輕型貨車齒輪齒條轉向器設計含開題及14張CAD圖,輕型,貨車,齒輪,齒條,轉向器,設計,開題,14,CAD 摘 要 本設計是一款輕型貨車的轉向器。通過有關資料對轉向器的分類,結構性能，工作原理，發(fā)展方向做一系列的調查了解，決定本設計的轉向器，主要是根據汽車的類型、前軸負荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動比變化特性等對使用條件的適應性以及轉向器的其他性能、壽命、制造工藝等。 設計的主要內容包括總體設計方案的確定、主要性能參數的確定、齒輪齒條轉向器的尺寸計算和齒輪齒條的幾何傳動關系計算，對齒輪齒條進行了設計計算并進行了校核，其中著重對主動小齒輪的齒根彎曲強度進行了校核。最后查閱有關資料對其進行動力輔助液壓裝置的相關設計，主要對液壓動力缸直徑的計算，分配閥和反作用閥有關參數的確定，油罐容積和油泵排量的設計等，根據計算利用AutoCAD畫出裝配圖和零件圖。 關鍵詞：輕型貨車；轉向器；齒輪齒條；轉向助力；轉向系統(tǒng)。 Abstract This design is a light wagon steering gear. Through the relevant material to the classification of steering gear, structure performance, principle of work, doing a series of development direction, decided to investigate the design of steering gear, mainly based on the type, front axle load, use conditions to decide, and should consider its efficiency characteristics, Angle changes to use characteristics of transmission ratio of the conditions of the adaptability and other properties, life the products, manufacturing process, etc. Design of the main content including overall design scheme, the main property parameter determination of the determination of the size of the steering gear, gear rack calculation and super-modulus gear geometry calculation of gear transmission relations, the designing calculation rack and checks, which focuses on the initiative of the small gear tooth root bending strength check. Finally consult relevant material to the auxiliary power of hydraulic equipment related design, mainly to the hydraulic power cylinder the diameter of the calculation, and adverse effect on distributing valve valve of parameters, volume and oil pump oil tank displacement of design, according to the calculated using AutoCAD draw assembly drawings and drawing. Keywords: Vans, Redirector; Rack-and pinion; Steering system. 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract …………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論……………………………………………………………………………1 1.1研究的目的意義……………………………………………………………1 1.2轉向器的發(fā)展現(xiàn)狀……………………………………………………………1 1.3 確定設計方案……………………………………………………………………5 1.4 本章小結…………………………………………………………………………7 第2章 主要性能參數的確定………………………………………………………9 2.1確定轉向盤直徑…………………………………………………………………9 2.2計算轉向系效率…………………………………………………………………9 2.3計算轉向系傳動比………………………………………………………………11 2.4 本章小結…………………………………………………………………………12 第3章 轉向器機械部分的設計計算………………………………………………13 3.1 齒輪齒條尺寸結構的設計………………………………………………………13 3.2齒輪齒條幾何傳動的關系………………………………………………………14 3.3齒輪強度的校核………………………………………………………………16 3.4 本章小結…………………………………………………………………………26 第4章 轉向器液壓動力輔助系統(tǒng)設計…………………………………………27 4.1液壓動力缸直徑設計……………………………………………………………27 4.2分配閥有關參數確定……………………………………………………………28 4.3反作用閥和回位彈簧參數確定…………………………………………………29 4.4油罐容積和油泵排量設計………………………………………………………30 4.5結論………………………………………………………………………………30 結論………………………………………………………………………………………31 參考文獻 ………………………………………………………………………………32 致謝………………………………………………………………………………………33 III 第1章 緒 論 1.1研究的目的和意義 汽車上用來改變或恢復其行駛方向的專設機構稱為汽車轉向系統(tǒng)。汽車的轉向系統(tǒng)是用來改變汽車行駛方向和保持汽車直線行駛的機構。 轉向操縱機構主要由轉向盤、轉向軸、轉向管柱等組成。轉向器將轉向盤的轉動變?yōu)檗D向搖臂的擺動或齒條軸的直線往復運動，并對轉向操縱力進行放大的機構。轉向器一般固定在汽車車架或車身上，轉向操縱力通過轉向器后一般還會改變傳動方向。 早期的汽車轉向是用舵柄或橫桿(即一種兩端帶有手柄的水平桿)進行操縱，轉向比是1：1，因而汽車轉向時的操作是很吃力的。后來，帶有齒輪減速比的轉向機構很快被推廣使用，但是，這種機構的方向盤不象舵柄或橫桿要置放在汽車中線的位置，而是要置放在汽車的左邊或右邊，這樣觸發(fā)了方向盤位置的爭論。這場爭論曠日持久，導致了今天的汽車分成了兩大類方向盤裝置法：一類以美國，中國，俄羅斯等世界上大多數國家和地區(qū)采用的左置方向盤，實行右上左下的汽車行駛規(guī)則；另一類以英國及英聯(lián)邦，日本等少數國家和地區(qū)采用的右置方向盤，實行右下左上的汽車行駛規(guī)則。 幾十年來，汽車都使用蝸桿扇形齒輪轉向器，現(xiàn)在的循環(huán)球式轉向器也是這種轉向器的一種變型，轎車也經常使用。在這種轉向器中，蝸桿與扇形齒輪之間嵌入了鋼珠，大大降低了摩擦力，使汽車的轉向操縱變得比較輕松。 1.2轉向器的發(fā)展現(xiàn)狀 由于汽車轉向器屬于汽車系統(tǒng)中的關鍵部件，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)模和質量也成為了衡量汽車工業(yè)發(fā)展水平的重要標志之一。 近年來隨著我過汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，作為汽車的重要安全部件—汽車轉向器的生產水平也有了很大的提高。在汽車轉向器生產行業(yè)里，70年代推廣循環(huán)球轉向器，80年代開發(fā)和推廣了循環(huán)球變傳動比轉向器，到了90年代，駕駛員對汽車轉向器性能的要求有了進一步的提高，要求轉向更輕便，操縱更靈敏。隨著汽車的高速比和超低壓扁輪胎的通用化，過去的采用循環(huán)球轉向器和循環(huán)球變傳比轉向器只能相對的解決轉向輕便性和操縱靈敏性問題，現(xiàn)在雖然轉向器以向動力轉向發(fā)展，但大部分汽車還應用機械型轉向器，如何改進轉向器的設計，使之更加適合駕駛者，是最重要的，因此還需不斷改進。 充分考慮安全性、輕便性隨著汽車車速的提高，駕駛員和乘客的安全非常重要，目前國內外在許多汽車上已普遍增設能量吸收裝置，如防碰撞安全轉向柱、安全帶、安全氣囊等，并逐步推廣。從人類工程學的角度考慮操縱的輕便性，已逐步采用可調整的轉向管柱和動力轉向系統(tǒng)。 低成本、低油耗、大批量專業(yè)化生產隨著國際經濟形勢的惡化，石油危機造成經濟衰退，汽車生產愈來愈重視經濟性，因此，要設計低成本、低油耗的汽車和低成本、合理化生產線，盡量實現(xiàn)大批量專業(yè)化生產。對零部件生產，特別是轉向器的生產，更表現(xiàn)突出。 作為汽車的一個重要組成部分，汽車轉向系統(tǒng)是決定汽車主動安全性的關鍵總成，如何設計汽車的轉向特性，使汽車具有良好的操縱性能，始終是各汽車生產廠家和科研機構的重要研究課題。特別是在車輛高速化、駕駛人員非職業(yè)化、車流密集化的今天，針對更多不同水平的駕駛人群，汽車的操縱設計顯得尤為重要。汽車轉向系統(tǒng)經歷了純機械式轉向系統(tǒng)、液壓助力轉向系統(tǒng)、電動助力轉向系統(tǒng)3個基本發(fā)展階段。 機械式的轉向系統(tǒng)，由于采用純粹的機械解決方案，為了產生足夠大的轉向扭矩需要使用大直徑的轉向盤，這樣一來，占用駕駛室的空間很大，整個機構顯得比較笨拙，駕駛員負擔較重，特別是重型汽車由于轉向阻力較大，單純靠駕駛員的轉向力很難實現(xiàn)轉向，這就大大限制了其使用范圍。但因結構簡單、工作可靠、造價低廉，目前在一部分轉向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農用車上仍有使用。 齒條齒輪式轉向系統(tǒng)已成為汽車、小型貨車及SUV上普遍使用的轉向系統(tǒng)類型。 其工作機制非常簡單。齒條齒輪式齒輪組被包在一個金屬管中，齒條的各個齒端都突出在金屬管外,并用橫拉桿連在一起 。 轉動方向盤時，齒輪就會旋轉，從而帶動齒條運動。齒條各齒端的橫拉桿連接在轉向軸的轉向臂上。 齒條齒輪式齒輪組有兩個作用： 1、將方向盤的旋轉運動轉換成車輪轉動所需的線性運動。 2、提供齒輪減速功能，從而使車輪轉向更加方便。 在大多數汽車中，一般要將方向盤旋轉三到四周，才能讓車輪從一個鎖止位轉到另一個鎖止位（從最左側轉到最右側）。 齒輪齒條方式的最大特點是剛性大，結構緊湊重量輕，且成本低。由于這種方式容易由車輪將反作用力傳至轉向盤，所以具有對路面狀態(tài)反應靈敏的優(yōu)點，但同時也容易產生打手和擺振等現(xiàn)象。齒輪與齒條直接嚙合，將齒輪的旋轉運動轉化為齒條的直線運動，使轉向拉桿橫向拉動車輪產生偏轉。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，使轉向盤的微小轉動能夠傳遞到車輪，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，它使得轉動轉向盤時的操作力過大，人會感到吃力。 循環(huán)球式這種轉向裝置是由齒輪機構將來自轉向盤的旋轉力進行減速，使轉向盤的旋轉運動變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉運動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉運動變?yōu)橹本€運動，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運動再次變?yōu)樾D運動，使連桿臂搖動，連桿臂再使連動拉桿和橫拉桿做直線運動，改變車輪的方向。 循環(huán)球式轉向器又有兩種結構型式，即常見的循環(huán)球-齒條齒扇式和另一種即循環(huán)球曲柄銷式。它們各有兩個傳動副，前者為：螺桿、鋼球和螺母傳動副以及落幕上的齒條和搖臂軸上的齒扇傳動副；后者為螺桿、鋼球和螺母傳動副以及螺母上的銷座與搖臂軸的錐銷或球銷傳動副。兩種結構的調整間隙方法均是利用調整螺栓移動搖臂軸來進行調整。 循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝有鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成。 循環(huán)球式轉向器的傳動效率高、工作平穩(wěn)、可靠，螺桿及螺母上的螺旋槽經滲碳、淬火及磨削加工，耐磨性好、壽命長。齒扇與齒條嚙合間隙的調整方便易行，這種結構與液力式動力轉向液壓裝置的匹配布置也極為方便。所以循環(huán)球轉向器憑借這些特點在汽車中得到了廣泛應用。 齒輪齒條的優(yōu)點： 1、構造筒單,結構輕巧。由于齒輪箱小,齒條本身具有傳動桿系的作用,因此,它不需耍循環(huán)球式轉向器上所使用的拉桿。 2、因齒輪和齒條直接嚙合,操縱靈敏性非常高。 3、滑動和轉動阻力小,轉矩傳遞性能較好,因此,轉向力非常輕。 4、轉向機構總成完全封閉,可免于維護。 據了解，在世界范圍內，汽車循環(huán)球式轉向器占45％左右，齒條齒輪式轉向器占40％左右，蝸桿滾輪式轉向器占10％左右，其它型式的轉向器占5％。循環(huán)球式轉向器一直在穩(wěn)步發(fā)展。在西歐小客車中，齒條齒輪式轉向器有很大的發(fā)展。日本汽車轉向器的特點是循環(huán)球式轉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，采用不同類型轉向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉向器，已由60年代的62．5％，發(fā)展到現(xiàn)今的100％了(蝸桿滾輪式轉向器在公共汽車上已經被淘汰)。大、小型貨車大都采用循環(huán)球式轉向器，但齒條齒輪式轉向器也有所發(fā)展。微型貨車用循環(huán)球式轉向器占65％，齒條齒輪式占 35％。綜合上述對有關轉向器品種的使用分析，得出以下結論： 循環(huán)球式轉向器和齒輪齒條式轉向器，已成為當今世界汽車上主要的兩種轉向器；而蝸輪蝸桿式轉向器和蝸桿肖式轉向器，正在逐步被淘汰或保留較小的地位。 在小客車上發(fā)展轉向器的觀點各異，美國和日本重點發(fā)展循環(huán)球式轉向器，比率都已達到或超過90％；西歐則重點發(fā)展齒輪齒條式轉向器，比率超過50％，法國已高達95％。 由于齒輪齒條式轉向器的種種優(yōu)點，在小型車上的應用(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；而大型車輛則以循環(huán)球式轉向器為主要結構。 動力轉向是發(fā)展方向。動力轉向系統(tǒng)的應用日益廣泛，不僅在重型汽車上必須裝備，在高級轎車上應用的也較多，在中型汽車上的應用也逐漸推廣。主要是從減輕駕駛員疲勞，提高操縱輕便性和穩(wěn)定性出發(fā)。雖然帶來成本較高和結構復雜等問題，但由于優(yōu)點明顯，還是得到很快的發(fā)展動力轉向有3種形式：整體式、半分置式及聯(lián)閥式動力轉向結構。目前3種形式各有特點，發(fā)展較快，整體式多用于前橋負荷3～8t汽車，聯(lián)閥式多用于前橋負荷5-18t汽車，半分置式多用于前橋負荷6t以上到超重型汽車。從發(fā)展趨勢上看，國外整體式轉向器發(fā)展較快，而整體式轉向器中轉閥結構是目前發(fā)展的方向。 動力轉向機是利用外部動力協(xié)助司機輕便操作轉向盤的裝置。隨著最近汽車發(fā)動機馬力的增大和扁平輪胎的普遍使用，使車重和轉向阻力都加大了，因此動力轉向機構越來越普及。值得注意的是，轉向助力不應是不變的，因為在高速行駛時，輪胎的橫向阻力小，轉向盤變得輕飄，很難捕捉路面的感覺，也容易造成轉向過于靈敏而使汽車不易控制。所以在高速時要適當減低動力，但這種變化必須平順過度。 1.液壓式動力轉向裝置 液壓式動力轉向裝置重量輕，結構緊湊，利于改善轉向操作感覺，但液體流量的增加會加重泵的負荷，需要保持怠速旋轉的機構。它使汽車在低速行駛或車輛就位時，駕駛員只需用較小的操作力就能靈活進行轉向;而在高速行駛時，則自動控制，使操作力逐漸增大，實現(xiàn)了穩(wěn)定操縱。雖然這種轉向器具有很多優(yōu)點，在目前的技術水準下它仍然存在某些不足之處，例如助力較小等;因此，目前液壓式動力轉向器仍然占據著很大的市場份額，其性能也在不斷地提高。對于液壓助力型動力轉向器的研究有著非常深遠的意義. 2.電動式動力轉向裝置 電動式動力轉向裝置是最新形式的轉向裝置，由于它節(jié)能，故受到人們的重視。它是利用蓄電池轉動電機產生推力。由于不直接使用發(fā)動機的動力，所以大大降低了發(fā)動機的功率損失(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)動機后輪驅動的汽車。但目前電動式動力轉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)動機后驅動的汽車上。 3.電動液壓式動力轉向裝置 即由電機驅動轉向助力泵并由計算機控制的方式，它集液壓式和電動式的優(yōu)點于一體。因為是計算機控制，所以轉向助力泵不必經常工作，節(jié)省了發(fā)動機的功率。這種方式結構緊湊，便于安裝布置，但液壓產生的動力不能太大，所以適用排量小的汽車。 我國轉向器制造技術應在吸收國內外先進制造技術的基礎上，根據本國國情，加快發(fā)展，主要發(fā)展目標有以下幾個方面： （1）加大軟件開發(fā)和在轉向器中的應用。引進國外高新技術，改善設計過程，簡化設計結構，提高生產效率。 （2）在自力更生研究開發(fā)的同時，積極引進、吸收國外的先進技術與系統(tǒng)，并加以創(chuàng)新，提高加工精度，減小誤差，保證制造產品的合格率。 （3）積極開拓國際市場，加大高新技術產品在國際市場上的占有率。 （4）既注重技術創(chuàng)新，又注重其與機制創(chuàng)新、管理創(chuàng)新的結合，處理好機制創(chuàng)新、管理創(chuàng)新和技術創(chuàng)新的關系。要以機制創(chuàng)新帶動管理創(chuàng)新，以管理創(chuàng)新帶動技術創(chuàng)新。采取有效的協(xié)同研發(fā)方式以及符合市場經濟規(guī)律的運行機制，組織好本領域的相關技術、裝備與軟件系統(tǒng)的研發(fā)，以及研究成果的推廣應用。 隨著經濟全球化和我國加入 WTO，我國產業(yè)結構將有重大調整，而制造業(yè)在工業(yè)化過程中起著主導作用，是經濟發(fā)展中的主要增長點之一，沒有制造業(yè)的提高和發(fā)展，其它產業(yè)也不可能良性發(fā)展，因此制造業(yè)將是產業(yè)結構調整中的主要著力點之一。在此內外環(huán)境的影響下，我國轉向器制造業(yè)必須充分考慮產品的研發(fā)、生產、營銷和服務各環(huán)節(jié)的協(xié)調發(fā)展，吸收先進制造技術，逐步走上以自主開發(fā)為主的道路，使我國汽車轉向器工業(yè)從“轉向器制造大國”走向“轉向器制造強國”，這是我們面臨的最重要的任務。 1.3 確定設計方案 齒輪齒條轉向器有四種形式：中間輸入兩端輸出；側面輸入兩端輸出；側面輸入中間輸出；側面輸入一段輸出。 1、采用側面輸入兩端輸出時，轉向拉桿長度受到限制，容易與懸架導向機構產生干涉。 圖2-1 齒輪齒條式轉向器在轉向系中的位置 圖2-2 齒輪齒條式轉向器傳動副的布置方案 2、如果齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪，直齒齒條嚙合，則運轉平穩(wěn)性降低，沖擊大，噪聲增加。齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，所以選擇斜齒。 圖2-3齒輪齒條式轉向器側面輸入兩端輸出 圖2-4齒輪齒條式轉向器側面輸入兩端輸出 3、采用側面輸入中間輸出方案時拉桿擺動角減小，有利于減少車輪上，下跳動時轉向系與懸架系的干涉。但因結構的關系會降低拉桿的強度。經綜合考慮選擇側面輸入兩端輸出的方式并采用斜齒齒輪，齒條。中間輸出的齒輪齒條式轉向器，其結構及工作原理與兩端輸出的齒輪齒條式轉向器基本相同，不同之處在于它在轉向齒條的中部用螺栓與左右轉向橫拉桿相連。在單端輸出的齒輪齒條式轉向器上，齒條的一端通過內外托架與轉向橫拉桿相連。循環(huán)球式轉向器 循環(huán)球式轉向器是目前國內外應用最廣泛的結構型式之一， 一般有兩級傳動副，第一級是螺桿螺母傳動副，第二級是齒條齒扇傳動副。 為了減少轉向螺桿轉向螺母之間的摩擦，二者的螺紋并不直接接觸，其間裝有多個鋼球，以實現(xiàn)滾動摩擦。轉向螺桿和螺母上都加工出斷面輪廓為兩段或三段不同心圓弧組成的近似半圓的螺旋槽。二者的螺旋槽能配合形成近似圓形斷面的螺旋管狀通道。螺母側面有兩對通孔，可將鋼球從此孔塞入螺旋形通道內。轉向螺母外有兩根鋼球導管，每根導管的兩端分別插入螺母側面的一對通孔中。導管內也裝滿了鋼球。這樣，兩根導管和螺母內的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球"流道"。轉向螺桿轉動時，通過鋼球將力傳給轉向螺母，螺母即沿軸向移動。同時，在螺桿及螺母與鋼球間的摩擦力偶作用下，所有鋼球便在螺旋管狀通道內滾動，形成"球流"。在轉向器工作時，兩列鋼球只是在各自的封閉流道內循環(huán)，不會脫出。在單端輸出的齒輪齒條式轉向器上，齒條的一端通過內外托架與轉向橫拉桿相連。 1.4本章小結 本章詳盡的講述了齒輪齒條轉向器的幾種形式，要想把它做的好，還應該做到對待實施的新方案，應進行必要的了解，經驗證可靠后方可著手正式設計。處理好使用與制造之間的關系，首先應滿足使用需求，這是由工藝設備的特性決定的。轉向器對制造業(yè)提出了越來越高的要求，優(yōu)良的制造、裝配質量是提高機器的工藝性能、工作可靠性和使用壽命所不可缺少的。 第2章 主要性能參數的確定 表2.1輕型貨車基本參數 參數名稱 具體參數值 傳動比 20 軸距 2950㎜ 整車裝備質量 1760㎏ 承載質量 815㎏ 前后配重 55%，45% 最高時速 105km/h 轉向盤回轉總圈數 3.5圈 最小轉彎直徑 12.5m 轉向盤直徑 380 ㎜ 2.1確定轉向盤直徑 轉向盤直徑的選取可在380～550㎜的標準內選取。 所以取=380。 2.2計算轉向器效率 轉向器正效率η+ 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。 1．轉向器類型、結構特點與效率，在前述四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉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向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉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構之一。第一種結構除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種轉向器的效率ly+僅有54％。另外兩種結構的轉向器效率，根據試驗結果分別為70％和75％。 轉向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正或逆效率提高約10％。 2．轉向器的結構參數與效率如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失,轉向系的效率 計算由轉向器的效率與傳動機構的效率相乘得到，即 （2.1） 正效率計算公式 （2.2） 轉向器逆效率η- 根據逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。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，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力由轉向傳動機構的零件承受，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向器。 極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉向器要小。 逆效率計算公式 (2.3) 式中：為作用在轉向盤上的功率； 為轉向器中的摩擦功率； 為作用在轉向搖臂軸上的功率。 蝸桿類和螺桿類轉向器，效率可以用下面的公式計算： ( ) r a a h + = + 0 0 tan tan （2.4） （2.5） 式中：為蝸桿或螺桿的導程角，12°； 為摩擦角，； 為摩擦系數，取=0.04（查相關文獻淬火鋼對淬火鋼的摩擦副摩擦系數=0.03～0.05，選取=0.04）； 則： =arctan0.04 =84﹪ 2.3計算轉向系的傳動比 轉向系的操縱應十分輕便，轉向時加在轉向盤上的切向力不應大于150～200N。 取 =150N 汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩 2575×9.8×55﹪=13879N =686601 N·mm 式中：為輪胎和路面間的滑動摩擦系數，一般取0.7； 為轉向阻力矩，單位：N·mm； 為轉向軸負荷，單位：N； =mgc m為輕型貨車滿載質量，輕型載貨汽車的滿載質量為m=（1760+815) ㎏=2575㎏； 為汽車的轉向軸載荷分配系數，輕型載貨汽車的轉向軸為前軸，前軸載荷分配系數為55﹪。 P為輪胎氣壓，MPa；取2.5bar，即0.255MPa。 在靜止狀態(tài)下，由于主動轉向控制器處于非工作狀態(tài)，此時轉向器的工作狀況相當于傳統(tǒng)齒輪齒條轉向器。 則齒輪轉矩 =·=54.27 N·m （2.6） 轉向系的角傳動比 （2.7） 式中：為轉向軸的轉角增量 單位rad； 為齒條位移增量 單位mm； 對于定傳動比的轉向器，其角轉動比公式為： （2.8） 式中：為齒輪分度圓的半徑，； 為齒輪分度圓的直徑； （2.9） 輕型貨車轉向器的角傳動比應在16～32的范圍內選取，一般傳統(tǒng)齒輪齒條轉向器角傳動比為20，取=20。 2.4本章小結 本章對齒輪齒條轉向器的基本參數進行了計算，查閱相關資料并對一些參數進行了選取。對轉向系的效率做了詳細說明。 第3章 轉向器機械部分的設計 3.1齒輪齒條幾何尺寸結構的設計 主動小齒輪應該采用斜齒圓柱小齒輪，并采用變位齒輪 法向模數在2～3mm之間取值，取3mm(GB/T1357—1987) 齒輪的齒數取 =8 為避免根切，應采用變位齒輪，則變位系數 (3.1) 取法向變位系數 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° 齒寬系數在0.3～0.6之間，取0.6 齒條的齒寬 =25×0.6=15mm (3.2) 齒輪的齒寬取 32mm 法向模數 3.10mm (3.3) 端面齒形角和法向齒形角的換算關系為： = (3.4) 法向齒形角 20.65° 法向齒頂高系數取標準值 1 端面齒頂高系數： =cos15° (3.5) 法向頂隙系數取標準值 0.25 端面頂隙系數 =0.25 cos15° (3.6) 轉向系統(tǒng)直接關系著生命財產的安全，屬于保安系統(tǒng)，安全系數要求較高。轉向器扭距低，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 3.2齒輪齒條幾何傳動的關系 分度圓直徑為： =≈24.8mm (3.7) 取整 =25mm 齒頂高為： =(1+0.4)3=4.2mm (3.8) =1×3=3mm 齒根高為： =(1+0.25－0.4)3=2.55mm (3.9) =(1+0.25)3=3.75mm 齒高為： =4.2+2.55=6.75mm (3.10) =3+3.75=6.75mm （3.11） 齒頂圓直徑為： =25+2×4.5=34mm （3.12） 齒根圓直徑為： =25－2×4.2=16.6mm (3.13) 齒距為： =mm =mm 齒輪中心到齒條基準線的距離為： =mm (3.15) 基圓直徑為： =25cos20.41°=17.34mm (3.16) 齒頂圓壓力角為： =arccos50.90° (3.17) 端面重合度為： 1.64 縱向重合度為： ==0.41 (3.18) 總重合度為： =1.64+0.41=2.05 (3.19) 當量齒數為： ==8.9 (3.20) 齒輪的嚙合角為： ° (3.21) 式中：為齒輪的基圓半徑， mm (3.22) 為齒輪的節(jié)圓半徑，對于標準安裝的齒輪，分度圓與節(jié)圓重合，則： mm 齒條的壓力角為: =46° 齒條的模數為: °=2.8 (3.23) 式中：為齒輪的法向模數，mm 為齒輪的法向壓力角 齒條的齒數為; =33.3 (3.24) 取 =34 齒條的行程為: 2×2π×25=315mm (3.25) 齒條的長度為: ＝34＝332mm (3.26) 取 340mm 3.3齒輪強度校核 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齒輪齒條轉向器結構中的主動齒輪應采用較高可靠度要求，所以要求強度要高。 最小安全系數1.60，1.2 1、齒面接觸強度 外嚙合齒輪傳動的尺寸: (3.27) 式中：為常系數值，取756 為載荷系數，常用值＝1.2～2，取1.2 為小齒輪的額定轉矩 28500N.mm=28.5N.m 為齒寬系數 為許用接觸應力 為齒輪與齒條的齒數比， =1485 N/mm2 試驗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量達到很高要求時的疲勞極限取值) 23.9mm 25mm符合設計要求 2、齒根彎曲強度 齒輪的法向模數要求： (3.28) 式中：為常系數值，取12.4 為許用齒根應力， 為實驗齒輪的彎曲疲勞極限，查表得=133N/mm2 為復合齒形系數，，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動關系來看，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動；汽車轉彎時，齒輪齒條有相對運動，但其運動的速度較慢。從齒輪齒條的損壞形式來看，主要是齒輪折斷，受彎曲強度的影響，因此在齒輪齒條強度計算中可只計算彎曲強度接觸強度忽略不計。 1、彎曲強度計算的齒向載荷分布系數 齒向載荷分布系數是考慮沿齒寬載荷分布對齒根彎曲應力的影響。可按下式計算： (3.29) 式中：為接觸強度計算的齒向載荷分布系數 為冪指數 (3.30) 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 為分度圓上平均計算切向力，N (3.31) 式中：為齒寬，mm 為齒高，mm 則： 0.6 2、彎曲強度計算的齒間載荷分布系數 齒間載荷分布系數：考慮同時嚙合的各對輪齒間載荷分配不均勻影響的系數。 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。 查有關參考得出： ==1.2 3、齒形系數 齒形系數：是考慮載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點時齒形對名義彎曲應力的影響。 外齒輪的齒形系數可有下式計算： (3.32) 式中：為齒輪法向模數，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 (3.33) =1.113mm 輔助值 (3.34) 基圓螺旋角 (3.35) =14.08° 輔助值 (3.36) 輔助角 =0.73 (3.37) =1.28° 危險截面齒厚與模數之比 (3.38) =1.2 危險截面齒厚 mm 30°切點處曲率半徑與模數之比 (3.39) =0.2 30°切點處曲率半徑 mm 當量直齒輪端面重合度 1.69 (3.40) 當量直齒輪分度圓直徑 3×8＝24mm (3.41) 當量直齒輪基圓直徑 22.55mm (3.42) 當量直齒輪頂圓直徑 mm (3.43) 當量直齒輪單對齒嚙合區(qū)外界點直徑 (3.44) =25.25mm 當量直齒輪單齒嚙合外界點壓力角 26.74° (3.45) 外界點處的齒厚半角公式為： (3.46) =6.81° 當量齒輪單齒嚙合外界點載荷作用角 =26.74°－6.81°=19.93° (3.47) 彎曲力臂與模數比 (3.48) =0.8 彎曲力臂 mm 齒形系數可由公式(4-38)確定： （3.49） 4、齒形系數 齒形系數：是考慮當載荷作用于齒頂時齒形對名義彎曲應力的影響，用于近似計算。 外齒輪的齒形系數可由下式確定 (3.50) 當量齒輪齒頂壓力角 45.35° （3.51） 齒頂厚半角 （3.52） =25.27° 當量齒輪齒頂載荷作用角 （3.53） =38.49° 彎曲力臂與模數之比 （3.54） =0.9 彎曲力臂 mm 齒形系數由公式（4-56）確定： 2.81 5、應力修正系數 對于齒形角為20°的齒輪，可按下式計算： （適用范圍為） （3.55） 式中：為齒根危險截面處齒厚與彎曲力臂的比值， (3.56) 為齒根危險截面齒厚 為彎曲力臂 為齒根圓角參數，其值為 為30°切線切點處曲率半徑 則： =1.07 6、應力修正系數 齒形角為20°的齒輪，可按下式計算： （適用范圍為） （3.57） 其中： 1.12 (3.58) 7、彎曲強度計算的重合度系數 重合度系數：將載荷由齒頂轉換到單對齒嚙合區(qū)外界點的系數。公式如下： 0.69 (3.59) 8、彎曲強度計算的螺旋角系數 螺旋角系數：是考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對齒根應力產生影響的系數，公式如下： (3.60) 當時，按計算，當時，??；當時，按 計算 1-0.25×0.41=0.90，合格 0.95，合格 9、試驗齒輪的彎曲疲勞極限 =190N/mm2 主動小齒輪為雙向運轉工作的齒輪，查表得值乘上系數0.7。 齒輪的彎曲疲勞極限=190×0.7=133 N/mm2 10、彎曲強度的壽命系數 壽命系數：是考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數時，其可承受的彎曲應力值與相應的條件循環(huán)次數時疲勞極限應力的比例系數。 淬火鋼，持久壽命條件循環(huán)次數 應力循環(huán)次數的取值范圍為，取上限 彎曲強度的壽命系數公式為： (3.61) 11、彎曲強度尺寸系數 尺寸系數：是考慮應尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應因素，用于彎曲強度計算。查圖，=0.975 12、相對齒根圓角敏感系數 相對齒根圓角敏感系數：是考慮所計算齒輪的材料、幾何尺寸等對齒根應力的敏感度與實驗齒輪不同而引進的系數。 當齒根圓角參數在的范圍時，可近似地取為1。 13、相對齒根表面狀況系數 齒根表面狀況系數：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力的影響。查表：=1.120 14、齒輪彎曲強度校核 查表，使用系數取1.0，動載系數取1.0 齒根應力的基本值： 12.11 (3.62) 式中： 為端面內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，mm 為載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點時的齒形系數 為載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點時的應力修正系數 為螺旋角系數 計算齒輪的彎曲極限應力公式為： = =188.7 （3.63） 式中： 為實驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，N/mm2 為實驗齒輪的應力修正系數 為彎曲強度計算的壽命系數 為相對齒根圓角敏感系數 為相對齒根表面狀況系數 為彎曲強度計算的尺寸系數 117.9 N/mm2 式中：為計算齒輪的彎曲極限應力 為彎曲強度的最小安全系數 14.532 N/mm2 （3.64） 式中：為使用系數，查表取1.0， 為動載系數，查表取1.0 為彎曲強度計算的齒向載荷分布系數 為彎曲強度計算的齒間載荷分布系數 為齒根應力的基本值，N/mm2 則，合格。 3.4本章小結 為確保本設計所設計轉向器能夠正常運作，本章通過參考首先對齒輪齒條進行了相關的結構計算，主要有齒輪齒條幾何尺寸的計算和考慮齒輪齒條相對運動的計算，隨后對齒輪齒條機構進行了校核，著重對主動小齒輪進行了詳細的校核，對其輪齒抗彎曲強度和承載能力進行了詳細的計算，經過幾次修改數據，使得計算全部合格，完成校核。 第4章 轉向器液壓輔助系統(tǒng)設計 4．1液壓動力缸直徑設計 1、缸徑尺寸的公式為： （4.1） 取 mm 式中：為轉向傳動機構的力傳動比 為轉向傳動機構的效率 為活塞與缸筒間的摩擦系數 為齒輪的嚙合角 為轉向螺桿的直徑 為車輪原地阻力矩 為轉向盤上的切向力 2、活塞行程的計算 活塞行程公式為： mm　　　　　　　　 （4.2） 式中：為轉向盤的最大轉角，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，與缸體端面間還應有的間隙以利活塞桿的導向；另一端也應有10mm的間隙，以免與缸蓋碰撞。 3、動力缸缸筒壁厚的計算 其公式為： （4.3） mm 式中：為缸內壓力 為動力缸的內徑 為缸體材料的屈服極限 為安全系數，通常取3.5~5 4．2分配閥有關參數確定 1、預開隙 一般要求轉向盤轉角2°~5°時滑閥就移動預開隙的距離。 mm （4.4） 式中：為相應的轉向盤轉角，一般為2°~5° 為齒條的齒距，單位mm 2、滑閥的總移動量 通常，當滑閥的總移動量為時，轉向盤允許轉動的角度約為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，油液流經滑閥后再回到油箱。油液流經滑閥時產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 （4.5） 式中：——局部壓降的允許值，MPa ——油液的密度， kg/m3 ——局部阻力系數，通常取=3.0 4、滑閥的直徑 滑閥的直徑（cm）： mm （4.6） 式中：為溢流閥限制下的油液最大排量，單位L/min,約為發(fā)動機急速時油泵排量的1.5倍。 為預開隙，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，用滑閥標準直徑表圓整。 5、滑閥在中間位置時的油液流速 0.3m/s (4.7) 6、分配閥的泄漏量 分配閥的泄漏量（m/s）： 1.5% (4.8) 式中：為滑閥與閥體間的徑向間隙，cm，一般=0.0005~0.00125，計算時取最大間隙 為滑閥進出口油液的壓力差，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%) 4.3反作用閥和回位彈簧參數確定 1、回位彈簧的預緊力 N (4.9) 式中：為動力轉向開始起作用時在轉向盤上的切向力應達到的預定值，根據不同的車型，它的取值范圍為20~100N 為轉向盤的直徑，單位mm 為反作用閥的對數，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： (4.10) =15mm 式中：為動力缸內液壓的最大值 為個回位彈簧的剛度 為在動力缸的最大液壓作用下，作用于轉向盤上的切向力的取值 為反作用閥的行程 4.4油罐容積與油泵排量的設計 1、油泵排量，公式為： Q4.5L (4.11) 式中：為油泵的計算排量 為動力缸的直徑 為活塞的直徑，mm 為轉向盤轉動的最大可能頻率，計算時轎車取1.5~1.7s-1 為齒輪的嚙合角 為漏泄系數，=0.05~0.10 為油泵的容積效率，計算時一般取=0.75~0.85 2、油罐的容積 容積應大小適中，否則會使高壓油路產生氣泡。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，所以容積應在0.625L-0.9L之間選取，取0.8L。 4.5 本章小結 本章主要對液壓輔助動力裝置進行了相關計算，通過有關參數計算動力缸直徑，分配閥與反作用閥的相關計算，使設計在理論上能夠合理運轉。 結 論 本設計根據所給數據進行輕型貨車轉向器的設計，首先對轉向器的發(fā)展史以及國內外的發(fā)展狀況進行了解，同時查閱相關資料對轉向器的作用、類型、其類型的優(yōu)劣、布置形式、發(fā)展方向進行分析，選出適合的設計方案。再根據大學所學知識結合參考資料對轉向器的幾何尺寸，齒輪齒條的運動關系進行設計，為了確保轉向器能正常運作和保證使用壽命，對其進行強度校核，尤其對主動小齒輪的校核。根據轉向器的基本數據設計液壓動力輔助裝置，運用Auto CAD畫出裝配圖和零件圖。 參考文獻 [1]齊曉杰主編，液壓、液力與氣壓傳動[M].化學工業(yè)出版社，2007. 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