1、. . 山東農業大學畢 業 論 文齒輪齒條式轉向器優化設計 院 部 機械與電子工程學院 專業班級 車輛工程2班 屆 次 2014屆 學生姓名 張瓊 學 號 20100736 指導教師 趙 冉 二一四年六月十日裝訂線. . . 目 錄摘要5Abstract6引言71 轎車轉向器總述81.1轉向器的分類及現狀81.2 轉向器的工作原理91.2.1齒輪齒條轉向器工作原理91.2.2動力轉向系統的工作原理101.3 轉向系的設計要求102 轎車轉向器的方案分析及參數選擇112.1轉向器的選擇112.2 轉向控制閥112.3 轉向系壓力流量類型選擇122.4 液壓泵的選擇122.5 參考數據的確定122

2、.5.1橋車的轉向參數的確定122.5.2轉向系的效率132.5.3阿克曼幾何學132.5.4轉向系傳動比142.6 轉向器計算載荷的確定142.6.1 原地轉向阻力距142.6.2轉向盤手力153 轉向器齒輪齒條的設計計算153.1 齒輪齒條設計153.2齒條的強度計算173.2.1齒條的受力分析173.2.2 齒條桿部受拉壓的強度計算183.2.3齒條齒部彎曲強度的計算193.3小齒輪的強度計算193.3.1.齒面接觸疲勞強度計算193.3.2齒輪齒根彎曲疲勞強度計算224 齒輪軸的結構設計235 其它零部件的選擇245.1 軸承的選擇245.2轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇255.3

3、彈簧的選擇256 轉向器部分零件圖26設計總結27參考文獻28致 謝29ContentsAbstract5Introduction 71 Car steering overview 81.1 The classification and current situation of the steering device81.2 Working principle of the steering gear 91.2.1 Working principle of rack and pinion ste

4、ering91.2.2 The working principle of the power steering system101.3 The design requirements of the steering system102 Analysis on the steering system and parameter selection of car112.1 Steering gear selection 112.2 Steering control valve 112.3

5、Steering system pressure and flow type selection112.4 The choice of the hydraulic pump122.5 Determine the reference data122.5.1 To determine the parameters of the bridge vehicle steering 122.5.2 The efficiency of steering system132.5.3 Ackerman geometry13

6、2.5.4 Steering ratio 142.6 Apparatus for determining load calculation142.6.1 Steering resistance from 142.6.2 Steering force 153 Design and calculation of steering gear rack153.1 Rack and pinion design 153.2 The strength calculation of rack 

7、;173.2.1 Stress analysis of rack173.2.2 Calculation of rack rod tension and compression strength  183.2.3 Calculation of rack tooth bending strength183.3 The calculation of small gear strength193.3.1 Calculation of contact fatigue strength193.3.2 Calculat

8、ion of bending fatigue strength of gear tooth214 Structure design of gear shaft225 choice of the parts 235.1 Bearing selection 235.2 Steering gear lubrication and seal type selection 245.3 Choice of spring 246 Steering  parts diagram24Design summary25Refe

9、rence 26Acknowledgement29齒輪齒條式轉向器設計作者：張瓊，指導教師：趙冉1 （1 山東農業大學 講師；）【摘要】橋車斬向機構的設計是以齒輪齒條轉向器的設計為中心，一是轎車轉向系統總述；二是機械轉向器的選擇；三是齒輪和齒條的合理匹配，以滿足轉向器的正確傳系的動比和強度要求；四是動力轉向機構設計；五是梯形結構設計。因此本課題在考慮上述要求和因素的基礎上研究利盤的旋轉帶動傳動機構的齒輪齒條轉向軸轉向，通過萬向節帶動轉向齒輪軸旋轉，轉向齒輪軸與轉向齒條嚙合，從而促使轉向齒條直線運動，實現轉向。實現了轉向器結構簡單緊湊，軸向尺寸短，且零件數目少的優點又能增加助力，從而實

10、現了汽車轉向的穩定性和靈敏性。在本文中主要進行了轉向器齒輪齒條的設計和對轉向齒輪軸的校核，主要方法和理論采用汽車設用轉向計的經驗參數和大學所學機械設計的課程內容進行設計，其結果滿足強度要求，安全可靠。關鍵詞：轎車 轉向系 齒輪齒條設計 Design of gear rack type steeringAuthor: Zhang Qiong, Supervisor: Zhao Ran1(1 Shandong Agricultural University lecturer;)AbstractCar cut design to the mechan

11、ism of the rack and pinion steering gear design as the center, one is the overview of car steering system; two is the choice of mechanical steering; three is the reasonable matching of the gear and the rack to the right, to meet the re

12、quirements of transmission system dynamic ratio and strength; the four is the power steering mechanism design the five is a trapezoidal structure design. Therefore this topic in consideration of gear rack rotates to drive the transmission m

13、echanism and disc of the above requirements and factors based on the steering shaft steering, the steering gear shaft to rotate through a universal joint, steering gear shaft and the steering rack, there by contributing to steering rack lin

14、ear motion, the steering. The steering device has simple and compact structure, short axial dimensions, and the number of advantages and fewer parts can increase power, so as to realize the vehicle steering stability and sensitivity. In this pap

15、er focused on the design of the steering rack and pinion steering gear shaft and the verification, the main method and theory of the audio steering meter experience parameters and the university curriculum design of mechanical design, and the results meet the strength requirement

16、s, safe and reliable.Keywords：Car Steering system Rack and pinion design引言改革開放以來，我國的汽車工業有著飛速的發展，據中國汽車工業協會統計，截至2006年10月底，轎車累計銷量超過300萬輛，達到304萬輛，同比增長40%。2006年11月的北京車展，自主品牌：奇瑞、吉利、長城、中興、眾泰、比亞迪、雙環、中順、力帆、華普、長安、哈飛、華晨等自主品牌紛紛亮相，在國際汽車盛宴中嶄露頭角，無論從參展規模還是產品所展示的品質和技術含量上，都不得不令人折服，但和國外有著近百年發展歷史的國外汽車工業相比，我們的

17、自主品牌汽車在行車性能和舒適體驗方面仍有差距。在汽車行駛中，轉向運動是最基本的運動，我們用通過方向盤來操縱和控制汽車的行駛方向，從而實現自己的行駛意圖。在現代汽車上，轉向系統是必不可少的最基本的系統之一，同時它也是決定汽車主動安全性的關鍵總成，尤其是在車輛高速化，駕駛人員非專業化，車流密集的今天，針對不同的駕駛人群，汽車轉向系統地設計顯得尤為重要。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。隨著私家車的越來越普遍，各式各樣的高中低檔轎車進入了人們的生活

18、中。快節奏高效率的生活加上們對高速體驗的不斷追求，也要求著車速的不斷提高。由于汽車保有量的增加和社會活生活汽車化而造成交通錯綜復雜，使轉向盤的操作頻率增大，這要求減輕駕駛疲勞。所以，無論是為滿足快速增長的轎車市場還是為給駕車者更舒適更安全的的駕車體驗，都需要一種高性能、低成本的大眾化的轎車轉向結構。本課題以現在國產轎車最常采用的齒輪齒條液壓動力轉向器為核心綜合設計轎車轉向機構。1 轎車轉向器總述1.1轉向器的分類及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(

19、WR型)、循環球式(BS型)、齒條齒輪式(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62.5，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

20、型貨車用循環球式轉向器占65，齒條齒輪式占 35。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

21、業廠著稱于世。它從1948年開始生產ZF型轉向器，年產各種轉向器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

22、95。由于齒輪齒條式轉向器的種種優點，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

23、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，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??；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??；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。1.2 轉向器的工作原理1.2.1齒

24、輪齒條轉向器工作原理齒輪齒條式轉向器中作為傳動副主動件的轉向齒輪安裝在殼體中，與水平布置的轉向齒條嚙合。彈簧通過壓塊將齒條壓靠在轉向齒輪上，以保證無間隙嚙合。彈簧的預緊力可用調整螺釘調整。工作時，轉向齒條的中部與轉向拉桿托架聯接，轉向左.右橫拉桿與轉向節臂相連。當轉動轉向盤時，轉向齒輪轉動，使與之嚙合的轉向齒條沿軸向移動，從而使左右橫拉桿帶動左右轉向節轉動，使轉向輪偏轉，實現汽車轉向，如圖1-1所示。圖11齒輪齒條轉向器工作原理1.2.2動力轉向系統的工作原理.油泵.油流向控制閥.軟管.控制閥.管路.動力缸.齒條活塞.齒條軸.軟管儲油罐卸壓閥圖12動力轉向器工作原理動力轉向系統是在機械式轉向系

25、統的基礎上加一套動力輔助裝置組成的。如圖1-2所示。轉向油泵1安裝在發動機上，由曲軸通過皮帶驅動并向外輸出液壓油。儲油罐11有進、出油管接頭，通過油管分別與轉向油泵和轉向控制閥4聯接。轉向控制閥用以改變油路。機械轉向器和缸體形成左右兩個工作腔，它們分別通過油道和轉向控制閥聯接。 當汽車直線行駛時，轉向控制閥2將轉向油泵1泵出來的工作液與油罐相通，轉向油泵處于卸荷狀態，動力轉向器不起助力作用。當汽車需要向右轉向時，駕駛員向右轉動轉向盤，轉向控制閥將轉向油泵泵出來的工作液與右腔接通，將左腔與油罐接通，在油壓的作用下，活塞向下移動，通過傳動結構使左、右輪向右偏轉，從而實現右轉向。向左轉向時，情況與上

26、述相反。1.3 轉向系的設計要求通常，對轉向系的主要要求是：（1）保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內，具有迅速和小半徑轉彎的能力，同時要求操作輕便；（2）汽車轉向時，全部車輪應繞一個瞬時轉向中心旋轉，不應有側滑；（3）傳給轉向盤的反沖應盡可能的小；（4）轉向后，轉向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩定的直線行駛狀態；（5）發生車禍時，當轉向盤和轉向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉向系統最好有保護機構防止傷及成員；（6）轉向器和轉向傳動機構因摩擦產生間隙時，應能調整而消除間隙。2 轎車轉向器的方案分析及參數選擇 轉向器是整個轉向系統地核心部分，轉向器的設計也就是整個轉向系統的關鍵所在。2

27、.1轉向器的選擇對轉向其結構形式的選擇，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。中、小型轎車以及前軸負荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉向器。齒輪齒條式轉向器安裝助力機構方便且轉向器結構簡單，適合于轎車。故本設計選用齒輪齒條式轉向器。齒輪齒條式轉向器的齒輪齒條直接嚙合，可安裝助力機構。齒輪齒條式轉向器的正逆效率都很高，屬于可逆式轉向器。其自動回正能力強。齒輪齒條式轉向器結構簡單（不需要轉向搖臂和橫拉桿等）、加工方便、工作可靠、使用壽命長、用需要調整齒輪齒條的間隙。2.2 轉向控

28、制閥轉向控制閥按閥體的運動方向分為，滑閥式和轉閥式兩種。閥體沿軸向移動來控制油液流量的控制閥，稱為滑閥式轉向控制閥。滑閥的特點是靠閥體的移動控制油液流量，需較大運動空間。而閥體沿軸轉動來控制油液流量的控制閥，稱為轉閥式控制閥。轉閥的特點是靠閥體轉動控制油液流量。體積小，加工要求精度高。1-扭桿，2-殼體，3-閥體A-通油泵輸出管路的通道；B、C-通過動力缸左右腔的通道；D-通儲油罐的回油通道圖2-1 轉閥結構圖轎車體積小，且質量不高，對轉向力要求也不是太高，由于轎車本身是高精度產品，故本設計選用轉閥式轉向控制閥，如圖2-1。2.3 轉向系壓力流量類型選擇液壓動力轉向系按系統內部的壓力狀態分，有

29、常壓式和常流式兩種。常壓式液壓動力轉向系在汽車直線行駛，轉向盤保持中立位置時，轉向控制閥經常處于關閉位置。向油泵輸出的壓力油充入儲能器。當儲能器壓力增長到規定值后，油泵即自動卸荷空轉，從而儲能器壓力得以限制在該規定值以下。當轉動轉向盤時，機械轉向器, 即通過轉向搖臂等桿件使轉向控制閥轉入開啟位置。此時儲能器中的壓力油即流入轉向動力缸。動力缸輸出的液壓作用力，作用在轉向傳動機構上，以助機械轉向器輸出力之不足。轉向盤一停止運動，轉向控制閥便隨之回復到關閉位置。于是，轉向加力作用終止。由此可見，無論轉向盤處于中立位置還是轉向位置，也無論轉向盤保持靜止還是運動狀態，該系統工作管路中總是保持高壓。常流式

30、液壓動力轉向系在汽車不轉向時，轉向控制閥, 保持開啟。轉向動力缸的活塞兩邊的工作腔，由于都與低壓回油管路相通而不起作用。轉向油泵. 輸出的油液流入轉向控制閥，又由此流回轉向油罐。因轉向控制閥的節流阻力很小，故油泵輸出壓力也很低，油泵實際上處于空轉狀態。當駕駛員轉動轉向盤，通過機械轉向器使轉向控制閥處于與某一轉彎方向相應的工作位置時，轉向動力缸的相應工作腔方與回油管路隔絕，轉而與油泵輸出管路相通，而動力缸的另一腔則仍然通回油管路。地面轉向阻力經轉向傳動機構傳到轉向動力缸的推桿和活塞上，形成比轉向控制閥節流阻力高得多的油泵輸出管路阻力。于是轉向油輸出壓力急劇升高，直到足以推動轉向動力缸活塞為止。轉

31、向盤停止轉動后，轉向控制閥隨即回復到中立位置，使動力缸停止工作。上述兩種液壓動力轉向系相比較，常壓式的優點在于有儲能器積蓄液壓能，可以使用流量較小的轉向油泵，而且還可以在油泵不運轉的情況下保持一定的轉向加力能力，使汽車有可能續駛一定距離。這一點對重型汽車而言尤為重要。常流式的優點則是結構簡單，油泵壽命長，漏泄較少，消耗功率也較少。因此，目前只有少數重型汽車采用常壓式液壓動力轉向系，而常流式液壓動力轉向系則廣泛應用于各種汽車。對于轎車而言本課題選擇使用常流式液壓動力轉向系。2.4 液壓泵的選擇目前，動力轉向液壓泵大多數采用雙作用式葉片泵。2.5 參考數據的確定 2.5.1橋車的轉向參數的確定表2

32、-1 上海通用別克凱越2013款1.5L手動經典型汽車參數輪距1475mm軸距2600mm整備質量1210(kg)輪胎185/65R14輪胎壓力p/MPa0.22最小轉彎半徑5300mm轉向輪繞主銷轉動半徑80mm2.5.2轉向系的效率轉向系的效率由轉向器的效率和轉向操縱及傳動機構的效率決定， (2-1)轉向器的效率又有正效率與逆效率之分。齒輪齒條式轉向器的正效率可達0.70.8。通常，轉向系的正效率的平均值為0.670.82，；當向上述相反方向傳遞力時逆效率的平均值為0.580.63。轉向傳動機構的效率一般可取0.850.9，取=0.75。2.5.3阿克曼幾何學兩軸汽車以低速轉彎行駛，可忽略

33、離心力的影響，假設輪胎是剛性的，忽略輪胎側偏的時候，此時若各車輪繞同一瞬時轉向中心進行轉彎行駛，則兩轉向前輪軸線的延長線交在后軸延長線上，這一幾何關系稱為阿克曼幾何學。汽車前輪轉向時，為滿足上述條件，須滿足下述關系式 (2-2)式中，轉向輪外輪轉角； 轉向輪內輪轉角； K兩主銷軸線與地面交點間距離；L車輪軸距。汽車最小轉彎半徑與汽車內輪最大轉角、軸距L、轉向輪繞主銷轉動半徑r、兩主銷延長線到地面交點的距離K有關。在轉向過程中L、r、K保持不變，只有是變化的，所以內輪應有足夠大的轉角，以保證獲得給定的最小轉彎半徑。計算最小轉彎半徑如下，在給定最小轉彎半徑條件下，可以用下式計算出轉向內輪應達到的最

34、大轉角， （23）根據參考車型=5300mm，L=2600mm，r=80mm，K=1500mm，則=29.38°，取=29°。2.5.4轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比。轉向傳動機構的力傳動比等于轉向車輪的轉向阻力矩與轉向搖臂的力矩之比值。即 轉向系的力傳動比: (2-4)轉向系的角傳動比: (2-5)轉向系的角傳動比由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動組成，即 （2-6）轉向器的角傳動比: （2-7）轉向傳動機構的角傳動比: （2-8）2.6 轉向器計算載荷的確定為了行駛安全，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

35、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、車輪穩定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。 2.6.1 原地轉向阻力距 一般很難精確計算這些力，為此推薦采用足夠精確的經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R（N·mm）,即，式中，f為輪胎和路面間的滑動摩擦因數，一般取0.7；為轉向軸負荷（N）；p為輪胎氣壓（MPa）。表2-2 原地轉向阻力距=55%mg=55%*1210*9.8N =6521.9N=262015.30（N·mm）1. f=0.72. 按汽車設

36、計，取整車整備質量m的55%3. p=0.22Mpa4. 整車整備質量m=1210kg2.6.2轉向盤手力作用在轉向盤上的手力為：。式中為轉向搖臂長；為轉向節壁長；為轉向盤直徑；為轉向器角傳動比；為轉向器正效率。由汽車設計，在0.851.1之間，可近似為1。表2-3 轉向盤手力 = =116.45N=116.45*0.4*0.5 =23.291. 轉向盤直徑在380550mm之間，選=400mm2. 齒輪齒條正傳動效率=75%3. 轉向器角傳動比=183 轉向器齒輪齒條的設計計算3.1 齒輪齒條設計齒輪齒條式轉向器的齒輪多數采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數多在23mm之間，主動小齒輪齒數多數在57個

37、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。變速比的齒輪壓力角，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鋼制造并經過高頻淬火，而主動小齒輪選用20CrMo材料并進行滲碳后淬火，表面硬度應在58HRC以上，為減輕質量殼體用鋁合金壓鑄。正確嚙合條件：；根據設計的要求，齒輪齒條的主要參數見下表：表3-1 齒輪齒條的主要參數名稱齒輪齒條齒數z621模數2.52.5壓力角螺旋角頂隙系數0.250.25齒頂高系數11變位系數00分度圓直徑：齒輪： = =15.3齒頂高 ：齒輪：=2.5齒

38、條：2.5 齒根高：齒輪：=3.125 齒條： = 3.125 齒全高 h：齒輪：5.625 齒條：5.625齒頂圓直徑 ：齒輪：=20.3齒根圓直徑 ：齒輪：14.05基圓直徑 ：由 得20.41齒輪：=14.34分度圓齒厚：齒輪：=1.3870*=3.47表3-2 齒輪齒條的結構尺寸序號名稱齒輪1分度圓直徑/mm15.32齒頂高 /mm2.53齒根高 /mm3.1254齒全高 h/mm5.6255齒頂圓 /mm20.36齒根圓 /mm14.057基圓直徑 /mm14.348齒厚/mm3.479齒寬 b/mm40序號名稱齒條1齒頂高 /mm2.52齒根高 /mm3.1253齒全高 h/mm5

39、.6254齒厚/mm3.475齒寬 b/mm206直徑d/mm207齒數Z218總長L/mm7673.2齒條的強度計算3.2.1齒條的受力分析在本設計中，選取轉向器輸入端施加的扭矩T=25Nm，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3-1圖3-1 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=2T/d Fr=Ft*tan/cos1 Fx=Ft*tan1 Fn=

40、Ft/(cos*cos1) 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=3268.0NT作用在輸入軸上的扭矩，T取25Nm。d齒輪軸分度圓的直徑 齒條齒面的法向力：Fn=Ft/(cos*cos1) =3555.4N 齒條牙齒受到的切向力： =3341.0N齒條桿部受到的力： 2=3268.0N3.2.2 齒條桿部受拉壓的強度計算 計算出齒條桿部的拉應力： =F/A=5.81N/mm F齒條受到的軸向力 A齒條根部截面積 ，A=562mm由于強度的需要，齒條選用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)。因此 &

41、lt;，所以，齒條設計滿足抗拉強度設計要求。3.2.3齒條齒部彎曲強度的計算齒條牙齒的單齒彎曲應力： 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 危險截面齒厚 從上面條件可以計算出齒條牙齒彎曲應力： 6*3341.0*5.625/(20*3.472)=468.23N/mm2 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。 齒條的材料我選擇是 45鋼制造，因此：抗拉強度(沒有考慮熱處理對強度的影響)。齒部彎曲安全系數：=2.95因此，

42、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。3.3小齒輪的強度計算3.3.1.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： 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

43、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 K載荷系數載荷系數K包括 ：使用系數，動載系數，齒間載荷分配系數及齒向載荷分布系數，即 K =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，取=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。取=1.0 齒間載荷系數：選取齒輪的制造精度為7級精度， 查表得=1.2齒向荷分配系數：齒寬系數d=b/d=20/15.3=1.3 =

44、1.12+0.18(1+0.6*1.32)*1.32 +0.23*10*20=1.7所以載荷系數K=1*1*1.2*1.7=2.0斜齒輪傳動的端面重合度=1.65 在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度如下：因為 Fn = Ft/(cos*cos1) 所以 =2.0*3268.0/20/1.65/cos20.41o= 211.33N/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 ： = 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

45、.8MPa求得Z=5.7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=45.9MPa小齒輪接觸疲勞強度極限 =1000MPa 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=1100MPaK 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。3.3.2齒輪齒根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，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。根據分析，齒根所受的最大玩

46、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。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： 載荷系數K：K=2.0齒形系數： 校正系數： =1.4螺旋角系數=0.94校核齒根彎曲強度：= = = 355.52MPa彎曲強度最小安全系數=1.5計算彎曲疲勞許用應力 彎曲疲勞壽命系數=1.5可

47、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，齒輪齒條式轉向器的設計滿足設計的強度要求。4 齒輪軸的結構設計由于齒輪的基圓直徑d=15.3，數值較小，若齒輪與軸之間采用鍵連接必將造成軸和齒輪的強度大大降低，因此，將其設計為齒輪軸。由于主動小齒輪選用20CrMo材料制造并經滲碳淬火，因此軸的材料也選用20CrMo材料制造并經滲碳淬火。查機械設計手冊得：20CrMo材料的硬度HB217，抗拉強度極限=775MPa，屈服極限=433MPa，彎曲疲勞極限=326MPa，剪切疲勞極限=1

48、88MPa，許用剪切應力=50MPa，轉速10r/min。圖4-1 輪齒受力分析首先，對齒輪齒條轉向器進行受力分析：齒輪齒條的受力分析如圖4-1所示：計算力如下：Ft=2T/d1=3268.0NFr=Ft*tann/cos=1216.0NFa=Ft*tan=1189.5N根據公式軸的直徑：d=1.36彎曲疲勞強度校核：=Fr/r2=1216.0/(3.14*9.052)=4.73MPa<326MPa剪切疲勞強度校核：= Ft/r2=3268.0/(3.14*9.052)=12.71MPa<188MPa抗拉強度校核齒輪軸的最小直徑為9.05，在此界面上的軸向抗拉強度為：Fa/r2=1

49、189.5/(3.14*52)=4.63MPa<525MPa所以可以采用整體式齒輪軸設計。因此設計齒輪軸二維圖見圖4-2：圖4-25 其它零部件的選擇5.1 軸承的選擇選用滾動軸承時，應考慮以下因素：1）軸承所承受載荷的大小和方向（徑向、軸向、或既有徑向又有軸向的聯合載荷）；2）軸承載荷的性質（固定、變動或沖擊載荷）；3）工作環境（溫度或濕度等）和軸承轉速；4）對軸承剛性的要求（要求預緊以增加軸承部件的剛度）；5）調心性能的要求（軸的軸線和殼體孔的同軸度）；6)軸向位移的要求（固定支承或游動支承）；7）要求軸承工作時振動小，噪聲低和安裝維修方便等。由于轉向器的齒輪采用斜齒輪，所以軸承既要承受徑向載荷又要承受軸向載荷，轉向器工作時有一定的中等沖擊載荷，此外軸承的轉速要求不高，所以在選擇軸承上應選擇滾針軸承與深溝球軸承配合使用。軸承1：根據GB/T 276-1994選取深溝球軸承型號為61802，深溝球軸承的尺寸及性能參數如下：內圈直徑d=15mm,外圈直徑D=24mm,寬度B=5mm,球徑Dw=2.381mm,基本額定載荷Cr=2.1kN。軸承2：根據GB/T5801-1994選取滾針軸承NA4901，尺寸如下：內圈直徑12mm，外圈直徑24mm，厚度13