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本科學生畢業(yè)設計 汽車齒輪齒條式轉向器設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 BW07-7班 學生姓名： 董 雷 指導教師： 王悅新 職 稱： 實驗師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Car Rack and Pinion Steering Gear Candidate：Dong Lei Specialty：Vehicle Engineering Class ：BW07-7 Supervisor：Experimenalist Wang Yuexin Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生設計 摘 要 汽車轉向器是汽車的重要組成部分，也是決定汽車主動安全性的關鍵總成，它的質量嚴重影響汽車的操縱穩(wěn)定性。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車轉向器也在不斷的得到改進，雖然電子轉向器已開始應用，但機械式轉向器仍然廣泛地被世界各國汽車及汽車零部件生產廠商所采用。而在機械式轉向器中，齒輪齒條式轉向器由于其自身的特點被廣泛應用于各級各類汽車上。 本次設計主要對一汽佳寶的轉向器進行設計。首先對轉向器進行了結構上的設計，此轉向器選用的是側面輸入，兩端輸出的齒輪齒條式轉向器。其優(yōu)點為：結構簡單、緊湊；殼體由鋁合金或鎂合金壓鑄而成，故質量比較小；傳動效率高達90%；齒輪齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，可利用裝在齒條背部、靠近小齒輪的壓緊力可以調節(jié)的彈簧自動消除齒間間隙，在提高系統(tǒng)剛度的同時也可防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用體積?。粵]有轉向搖臂和直拉桿，可以增大轉向輪轉角；制造成本低。 關鍵詞：轉向器；彈簧；橫拉桿；設計；校核 ABSTRACT Auto steering gear is the important part of automobile. Also the key assembly of vehicle active safety. Its’ quality seriously effecting manipulating stability,with the develop ment of automobile’ industry,steering gear is improved gradually. Although electronic steering gear began application, but mechanical steering gear is widely used by automobile and parts manufacturer all over the world. In the mechanical steering gear. The rack and pinion steering gear were widely used in all kinds of Auto factories due to its own characteristics. This design is mainly focus on FAW Jiabao. First, design the steering gear’s structure. This steering gear applied beside input. Two terminal output rack and pinion steering. Its’ advantages is simple configuration and compact. Shell is pressurized carging by aluminium alloy or magnesium ally. So the weight is relatively low. Transmitting efficient can reach 90%. If gap appears between rack and pinion. It can be eliminated by the spring which is located back of rack adjustable to pinion,and spring pressure can be ajusted .Simproving the systen’s stiffness.It also can prevent the impact and noise when it works .Steering gear occupy. Little volume have no steering arm and tie rod. Steering wheel angle can be increased；manufacturing cost is low. Keywords: steering;spring; horizontal bars;design;check . I 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 １ 1.1選題的目的 １ 1.2轉向器國內外研究現(xiàn)狀 １ 1.3轉向器發(fā)展趨勢 ３ 1.3.1汽車轉向技術的發(fā)展趨勢 ３ 1.3.2汽車轉向裝置的設計趨勢 ３ 1.4轉向器概述 ４ 1.4.1汽車轉向基本要求及其關鍵技術 ４ 1.4.2兩輪轉向及其實現(xiàn)技術 ５ 1.4.3四輪轉向及其實現(xiàn)技術 ７ 1.5設計的預期成果 ９ 第2章 設計方案的選擇 １０ 2.1轉向器類型的選擇 １０ 2.2齒輪齒條式轉向器布置和結構形式的選擇 １１ 2.3本章小結 １２ 第3章 齒輪齒條式轉向器的設計和計算 １３ 3.1轉向系計算載荷的確定 １３ 3.1.1計算汽車的原地轉向阻力矩 １３ 3.1.2轉向器角傳動比的計算 １３ 3.1.3作用在轉向盤上的手力的計算 １４ 3.1.4梯形臂長度L2的計算 １５ 3.1.5輪胎直徑RT的計算 １５ 3.1.6轉向橫拉桿直徑d的計算 １５ 3.2齒輪齒條式轉向器的設計 １５ 3.2.1齒輪齒條式轉向器的設計要求 １５ 3.2.2齒輪齒條轉向器的主要部件 １６ 3.3齒輪齒條式轉向器的材料選擇及強度校核 １７ 3.4齒輪齒條的基本參數(shù) ２０ 3.5本章小結 ２０ 第4章 齒輪軸的結構設計 ２２ 4.1齒輪齒條式轉向器的受力分析與計算 ２２ 4.2齒輪軸的設計計算 ２３ 4.3齒輪軸的強度校核 ２５ 4.4本章小結 ２６ 第5章 轉向器間隙調整彈簧的設計計算 ２７ 5.1選擇材料 ２７ 5.2計算彈簧絲直徑d ２７ 5.3計算彈簧圈數(shù)和彈簧的自由高度 ２７ 5.4穩(wěn)定性驗算 ２８ 5.5檢查δ及δ1 ２８ 5.6幾何參數(shù)和結構尺寸的確定 ２８ 5.7彈簧工作圖 ２８ 5.8本章小結 ２９ 第6章 軸承、潤滑方式和密封類型的選擇 ３０ 6.1軸承的選擇 ３０ 6.2潤滑方式的確定 ３０ 6.3密封結構的確定 ３１ 6.4本章小結 ３１ 結論 ３２ 參考文獻 ３３ 致謝 ３４ 附錄 ３５ 第1章 緒論 改革開放以來，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅猛。作為汽車關鍵部件之一的轉向系統(tǒng)也得到了相應的發(fā)展，基本已形成了專業(yè)化、系列化生產的局面。有資料顯示，國外有很多國家的轉向器廠，都已發(fā)展成大規(guī)模生產的專業(yè)廠，年產超過百萬臺，壟斷了轉向器的生產，并且銷售點遍布了全世界。 1.1選題的目的 在現(xiàn)代汽車上，轉向系統(tǒng)是必不可少的最基本的系統(tǒng)之一，也是決定汽車主動安全性的關鍵總成，汽車的轉向特性，保持汽車具備較好的操縱性能，始終是汽車檢測技術當中的一個重要課題。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，汽車轉向系的設計工作顯得尤為重要。 1.2轉向器國內外研究現(xiàn)狀 從世界第一輛汽車問世至今，汽車工業(yè)已經經歷了百年歷程?，F(xiàn)代的汽車與發(fā)展初期相比，廣泛地應用了各種高新技術，并且還在發(fā)生更深刻的變革。轉向系統(tǒng)作為汽車底盤中的獨立分系統(tǒng) ，在汽車技術發(fā)展的過程中也經歷了深刻的變革。轉向技術的發(fā)展基本上經歷了機械轉向、液壓（氣壓）動力轉向、電子控制液壓動力轉向、電動轉向、電子線控轉向和主動轉向幾個階段。? 　　汽車轉向系是保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛中，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。保證汽車在行駛中能按駕駛員的操縱要求，適時地改變行駛方向，并能在受到路面干擾偏離行駛方向時，與行駛系配合，共同保持汽車穩(wěn)定地直線行駛。轉向系對汽車行駛的操縱性、穩(wěn)定性和安全性都具有重要的意義。 改革開放以來，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅猛。作為汽車關鍵部件之一的轉向系統(tǒng)也得到了相應的發(fā)展，基本已形成了專業(yè)化、系列化生產的局面。有資料顯示，國外有很多國家的轉向器廠，都已發(fā)展成大規(guī)模的生產的專業(yè)廠，年產超夠百萬臺，壟斷了轉向器的生產，并且銷售點遍布了全世界。從操縱輕便性、穩(wěn)定性及安全性行駛的角度，汽車制造廣泛使用更先進的工藝方法，使用變速比轉向器、高剛性轉向器?！白兯俦群透邉傂浴笔悄壳笆澜缟仙a的轉向器結構的方向 幾十年來，各種汽車都使用循環(huán)球式轉向器。由于這種轉向器是滾動摩擦形式，因而正傳動效率很高，操作方便且使用壽命長，而且承載能力大，廣泛應用于載貨車上。 隨著上世紀五十年代起，液壓動力轉向系統(tǒng)在汽車上的應用，標志著轉向系統(tǒng)革命的開始。汽車轉向動力的來源由以前的人力轉變人力加液壓助力。液壓助力系統(tǒng)HPS是機械式轉向系統(tǒng)的基本上增加了一個液壓系統(tǒng)而成。由于工作可靠、技術成熟至今仍被廣泛應用。 從70年代起轎車興起了齒輪齒條轉向器，這種轉向機構由方向盤、轉向軸、萬向節(jié)、轉動軸、轉向器、轉向傳動桿和轉向輪等組成。方向盤操縱轉向器內的齒輪傳動，齒輪與齒條緊密嚙合，推動齒條左移動或右移動，帶動轉向輪擺動，從而改變轎車行駛的方向。這種轉向機構與循環(huán)球式等其它類型的轉向機構比較，省略了轉向搖臂和轉向主拉桿，具有構件簡單，傳動效率高的優(yōu)點。而且它的逆?zhèn)鲃有室哺?，在車輛行駛時可以保證偏轉車輪的自動回正，駕駛者的路感性強。 近年來，隨著電子技術在汽車中的廣泛應用，轉向系統(tǒng)中也越來越多地采用電子器件。但目前電子轉向系統(tǒng)由于自身成本等因素的制約，很難在價格低廉的家用轎車上得到普及，而且電子轉向系統(tǒng)的安全可靠性相對較差，目前歐洲汽車法規(guī)中要求駕駛員與轉向車輪之間必須有機械連接，電子轉向系還不允許在歐洲上市。 2007年中國汽車銷售879.15萬輛，2008年中國汽車銷售938萬輛，2009年預計增長8.6%，達到1019萬輛。汽車產銷量的逐步增長為汽車轉向機市場提供了一個較大的發(fā)展空間，2008年市場對轉向機行業(yè)需求有所減緩，在需求增長有所減緩的現(xiàn)狀下，產能擴張的勢頭并沒有得到較好的控制。產能過剩、重復建設不僅導致生產與消費的失衡，而且還引發(fā)了轉向機行業(yè)內的一系列惡性價格競爭，影響了轉向機行業(yè)業(yè)的盈利能力。中國轉向機行業(yè)市場現(xiàn)狀，為外資企業(yè)入駐中國創(chuàng)造了條件，國際許多轉向機行業(yè)企業(yè)已經看中在中國低成本拓展市場的機會，隨著外資投入逐步加大，中國國內企業(yè)改革重組迅速加快。同時新的行業(yè)制度等政策的頒布和實施將促使我國轉向機行業(yè)洗牌，企業(yè)兼并重組將在政策的促使下大力發(fā)展。 據了解，在世界范圍內，汽車循環(huán)球式轉換器占45%左右，齒輪齒條式轉換器占40%左右，渦桿滾輪式轉換器占10%左右，其他型式的轉換器占5%。循環(huán)球式轉換器一直在穩(wěn)步發(fā)展。在西歐小客車中，齒輪齒條式轉換器有很大的發(fā)展。日本汽車轉向器的特點是循環(huán)球式轉換器占得比重越來越大，日本裝備不同類型發(fā)動機的類型汽車，采用不同類型轉向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉換器，已由60年代的62.5%，發(fā)展到現(xiàn)今的100%了，大、小型貨車大都循環(huán)球式轉換器，但齒輪齒條式轉換器也有所發(fā)展。微型貨車用循環(huán)球式轉換器占65%，齒輪齒條式占35%。 1.3轉向器發(fā)展趨勢 1.3.1汽車轉向技術的發(fā)展趨勢 (1) 新型轉向機構的研究與應用: 圍繞減小轉向機構的誤差、優(yōu)化轉向機構的設計、減輕轉向機構的磨損、提高轉向機構的效率等方面開展工作，加強新型轉向機構的研究與應用已成為生產企業(yè)和科研單位的追求的目標。 (2) 動力轉向技術的推廣: 為減輕駕駛員疲勞，提高操縱輕便性和穩(wěn)定性，動力轉向系統(tǒng)的應用日益廣泛，不僅在重型汽車上必須采用，在高級轎車上應用較多，而且在中型汽車上也已逐漸推廣。 (3) 考慮主動安全性的轉向技術: 從操縱輕便性、穩(wěn)定性和安全行駛的角度，廣泛使用更先進的工藝方法制造、使用變速比轉向器、高剛性轉向器，采用防碰撞安全轉向柱、安全帶、安全氣囊等，并逐步推廣。新時代下的汽車轉向裝置設計充分考慮了駕乘的舒適性和安全性，諸如4WS轉向技術的應用、EPS動力轉向技術的應用等等。 (4) 先進電子技術和控制技術在轉向系統(tǒng)中的應用: 隨著傳感技術、控制技術的不斷發(fā)展及在汽車中的應用，可以從多方面改善轉向系統(tǒng)的各種性能，諸如汽車的低速行駛輕便性、汽車的穩(wěn)態(tài)轉向特性、汽車的回正能力、轉向盤中間位置操縱穩(wěn)定性、前輪的擺振等等。 1.3.2汽車轉向裝置的設計趨勢 (1)適應汽車高速行駛的需要[1-4]: 從操縱輕便性，穩(wěn)定性及安全行駛的角度，汽車制造廠廣泛使用更先進的工藝方法，使用變速比轉向器、高剛性轉向器。“高速比和高剛性”是目前世界上生產的轉向器結構的方向。 (2)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力吸收裝置，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，一逐步采用可調整的轉向管柱和動力轉向系統(tǒng)。 (3)低成本、低耗能、大批專業(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、低耗能的汽車和低成本、合理化生產線，盡量實現(xiàn)大批專業(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。 (4)汽車轉向器裝置的電腦化: 未來汽車的轉向器裝置，必定是以電腦化為唯一的發(fā)展途徑。 1.4轉向器概述 1.4.1汽車轉向基本要求及其關鍵技術 為使汽車實現(xiàn)車輪無側滑的轉向，車輪的偏轉必須滿足阿克曼特性，即在汽車前輪定位角都等于零、行走系統(tǒng)為剛性、汽車行駛過程中無側向力的前提下，整個轉向過程中全部車輪必須圍繞同一瞬時中心相對于地面作圓周滾動，例如對于圖1.1所示兩輪轉向情況，前內輪轉角b與前外輪轉角a之間應滿足如下阿克曼轉向特性公式： cosα-cosβ=B/L (1.1) 圖1.1 阿克曼兩輪轉向要求 車輪的偏轉是通過轉向機構帶動的。對于兩輪轉向汽車，為減小車輪側滑，轉向機構應使兩前輪偏轉角在整個轉向過程中始終盡可能精確地滿足式(1.1)關系。因此從運動學角度來看，兩輪轉向機構的設計涉及到的關鍵技術主要是：(1)機構的形式設計，即確定能滿足轉向傳動功能要求的機構結構組成；(2)機構的尺度設計，即確定能近似再現(xiàn)式(1.1)關系的機構運動尺寸。從系統(tǒng)和機構學角度來看，轉向系統(tǒng)的組成及其相互關系可用框圖1.2表示，其中轉向機構是該系統(tǒng)的執(zhí)行機構。 轉向操縱機構 輔助動力 轉向器 轉向機構 圖1.2 轉向傳動系統(tǒng)的組成 1.4.2兩輪轉向及其實現(xiàn)技術 1.轉向技術的發(fā)展概況[5-6]: 兩百年前在汽車剛剛誕生的初期，其轉向操縱是仿照馬車和自行車的轉向方式，即用一個操縱桿或手柄直接使前輪偏轉。1817年，德國人林肯斯潘杰(Len Ken Sperge)發(fā)明了轉向梯形機構，并將在英國獲得的專利權轉讓給了阿克曼(Ru-dolph Ackerman)?，F(xiàn)在人們常將轉向梯形的特性關系式(1.1)稱為阿克曼公式。 1857年，英國的達吉恩蒸汽汽車(Dud-geon Steamer)是首次采用方向盤的機動車輛。1872年蘇格蘭的查理士·魯?shù)婪?Charles Randolph)第一個把方向盤裝到煤氣發(fā)動機車輛上。1886年，英國的弗雷德里克·斯特里克蘭(Frederiek Strickland)及汽車制造商德雷克(A．J．Drak)將船用轉向柱和方向盤技術應用到新式戴姆勒·弗頓(Daimler Phantom)敞篷車上。1890年戴姆勒·帕利生(Daimlr Paririan)制成轉向柱與方向盤傾斜的第一輛汽車。 進入20世紀后，相關科技的進步帶動了汽車設計技術與汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，但對于轉向傳動系統(tǒng)的研究主要集中在轉向器的型式和轉向執(zhí)行機構的尺寸優(yōu)化設計等方面，而在兩輪轉向原理以及兩輪偏轉聯(lián)動實現(xiàn)方式等方面并未有新的突破。 2.前兩輪轉向技術的主流: (1)與非獨立懸架配用的轉向機構 1)轉向梯形后置，轉向直拉桿縱置： 如圖1.3(a)所示，在前橋僅為轉向橋時，由轉向橫拉桿5和左、右轉向梯形臂4組成的轉向梯形一般布置在前橋之后，以避免其在轉向過程中與車輪發(fā)生干涉。解放CA141、東風EQ140等汽車都是采用這種轉向機構。 (a) (b) (c) 圖1.3 與非獨立懸架配用的轉向機構 1—轉向搖臂 2—轉向直拉桿 3—轉向節(jié)臂 4—梯形臂 5—轉向橫拉桿 2)轉向梯形前置，轉向直拉桿縱置： 在發(fā)動機較低或轉向橋兼驅動橋的情況下，為避免干涉，往往將轉向梯形布置在前橋之前，如圖1.3 (b)所示。 3)轉向梯形前置，轉向直拉桿橫置： 如圖1.3(c)所示，若轉向搖臂1不是在汽車縱向平面內前后擺動，而是在與道路平行的平面內左右擺動（如北京BJ2020N型汽車），則可將轉向直拉桿2橫置，并借球頭銷直接帶動轉向橫拉桿5，從而使兩側梯形臂轉動。 (2)與獨立懸架配用的轉向機構 圖1.4為循環(huán)球式（BS型）轉向器配用的轉向機構，轉向搖臂1為主動件，繞固定鉸點作往復擺動。其中圖1.4(a)中兩根轉向橫拉桿3、4布置在車軸的后方，形成兩段式結構，如紅旗CA7560型轎車即采用了這種轉向機構；圖1.4(b)中兩根轉向橫拉桿3、4布置在車軸的前方，和轉向直拉桿2一起構成三段式的前置梯形結構，豐田海艾斯轎車轉向機構就采用這種布置形式。 (a) (b) 圖1.4 與循環(huán)球式轉向器配用的轉向機構 1—轉向搖臂 2—轉向直拉桿 3—左轉向橫拉桿 4—右轉向橫拉桿 5—左梯形臂 6—右梯形臂 7—搖桿 8—懸架左擺臂 9—懸架右擺臂 (a) (b) 圖1.5 與齒輪齒條式轉向器配用的轉向機構 圖1.5為齒輪齒條式（RP型）轉向器配用的轉向機構兩種布置形式，其中圖1.5(a)中轉向器位于前軸后方，前置梯形，應用實例為奧迪100轎車；圖1.5(b)轉向器位于前軸前方，前置梯形，在IVECO45-10型汽車中得到了應用。 前面所列僅為轉向器和轉向梯形機構結合的基本形式，實際使用中尚有許多情況，限于篇幅，在此不一一列出。 3.轉向的存在問題: (1)汽車兩輪轉向技術雖經歷了近兩百年的發(fā)展，但仍存在如下主要問題： 兩輪轉向汽車在轉彎時，現(xiàn)有各類轉向機構均不能保證全部車輪繞瞬時中心轉動，從而在技術上難以完全消除車輛行駛中的車輪側滑。 (2)獨立懸架汽車中的轉向梯形斷開點難以確定，這將導致了橫拉桿與懸架導向機構之間運動不協(xié)調，使汽車在行駛中易發(fā)生擺振，從而加劇輪胎磨損，轉向性能隨車 速、轉向角、路面狀態(tài)的變化而變化，車速越高，操縱穩(wěn)定性越差。 (3)在采用兩輪轉向方式時轉彎半徑較大，汽車的機動靈活性不高。隨著電子技術的不斷發(fā)展及在汽車中的應用，可以從多方面改善轉向系統(tǒng)的各種性能，但這種改善往往是局部的和微小的?；趦奢嗈D向方式的汽車轉向技術發(fā)展至今，應該說已經到了一個頂峰，就目前的技術和經濟性而言，兩輪轉向在性能上難以再有突破性進展。 1.4.3四輪轉向及其實現(xiàn)技術 1.轉向方式的提出及其特點: 鑒于兩輪轉向方式存在的諸多不足，日本于20世紀60年代首先提出通過四輪轉向方式來提高汽車的操縱穩(wěn)定性，到20世紀80年代末，四輪轉向系統(tǒng)得到實際應用。1990年，本田、馬自達、尼桑三家汽車公司首先在部分轎車上推出了四輪轉向系統(tǒng)。1991年，美國克萊斯勒和日本的三菱也推出了四輪轉向車型。 所謂四輪轉向，是指車輛行駛過程中四個車輪能同時發(fā)生偏轉的轉向方式。其中后輪偏轉角一般不超過5°。根據轉向時前、后輪偏轉方向的異同分為同向偏轉及逆向偏轉兩類。對于行駛中的四輪汽車，當采用同向偏轉時，車身的動態(tài)偏轉減小，從而可顯著提高汽車高速行駛穩(wěn)定性；當采用逆向偏轉時，則可顯著減小汽車轉彎半徑，如圖1.6所示，由此增加了低速行駛的靈活性，有利于汽車的轉向調頭。因此采用四輪轉向方式時，在一定程度上提高了橫擺角速度和側向加速度的瞬態(tài)響應性能指標，如圖1.7所示。所以四輪轉向方式具有轉向能力強、轉向響應快、直線行駛穩(wěn)定性高、低速機動性好等優(yōu)點。 圖1.6 2WS與4WS轉彎半徑的比較 圖1.7 2WS與4WS車輛轉向特性比較 2.輪轉向驅動方式: 轉向的關鍵是如何將轉向盤的轉動量傳遞給前后轉向輪，并為轉向輪提供動力使其發(fā)生協(xié)調、聯(lián)動偏轉。本文根據轉向盤轉動量傳遞途徑以及轉向輪動力來源的不同，對四輪轉向系統(tǒng)作如下的分類： (1)集中驅動四輪轉向系統(tǒng): 當用機械傳動鏈將轉向盤的轉動量分別傳遞給前后輪轉向機構，從而在前后轉向輪偏轉量與轉向盤的轉動量之間形成確定的機械聯(lián)系時，即屬集中驅動四輪轉向系統(tǒng)。其結構框圖如圖1.8所示，其中前后轉向輪偏轉的驅動動力來自于轉向盤以及由液壓系統(tǒng)等提供的輔助動力。 前轉向輪 前輪轉向機構 前輪轉向器 轉向盤 電子控制單元 后輪轉向器 后轉向輪 后輪轉向機構 圖1.8 集中驅動四輪轉向系統(tǒng)結構框圖 此類集中驅動轉向系統(tǒng)可進一步分為機械式和機電控制式兩種，其差異主要在后輪偏轉方向的操縱方式上。機械式集中驅動四輪轉向系統(tǒng)沒有圖1.8中的電子控制單元虛框，前后輪的偏轉方向和偏轉角大小均由轉向盤操縱，并通過機械傳動鏈獲得確定的協(xié)調關系。這種四輪轉向系統(tǒng)結構簡單，轉向特性固定，與車速無關。對于機電控制式集中驅動四輪轉向系統(tǒng)，后輪偏轉角大小由轉向盤操縱，而后輪偏轉方向則根據傳感器獲取的前輪偏轉方向與角度以及車速信息由控制單元確定。集中驅動四輪轉向系統(tǒng)的制造成本較低，但當傳動鏈零件磨損后不能精確保證前后輪轉角大小關系。 (2)分散驅動四輪轉向系統(tǒng): 前轉向輪 轉向盤 前輪轉向機構 前輪轉向器 傳感器獲取的其他信息 傳感器獲取的轉角信息 電子控制單元 后輪轉向器 后轉向輪 后輪轉向動力 后輪轉向機構 圖1.9 分散驅動四輪轉向系統(tǒng)結構框圖 在圖1.9所示分散驅動四輪轉向系統(tǒng)中，前輪轉向動力由轉向盤直接提供，前轉向輪偏轉方向及偏轉量與轉向盤轉動量之間通過機械傳動鏈形成確定關系；后轉向輪偏轉的操縱由專門的液壓系統(tǒng)或電動機提供動力，至于后輪偏轉方向及偏轉量則根據傳感器獲取的轉向盤轉動方向與轉角信息以及車速等其他信息由控制單元綜合確定。 分散驅動四輪轉向系統(tǒng)的基本特征在于：前后轉向輪偏轉的驅動動力是分開的，前后轉向輪偏轉方向和偏轉角度之間不是靠機械傳動鏈形成固定的聯(lián)系，而是靠電子控制系統(tǒng)進行協(xié)調控制實現(xiàn)預設關系，因此后輪轉向控制靈活、方便，能夠獲得更加精確和復雜的轉向特性。 3.輪轉向的研究方向: 對4WS轉向技術的研究主要表現(xiàn)在硬件技術和軟件技術兩個方面。硬件技術的發(fā)展體現(xiàn)在如何采用新材料、新工藝、新結構等來更好地發(fā)揮出四輪轉向的優(yōu)勢，更好地實現(xiàn)四輪轉向系統(tǒng)所預定的目標；研究和開發(fā)高靈敏度、高精度、低成本的傳感器和控制系統(tǒng)，為4WS系統(tǒng)的具體應用提供可靠成熟的技術條件。 目前，四輪轉向技術研究的潮流主要表現(xiàn)在對控制理論等軟件技術的研究上。將最先進的控制理論與控制方法不斷應用于4WS控制器的開發(fā)中，同時將人的因素考慮到操縱控制中去，研究由駕駛員、車輛和行駛環(huán)境所構成的閉環(huán)系統(tǒng)。盡管目前科研人員從結構到控制原理上對四輪轉向進行了大量的研究，但尚未取得突破性進展，四輪轉向技術還沒有真正地步入全面推廣階段。其主要原因在于盡管四輪轉向車的一些開環(huán)指標有較大程度的改善，但是對其進行主觀評價的效果并不理想。這就要求從主觀評價出發(fā)，考慮閉環(huán)綜合性能指標，即將人—車—路看成一個系統(tǒng)，建立合理、可行的閉環(huán)性能評價體系，實現(xiàn)主觀評價與客觀評價的統(tǒng)一。另外，還要把四輪轉向技術與其他主動安全技術(如ABS、ASR、VDC等)相結合，獲得更高的車輛主動安全性。 1.5設計的預期成果 本次設計，我將取得如下成果：1、設計說明書：(1)齒輪齒條式轉向器各零件的結構；(2)齒輪齒條式轉向器主要參數(shù)的選擇與優(yōu)化；(3)齒輪軸的設計計算；(4)調整彈簧的設計計算；(5)軸承的選擇。2、圖紙有：齒輪齒條式轉向器、轉向齒輪、轉向齒條、轉向蝸桿箱、齒條襯套套管、轉向拉桿、萬向傳動節(jié)、齒條支撐、調整螺塞。 第2章 設計方案的選擇 2.1轉向器類型的選擇 汽車轉向系可按轉向能源的不同分為機械式轉向系和動力轉向系兩大類。汽車轉向器是用來保持或改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，還要保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。駕駛員通過操縱轉向系統(tǒng)，使汽車保持直線或轉彎運動狀態(tài)，或者上述兩種運動狀態(tài)相互轉換。 機械轉向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉向操縱機構、轉向器、轉向傳動機構三大部分組成。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動變?yōu)閭鲃訖C構的直線運動的機構，是轉向系的核心部件。 轉向器按結構形式可分為多種類型。歷史上曾出現(xiàn)過許多種形式的轉向器，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。如果按照助力形式，又可以分為機械式(無助力)，和動力式(有助力)兩種，其中動力轉向器又可以分為氣壓動力式、液壓動力式、電動助力式、電液助力式等種類 齒輪齒條式轉向器[7-9]: 齒輪齒條式轉向器是一種最常見的轉向器，其基本結構是一對相互嚙合的小齒輪和齒條。轉向軸帶動小齒輪旋轉時，齒條便做直線運動。有時，靠齒條來直接帶動橫拉桿，就可使轉向輪轉向。所以這是一種最簡單的轉向器。齒輪齒條式轉向器可分為兩端輸出式和中間（或單端）輸出式兩種。 優(yōu)點：結構簡單、緊湊；殼體由鋁合金或鎂合金壓鑄而成，故質量比較小；傳動效率高達90%；齒輪齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，可利用裝在齒條背部、靠近小齒輪的壓緊力可以調節(jié)的彈簧自動消除齒間間隙，在提高系統(tǒng)剛度的同時也可防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用體積?。粵]有轉向搖臂和橫拉桿，可以增大轉向輪轉角；制造成本低。 缺點：逆效率高，汽車在不平路面行使時會出現(xiàn)汽車方向控制難度增加還有可能出現(xiàn)打手現(xiàn)象。 循環(huán)球式轉向器: 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作直線運動，改變車輪的方向。這是一種古典的機構，現(xiàn)代轎車已大多不再使用，但又被最新方式的助力轉向裝置所應用。它的原理相當于利用了螺母與螺栓在旋轉過程中產生的相對移動，而在螺紋與螺紋之間夾入了鋼球以減小阻力，所以鋼球在一個首尾相連的封閉的螺旋曲線內循環(huán)滾動，循環(huán)球式故而得名。 優(yōu)點：在螺桿和螺母之間有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，傳動效率可達75%-85%；轉向器傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條齒扇間間隙調整工作容易進行；適合做整體式動力轉向器。 缺點：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。 蝸桿曲柄指銷式轉向器： 它是以蝸桿為主動件，曲柄銷為從動件的轉向器。蝸桿具有梯形螺紋，手指狀的錐形指銷用軸承支撐在曲柄上，曲柄與轉向搖臂軸制成一體。轉向時，通過轉向盤傳動蝸桿、嵌于蝸桿螺旋槽中的錐形指銷一邊自轉，一邊旋繞轉向搖臂軸做圓弧運動，從而帶動曲柄和轉向垂臂擺動，再通過轉向傳動機構使轉向輪偏轉。這種轉向器通常用于轉向力較大的載貨汽車上。 通過對不同形式的轉向器對比，最終選擇采用齒輪齒條式轉向器。 2.2齒輪齒條式轉向器布置和結構形式的選擇 考濾到原車采用的是循環(huán)球式轉向器，故采用如圖2.1所示的布置形式。 圖2.1齒輪齒條式轉向器 同時考慮到原車是發(fā)動機前置后驅故采用如圖2.2所示的側面輸入兩端輸出的結構形式。 圖2.2齒輪齒條式轉向器的結構形式 2.3本章小結 本章主要介紹了齒輪齒條式轉向器和循環(huán)球式轉向器的優(yōu)缺點布置方式以及結構形式，并進行比較，最終確定了采用齒輪齒條式轉向器。 第3章 齒輪齒條式轉向器的設計和計算 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。 表3.1一汽佳寶汽車的基本參數(shù) 名稱 軸距L 前輪距L1 后輪距L2 最小轉彎半徑R 數(shù)值 2750mm 1400mm 1420mm 5000mm 名稱 整車質量 輪胎氣壓 方向盤直徑 數(shù)值 1112.5kg 200KPa 400mm 3.1.1計算汽車的原地轉向阻力矩 (3.1) 式中: f—輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取f=0.7； G1—轉向軸負荷，G1=10902.5N,單位為N； P—輪胎氣壓，P=0.2MPa,單位為MPa。 3.1.2轉向器角傳動比的計算 轉向系的傳動比由轉向系的角傳動比iω和轉向系的力傳動比ip組成． 從輪胎接觸地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2Fw與作用在方向盤上的手力Fh之比稱為力傳動比ip。 方向盤的轉角和駕駛員同側的轉向輪轉角之比稱為轉向系角傳動比iω.它又由轉向器傳動比io轉向傳動裝置角傳動比ip所組成． α=33.37° β=44.73° 式中: L—汽車軸距，L=2750,單位為mm； R—汽車最小轉彎半徑，R=5000,單位為mm； B—前輪輪距，B=1400,單位為mm； ωW—轉向盤轉角（速度），ωW=1260°； ωK—轉向輪轉角（速度），ωK=78.1°； iω—轉向器傳動比,iω=16.1。 圖3.1轉向原理圖 3.1.3作用在轉向盤上的手力的計算 (3.2) 式中: L1—轉向搖臂長，單位為mm； MR—原地轉向阻力矩，MR=593951.4N·mm； L2—轉向節(jié)臂長，單位為mm； DSW—轉向盤直徑，DSW =400mm； iω—轉向器角傳動比，iω=16.1； η+—轉向器正效率，η+=0.9。 因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故L1、L2不代入數(shù)值。 3.1.4梯形臂長度L2的計算 輪輞直徑RLW=16in=16×25.4=406.4mm 梯形臂長度L2=RLW×0.8/2=406.4×0.8/2=162.6mm 取L2=160mm 3.1.5輪胎直徑RT的計算 RT=RLW+0.55×205=406.4+0.55×205=518.75mm 取RT=520mm 3.1.6轉向橫拉桿直徑d的計算 (3.3) 式中: a=L2； [σ]=216MPa MR=593.95N·m 取dmin=15mm 3.1.7主動齒輪軸的計算 (3.4) 式中： [τ]=140MPa 取dmin=18mm 3.2齒輪齒條式轉向器的設計 3.2.1齒輪齒條式轉向器的設計要求 齒輪齒條式轉向器若用直齒圓柱齒輪則會使運轉平穩(wěn)性降低、沖擊大、噪聲增加。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)m的取值范圍多在2-3mm之間，主動小齒輪齒數(shù)z多數(shù)在5-7個齒范圍變化，壓力角α=20°，齒輪螺旋角β的取值范圍多在9-15°之間。齒條齒數(shù)應根據轉向輪達到最大偏轉角時，相應地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，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄。 3.2.2齒輪齒條轉向器的主要部件 1.齒輪[10]： 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已操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上的球軸承支承。 (1)選擇齒輪類型 根據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)如下表所示 表3.2齒輪的設計參數(shù) 設計名稱 計算公式 計算結果 模數(shù)mn1 - mn1=2.5 齒數(shù)Z1 - Z1=6 壓力角α1 - α1=20° 螺旋角β - β=10° 斜齒圓柱齒輪直徑d d=15.23mm 2.齒條[11]： 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 齒條設計 相互嚙合的齒輪的齒距P1=πmn1cosα1和齒條的齒距P2=πmn2cosα2必須相等。 即πmn1cosα1=πmn2cosα2 計算出齒條的壓力角為：α2=20° (3.5) 式中： L—齒條行程，95mm； mn2—齒條模數(shù)，2.5； α2—齒條壓力角，α2=20°。 ?。篫2=31 齒輪直徑：d=mn1Z1/cosβ=15.23mm 取齒寬系數(shù)：Ψd=1.2 齒寬：b=Ψd×d=18.3mm 所以齒條寬b2?。?0mm， 即：b2=20mm 齒輪寬：b1=b2+10=30mm， 即：b1=30mm 3.3齒輪齒條式轉向器的材料選擇及強度校核 1．選擇齒輪齒條材料、熱處理方式及計算許用應力 (1)選擇材料及熱處理方式 齒輪：40Cr C-N共滲淬火、回火 43—53HRC 齒條：45鋼 調質處理 229—286HBS (2)確定許用應力 (3.6) (3.7) 1)確定σHlim和σFlim 經查《機械設計手冊》得： σHlim=1500MPa σFlim=300MPa 2)確定壽命系數(shù)ZN、YN 經查《機械設計手冊》得： ZN=1.4（接觸次數(shù)取8×106次） YN=1（接觸次數(shù)取8×106次） 3)計算許用應力 ?。篠Hlim=1，SFlim=1.4 (3.8) 經查《機械設計手冊》得： 應力修正系數(shù)：YST=2 (3.9) 2.強度校核 1)校核齒輪接觸疲勞強度: 選取參數(shù)，按ME級質量要求取值 經查《機械設計手冊》得: σHlim=1500MPa SHlim=1 ZN=1.4 （接觸次數(shù)取8×106次） (3.10) 經查《機械設計手冊》得： 齒輪使用系數(shù)：KA=1.35 齒輪動載系數(shù)：KV=1.05 齒輪齒向載荷分布系數(shù)：Kβ =1.12 齒輪齒間載荷分配系數(shù)：Kα=1.0 K= KAKVKβKα=1.35×1.05×1.12×1.0=1.5876 (3.11) 轉矩： TZ=Fh×L2=205×0.16=32.8N·m=32800 N·m m (3.12) 齒面接觸疲勞強度校核： (3.13) 式中： ZE—材料彈性系數(shù)，ZE =189.8(由《機械設計手冊》查得) ZH—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，ZH =2.15(由《機械設計手冊》查得) Zτ—重合度系數(shù)，Zτ=0.94(計算εα=1.165，εβ=0.55由《機械設計手冊》查得) Zβ—螺旋角系數(shù)，Zβ=0.99(由《機械設計手冊》查得) u—齒輪傳動比，u =20:6=10/3 得： σH =1896.7MPa≤ [σH]=2100 MPa 故齒輪接觸疲勞強度滿足要求。 2)齒輪彎曲疲勞強度校核： 經查《機械設計手冊》得： [σF]=428.57MPa SFlim=1.4 YST=2 YN=1 (接觸次數(shù)取8×106次) (3.14) (3.15) 式中： YF—外齒輪的齒形系數(shù)，YF =2.8(由《機械設計手冊》查得) YS—外齒輪齒根應力修正系數(shù)，YS =1.5(由《機械設計手冊》查得) Yβ—螺旋角系數(shù)，Yβ=0.9(由《機械設計手冊》查得) Yτ—重合度系數(shù)，Yτ=0.75(由《機械設計手冊》查得) σF =332.6MPa≤ [σF]=428.57MPa 故齒輪彎曲疲勞強度符合要求。 3.4齒輪齒條的基本參數(shù) 齒輪齒條的基本參數(shù)如下表所示： 表3.3齒輪齒條轉向器的齒輪齒條的基本參數(shù) 名稱 公式 齒輪 齒條 法向模數(shù)mn - 2.5 壓力角α - 20° 齒數(shù)Z - 6 31 分度圓直徑d d=mnz/ cosβ 15.23 - 齒頂高xa - 1 - 齒根高ha ha=(han*+xa)mn 5 2.5 齒頂圓直徑hf hf=(han*+c*-xn)mn 0.625 2.8125 齒頂圓直徑da da=d+2×ha 25.23 - 齒根圓直徑df df=d+2xamn 13.98 - 螺旋角β - 10° 齒寬b b=ψdd1 30 20 3.5本章小結 本章對齒輪齒條式轉向器做出了具體的計算，首先確定基本參數(shù)，計算出汽車的原地轉向阻力矩、轉向器角傳動比、作用在轉向盤上的手力、梯形臂長度、輪胎直徑、轉向橫拉桿直徑，最后確定主動齒輪軸的大小，設計齒輪齒條轉向器的主要部件齒輪和齒條并進行了強度校核，其校核符合標準。 第4章 齒輪軸的結構設計 齒輪軸指支承轉動零件并與之一起回轉以傳遞運動、扭矩或彎矩的機械零件。一般為金屬圓桿狀，各段可以有不同的直徑。機器中作回轉運動的零件就裝在軸上。 圖4.1 齒輪軸 4.1齒輪齒條式轉向器的受力分析與計算 若略去齒面間的摩擦力，則作用與節(jié)點上的法向力Fa可以分解為徑向力Fr和分力F，分力F又可以分為圓周力Ft和軸向力Fa。 受力分析如圖4.2所示： 計算力如下： Ft=2TZ/d1=2×32800/15.23=4307.29N (4.1) Fr=Fttanα/cosβ=4307.29tan20°/cos10°=1591.1N (4.2) Fa=Fttanβ=4307.29tan10°=759.49N (4.3) 式中： α—齒輪壓力角，α=20°； β—齒輪螺旋角，β=10°； TZ—轉向盤扭力矩，TZ =32800N·mm； d1—齒輪分度圓直徑，d1=15.23mm。 4.2齒輪軸的設計計算 經過分析得到： 圖4.2 齒輪軸的受力分析圖 在XY平面上， (4.4) 在XZ平面上， (4.5) 圖4.3 受力分析圖 解得： ， 圖4.4軸的彎矩扭矩圖 圖4.5 齒輪軸的力矩圖 4.3齒輪軸的強度校核 查得40Cr的機械性能： σB=750MPa στ=550MPa σ-1=350MPa τ-1=200MPa [τ]=40～50MPa 由《機械設計（第四版）》查得： σ0=1.6σ-1=560MPa σsb=1.4σs=770MPa τs=0.70σB=525MPa 對稱循環(huán)疲勞極限： σ-1b=0.41σB307.5MPa τ-1=0.30σB=225MPa 脈動循環(huán)疲勞極限： σ0b=1.7σ-1b=522.75MPa τ0=1.4τ-1=280MPa 等效系數(shù)： (4.6) (4.7) 彎曲應力幅： (4.8) 平均應力幅： σm=0 扭轉切應力： (4.9) 扭轉切應力和平均應力幅： τa=τm==24.3MPa (4.10) 查得： 應力集中系數(shù)：Kσ=1.95，Kx=1.48；? 表面狀態(tài)系數(shù)：β=1.5； 尺寸系數(shù)：εx=0.98，εσ=0.91； 安全系數(shù)：設為無限壽命，KN=1 (4.11) (4.12) 查得許用安全系數(shù)[S]=1.3，顯然S≥[S] 故軸的安全系數(shù)校核符合安全標準 4.4本章小結 本章主要是齒輪軸的設計計算，通過受力分析繪制出齒輪軸的彎矩圖、扭矩圖，并進行軸的強度校核，最終校核結果符合要求。 第5章 轉向器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Fmax=205N時， λmax＜10mm，彈簧總的工作次數(shù)小于104，彈簧中要能寬松地穿過一根直徑為φ17.85mm的軸，彈簧兩端固定，外徑D≤30mm，自由高度H0≤45mm。 5.1選擇材料 由彈簧工作條件可知，對材料無特殊要求，選用C組碳素彈簧鋼絲。因彈簧的工作次數(shù)小于104，載荷性質屬II類，[τ]=0.45σB。 5.2計算彈簧絲直徑d 1)選擇旋繞比C 取C=4(查《機械設計手冊》得) 2)估算D2’ 按D≤30mm、D1＞16mm， 取D2’=24mm 3)計算彈簧絲直徑d’ (5.1) 4)計算曲度系數(shù)K (5.2) 5)計算彈簧絲的許用應力[τ] [τ]=0.45σB=0.45×1700=765MPa (5.3) 6)計算彈簧絲直徑d (5.4) 取d=6mm 5.3計算彈簧圈數(shù)和彈簧的自由高度 1)工作圈數(shù)n (5.5) 2)總圈數(shù)n1 各端絲圈取1 故n1=n+2=6.5 3)節(jié)距t T=πD2tanα (5.6) 則t=π×20×tan6°=7.92mm，取α=6° 4)自由高度H0 H0≈nt+1.5d=4.43×7.92+1.5×5=43.59mm (5.7) 5.4穩(wěn)定性驗算 高徑比b： (5.8) 故滿足穩(wěn)定性要求。 5.5檢查δ及δ1 鄰圈間隙δ： δ=t-d=7.92-5=2.92mm (5.9) 彈簧單圈的最大變形量： (5.10) 故在最大載荷作用下仍留有間隙δ1： δ1=2.92-1.81=1.11＞0.1d (5.11) 5.6幾何參數(shù)和結構尺寸的確定 彈簧外徑D： D=D2+d=24+5=29mm (5.12) 彈簧內徑D1： D1= D2-d=24-5=19mm (5.13) 5.7彈簧工作圖 τs=1.25[τ]=1.25×765=956.25MPa (5.14)