1、目錄摘要 1Abstract 21 前言 31.1轉向系的發展 31.2汽車轉向器國內外現狀 41.3 設計的主要內容 62轉向系系統的分析 72.1轉向系統的設計要求 72.2轉向系統總體性能 112.3轉向系的空間位置及結構特點 142.4 轉向傳動機構 93 轉向器總體方案設計 153.1轉向器的作用 153.2 轉向器的分類 153.3 齒輪齒條式轉向器的結構 153.4齒輪齒條式轉向器的布置形式 173.5齒輪齒條嚙合傳動的特點 173.6 轉向器效率的理論分析 204轉向器的強度校核 234.1齒條的強度計算 264.1.1 齒條的受力分析 264.1.2 齒條桿部受拉壓的強度計算

2、 284.1.3齒條齒部彎曲強度的計算 294.2小齒輪的強度計算 304.2.2齒輪齒跟彎曲疲勞強度計算: 35結論 39總結與體會 40謝辭 41參考文獻 42某輕型車轉向器設計摘要本次設計設計一款用于輕型汽車的轉向器。論文首先對轉向系的作用，基本構成、要求和轉向系統的總體性能進行了分析，同時對轉向系的空間位置及結構特點進行分析，確定了轉向梯形的型式，簡單的概述了轉向傳動機構。確定了轉向器的結構和布置形式，分析了轉向器的嚙合傳動的特點和傳動效率。根據汽車工程參考某款輕型汽車的轉向器的參數，對轉向器進行設計，并對齒輪齒條的齒面接觸強度和齒根彎曲強度進行校核，同時利用AUTOCAD軟件繪制裝配

3、圖和零件圖。關鍵詞：汽車 轉向系統 轉向器 齒輪齒條 強度The designe of light vehicle vergence implementsAbstract The vergence implement design is used for light automobile originally time. Effect that the thesis is first to vergence, the population function basically, composing , demanding system has carried out analysis. The

4、 characteristic has carried out analysis on space location and structure changing to a department at the same time , simple summary changing to transmission-mechanism. Have ascertained the structure changing to an implement and have arranged a form, have analysed the characteristic and drive efficie

5、ncy changing to the implement falling-in drive. And the project consults some light automobile of money vergence implement parameters according to the automobile , design that to changing to an implement be in progress, the flank of a tooth to gear wheel rack contacts the intensity and the curved in

6、tensity of dedendum carrying out the core of school , makes use of the AUTOCAD software to draw assembling picture and part picture at the same time.Key words： Automotive Steering System Steering Gear Gear and Rack Strength1 前言1.1轉向系的發展轉向系是用來保持或者改變汽車行使方向的機構，轉向系統應準確，快速、平穩地響應駕駛員的轉向指令，轉向行使后或受到外界擾動時，在駕駛

7、員松開方向盤的狀態下，應保證汽車自動返回穩定的直線行使狀態。汽車工業是國民經濟的支柱產業，代表著一個國家的綜合國力，汽車工業隨著機械和電子技術的發展而不斷前進。到今天，汽車已經不是單純機械意義上的汽車了，它是機械、電子、材料等學科的綜合產物。汽車轉向系統也隨著汽車工業的發展歷經了長時間的演變。傳統的汽車轉向系統是機械式的轉向系統，汽車的轉向由駕駛員控制方向盤，通過轉向器等一系列機械轉向部件實現車輪的偏轉，從而實現轉向。 隨著上世紀五十年代起，液壓動力轉向系統在汽車上的應用，標志著轉向系統革命的開始。汽車轉向動力的來源由以前的人力轉變為人力加液壓助力。液壓助力系統HPS（Hydraulic Po

8、wer Steering）是在機械式轉向系統的基礎上增加了一個液壓系統而成。該液壓系統一般與發動機相連，當發動機啟動的時候，一部分發動機能量提供汽車前進的動能，另外一部分則為液壓系統提供動力。由于其工作可靠、技術成熟至今仍被廣泛應用。這種助力轉向系統主要的特點是液壓力支持轉向運動，減小駕駛者作用在方向盤上的力，改善了汽車轉向的輕便性和汽車運行的穩定性。 近年來，隨著電子技術在汽車中的廣泛應用，轉向系統中也愈來愈多地采用電子器件。轉向系統因此進入了電子控制時代，相應的就出現了電液助力轉向系統。電液助力轉向可以分為兩類 ：電動液壓助力轉向系統EHPS（Electro-Hydraulic Power

9、 Steering）和電控液壓助力轉向ECHPS（Electronically Controlled Hydraulic Power Steering）。電動液壓助力轉向系統是在液壓助力系統基礎上發展起來的，與液壓助力系統不同的是，電動液壓助力系統中液壓系統的動力來源不是發動機而是電機，由電機驅動液壓系統，節省了發動機能量，減少了燃油消耗。電控液壓助力轉向也是在傳統液壓助力系統基礎上發展而來，它們的區別是，電控液壓助力轉向系統增加了電子控制裝置。電子控制裝置可根據方向盤轉向速率、車速等汽車運行參數，改變液壓系統助力油壓的大小，從而實現在不同車速下，助力特性的改變。而且電機驅動下的液壓系統，在沒

10、有轉向操作時，電機可以停止轉動，從而降低能耗。雖然電液助力轉向系統克服了液壓助力轉向的一些缺點。但是由于液壓系統的存在，它一樣存在液壓油泄漏的問題，而且電液助力轉向系統引入了驅動電機，使得系統更加復雜，成本增加，可靠性下降。 為了規避電液助力轉向系統的缺點，電動助力轉向系統EPS（Electric Power Steering）便應時而生。它與前述各種助力轉向系統最大的區別在于，電動助力轉向系統中已經沒有液壓系統了。原來由液壓系統產生的轉向助力由電動機來完成。電動助力式轉向系統一般由轉矩傳感器、微處理器、電動機等組成。基本工作原理是 ：當駕駛者轉動方向盤帶動轉向軸轉動時，安裝在轉動軸上的轉矩傳

11、感器便將轉矩信號轉化為電信號并傳送至微處理器，微處理器根據轉矩信號并結合車速等其他車輛運行參數，按照事先在程序中設定的處理方法得出助力電動機助力的方向和助力的大小。自1988年日本鈴木公司首次在其Cervo車上裝備該助力轉向系統至今，電動助力轉向系統己經得到人們的廣泛認可。此后，電動助力轉向技術得到迅速發展，其應用范圍已經從微型轎車向大型轎車和客車方向發展。1.2汽車轉向器國內外現狀轉向器是轉向系主要構成的關鍵零件，隨著電子技術在汽車中的廣泛應用，轉向裝置的結構也有很大變化。從目前使用的普遍程度來看，主要的轉向器類型有4種：有蝸桿銷式(WP型、蝸桿滾輪式(WR型、循環球式(BS型、齒條齒輪式(

12、RP型。這四種轉向器型式，已經被廣泛使用在汽車上。據了解，在世界范圍內，汽車循環球式轉向器占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。循環球式轉向器一直在穩步發展。在西歐小客車中，齒條齒輪式轉向器有很大的發展。日本汽車轉向器的特點是循環球式轉向器占的比重越來越大，日本裝備不同類型發動機的各類型汽車，采用不同類型轉向器，在公共汽車中使用的循環球式轉向器，已由60年代的625，發展到現今的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球式轉向器，但齒條齒輪式轉向器也有所發展。微型貨車用循環球式轉向器占65，齒條齒輪式占 35

13、。我國的轉向器生產，除早期投產的解放牌汽車用蝸桿滾輪式轉向器，東風汽車用蝸桿肖式轉向器之外，其它大部分車型都采用循環球式結構，并都具有一定的生產經驗。目前解放、東風也都在積極發展循環球式轉向器，并已在第二代換型車上普遍采用了循環球式轉向器。由此看出，我國的轉向器也在向大量生產循環球式轉向器發展 在國外，循環球式轉向器實現了專業化生產，同時以專業廠為主、大力進行試驗和研究，大大提高了產品的產量和質量。在日本“精工”(NSK公司的循環球式轉向器就以成本低、質量好、產量大，逐步占領日本市場，并向全世界銷售它的產品。德國ZF公司也作為一個大型轉向器專業廠著稱于世。它從1948年開始生產ZF型轉向器，年

14、產各種轉向器200多萬臺。還有一些比較大的轉向器生產廠，如美國德爾福公司SAGINAW分部；英國BURM#0；AN公司都是比較有名的專業廠家，都有很大的產量和銷售面。專業化生產已成為一種趨勢，只有走這條道路，才能使產品質量高、產量大、成本低，在市場上有競爭力。 齒輪齒條式轉向器和循環球式轉向器，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。在小客車上發展轉向器的觀點各異，美國和日本重點發展循環球式轉向器，比率都已達到或超過90；西歐則重點發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點，在小型車上的應

15、用(包括小客車、小型貨車或客貨兩用車得到突飛猛進的發展；而大型車輛則以循環球式轉向器為主要結構。 循環球式轉向器的優點：效率高，操縱輕便，有一條平滑的操縱力特性曲線，布置方便，特別適合大、中型車輛和動力轉向系統配合使用；易于傳遞駕駛員操縱信號；逆效率高、回位好，與液壓助力裝置的動作配合得好。可以實現變速比的特性，滿足了操縱輕便性的要求。中間位置轉向力小、且經常使用，要求轉向靈敏，因此希望中間位置附近速比小，以提高靈敏性。大角度轉向位置轉向阻力大，但使用次數少，因此希望大角度位置速比大一些，以減小轉向力。由于循環球式轉向器可實現變速比，應用正日益廣泛。通過大量鋼球的滾動接觸來傳遞轉向力

16、，具有較大的強度和較好的耐磨性。并且該轉向器可以被設計成具有等強度結構，這也是它應用廣泛的原因之一。齒輪齒條式轉向器的主要優點：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質量比較小；傳動效率高達90%；齒輪與齒條之間因磨損出現間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節的彈簧，能自動消除間隙，這不僅可以提高轉向系統的剛度，還可以防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用體積小；制造成本低。基于以上調查和轉向器的優點，循環球式轉向器和齒輪齒條式轉向器將是以后轉向器的發展的趨勢和潮流。1.3 設計的主要內容本次設計的課題來源于長安汽車（集團）有限責任公司，以某款輕型汽車轉向器

17、的參數作為依據，設計一款適用于本公司某輕型車的轉向器。根據該車型對于市場的定位及對制造成本的考慮，同時參考同類車型的轉向系統，將該車的轉向系統設計為一款機械式轉向系統，對轉向系系統做簡單分析，并進行轉向器零件設計、工藝性及尺寸公差等級分析，同時按以下步驟對轉向器及零部件進行設計方案論證：第一步對所選的轉向器總成進行剖析；第二部利用所學的知識對總成中的零部件進行力學分析和分析；第三步對分析中發現的不合理的設計進行改進。2轉向系系統分析2.1轉向系統的設計要求轉向系是用來保持或者改變汽車行使方向的機構，包括轉向操縱機構（轉向盤、轉向上、下軸、）、轉向器、轉向傳動機構（轉向拉桿、轉向節）等。轉向系統

18、應準確，快速、平穩地響應駕駛員的轉向指令，轉向行使后或受到外界擾動時，在駕駛員松開方向盤的狀態下，應保證汽車自動返回穩定的直線行使狀態。1-方向盤； 2-轉向上軸 ；3-托架； 4-萬向節； 5-轉向下軸；6-防塵罩 ；7-轉向器 ；8-轉向拉桿圖2-1 轉向系一般來說，對轉向系統的要求如下：1） 轉向系傳動比包括轉向系的角傳動比（方向盤轉角與轉向輪轉角之比）和轉向系的力傳動比。在轉向盤尺寸和轉向輪阻力一定時，角傳動比增加，則轉向輕便，轉向靈敏度降低；角傳動比減小，則轉向沉重，轉向靈敏度提高。轉向角傳動比不宜低于15-16；也不宜過大，通常以轉向盤轉動圈數和轉向輕便性來確定。一般來說，轎車轉向

19、盤轉動圈數不宜大于4圈，對轎車來說，有動力轉向時的轉向力約為2050；無動力轉向時為50100N。2） 轉向輪應具有自動回正能力。轉向輪的回正力來源于輪胎的側偏特性和車輪的定位參數。汽車的穩定行使，必須保證有合適的前輪定位參數，并注意控制轉向系統的內部摩擦阻力的大小和阻尼值。3） 轉向桿系和懸架導向機構共同作用時，必須盡量減小其運動干涉。應從設計上保證各桿系的運動干涉足夠小。4） 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，應有消除因磨損而產生的間隙的調整機構以及提高轉向系的可靠性。5） 轉向軸和轉向盤應有使駕駛員在車禍中避免或減輕傷害的防傷機構。6） 汽車在作轉向運動時，所以車輪應繞同一瞬心旋轉，不得有側

20、滑；同時，轉向盤和轉向輪轉動方向一致。7） 當轉向輪受到地面沖擊時，轉向系統傳遞到方向盤上的反沖力要盡可能小8） 在任何行使狀態下，轉向輪不應產生擺振。機動性是通過汽車的最小轉彎半徑來體現的，而最小轉彎半徑由內轉向車輪的極限轉角、汽車的軸距、主銷偏移距決定的，一般的極限轉角越大，軸距和主銷偏移距越小，則最小轉彎半徑越小。轉向靈敏性主要通過轉向盤的轉動圈數來體現，主要由轉向系的傳動比來決定。操縱的輕便性也由轉向系的傳動比決定，但其與轉向靈敏性是一對矛盾，轉向系的傳動比越大，則靈敏性提高，輕便性下降。為了兼顧兩者，一般采用變傳動比的轉向器，或者采用動力轉向，還有就是提高轉向系的正效率，但過高正效率

21、往往伴隨著較高的逆效率。轉向時內外車輪間的轉角協調關系是通過合理設計轉向梯形來保證的。對于采用齒輪齒條轉向器的轉向系來說，轉向盤與轉向輪轉角間的協調關系是通過合理選擇小齒輪與齒條的參數、合理布置小齒輪與齒條的相對位置來實現的，而且前置轉向梯形和后置轉向梯形恰恰相反。轉向輪的回正能力是由轉向輪的定位參數（主銷內傾角和主銷后傾角）決定的，同時也受轉向系逆效率的影響。選取合適的轉向輪定位參數可以獲得相應的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大則會增加轉向沉重感，太小則會使回正能力減弱，不能保持穩定的直線行駛狀態。轉向系逆效率的提高會使回正能力提高，但是會造成“打手”現象。轉向系的間隙主要是通

22、過各球頭皮碗和轉向器的調隙機構來調整的。合理的選擇轉向梯形的斷開點可以減小轉向傳動機構與懸架導向機構的運動干涉。2.2 轉向系統總體性能轉向系統的性能從整車機動性著手，在最大轉角時的最小轉彎半徑為軸距的22.5倍。此輕型車的軸距為2.5m，因此其半徑在56.5m，并盡量取小值以保證良好的機動性，最小轉彎半徑R取5.5m 。據此，按汽車設計1： (2-1 轉向輪外輪轉角a 主銷偏移距，該值一般取-1030mm, 設計取20mmL 汽車軸距圖2-6可以得到外輪最大轉角： 根據參考車理論轉角查得對應的最大內輪轉角，其綜合轉角為。轉向時需要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、轉向輪穩定阻力（即轉向

23、輪的回正力矩）、輪胎變形阻力以及轉向系中的內摩擦阻力矩。通常用以下的經驗公式來計算汽車在瀝青或混泥土路面上的原地轉向阻力矩MR（N·mm）。 輪胎上的原地轉動的阻力矩由經驗公式得1：MR= (2-2式中，f輪胎和路面間的滑動摩擦因素，一般取0.7；G1為轉向軸負荷（N）；取前軸滿載720Kgp為輪胎氣壓（MPa）。取0.3MPa所以 MR = 277 Nm為了保證轉向時駕駛員轉動轉向盤輕便，要求轉向器的正效率高，影響正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動返回到直線行使的位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行使時

24、駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉向盤上盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。齒輪齒條式轉向器的正效率隨著輸入力矩的增大而增大，在40%輸入力時一般即可大于70%，在轉向系統內的摩擦力和轉向系統的自由間隙有關。轉向系統的間隙對操縱穩定性的影響主要表現在前輪擺振上，設計上最基本的努力方向就是在不增大摩擦力的情況下，轉向系統的間隙應盡量小。2.3轉向系的空間位置及結構特點本次設計的車型為前置后驅，前橋懸架為麥弗遜式獨立懸架，且根據整車設計、前臂板和和轉向輪在車身縱向的相對位置等關系，確定該輕型車采用前置斷開式轉向梯形，轉向器采用齒輪齒條轉向器。此車的轉向系的空間位置是根據參照車的掃

25、描數據及測量數據進行布置的，圖2-2所示的為本次設計車的轉向軸、轉向器小齒輪、轉向器齒條以及拉桿的軸線在車身坐標下的空間位置，此時的車輪轉角為零，轉向上軸處于上極限位置。圖2-2轉向梯形兩斷開點（即轉向橫拉桿的球頭中心）的坐標為（-260.5，145，75）與（260.5，145，75），由此可以根據橫拉桿球頭座與齒條的配合形式得到齒條的長度。拉桿端接頭球頭中心的坐標為（-618.4，172.1，-3.3）與（618.4，172.1，-3.3），據此又可以得到此時的轉向拉桿兩球頭的間距。將圖2-2進行水平投影，如圖4-3此時轉向器齒條處于中間位置。圖中點畫線表示假想的前軸軸線，綠色的線表示轉向

26、器與拉桿，紅色的線表示假想的主銷軸（此處的主銷軸是指車輪轉向時所圍繞轉動的衡擺臂球頭中心與前支柱上安裝點的連線。）轉向時，轉向拉桿端接頭球頭在一個垂直于主銷軸的平面上作圓周運動，運動中心為此平面于主銷軸的交點，拉桿球頭中心與此圓心的連線就是實際的轉向梯形臂。圖中白色的圓即為拉桿端接頭中心的運動軌跡圖2-3將齒條的軸線左移到極限位置（此時汽車做右轉彎），以齒條與拉桿的鉸接中心為圓心、拉桿兩球頭間距為半徑做一球面，球面與拉桿端接頭球頭運動軌跡在原始位置左面的交點即為此時拉桿球頭中心的位置，如圖2-3中的紅線。此時的端接頭球頭中心與軌跡圓圓心的連線與初始位置時連線間的夾角即為轉向輪的內外轉角，分別為

27、37°，27.1°。將齒條的軸線右移到極限位置（如圖中前藍色的線），做相同的校核，得到相同的結果。這與實測的參照車內外轉向輪的最大轉角（內輪37.5°，外輪27.4°）十分的接近。 圖2-4實際測量值與模擬分析值間存在差異是十分正常的，測量工況的不同得到的結果也不盡相同。此外，我們在進行上述的模擬分析時的坐標原點位于車身上，并且認為坐標原點是固定不動的，而實際測量的坐標原點則位于地面上。由于主銷內傾角、主銷后傾角以及車輪外傾角的存在，轉向時車輪中心線在空間的軌跡為一錐面，所以轉向時車身相對于地面會抬高或降低，車身坐標的原點與地面的相對位置也就發生了改變。

28、模擬分析與實際測量的坐標原點不同，所以會導致結果存在差異，只要差異不大（工程要求一般為5%），就可以認為模擬分析符合實際。轉向拉桿與齒條軸線在水平面內存在夾角，此夾角隨車輪轉角的不同而不同。圖2-5示的為在中間位置時轉向拉桿與齒條軸線在水平面上的投影，此時的夾角大小為7.3°。由于此夾角的存在，在轉向時會在拉桿與齒條的鉸接處產生向前或向后的分力，會引起齒輪齒條的嚙合狀態以及配合副中摩擦阻力矩的變化。這些分力的大小與拉桿作用力的大小以及夾角的大小相關，夾角的大小受拉桿長度以及汽車工況的影響。圖2-5轉向梯形斷開點的位置（即轉向橫拉桿的球頭中心）需要與懸架系統進行校核后才能確定，要盡量避

29、免轉向與跳動時與懸架的干涉。2.4轉向傳動機構本次設計某輕型汽車的轉向傳動機構主要是轉向拉桿總成。轉向拉桿總成包括：轉向橫拉桿總成、轉向拉桿端接頭總成、鎖緊螺母以及防塵罩。轉向橫拉桿總成與轉向拉桿端接頭總成各有一個球頭副，球頭尺寸的選擇應參照汽車的前軸負荷，前軸負荷越大，則相應的球頭尺寸越大。這主要是考慮到在實際使用過程中球頭受到的是交變應力，而且還有磨損，容易產生疲勞破壞。而且球頭必須進行滾擠壓加工。轉向拉桿總成裝車后，其兩球頭之間的距離要嚴格控制。因為齒輪齒條轉向器在設計上并沒有固定的對稱中心，這就會使得汽車有正確的前束，但左右拉桿的長度不同，使得汽車穩定直線行駛的方向盤位置發生漂移。而且

30、還會使左右拉桿軸線與轉向器齒條軸線間的夾角不同，從而使拉桿作用在齒條軸線方向的力左右不相等，此時駕駛者必須在方向盤上施加作用力，否則汽車不能保持穩定的直線行駛狀態。轉向拉桿總成兩球頭副的旋轉力矩及搖動力矩需要嚴格控制。力矩太小則不利于球頭的耐磨性能，太大則會增加轉向沉重感與降低車輪的回正能力。轉向橫拉桿總成與轉向拉桿端接頭總成之間是通過螺紋副聯接的，要保證足夠的螺紋旋入深度，保證在使用過程中螺紋聯接傳遞載荷的可靠性。轉向拉桿是細而長的桿，在使用過程中會承受較大的壓力，故而需要進行壓桿穩定性分析。3 轉向器總體方案設計3.1轉向器的作用轉向器是轉向系中的重要部分，其主要作用有三個方面：一是增大來

31、自轉向盤的轉矩，使之達到足以克服轉向輪與地面之間的轉向阻力矩；二是減低轉向傳動軸的轉速，并帶動搖臂軸移動使其達到所需要的位置；三是使轉向盤的轉動方向與轉向輪轉動方向協調一致。3.2 轉向器的分類按照轉向能源不同，可以將汽車轉向系統分為機械轉向系統和動力轉向系統兩大類。根據機械轉向器的結果特點，可分為齒輪齒條式轉向器、循環球式轉向器、蝸桿滾輪式轉向器和蝸桿指銷式轉向器等 3.3 齒輪齒條式轉向器的結構 1-轉向拉桿總成；2-防塵罩；3-球頭座；4-轉向齒條；5-轉向器殼體；6-調整螺塞；7-壓緊彈簧；8-鎖緊螺母；9-壓塊；10-萬向節；11-轉向小齒輪；12-小齒輪軸承；13-滾針軸承圖3-1

32、 齒輪齒條式轉向器總成根據輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向器有四種形式：中間輸入，兩端輸也（圖3-2a）；側面輸入，兩端輸出（圖3-2b）；側面輸入，中間輸出（圖3-2c）；側面輸入，一端輸出（圖3-2d）圖3-2 齒輪齒條式轉向器的四種形式采用側面輸入、中間輸出方案時，由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時位桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。而采用兩側輸出方案時，容易與懸架系統導向機構產生運動干涉。 拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此兩拉桿與齒條同時向左或者向右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽， 從而降低它的強度。側面輸入、一端輸出的齒輪齒條式轉向器，常

33、用在平頭微型貨車上。 采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運轉平穩，沖擊與工作噪聲均下降。 3.4齒輪齒條式轉向器的布置形式根據齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，在汽車上有四種布置形式：轉向器位于前軸后方，后置梯形；轉向器位于前軸后方，前置梯形；轉向器位于前軸前方，后置梯形；轉向器位于前軸前方，前置梯形。圖33 齒輪齒條式轉向器的四種布置形式齒輪齒條式轉向器廣泛應用于微型、普通級、中級和中高級轎車上。裝載量不大、前輪采用獨立懸架的貨車和客車也用齒輪齒條式轉向器。 3.5齒輪齒條嚙合傳動的特點齒條實際上是齒數為無窮的齒輪的一部分。當齒數為無窮時，齒輪的基圓直

34、徑也為無窮大，根據漸開線的形成過程可知，此時漸開線就變成了直線。所以齒條的齒廓為直齒廓（如圖3-4所示），齒廓上各點的法線是平行的，而且在傳動時齒條是平動的，齒廓上各點速度的大小和方向也相同，所以齒條齒廓上個點的壓力角相同，大小等于齒廓的傾斜角。齒條上各齒同側的齒廓是平行的，所以在任何與分度線平行的直線上，周節都相等。圖3-4齒輪齒條嚙合傳動時，根據小齒輪螺旋角與齒條齒傾角的大小和方向不同，可以構成不同的傳動方案。當左旋小齒輪與右傾齒條相嚙合而且齒輪螺旋角1與齒條傾斜角2角相等時，則軸交角=0°；若12，則=12；若12，則=12為負值，表示在齒條軸線的另一側。當右旋小齒輪與右傾齒條

35、或左旋小齒輪與左傾齒條相嚙合時，其軸交角均為=1+2。齒輪為普通的漸開線斜齒輪。通常小齒輪與齒條齒廓都采用相同的模數與壓力角，漸開線齒輪嚙合傳動的條件為嚙合部位兩齒廓基節相等，即 (3-1 (3-2 (3-3式中，Pb1小齒輪的基節；Pb2齒條的基節；m1小齒輪模數；m2齒條模數；10小齒輪節圓壓力角；20齒條節線壓力角可以知道，齒輪與齒條嚙合傳動時，齒輪的節圓始終與其分度圓重合。當小齒輪軸線與齒條軸線不垂直時，小齒輪齒廓與齒條齒廓間的接觸為點接觸，輪齒所受的壓強較大，產生的接觸應力也比較大，輪齒磨損很快，所以齒輪齒條轉向器的傳動比不能太大。如圖3-5所示，兩齒廓相切于P點，tt為兩齒廓在P處

36、的切線。根據嚙合傳動的要求，兩齒廓上與點P重合的點的速度在tt 方向的分量相等。圖3-5假設小齒輪的螺旋角為1，齒條的齒傾角為2，在嚙合處齒輪上的點的切向速度為V1，齒條上的點的速度為V2，則有 （3-4）將上式兩邊對時間進行積分 （3-5） 得 （3-6）上式中：n小齒輪的轉動圈數；dt小齒輪的端面分度圓直徑;L相應的齒條行程。根據斜齒輪特性，又有 （3-7） （3-8） mn為小齒輪的法面模數，z為小輪的齒數。于是就有 （3-9）從而可以得到齒輪齒條傳動的線角傳動比為i = mn·z ·/cos2 （mm/rev） （3-10）可見齒輪齒條傳動的傳動比只與齒條的齒傾角、

37、小齒輪的法向模數和小齒輪的齒數有關。在設計時，只要合理的選取這幾個參數就可以獲得需要的傳動比。但是小齒輪的模數不能太小，否則會使齒條齒廓在嚙合時嚙合點離齒頂太近，齒根的彎曲應力增大，易產生崩齒。同時小齒輪的變位系數不能太大，否則會造成齒條齒頂平面與小齒輪齒根圓柱面的間隙過小，對潤滑不利，而且容易造成轉向器卡死的現象。3.6 轉向器效率的理論分析轉向器的效率分為正效率+與逆效率-。齒條輸出功率與轉向器小齒輪軸輸入功率之比稱為轉向器的正效率；小齒輪軸的輸出功率與齒條的輸入功率之比稱為轉向器的逆效率。轉向器的正逆效率主要受轉向器內摩擦功率的影響，P入=P出+P摩擦，所以當摩擦功率不變時，隨著負載的增

38、大，轉向器的效率也增大。但是如果負載的方向與齒條軸線方向重合時，有可能使轉向器的內摩擦功率增大，是轉向器的效率下降。下面的計算認為轉向器中摩擦副的摩擦因數為常數，而且作用的齒條上的力是沿齒條軸線方向的。齒輪齒條轉向器一般包括五個摩擦副：齒輪齒條副、齒輪軸上的兩個滾動軸承、齒條上的兩個滑動副。1）齒輪齒條副正向傳動時的效率為 = 0.95 （3-12）式中，f齒輪齒條副的摩擦因數，齒輪與齒條都是用銑齒加工的，f取0.1；齒輪齒條的壓力角；齒輪軸線與齒條軸線的交角 逆向傳動時的效率為 = 0.82 （3-13）式中，f齒輪齒條副的摩擦因數，取0.1；齒輪齒條的壓力角；1齒輪的螺旋角；2齒條的傾斜角

39、。2）移動副齒條的軸向載荷 Fy=Fttg2;齒條的徑向載荷 Fr= Fttg/cos2;摩擦力為F= fv(Fr + Fy;則效率為對于齒條與殼體= = 0.99 （3-14）式中，fv當量摩擦系數，fv=nf，取n=1.2，取f=0.02。對于齒條與托座= =0.92 （3-15）式中，取f=0.13。3）滾動軸承對于非EPS狀態的轉向器，代入參數，計算的其正、逆效率為+=0.91-=0.874轉向器的強度校核轉向器有EPS與非EPS兩種狀態，兩種狀態都有相應的轉向器與之匹配。要求兩種狀態下轉向梯形結構不變，轉向器使用相同的殼體，齒條行程相同（均為142mm），小齒輪花鍵規格相同，齒條直徑

40、以及齒條螺紋部分相同，唯一不同的是齒輪與齒條的參數。本次設計只考慮非EPS狀態轉向器的齒輪齒條參數小齒輪：mn=1.75，z=6，1=30°，=20°；齒條：mn=1.75，z=28，2=12°, =20°；此時轉向器的傳動比為i= mn·z·/cos2=1.75×6×3.14/cos30°=33.64mm （4-1）轉向盤的總轉動圈數為n=L/i=142/33.64=4.2(圈 （4-2）L轉向器的自由行程，取142mm。轉向盤和車輪轉角比：I = 4.2*360/2/32 = 23.63 （4-3）齒

41、輪齒條轉向器的齒輪多數采用斜齒輪。齒輪模數多在23mm之間，主動小齒輪齒數多數在57個齒范圍變化，壓力角去，齒輪螺旋角的取值范圍多為。齒條齒數應根據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。邊速比的齒輪壓力角，對現有結構在范圍內變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度 。齒條選用45鋼制造，而主動小齒輪選用20CrMo材料制造，為減輕質量殼體用鋁合金壓鑄。根據設計的要求，齒輪齒條的主要參數見下表：表1 齒輪齒條的主要參數名稱齒輪齒條齒數Z628模數Mn1.751.75壓力角螺旋角1= (左旋2=（左旋）變位系數Xn0.650根據轉向器本身結構特點以及中心距的要求，應合

42、理選取齒輪軸的變位系數。對于齒輪齒條轉向器中齒輪齒條結構特點，齒輪一般都采用斜齒輪正求，對于變位齒輪，為了避免齒頂過薄，而又能滿足齒輪嚙合的要求，一般齒輪的齒頂高系數取偏小值。據此，初步選定齒輪： 0.7 0.65 0.25齒條： 0.7 0.25齒條齒部結構尺寸的計算5： 分度圓直徑齒輪： = = 12.13 （4-4）齒頂高 齒輪： = 2.36 （4-5）齒條：1.23 （4-6）齒根高 齒輪： = 0.61 （4-7）齒條： = 0.85 （4-8）齒全高 h齒輪： （4-9）齒條： （4-10）齒頂圓 齒輪： = 16.85 （4-11）齒根圓 齒輪： （4-12）基圓直徑 由 得2

43、2.8齒輪： （4-13）齒頂圓壓力角 齒輪： （4-14）齒寬根據 求得 14.12 H齒條中心線至分度線的距離，H = 8.06齒條： b = = 18.12 （4-15）軸交角，齒條齒部結構尺寸見下表：表2 齒輪齒條的結構尺寸名稱齒輪齒條分度圓直徑12.13齒頂高 2.361.23齒根高 0.611.66齒全高 h2.972.89齒頂圓 16.85齒根圓 10.91基圓直徑 11.25齒頂圓壓力角 48.11齒寬b18.144.1齒條的強度計算4.1.1 齒條的受力分析駕駛員作用在轉向盤上的切力是轉向輕便性的另一個評價標準，對微車來說，有動力轉向時的轉向力約為2050N；無動力轉向時為5

44、0100N。據此可以確定轉向盤尺寸和轉向器效率要求及轉向節臂尺寸。根據車型不同，轉向盤的直徑在380550mm, 對微車來說，一般選用380mm規格的轉向盤，那么，無轉向助力時轉向盤上的扭矩為9.519Nm。在本設計中，選取轉向器輸入端施加的扭矩 T = 20Nm，齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計算輪齒受力時，可不予考慮。齒輪齒條的受力狀況類似于斜齒輪，齒條的受力分析如圖 圖4-1 齒條的受力分析如圖，作用于齒條齒面上的法向力Fn，垂直于齒面，將Fn分解成沿齒條徑向的分力（徑向力）Fr，沿齒輪周向的分力（切向力）Ft，沿齒輪軸向的分力（軸向力）Fx 。各力的大小為：Ft

45、= 2T/d （4-16）Fr = Ft*tg/ cos1 （4-17）Fx = Ft*tg1 （4-18）Fn = Ft/(cos*cos1 （4-19） 齒輪軸分度圓螺旋角 （由表1查得）法面壓力角 （由表1查得）齒輪軸受到的切向力：Ft = 2T/d = 3297.6 N （4-20）T作用在輸入軸上的扭矩，T 取20Nm 。d齒輪軸分度圓的直徑， 齒條齒面的法向力：Fn=Ft/(cos*cos1 = 4051N （4-21） 齒條牙齒受到的切向力： = 3807.9N （4-22）齒條桿部受到的力： 2 = 3731.8N （4-23）4.1.2 齒條桿部受拉壓的強度計算計算出齒條桿部

46、的拉應力： = F / A =11.1N/mm （4-24）F齒條受到的軸向力A齒條根部截面積 ，A =334.6mm 由于強度的需要，齒條長采用45鋼制造，其抗拉強度極限是 = 690N/mm,(沒有考慮熱處理對強度的影響2。 因此 <所以，齒條設計滿足抗拉強度設計要求。4.1.3齒條齒部彎曲強度的計算 圖4-2 齒條齒部示意圖齒條牙齒的單齒彎曲應力： （4-25） 式中： 齒條齒面切向力b 危險截面處沿齒長方向齒寬齒條計算齒高 S 危險截面齒厚 從上面條件可以計算出齒條牙齒彎曲應力： =364.5N/mm上式計算中只按嚙合的情況計算的，即所有外力都作用在一個齒上了，實際上齒輪齒條的總

47、重合系數是2.63（理論計算值），在嚙合過程中至少有2個齒同時參加嚙合，因此每個齒的彎曲應力應分別降低一倍。 = 182.2N/mm （4-26）齒條的材料我選擇是 45剛制造，因此：抗拉強度 690N/mm (沒有考慮熱處理對強度的影響。齒部彎曲安全系數 S = / = 3.8 （4-27）因此，齒條設計滿足彎曲疲勞強度設計要求。又滿足了齒面接觸強度，符合本次設計的具體要求。4.2小齒輪的強度計算4.2.1.齒面接觸疲勞強度計算計算斜齒圓柱齒輪傳動的接觸應力時，推導計算公式的出發點和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于提高接觸強度 ；重合度大，傳動平穩。齒輪的計

48、算載荷為了便于分析計算，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進行計算。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷P（單位為N/mm）為P = （4-28）Fn 作用在齒面接觸線上的法向載荷L 沿齒面的接觸線長，單位mm法向載荷Fn 為公稱載荷，在實際傳動中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節誤差和齒形誤差的影響，會使法面載荷增大。此外，在同時嚙合的齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上， 載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計算載荷的強度時，應按接觸線單位長度上的最大載荷，即計算Pca （單位N/mmm）進行計算。即P ca = KP =K （4-29）K載荷系數載荷系數K包括 ：使用系數，動載系數

49、，齒間載荷分配系數及齒向載荷分布數，即K = （4-30）使用系數是考慮齒輪嚙合時外部領接裝置引起的附加動載荷影響的系數。 = 1.0 動載系數齒輪傳動制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發生彈性變形，因此引入了動載系數2。 = 1.0 齒間載荷系數齒輪的制造精度7級精度2 = 1.2 齒向荷分配系數齒寬系數 d = b/d = 18.14/12.13 = 1.5 （4-31） = 1.12+0.18(1+0.6d + 0.23*10b = 1.5 所以載荷系數 K= = 1*1*1.2*1.5 = 1.8斜齒輪傳動的端面重合度 = bsin = 0.318d*ztan = 1.65 （

50、4-32）在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度如下： P ca = KP =K （4-33）因為 （4-34）Fn = Ft/(cos*cos1 （4-35）所以 （4-36）=1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67= 296N/mm 可以認為一對斜齒圓柱齒輪嚙合相當于它們的當量直齒輪嚙合，利用赫茲公式，代入當量直齒輪的有關參數后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強度校核公式2 ： = （4-37）式中：Z 彈性系數 主動小齒輪選用材料20CrMo制造，根據材料選取，均為0.3， E，E都為合金鋼 ， 取189.8 MPa求得 Z = 5.7節點區域系數可根據螺旋角查下圖4-

51、4取得； 圖4-3 節點區域系數Z = 2.24齒輪與齒條的傳動比 u , u趨近于無窮則 所以 = 51.6 MPa小齒輪接觸疲勞強度極限 = 1000 MPa 應力循環次數N = 2*10 所以 = 1.1 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S = 1，可得 = 1.1*1000MPa = 1100MPa （4-38）K 接觸疲勞壽命系數由此可得 < 所以，齒輪所選的參數滿足齒輪設計的齒面接觸疲勞強度要求。4.2.2齒輪齒跟彎曲疲勞強度計算齒輪受載時，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強度最弱。當齒輪在齒頂處嚙合時，處于雙對齒嚙合區，此時彎矩的力臂最大，但力并不是最

52、大，因此彎矩不是最大。根據分析，齒根所受的最大玩具發生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合最高點時。因此，齒根彎曲強度也應按載荷作用于單對齒嚙合區最高點來計算。斜齒輪嚙合過程中，接觸線和危險截面位置在不斷的變化，要精確計算其齒根應力是很難的，只能近似的按法面上的當量直齒圓柱齒輪來計算其齒根應力。圖4-4 斜齒圓柱齒輪輪齒受載及折斷將當量齒輪的有關參數代入直齒圓柱齒輪的彎曲強度計算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對彎曲強度有利的影響而引入螺旋角系數，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強度計算校核公式2： （4-39）齒間載荷分配系數= 1.2 齒向載荷分配系數 = 1.33 載荷系數K= = 1*1*1.2*1.3 =1.56 （4-40）齒形系數 校正系數 = 1.4螺旋角系數 由下圖查的 圖4-6 螺旋角影響系數 校核齒跟彎曲強度= = = 323.8MPa彎曲強度最小安全系數=1.5 計算彎曲疲勞許用應力 （4-41）彎曲疲勞壽命系數 = 1.5 可得， = 1.5*1000/1.5 = 1000 MPa所以 <因此，本次設計及滿足了小齒輪的齒面接觸疲勞強度又滿足了小齒輪的彎曲疲勞強度，符合設計要求。綜上所述，齒輪