿 2-鎖緊螺母3-外接頭殼體 4-球頭銷(xiāo) 5-六角開(kāi)槽螺母 6-球碗 7-端蓋 8-梯形臂 9-開(kāi)口銷(xiāo) 注：轉(zhuǎn)向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉(zhuǎn)向盤(pán)的運(yùn)動(dòng)。 圖3.3-2 轉(zhuǎn)向橫拉桿外接頭 Figure 3.3-2 steering tie rod joints 表3-9 轉(zhuǎn)向橫拉桿及接頭的尺寸設(shè)計(jì)參數(shù) Table 3-9 steering cross rod and

21、 the size of the connector design parameters 序號(hào) 項(xiàng)目 符號(hào) 尺寸參數(shù)() 1 橫拉桿總長(zhǎng) 239.52 2 橫拉桿直徑 15 3 螺紋長(zhǎng)度 60 4 外接頭總長(zhǎng) 120 5 球頭銷(xiāo)總長(zhǎng) 62 6 球頭銷(xiāo)螺紋公稱直徑 M101 7 外接頭螺紋公稱直徑 M121.5 8 內(nèi)接頭總長(zhǎng) 65.3 9 內(nèi)接頭螺紋公稱直徑 M161.5 4) 齒條調(diào)整 一個(gè)齒條導(dǎo)向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導(dǎo)向座1和與殼體螺紋連接的調(diào)節(jié)螺塞3之間連有一個(gè)彈簧2。此調(diào)節(jié)螺塞

22、由鎖緊螺母固定4。齒條導(dǎo)向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預(yù)緊力，此預(yù)緊力會(huì)影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋（見(jiàn)圖3.3-3）。 圖3.2-3 齒條間隙調(diào)整裝置 Figure 3.2-3 rack clearance adjusting device 表3-10 齒條調(diào)整裝置的尺寸設(shè)計(jì)參數(shù) Table 3-10 rack adjusting device size design parameters 序號(hào) 項(xiàng)目 符號(hào) 尺寸參數(shù)(mm) 1 導(dǎo)向座外徑 40 2 導(dǎo)向座高度 29 3 彈簧總?cè)?shù) 6.43 4 彈簧節(jié)距 7.92 5 彈簧外徑

23、 29 6 彈簧工作高度 34.59 7 螺塞螺紋公稱直徑 M442 8 螺塞高度 28 9 鎖止螺塞高度 10 10 轉(zhuǎn)向器殼體總長(zhǎng)/高 615/146.5 11 轉(zhuǎn)向器殼體內(nèi)/外徑 40/56 2. 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比 當(dāng)轉(zhuǎn)向盤(pán)從鎖點(diǎn)向鎖點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，每只前輪大約從其正前方開(kāi)始轉(zhuǎn)動(dòng)30，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動(dòng)大約60。若傳動(dòng)比是1:1，轉(zhuǎn)向盤(pán)旋轉(zhuǎn)1，前輪將轉(zhuǎn)向1，轉(zhuǎn)向盤(pán)向任一方向轉(zhuǎn)動(dòng)30將使前輪從鎖點(diǎn)轉(zhuǎn)向鎖點(diǎn)。這種傳動(dòng)比過(guò)于小，因?yàn)檗D(zhuǎn)向盤(pán)最輕微的運(yùn)動(dòng)將會(huì)使車(chē)輛突然改變方向。轉(zhuǎn)向角傳動(dòng)比必須使前輪轉(zhuǎn)動(dòng)同樣角度時(shí)需要更大的轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角。 15

24、:1的傳動(dòng)比較為合理。在這樣的傳動(dòng)比下，轉(zhuǎn)向盤(pán)每轉(zhuǎn)動(dòng)15，前輪轉(zhuǎn)向1。為了計(jì)算傳動(dòng)比，可將鎖點(diǎn)到鎖點(diǎn)過(guò)程中轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角的度數(shù)除以此時(shí)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的度數(shù)。 3. EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的安裝 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器可安在前橫梁上或發(fā)動(dòng)機(jī)后部的前圍板上（見(jiàn)圖3.3-4）。橡膠隔振套包在轉(zhuǎn)向器外，并固定在橫梁上或前圍板上。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的正確安裝高度，使轉(zhuǎn)向橫拉桿和懸架下擺臂可平行安置。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中磨擦點(diǎn)的數(shù)目減少了，因此這種系統(tǒng)輕便緊湊。大多數(shù)承載式車(chē)身的前輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。由于齒條直接連著梯形臂，這種轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)可提供好的路感。 在轉(zhuǎn)向器與支承托架之間裝有大的橡膠隔振墊，這些襯墊

25、有助于減少路面的噪聲、振動(dòng)從轉(zhuǎn)向器傳到底盤(pán)和客艙。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器裝在前橫梁上或前圍板上。轉(zhuǎn)向器的正確安裝對(duì)保證轉(zhuǎn)向橫拉桿與懸架下擺臂的平行關(guān)系有重要作用。為保持轉(zhuǎn)向器處在正確的位置，在轉(zhuǎn)向器安裝的位置處，前圍板有所加固。 圖3.2-4 轉(zhuǎn)向器的安裝位置 Figure 3.2-4 steering installation position 4. 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)要求 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間。主動(dòng)小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個(gè)齒范圍變化，壓力角取20，齒輪螺旋角取值范圍多為9～15。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達(dá)到最大偏轉(zhuǎn)角時(shí)，相應(yīng)的齒條移

26、動(dòng)行程應(yīng)達(dá)到的值來(lái)確定。變速比的齒條壓力角，對(duì)現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在12～35范圍內(nèi)變化。此外，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)驗(yàn)算齒輪的抗彎強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度。 主動(dòng)小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。 5. 齒輪軸和齒條的設(shè)計(jì)計(jì)算 表3-11 齒輪軸和齒條的設(shè)計(jì)計(jì)算 Table 3-11 gear shaft and rack design calculation 設(shè)計(jì)計(jì)算和說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 1.選擇齒輪材料、熱處理方式及計(jì)算許用應(yīng)力 (1) 選擇材料及熱處理方式 小齒輪16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC 大齒輪 45鋼 表面淬

27、火，齒面硬度56-56HRC (2) 確定許用應(yīng)力 a)確定和 b)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。 c)計(jì)算許用應(yīng)力 取, = = 應(yīng)力修正系數(shù) = = 2.初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 (1) 選擇齒輪類(lèi)型 根據(jù)齒輪傳動(dòng)的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動(dòng)方案 (2) 選擇齒輪傳動(dòng)精度等級(jí) 選用7級(jí)精度 (3) 初選參數(shù) 初選 =7 =21 =0.8 =0.7 =0.89 按當(dāng)量齒數(shù) (4) 初步計(jì)算齒輪模數(shù) 轉(zhuǎn)矩290.70.16=46.51=39168 閉式硬齒面?zhèn)鲃?dòng)，按齒根彎曲疲勞強(qiáng)

28、度設(shè)計(jì)。 = =2.474 (5) 確定載荷系數(shù) =1，由, /100=0.000896,=1；對(duì)稱布置，取=1.06； 取=1.3 則=111.061.3=1.378 (6) 修正法向模數(shù) =2.474=2.461mm 圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取=3 3.確定齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)和幾何尺寸 (1) 分度圓直徑 ==21.64 (2) 齒頂圓直徑 =21.64+2 =21.64+23(1+0)=27.64 (3) 齒根圓直徑 =21.64-2 =21.64-231.25=14.14 (4) 齒寬 =0.821.64=17.312 因?yàn)橄嗷Ш淆X輪的基圓齒距必須

29、相等，即。 齒輪法面基圓齒距為 齒條法面基圓齒距為 取齒條法向模數(shù)為=3 (5) 齒條齒頂高 =3(1+0)=3 (6) 齒條齒根高 =3(1+0.25-0)=3.75 (7) 法面齒距 =4.71 4.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 由表7-5，=189.8 由圖7-15，=2.45 取=0.8，==0.985 所以 =189.82.450.80.985 =1311.28 5.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和繪制零件圖 詳見(jiàn)零件圖 斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合

30、傳動(dòng) 7級(jí)精度 39168 =1.378 =3 =21.64 =27.64 =14.14 取=20 =3 =3.75 =4.7 齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求 3.2.3 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動(dòng)分析 圖3.3-5 轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動(dòng)分析簡(jiǎn)圖 Figure 3.3-5 steering cross rod motion analysis diagram 當(dāng)轉(zhuǎn)向盤(pán)從鎖點(diǎn)向鎖點(diǎn)轉(zhuǎn)

31、動(dòng)，每只前輪大約從其正前方開(kāi)始轉(zhuǎn)動(dòng)30，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動(dòng)約60。當(dāng)轉(zhuǎn)向輪右轉(zhuǎn)30，即梯形臂或轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至?xí)r，齒條左端點(diǎn)移至的距離為 30=150cos30=129.904 =150-129.904=20.096 30=75 ==339.4 =339.4-80=259.4 =340-259.4=80.6 同理計(jì)算轉(zhuǎn)向輪左轉(zhuǎn)30，轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至?xí)r，齒條左端點(diǎn)E移至的距離為 =75 =339.4 =75+339.4-340=74.4 齒輪齒條嚙合長(zhǎng)度應(yīng)大于 即 =80.6+74.4=160 取L=200 3.2.

32、4 齒輪齒條傳動(dòng)受力分析 若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點(diǎn)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。 =239168/21.64=3619.96 =1357.90 =937.83902.56 1.軸的受力分析 (1) 畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖。 (2) 計(jì)算支承反力 在垂直面上 在水平面上 (3) 畫(huà)彎矩圖 在水平面上，a-a剖面左側(cè)、右側(cè) 在垂直面上，a-a剖面左側(cè) a-a剖面右側(cè) 合成彎矩，a-a剖面左側(cè) a-a剖面右側(cè) (4) 畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩 =3619.9610.82=39

33、167.97 2.判斷危險(xiǎn)剖面 顯然，a-a截面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T(mén)，該截面左側(cè)可能是危險(xiǎn)剖面。 3.軸的彎扭合成強(qiáng)度校核 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》[3]查得，， =60/100=0.6。 a-a截面左側(cè) 4.軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 查得, ,； 。 a-a截面左側(cè) 查得；由表查得絕對(duì)尺寸系數(shù) 軸經(jīng)磨削加工，查得質(zhì)量系數(shù)β=1.0。則 彎曲應(yīng)力 應(yīng)力幅 平均應(yīng)力 切應(yīng)力 安全系數(shù) 查得許用安全系數(shù)[S]=1.3～1.5，顯然S>

34、[S]，故a-a剖面安全。 圖3.3-6 齒輪軸校核分析圖 Figure 3.3-6 check analysis of gear shaft 3.2.5 間隙調(diào)整彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 設(shè)計(jì)要求：設(shè)計(jì)一圓柱形壓縮螺旋彈簧，載荷平穩(wěn)，要求=1411N時(shí)，<10mm,彈簧總的工作次數(shù)小于，彈簧中要能寬松地穿過(guò)一根直徑為φ18mm的軸；彈簧兩端固定；外徑,自由高度。 (1) 選擇材料 由彈簧工作條件可知，對(duì)材料無(wú)特殊要求，選用C組碳素彈簧鋼絲。因彈簧的工作次數(shù)小于，載荷性質(zhì)屬Ⅱ類(lèi)，。 (2)

35、 計(jì)算彈簧絲直徑 表3-12 彈簧絲直徑的計(jì)算 Table 3-12 spring wire diameter calculation 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算依據(jù)和內(nèi)容 計(jì)算結(jié)果 1) 選擇旋繞比 2) 估 3) 初算彈簧絲直徑 4) 計(jì)算曲度系數(shù) 5) 計(jì)算彈簧絲的許用切應(yīng)力 6) 計(jì)算彈簧絲直徑 取=4 按30mm、16mm,取 =6 =1.404 =0.45=0.451700=765 ==5.150 取=4 =1.404 [τ]=765 取=5 (3) 計(jì)算彈簧圈數(shù)和彈簧的自由高度 表3-13 彈簧圈數(shù)和自由高度的計(jì)算 Table

36、3-13 coil number and free height calculation 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算依據(jù)和內(nèi)容 計(jì)算結(jié)果 1)工作圈數(shù) 2)總?cè)?shù) 3)節(jié)距 4)自由高度 ==4.43 各端死圈取1，故 , 則,取 =4.437.92+1.55=42.59 =4.43 =6.5 =7.92 =42.59 (4) 穩(wěn)定性驗(yàn)算 高徑比 b=H0/D2=42.59/20=2.1295<5.3 滿足穩(wěn)定性要求。 (5) 檢查δ及δ1 鄰圈間隙 δ=

37、t-d=7.92-5=2.92mm 彈簧單圈的最大變形量 λmax/n=8/4.43=1.81mm 故在最大載荷作用下仍留有間隙δ1, δ1=2.92-1.81=1.11>0.1d (6) 幾何參數(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸的確定 彈簧外徑 D=D2+d=24+5=29mm 彈簧內(nèi)徑 D1=D2-d=24-5=19mm (7) 彈簧工作圖 τs=1.25[τ]=1.25765=956.25MPa 彈簧的極限載荷 Flim==3.1452956.25/(841.4)=1670N 彈簧的安裝載荷 Fmin=0.9Fmax=0.914

38、11=1269.9N 彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=800005/(8434.43)=176.35N/mm 安裝變形量 λmin=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm 最大變形量 λmax=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm 極限變形量 λlim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm 安裝高度 H1=H0-λmin=42.59-7.20=35.39mm 工作高度 H2=H0-λmax=42.59-8=34.59mm 極限高度

39、 H3=H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm 3.2.6 齒輪軸軸承的校核 校核軸承，軸承間距75mm,軸承轉(zhuǎn)速n=15r/min,預(yù)期壽命L′h=12000h 1.初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷 X=0.56,暫選一近似中間值Y=1.5。另查表得fp=1.2 P′=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56705.5+1.5468.9)=1318.12N 2.計(jì)算軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)負(fù)荷C′r 查表得,ft=1,又ε=3 3.初選軸承型號(hào) 查《機(jī)械工程及自動(dòng)化簡(jiǎn)明設(shè)計(jì)手冊(cè)》,選擇6204軸承,Cr=12.8KN，其基本額定靜負(fù)荷Cor=6.65KN

40、 4.驗(yàn)算并確定軸承型號(hào) 1) FA/Cor=469/6650=0.071,e為0.27,軸向載荷系數(shù)Y應(yīng)為1.6 2) 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 Pr=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56141143/75+1.6469)=1444N 3) 驗(yàn)算6204軸承的壽命 Lh= >12000h 即高于預(yù)期壽命，能滿足要求。上軸承選擇比下軸承稍大的型號(hào)6205,同樣滿足要求。 3.2.7 鍵的計(jì)算 ∵σp= [σp]=120MPa 式中 T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為Nmm； d——軸的直徑，單位為mm； l——鍵的接觸長(zhǎng)度，單位為mm； K——鍵與輪轂接觸高度，K≈h/2,單位

41、為mm； [σp]——許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa。 選用A型鍵 公稱尺寸bh=66 根據(jù)具體情，鍵的接觸長(zhǎng)度l應(yīng)該大于15mm,則L≥15+6=21mm 圓頭普通平鍵(A型)的尺寸參考GB1096-79 鍵和鍵槽的斷面尺寸參考GB1095-79 4結(jié)論 通過(guò)計(jì)算和畫(huà)圖一些尺寸被重新修訂，在這次設(shè)計(jì)中我學(xué)到了汽車(chē)設(shè)計(jì)的許多知識(shí)，邊計(jì)算邊畫(huà)圖，從開(kāi)始選擇汽車(chē)轉(zhuǎn)向器的效率開(kāi)始，然后設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器齒條齒扇機(jī)構(gòu)，經(jīng)過(guò)校核強(qiáng)度，再進(jìn)行參數(shù)調(diào)整，進(jìn)行修改。在設(shè)計(jì)中，我對(duì)一些知識(shí)又有了重新認(rèn)識(shí)，系統(tǒng)的學(xué)習(xí)了轉(zhuǎn)

42、向器部分的知識(shí)，但深知自己還欠缺很多知識(shí)，在設(shè)計(jì)中會(huì)存在一些毛病，我期待我今后能有機(jī)會(huì)改進(jìn)。 汽車(chē)設(shè)計(jì)涉及到許多知識(shí)，做設(shè)計(jì)的人必須認(rèn)真細(xì)致地對(duì)待，從設(shè)計(jì)參數(shù)出發(fā)，深入細(xì)節(jié)，并能勇于突破創(chuàng)新，敢于修改，樂(lè)于改進(jìn)。這次課程設(shè)計(jì)使我受益匪淺。 參考文獻(xiàn) [1] 林家讓主編.汽車(chē)構(gòu)造底盤(pán)篇.北京：電子工業(yè)出版社,2004.1 [2] 陳家瑞主編.汽車(chē)構(gòu)造：下冊(cè).北京：人民郵電出版社，2000 [3] 莊繼德.汽車(chē)系統(tǒng)工程.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1997 [4] 汪卸建主編.汽車(chē)底盤(pán)簡(jiǎn)明教學(xué)圖解.電子工業(yè)出版社,2003 [5] 周林福主編.汽車(chē)底盤(pán)構(gòu)造于維修.北京：人民交通出版社，2002 [6] 余志生主編.汽車(chē)?yán)碚?北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001 [7] 龔微寒主編.汽車(chē)現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造.北京：人民交通出版社，1995 [8] 鞏云鵬主編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).沈陽(yáng)：東北大學(xué)出版2002.12 [9] 蔡春源主編.機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：冶金工業(yè)出版社，1994 [10] 鄭志祥，劉天一.機(jī)械零件.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1992 [11] 許鎮(zhèn)宇，朱景梓.機(jī)械零件.北京：人民教育出版社，1998 27