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1、 含CAD圖紙，聯(lián)系 153893706 3.3齒輪齒條式轉向器的設計與計算 3.3.1 轉向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，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向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。 精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩MR(Nmm)。 表3-1 原地轉向阻力矩MR的計算 設計計算和說明 計算結果 式中 f——

2、輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)； ——轉向軸負荷，單位為N； P——輪胎氣壓，單位為。 f=0.7 =10902.5N p=0.179 =627826.2 作用在轉向盤上的手力Fh為： 表3-2 轉向盤手力Fh的計算 設計計算和說明 計算結果 式中 ——轉向搖臂長, 單位為mm； ——原地轉向阻力矩, 單位為Nmm ——轉向節(jié)臂長, 單位為mm； ——為轉向盤直徑,單位為mm； Iw——轉向器角傳動比； η+——轉向器正效率。 因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。 =627826.2 =400mm iw=15 =90%

3、 =290.7N 對給定的汽車，用上式計算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計算載荷。 梯形臂長度的計算： 表3-3 梯形臂長度L2的計算 設計計算和說明 計算結果 輪輞直徑= 16in=1625.4=406.4mm 梯形臂長度 =0.8/2= 406.40.8/2 =162.6mm,取=160mm =160mm 輪胎直徑的計算RT： 表3-4 輪胎直徑RT的計算 設計計算和說明 計算結果 =406.4+0.55205=518.75mm 取=520mm =520mm 轉向橫拉桿直徑的確定： 表3-5 轉向橫拉桿直徑的計算 設計計算和說明

4、計算結果 =; 取=15mm 初步估算主動齒輪軸的直徑： 表3-6 主動齒輪軸的計算 設計計算和說明 計算結果 =140MPa 取=18mm 3.3.2 齒輪齒條式轉向器的設計 1. EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉向器的主要元件 1) 齒條 齒條是在金屬殼體內來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉向桿系的搖桿和轉向搖臂，并保證轉向橫拉桿在適當?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向桿系的轉向直拉桿。導向座將齒條支持在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向(圖3.3-1）。

5、 圖3.3-1 齒條 表3-7 齒條的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)() 1 總長 767 2 直徑 30 3 齒數(shù) 20 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。齒輪軸上端與轉向柱內的轉向軸相連。因此，轉向盤的旋轉使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上的球軸承支承。 斜齒的彎曲增加了一對嚙合齒輪參與嚙合的齒數(shù)。相對直齒而言，斜齒的運轉趨于平穩(wěn)，并能傳遞更大的動力。 表3-8 齒輪軸的尺寸設計參數(shù) 序

6、號 項目 符號 尺寸參數(shù)(mm) 1 總長 198 2 齒寬 60 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) 轉向橫拉桿及其端部 轉向橫拉桿與梯形轉向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當這些球頭銷依制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套夾在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。 轉向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。這些端部與梯形轉向桿系的相似。側面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（見圖3.3-2）。 圖3.3-2 轉向橫拉桿外接頭 1-

7、橫拉桿 2-鎖緊螺母3-外接頭殼體 4-球頭銷 5-六角開槽螺母 6-球碗 7-端蓋 8-梯形臂 9-開口銷 注：轉向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉向盤的運動。 表3-9 轉向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)() 1 橫拉桿總長 281 2 橫拉桿直徑 15 3 螺紋長度 60 4 外接頭總長 120 5 球頭銷總長 62 6 球頭銷螺紋公稱直徑 M101 7 外接頭螺紋公稱直徑 M121.5 8 內接頭總長 65.3 9 內接頭螺紋公稱直徑 M161.5 4) 齒

8、條調整 一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座1和與殼體螺紋連接的調節(jié)螺塞3之間連有一個彈簧2。此調節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定4。齒條導向座的調節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力，此預緊力會影響轉向沖擊、噪聲及反饋（見圖3.3-3）。 圖3.3-3 齒條間隙調整裝置 表3-10 齒條調整裝置的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)(mm) 1 導向座外徑 40 2 導向座高度 29 3 彈簧總圈數(shù) 6.43 4 彈簧節(jié)距 7.92 5 彈簧外徑 29 6 彈簧工作高度 34.59 7 螺塞螺紋公稱直徑 M442

9、 8 螺塞高度 28 9 鎖止螺塞高度 10 10 轉向器殼體總長/高 615/146.5 11 轉向器殼體內/外徑 40/56 2. 轉向傳動比 當轉向盤從鎖點向鎖點轉動，每只前輪大約從其正前方開始轉動30，因而前輪從左到右總共轉動大約60。若傳動比是1:1，轉向盤旋轉1，前輪將轉向1，轉向盤向任一方向轉動30將使前輪從鎖點轉向鎖點。這種傳動比過于小，因為轉向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉向角傳動比必須使前輪轉動同樣角度時需要更大的轉向盤轉角。 15:1的傳動比較為合理。在這樣的傳動比下，轉向盤每轉動15，前輪轉向1。為了計算傳動比，可將

10、鎖點到鎖點過程中轉向盤轉角的度數(shù)除以此時轉向輪轉角的度數(shù)。 3. EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉向器的安裝 齒輪齒條式轉向器可安在前橫梁上或發(fā)動機后部的前圍板上（見圖3.3-4）。橡膠隔振套包在轉向器外，并固定在橫梁上或前圍板上。齒輪齒條轉向器的正確安裝高度，使轉向橫拉桿和懸架下擺臂可平行安置。齒輪齒條式轉向系統(tǒng)中磨擦點的數(shù)目減少了，因此這種系統(tǒng)輕便緊湊。大多數(shù)承載式車身的前輪驅動汽車用齒輪齒條式轉向機構。由于齒條直接連著梯形臂，這種轉向機構可提供好的路感。 在轉向器與支承托架之間裝有大的橡膠隔振墊，這些襯墊有助于減少路面的噪聲、振動從轉向器傳到底盤和客艙。齒輪齒條轉向器裝在前橫梁上或前圍板上。轉

11、向器的正確安裝對保證轉向橫拉桿與懸架下擺臂的平行關系有重要作用。為保持轉向器處在正確的位置，在轉向器安裝的位置處，前圍板有所加固。 圖3.3-4 轉向器的安裝位置 4. 齒輪齒條式轉向器的設計要求 齒輪齒條式轉向器的齒輪多數(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，齒輪螺旋角取值范圍多為9～15。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結構在12～35范圍內變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。 主動小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，

12、而齒條常采用45鋼制造。為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄。 5. 齒輪軸和齒條的設計計算 表3-11 齒輪軸和齒條的設計計算 設計計算和說明 計算結果 1.選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力 (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 表面淬火，齒面硬度56-56HRC (2) 確定許用應力 a)確定和 b)計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。 c)計算許用應力 取, = = 應力修正系數(shù) = = 2.初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 (1) 選擇齒輪類型 根據(jù)

13、齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案 (2) 選擇齒輪傳動精度等級 選用7級精度 (3) 初選參數(shù) 初選 =8 =20 =0.8 =0.7 =0.89 按當量齒數(shù) (4) 初步計算齒輪模數(shù) 轉矩290.70.16=46.51=46510 閉式硬齒面?zhèn)鲃?，按齒根彎曲疲勞強度設計。 = =2.396 (5) 確定載荷系數(shù) =1，由, /100=0.00124,=1；對稱布置，取=1.06； 取=1.3 則=111.061.3=1.378 (6) 修正法向模數(shù) =2.396=2.383 圓整為標準值，取=3 3.確定齒輪傳動主

14、要參數(shù)和幾何尺寸 (1) 分度圓直徑 ==24.73 (2) 齒頂圓直徑 =24.73+2 =24.73+23(1+0)=30.73 (3) 齒根圓直徑 =24.73-2 =24.73-231.25=17.23 (4) 齒寬 =0.824.73=19.784 因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，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 =4.7 4.校核齒面接觸疲勞強度 由表7-5，=189.8 由圖7-1

15、5，=2.45 取=0.8，==0.985 所以 =189.82.450.80.985 =1677.6 5.結構設計和繪制零件圖 詳見零件圖 斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動 7級精度 46510 =1.378 =3 =24.73 =30.73 =17.23 取=20 =3 =3.75 =4

16、.7 齒面接觸疲勞強度滿足要求 3.3.3 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 圖3.3-5 轉向橫拉桿的運動分析簡圖 當轉向盤從鎖點向鎖點轉動，每只前輪大約從其正前方開始轉動30，因而前輪從左到右總共轉動約60。當轉向輪右轉30，即梯形臂或轉向節(jié)由繞圓心轉至時，齒條左端點移至的距離為 30=160cos30=138.564 =160-138.564=21.436 30=80 ==339.3 =339.3-80=259.32 =340-259.32=80.7 同理計算轉向輪左轉30，轉向節(jié)由繞圓心轉至時，齒條左端點E移至

17、的距離為 =80 =339.3 =80+339.3-340=79.3 齒輪齒條嚙合長度應大于 即 =80.7+79.3=160 取L=200 3.3.4 齒輪齒條傳動受力分析 若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點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。 =246510/24.73=3761.42 =1410.96 =937.83N 3.3.5 齒輪軸的強度校核 1.軸的受力分析 (1) 畫軸的受力簡圖。 (2) 計算支承反力 在垂直面上 在水平面上 (3) 畫彎矩圖 在水

18、平面上，a-a剖面左側、右側 在垂直面上，a-a剖面左側 a-a剖面右側 合成彎矩，a-a剖面左側 a-a剖面右側 (4) 畫轉矩圖 轉矩 =376124.73/2=46636.4 2.判斷危險剖面 顯然，a-a截面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險剖面。 3.軸的彎扭合成強度校核 由《機械設計》[3]查得，， =60/100=0.6。 a-a截面左側 4.軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 查得, ,； 。 a-a截面左側 查得；由表查得絕對尺寸系數(shù) 軸經(jīng)磨削加工，查得質量系數(shù)β=1.0。則 彎曲應力

19、 應力幅 平均應力 切應力 安全系數(shù) 查得許用安全系數(shù)[S]=1.3～1.5，顯然S>[S]，故a-a剖面安全。 圖3.3-6 齒輪軸校核分析圖 3.3.6 間隙調整彈簧的設計計算 設計要求：設計一圓柱形壓縮螺旋彈簧，載荷平穩(wěn)，要求=1411N時，<10mm,彈簧總的工作次數(shù)小于，彈簧中要能寬松地穿過一根直徑為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，對材料無特殊要求，選用C組碳素彈簧鋼

20、絲。因彈簧的工作次數(shù)小于，載荷性質屬Ⅱ類，。 (2) 計算彈簧絲直徑 表3-12 彈簧絲直徑的計算 計算項目 計算依據(jù)和內容 計算結果 1) 選擇旋繞比 2) 估 3) 初算彈簧絲直徑 4) 計算曲度系數(shù) 5) 計算彈簧絲的許用切應力 6) 計算彈簧絲直徑 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)和自由高度的計算 計算項目 計算依據(jù)和內容 計算結果 1)工

21、作圈數(shù) 2)總圈數(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=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,

22、 δ1=2.92-1.81=1.11>0.1d (6) 幾何參數(shù)和結構尺寸的確定 彈簧外徑 D=D2+d=24+5=29mm 彈簧內徑 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=0.91411=1269.9N 彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=800005/(8434.43)=176.35N/mm 安裝

23、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 H3=H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm 3.3.7 齒輪軸軸承的校核 校核3024圓錐滾子軸承，軸

24、承間距75mm,軸承轉速n=15r/min,預期壽命L′h=12000h 1.初步計算當量動負荷 =0.665>e 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.計算軸承應有的基本額定動負荷C′r 查表得,ft=1,又ε=3 C′r= 3.初選軸承型號 查《機械工程及自動化簡明設計手冊》,選擇6204軸承,Cr=12.8KN，其基本額定靜負荷Cor=6.65KN 4.驗算并確定軸承型號 1) FA/Cor=469/6650=0.071,e為0.27,軸向載

25、荷系數(shù)Y應為1.6 2) 計算當量動載荷 Pr=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56141143/75+1.6469)=1444N 3) 驗算6204軸承的壽命 Lh= >12000h 即高于預期壽命，能滿足要求。上軸承選擇比下軸承稍大的型號6205,同樣滿足要求。 3.3.8 鍵的計算 ∵σp= [σp]=120MPa ∴ 式中 T——傳遞的轉矩，單位為Nmm； d——軸的直徑，單位為mm； l——鍵的接觸長度，單位為mm； K——鍵與輪轂接觸高度，K≈h/2,單位為mm； [σp]——許用擠壓應力，單位為MPa。 選用A型鍵 公稱尺寸bh=66 根據(jù)具體情，鍵的接觸長度l應該大于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