JIUJIANGUNIVERSITY畢業(yè)題目捷達汽車齒輪齒條式轉向系的設計院系機械與材料工程學院專業(yè)車輛工程姓名舒彬(8)年級2008（機材A0831）指導教師肖靜二零壹零年六月目錄中文摘要、關鍵詞……………1英文摘要、關鍵詞……………2引言……………2第1章汽車轉向系統(tǒng)總述…………………31.1汽車轉向系統(tǒng)概述…………………3機械式轉向系統(tǒng)…………………4液壓助力轉向系統(tǒng)……………41.1.3電控液壓助力轉向系統(tǒng)……………51.1.4電動助力轉向系統(tǒng)……………61.1.5線控轉向系統(tǒng)……………7第2章轉向系設計概述………82.1對轉向系的要求………………………82.2轉向操縱機構…………………92.3轉向傳動機構……………………102.4轉向器………………………102.5轉角及最小轉彎半徑…………………11第3章轉向系方案的選擇及主要參數(shù)的確定………123.1轉向系方案的選擇………………123.1.1轉向盤……………123.1.2轉向軸……………133.1.3轉向器…………133.1.4轉向梯形…………143.2轉向系主要性能參數(shù)…………………143.2.1轉向系設計的前提條件………143.2.2轉向系的效率……………………143.2.3轉向器的正效率………153.2.4轉向器的逆效率……………163.3傳動比的變化特性…………………163.3.1轉向系傳動比……………163.3.2力傳動比與轉向系角傳動比的關系…………173.3.3轉向器角傳動比的選擇………183.4轉向器傳動副的傳動間隙△t…………………183.5轉向盤的總轉動圈數(shù)…………19第4章齒輪齒條式轉向器方案分析及設計……194.1齒輪齒條式轉向器……………………194.2齒輪齒條式轉向器工作原理及布置、結構形式的選擇………224.3數(shù)據(jù)的確定…………………234.4設計計算過程………………………234.4.1轉向輪側偏角計算……………234.4.2轉向器參數(shù)選取…………………244.4.3齒輪齒條設計………………………254.4.4齒條的強度計算……………………274.4.5小齒輪的強度計算…………………304.5齒輪軸的結構設計……………………344.6軸承的選擇……………344.7轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇………………344.8動力轉向機構布置方案分析………35第5章轉向傳動機構設計………………355.1轉向傳動機構原理……………………365.2轉向傳送機構的臂、桿與球銷………375.3轉向橫拉桿及其端部…………………38結論……………39致謝……………40參考文獻………………………41摘要本課題的題目是轉向系的設計。以齒輪齒條轉向器的設計為中心，一是汽車轉向系統(tǒng)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用轉向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(jié)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(xiàn)轉向。實現(xiàn)了轉向器結構簡單緊湊，軸向尺寸短，且零件數(shù)目少的優(yōu)點又能增加助力，從而實現(xiàn)了汽車轉向的穩(wěn)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計的經(jīng)驗參數(shù)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；轉向梯形AbstractThetitleofthistopicisthedesignofsteeringsystem.Rackandpinionsteeringgeartothedesignasthecenter,firstarecars’steeringsystemoverview;Second,Carssteeringsystemperformanceparameters;thirdrackgearandareasonablematchtomeetthecorrectsteeringgearratioandstrengthrequirements;Fourth,powersteeringmechanismdesign;Fifth,thestructuraldesignoftrapezoidal.Therefore,takingintoaccounttheaboveissuesandfactorsthatrequirestudy,basedonthesteeringwheelrotarydrivetransmissionshaftofthesteeringrackandpinionsteering,throughtheuniversaljointdriveshaftrotationgearshift,steeringrackandsteeringgearshaftmeshing,therebyencouragingsteeringracklinearmotiontoachievesteering.Simplestructuretoachievethesteeringtight,shortaxialdimension,andthenumberofpartscanincreasetheadvantagesoflesspowerinordertoachievethevehiclesteeringstabilityandsensitivity.Inthisarticleamajordesignsteeringrackandpinionsteeringgearshaftandthecheck,themainmethodsandtheoreticalexperienceintheuseofautomotivedesignparametersandtheUniversityofmechanicaldesignschoolcurriculumdesignandtheresultsmeetthestrengthrequirements,safeandreliable.【Keywords】Car;Steerin;MechanicalTypeSteeringGearandGearRack;SteeringTrapezoidal引言改革開放以來，中國的汽車工業(yè)有著飛速的發(fā)展，據(jù)中國汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)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(huán)、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(guī)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(fā)展歷史的國外汽車工業(yè)相比，我們的自主品牌汽車在行車性能和舒適體驗方面仍有差距。汽車工業(yè)是國民經(jīng)濟的支柱產業(yè)，代表著一個國家的綜合國力，汽車工業(yè)隨著機械和電子技術的發(fā)展而不斷前進。到今天，汽車已經(jīng)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。汽車轉向系也隨著汽車工業(yè)的發(fā)展歷經(jīng)了長時間的演變。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(tǒng)應準確，快速、平穩(wěn)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(tài)下，應保證汽車自動返回穩(wěn)定的直線行使狀態(tài)。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中。快節(jié)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(xiàn)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。第一章汽車轉向系統(tǒng)概述1.1汽車轉向系統(tǒng)概述轉向系統(tǒng)是汽車底盤的重要組成部分，轉向系統(tǒng)性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩(wěn)定性和駕駛舒適性，它對于確保車輛的行駛安全、減少交通事故以及保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要作用。隨著現(xiàn)代汽車技術的迅速發(fā)展，汽車轉向系統(tǒng)已從純機械式轉向系統(tǒng)、液壓助力轉向系（HPS）、電控液壓助力轉向系統(tǒng)（EHPS），發(fā)展到利用現(xiàn)代電子和控制技術的電動助力轉向系統(tǒng)（EPS）及線控轉向系統(tǒng)（SBW）。按轉向力能源的不同，可將轉向系分為機械轉向系和動力轉向系。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(方向盤)、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轉變?yōu)閭鲃訖C構的直線運動(嚴格講是近似直線運動)的機構，是轉向系的核心部件[2]。動力轉向系除具有以上三大部件外，其最主要的動力來源是轉向助力裝置。由于轉向助力裝置最常用的是一套液壓系統(tǒng)，因此也就離不開泵、油管、閥、活塞和儲油罐，它們分別相當于電路系統(tǒng)中的電池、導線、開關、電機和地線的作用。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)傳給轉向盤的反沖要盡可能的小;(4)轉向后，轉向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài);(5)發(fā)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(tǒng)最好有保護機構防止傷及乘員機械式轉向系統(tǒng)汽車的轉向運動是由駕駛員操縱方向盤，通過轉向器和一系列的桿件傳遞到轉向輪來完成的。機械式轉向系統(tǒng)工作過程為：駕駛員對轉向盤施加的轉向力矩通過轉向軸輸入轉向器，減速傳動裝置的轉向器中有1、2級減速傳動副，經(jīng)轉向器放大后的力矩和減速后的運動傳到轉向橫拉桿，再傳給固定于轉向節(jié)上的轉向節(jié)臂，使轉向節(jié)和它所支承的轉向輪偏轉，從而實現(xiàn)汽車的轉向。純機械式轉向系統(tǒng)根據(jù)轉向器形式可以分為：齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式。純機械式轉向系統(tǒng)為了產生足夠大的轉向扭矩需要使用大直徑的轉向盤，需占用較大的空間，整個機構笨拙，特別是對轉向阻力較大的中重型汽車，實現(xiàn)轉向難度很大，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，目前該類轉向系統(tǒng)除在一些轉向操縱力不大、對操控性能要求不高的農用車上使用外已很少被采用。液壓助力轉向系統(tǒng)（HPS）裝配機械式轉向系統(tǒng)的汽車，在泊車和低速行駛時駕駛員的轉向操縱負擔過于沉重，為解決這個問題，美國GM公司在20世紀50年代率先在轎車上采用了液壓助力轉向系統(tǒng)。該系統(tǒng)是建立在機械系統(tǒng)的基礎之上，額外增加了一個液壓系統(tǒng)。液壓轉向系統(tǒng)是由液壓和機械等兩部分組成，它是以液壓油做動力傳遞介質，通過液壓泵產生動力來推動機械轉向器，從而實現(xiàn)轉向。液壓助力轉向系統(tǒng)一般由機械轉向器、液壓泵、油管、分配閥、動力缸、溢流閥和限壓閥、油缸等部件組成。為確保系統(tǒng)安全，在液壓泵上裝有限壓閥和溢流閥。其分配閥、轉向器和動力缸置于一個整體，分配閥和主動齒輪軸裝在一起（閥芯與齒輪軸垂直布置），閥芯上有控制槽，閥芯通過轉向軸上的撥叉撥動。轉向軸用銷釘與閥中的彈性扭桿相接，該扭桿起到閥的中心定位作用。在齒條的一端裝有活塞，并位于動力缸之中，齒條左端與轉向橫拉桿相接。轉向盤轉動時，轉向軸（連主動齒輪軸）帶動閥芯相對滑套運動，使油液通道發(fā)生變化，液壓油從油泵排出，經(jīng)控制閥流向動力缸的一側，推動活塞帶動齒條運動，通過橫拉桿使車輪偏轉而轉向。液壓助力轉向系統(tǒng)是在駕駛員的控制下，借助于汽車發(fā)動機帶動液壓泵產生的壓力來實現(xiàn)車輪轉向。由于液壓轉向可以減少駕駛員手動轉向力矩，從而改善了汽車的轉向輕便性和操縱穩(wěn)定性。為保證汽車原地轉向或者低速轉向時的輕便性，液壓泵的排量是以發(fā)動機怠速時的流量來確定。汽車起動之后，無論車子是否轉向，系統(tǒng)都要處于工作狀態(tài)，而且在大轉向車速較低時，需要液壓泵輸出更大的功率以獲得比較大的助力，所以在一定程度上浪費了發(fā)動機動力資源。并且轉向系統(tǒng)還存在低溫工作性能差等缺點。電控液壓助力轉向系統(tǒng)（EHPS）由于液壓助力轉向系統(tǒng)無法兼顧車輛低速時的轉向輕便性和高速時的轉向穩(wěn)定性，因此，在1983年日本Koyo公司推出了具備車速感應功能的電控液壓助力轉向系統(tǒng)（EHPS）。EHPS是在液壓助力系統(tǒng)基礎上發(fā)起來的，在傳統(tǒng)的液壓助力轉向系統(tǒng)的基礎上增設了電控裝置，其特點是原來由發(fā)動機帶動的液壓助力泵改由電機驅動，取代了由發(fā)動機驅動的方式，節(jié)省了燃油消耗；具有失效保護系統(tǒng)，電子元件失靈后仍可依靠原轉向系統(tǒng)安全工作；低速時轉向效果不變，高速時可以自動根據(jù)車速逐步減小助力，增大路感，提高車輛行使穩(wěn)定性。電控液壓助力轉向系統(tǒng)是將液壓助力轉向與電子控制技術相結合的機電一體化產品。一般由電氣和機械兩部分組成，電氣部分由車速傳感器、轉角傳感器和電控單元ECU組成；機械部分包括齒輪齒條轉向器、控制閥、管路和電動泵。其中電動泵的工作狀態(tài)由電子控制單元根據(jù)車輛的行駛速度、轉向角度等信號計算出的最理想狀態(tài)。簡單地說，在低速大轉向時，電子控制單元驅動液壓泵以高速運轉輸出較大功率，使駕駛員打方向省力；汽車在高速行駛時，液壓控制單元驅動液壓泵以較低的速度運轉，在不至影響高速打轉向的需要的同時，節(jié)省一部分發(fā)動機功率。電控液壓轉向系統(tǒng)的工作原理：在汽車直線行駛時，方向盤不轉動，電動泵以很低的速度運轉，大部分工作油經(jīng)過轉向閥流回儲油罐，少部分經(jīng)液控閥然后流回儲油罐；當駕駛員開始轉動方向盤時，ECU根據(jù)檢測到的轉角、車速以及電動機轉速的反饋信號等，判斷汽車的轉向狀態(tài)，決定提供助力大小，向驅動單元發(fā)出控制指令，使電動機產生相應的轉速以驅動油泵，進而輸出相應流量和壓力的高壓油。高壓油經(jīng)轉向控制閥進入齒條上的動力缸，推動活塞以產生適當?shù)闹Γ瑓f(xié)助駕駛員進行轉向操作，從而獲得理想的轉向效果。電控液壓助力轉向系統(tǒng)在傳統(tǒng)液壓動力轉向系統(tǒng)的基礎上有了較大的改進，但液壓裝置的存在，使得該系統(tǒng)仍有難以克服如滲油、不便于安裝維修及檢測等問題。電控液壓助力轉向系統(tǒng)是傳統(tǒng)液壓助力轉向系統(tǒng)向電動助力轉向系統(tǒng)的過渡。電動助力轉向系統(tǒng)（EPS）1988年日本Suzuki公司首先在小型轎車Cervo上配備了Koyo公司研發(fā)的轉向柱助力式電動助力轉向系統(tǒng)。1990年日本Honda公司也在運動型轎車NSX上采用了自主研發(fā)的齒條助力式電動助力轉向系統(tǒng)，從此揭開了電動助力轉向在汽車上應用的歷史。EPS是在EHPS的基礎上發(fā)展起來的,它取消EHPS的液壓油泵、油管、油缸和密封圈等部件,完全依靠電動機通過減速機構直接驅動轉向機構,其結構簡單、零件數(shù)量大大減少、可靠性增強,解決了長期以來一直存在的液壓管路泄漏和效率低下的問題。電動助力轉向系統(tǒng)在本田飛度、思域以及豐田新皇冠、奔馳新A-class等車型上紛紛被采用。線控轉向系統(tǒng)（SBW）在車輛高速化、駕駛人員大眾化、車流密集化的今天，針對更多不同水平的駕駛人群，汽車的易操縱性設計顯得尤為重要。線控轉向系統(tǒng)（Steering-By-WireSysterm，簡稱SBW）的發(fā)展，正是滿足這種客觀需求。它是繼EPS后發(fā)展起來的新一代轉向系統(tǒng)，具有比EPS操縱穩(wěn)定性更好的特點，它取消轉向盤與轉向輪之間的機械連接，完全由電能實現(xiàn)轉向，徹底擺脫傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)所固有的限制，提高了汽車的安全性和駕駛的方便性。1.2轉向系設計概述1.2.1對轉向系的要求1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。2）汽車轉向行駛時，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產生自振，轉向盤沒有擺動。4）轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產生的擺動應最小。5）保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。6）操縱輕便。 7)轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。8)轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。9)在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。10)進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。1.2.2轉向操縱機構轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節(jié)，如圖2-1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統(tǒng)。圖1-1轉向操縱機構1-轉向萬向節(jié)；2-轉向傳動軸；3-轉向管柱；4-轉向軸；5-轉向盤1-steeringuniversalshaft;2-steeringpropeller;3-steeringcolumn;4-steeringaxis;5-steeringwheel1.2.3轉向傳動機構轉向傳動機構包括轉向臂、轉向縱拉桿、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿等。（見圖2-2）轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節(jié)并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。圖1-2轉向傳動機構Fig3-2thetransmissionsystemofsteering1-轉向搖臂；2-轉向縱拉桿；3-轉向節(jié)臂；4-轉向梯形臂；5-轉向橫拉桿1.2.4轉向器機械轉向器是將司機對轉向盤的轉動變?yōu)檗D向搖臂的擺動（或齒條沿轉向車軸軸向的移動），并按一定的角轉動比和力轉動比進行傳遞的機構。機械轉向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統(tǒng)。采用液力式動力轉向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉向器結構。為了避免汽車在撞車時司機受到的轉向盤的傷害，除了在轉向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉向系中設置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉向輪的擺振和轉向機構的震動，有的還裝有轉向減振器。多數(shù)兩軸及三軸汽車僅用前輪轉向；為了提高操縱穩(wěn)定性和機動性，某些現(xiàn)代轎車采用全四輪轉向；多軸汽車根據(jù)對機動性的要求，有時要增加轉向輪的數(shù)目，制止采用全輪轉向。1.2.5轉角及最小轉彎半徑汽車的機動性，常用最小轉彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應由兩個條件保證。即首先應使左、右轉向輪處于最大轉角時前外輪的轉彎值在汽車軸距的2~2.5倍范圍內；其次，應這樣選擇轉向系的角傳動比。兩軸汽車在轉向時，若不考慮輪胎的側向偏離，則為了滿足上述對轉向系的第(2)條要求，其內、外轉向輪理想的轉角關系如圖2-3所示，由下式?jīng)Q定：(1-1)式中：—外轉向輪轉角；—內轉向輪轉角；K—兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離；L—軸距內、外轉向輪轉角的合理匹配是由轉向梯形來保證。圖2-3理想的內、外轉向輪轉角間的關系汽車的最小轉彎半徑與其內、外轉向輪在最大轉角與、軸距L、主銷距K及轉向輪的轉臂a等尺寸有關。在轉向過程中除內、外轉向輪的轉角外，其他參數(shù)是不變的。最小轉彎半徑是指汽車在轉向輪處于最大轉角的條件下以低速轉彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構成圓周的半徑。可按下式計算：(1-2)通常為35o～40o，為了減小值，值有時可達到45o操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達到。對轉向后轉向盤或轉向輪能自動回正的要求和對汽車直線行駛穩(wěn)動性的要求則主要是通過合理的選擇主銷后傾角和內傾角，消除轉向器傳動間隙以及選用可逆式轉向器來達到。但要使傳遞到轉向盤上的反向沖擊小，則轉向器的逆效率有不宜太高。至于對轉向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結構以及結構布置來解決。轉向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級以及上轎車、載貨汽車底盤干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轎車干重的1.5%～2.0%。轉向器的結構型式對汽車的自身質量影響較小。1.2本課程設計研究內容課題研究的主要研究內容：（1）捷達汽車轉向器的方案選擇；（2）齒輪齒條式轉向器的主要性能參數(shù)選擇和確定；（3）齒輪齒條式轉向器各部件的設計計算；（4）齒輪齒條式轉向器的強度校核；（5）齒輪齒條式轉向器轉向傳動機構的設計；（6）繪制零件圖及裝配圖解決方法：1.查閱資料確定捷達汽車即總質量小于3500KG的M型和N型汽車所使用的轉向器的類型。2.確定轉向器的角傳動比，轉矩傳動比。研究轉向器的正效率和逆效率。影響轉向器效率的因素有轉向器類型和轉向器的結構參數(shù)與效率。3.查閱資料和學過的知識，根據(jù)選擇的性能參數(shù)設計計算；4.通過研究轉向器的受力情況，并對其進行強度校核；5.通過研究轉向傳動機構的機構原理，對捷達汽車轉向傳動機構做簡單的設計計算；6.用CAD繪圖軟件繪制所設計的零件圖和裝配圖。齒輪齒條式轉向器的主要優(yōu)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(xiàn)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(jié)的彈簧，能自動消除間隙，這不僅可以提高轉向系統(tǒng)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。轉向器要提供輕便的方向控制，同時轉向盤的轉角范圍不允許過大。這要求轉向器的自由行程盡可能小，傳動比適當，駕駛員主動轉動轉盤時的機械效率高。可能需要動力助力。基于以上調查和轉向器的優(yōu)點，本設計采用齒輪齒條式對捷達汽車的轉向系進行設計。第2章捷達汽車齒輪齒條式轉向系的總體設計2.1齒輪齒條式轉向器工作原理圖2-1齒輪齒條式轉向器轉向原理簡圖2.2轉向系方案的選擇2.2.1轉向盤

轉向盤有盤轂、輪緣和輪輻組成。一般輪輻有兩根和三根的，也有四根的。轉向盤的尺寸和形狀直接影響轉向操縱的輕便性。選用大直徑轉向盤會使駕駛員進、出駕駛室感到困難；選用小直徑轉向盤轉向時要求駕駛員施加較大的力，從而使汽車操縱困難。轉向盤必須符合JB4505-1986轉向盤尺寸標準。該標準規(guī)定：轉向盤直徑尺寸380mm、400mm、425mm、450mm、500mm、550mm。轉向盤與轉向軸采用圓柱直尺漸開線花鍵連接形式，可參照下表選擇。各類車型的轉向盤直徑汽車類型轉向盤直徑／mm轎車、小型客車、輕型貨車汽車380、400、425中型客車、中型載貨汽車450、475、500大客車、重型載貨車5502.2.2轉向軸早期汽車的轉向軸通常用一根無縫鋼管制造，其結構簡單，制造容易，成本低，但從汽車上拆、裝轉向器較為困難。這種結構在某些輕型汽車上還有應用。目前大多數(shù)汽車轉向軸上裝置了萬向節(jié)，使轉向盤和轉向器再汽車上布置更為合理，拆裝方便，從而提高了操縱方便性、行駛安全性和轉向機構的壽命。特別對可翻轉駕駛室的平頭車，可將萬向節(jié)布置在駕駛室翻轉軸線上，有利于駕駛室的翻轉。萬向節(jié)有柔性和剛性兩種。柔性萬向節(jié)，若剛性很大則不能滿足使用要求，剛性大小又不能適應汽車轉向要求，故一般應用較少。剛性萬向節(jié)多是十字軸式，可使用單萬向節(jié)，也可使用雙萬向節(jié)。雙萬向節(jié)要求布置適當，達到等角速運動。本課題采用裝有單十字軸萬向節(jié)的轉向軸。2.2.3轉向器轉向器的種類很多，常見的有循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、曲柄指銷式和齒輪齒條式。隨著汽車技術的發(fā)展和工藝水平的提高，有些形式的轉向器已經(jīng)很少采用，目前循環(huán)球式和齒輪齒條式兩種轉向器應用廣泛。轉向器形式的選擇應根據(jù)汽車的用途決定。經(jīng)常行駛在公路上的汽車可選用正效率高、可逆程度大的轉向器。轉向系統(tǒng)中采用液力式動力轉向器時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，可采用可逆程度大、正效率高的裝向器。循環(huán)球式和齒輪齒條式兩種轉向器正效率高（70%-85%），可逆程度大（60%-70%），適合大量生產，是目前得到廣泛應用的原因。本文采用齒輪齒條式轉向器，取其傳動效率為80%。因本車型前懸采用鋼板彈簧，為了避免懸架運動與轉向機構運動出現(xiàn)不協(xié)調現(xiàn)象，應該將轉向器布置在前鋼板跳動中心附近，即前鋼板彈簧前支架偏后不多的位置處。2.2.4轉向梯形汽車轉向時，左、右轉向輪的轉角要符合一定的規(guī)律，以保證所有車輪在轉向過程中都繞一個圓心以相同的瞬時角速度運動。轉向梯形機構可以使汽車在轉向過程中所有車輪都是純滾動或有極小的滑移，從而提高輪胎的使用壽命，保證汽車操縱的輕便性和穩(wěn)定性。轉向梯形機構由梯形臂、橫拉桿和前軸組成。根據(jù)梯形機構相對前軸的位置分為前置式和后置式兩種。后置轉向梯形機構是將轉向梯形放在前軸之后，簡單可靠，因此應用廣泛。前置轉向梯形機構是在發(fā)動機位置很低或前軸為驅動軸時，轉向梯形實在不能布置在轉向軸之間，才不得不把轉向梯形放在前軸之前。根據(jù)前懸架形式的不同，轉向梯形機構又可分為整體式和分段式兩種。整體式轉向梯形機構用于非獨立懸架的汽車。分段式轉向梯形機構用于獨立懸架的汽車，以保證任一前輪的跳動不致牽動拉桿而涉及另一車輪的偏轉。分段式轉向梯形比較復雜，鉸接點多。因本車型采用非獨立懸架，故本文采用后置整體式轉向梯形。2.3轉向系主要性能參數(shù)2.3.1轉向系設計的前提條件整車形式及總布置方案：平頭，發(fā)動機前置，非獨立懸架，輪胎規(guī)格10.00-20（低氣壓)。2.3.2轉向系的效率功率從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。正效率計算公式：（2-1）逆效率計算公式：（2-2）式中，為作用在轉向軸上的功率；為轉向器中的磨擦功率；為作用在轉向搖臂軸上的功率。正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。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(shù)和制造質量等。2.3.3轉向器的正效率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(shù)和制造質量等。（1）轉向器類型、結構特點與效率在四種轉向器中，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。選用滾針軸承時，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，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結構的轉向器效率分別為70%和75%。轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采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(shù)與效率如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算（2-3）式中，a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為磨擦因數(shù)。2.3.4轉向器的逆效率根據(jù)逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上的力，經(jīng)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。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。不可逆式和極限可逆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可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算（2-4）式（4-3）和式（4-4）表明：增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角。2.4傳動比變化特性2.4.1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。轉向系的力傳動比:（2-5）轉向系的角傳動比:（2-6）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（2-7）轉向器的角傳動比:（2-8）轉向傳動機構的角傳動比:（2-9）2.4.2力傳動比與轉向系角傳動比的關系轉向阻力與轉向阻力矩的關系式：（2-10）作用在轉向盤上的手力與作用在轉向盤上的力矩的關系式：（2-11）將式（3-10）、式（3-11）代入后得到（2-12）如果忽略磨擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示（2-13）將式（3-13）代入式（3-12）后得到（2-14）當a和Dsw不變時，力傳動比越大，雖然轉向越輕，但也越大，表明轉向不靈敏。一般情況下，機械轉向汽車，輕型車iw0在15-23之間，中型車iw0在25-30之間，本文暫取iw0為20。2.4.3轉向器角傳動比的選擇轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要因素是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車，不存在轉向沉重問題，應取較小的轉向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉向軸負荷大，汽車低速急轉彎時的操縱輕便性問題突出，應選用大些的轉向器角傳動比。汽車以較高車速轉向行駛時，要求轉向輪反應靈敏，轉向器角傳動比應當小些。汽車高速直線行駛時，轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。否則轉向過分敏感，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖2-1所示。圖2-1轉向器角傳動比變化特性曲線2.5轉向器傳動副的傳動間隙△t傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性（圖3-2）。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經(jīng)調整消除該處間隙。為此，傳動副傳動間隙特性應當設計成圖2-2所示的逐漸加大的形狀。圖2-2轉向器傳動副傳動間隙特性轉向器傳動副傳動間隙特性圖中曲線1表明轉向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙；曲線3表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。3.5轉向盤的總轉動圈數(shù)轉向盤從一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數(shù)稱為轉向盤的總轉動圈數(shù)。它與轉向輪的最大轉角及轉向系的角傳動比有關，并影響轉向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉向盤的總轉動圈數(shù)較少，一般約在3.6圈以內；貨車一般不宜超過6圈。第三章 捷達汽車齒輪齒條式轉向器方案分析及設計3.1齒輪齒條式轉向器齒輪齒條式轉向器由與轉向軸做成一體的轉向齒輪和常與轉向橫拉桿做成一體的齒條組成。與其他形式的轉向器比較，齒輪齒條式轉向器最主要的優(yōu)點是：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(xiàn)間隙以后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節(jié)的彈簧。能自動消除齒間間隙，這不僅可以提高轉向系統(tǒng)的剛度。還可以防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用的體積小；沒有轉向搖臂和直拉桿，所以轉向輪轉角可以增大；制造成本低。齒輪齒條式轉向器的主要缺點是：因逆效率高，汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間沖擊力的大部分能傳至轉向盤，稱之為反沖。反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，轉向盤突然轉動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向起有四種形式，如圖4-1所示：中間輸入，兩端輸出(a)；側面輸入，兩端輸出(b)；側面輸入，中間輸出(c)；側面輸入，一端輸出(d)。圖3-1齒輪齒條式轉向起有四種形式采用側面輸入，中間輸出方案時，與齒條連的左，右拉桿延伸到接近汽車縱向對稱平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿會與齒條同時向左或右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。采用兩端輸出方案時，由于轉向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統(tǒng)導向機構產生運動干涉。側面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉向器，常用在平頭貨車上。采用齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運轉平穩(wěn)降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應而遭淘汰。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(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作用，所以轉向器應該采用推力軸承，使軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點。齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)省20%，故質量小；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉動；Y形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的力矩時，應選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。為了防止齒條旋轉，也有在轉向器殼體上設計導向槽的，槽內嵌裝導向塊，并將拉桿、導向塊與齒條固定在一起。齒條移動時導向塊在導向槽內隨之移動，齒條旋轉時導向塊可防止齒條旋轉。要求這種結構的導向塊與導向槽之間的配合要適當。配合過緊會為轉向和轉向輪回正帶來困難，配合過松齒條仍能旋轉，并伴有敲擊噪聲。根據(jù)齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，齒輪齒條式轉向器在汽車上有四種布置：形式轉向器位于前軸后方，后置梯形(a)；轉向器位于前軸后方，前置梯形(b)；轉向器位于前軸前方，后置梯形(c)；轉向器位于前軸前方，前置梯形(d)。圖3-2齒輪齒條式轉向器在汽車上有四種布置齒輪齒條式轉向器廣泛應用于乘用車上。車載質量不大，前輪采用獨立懸架的貨車和客車有些也用齒輪齒條式轉向器。3.2齒輪齒條式轉向器結構形式的選擇圖3-3采用如圖所示的布置形式圖3-4采用如圖所示的側面輸入兩端輸出的結構形式。3.3數(shù)據(jù)的確定根據(jù)以上的論述，本次設計初選數(shù)據(jù)如下：輪距：前/后1429/1422mm軸距2471mm滿載軸荷分配：前/后826/1650(kg)總質量/kg1475(kg)輪胎185/60R214主銷偏移距a74mm輪胎壓力p/MPa0.25方向盤直徑400mm最小轉彎半徑5.25m轉向節(jié)臂200mm轉向搖臂180mm表3-1初選數(shù)據(jù)3.4設計計算過程3.4.1轉向輪側偏角計算(3-1)(3-2)3.4.2轉向器參數(shù)選取齒輪齒條轉向器的齒輪多采用斜齒輪，齒輪模數(shù)在之間，主動小齒輪齒數(shù)在之間，壓力角取，螺旋角在之間。故取小齒輪，，右旋，壓力角，精度等級8級。轉向節(jié)原地轉向阻力矩：(3-3)方向盤轉動圈數(shù)：(3-4)角傳動:(3-5)故初選角傳動比值復合要求方向盤上的手力：(3-6)其中L1為轉向搖臂長，L2轉向節(jié)臂長，DSW轉向盤直徑，η為轉向器效率。作用在轉向盤上的操縱載荷:對轎車該力不應超過150～200N，對貨車不應超過500N。所以符合設計要求(3-7)力傳動比：(3-8)3.4.3齒輪齒條設計齒輪齒條轉向器的齒輪多數(shù)采用斜齒輪。齒輪模數(shù)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，壓力角去，齒輪螺旋角的取值范圍多為。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。變速比的齒輪壓力角，對現(xiàn)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。正確嚙合條件：；；根據(jù)設計的要求，齒輪齒條的主要參數(shù)見下表：表2齒輪齒條的主要參數(shù)名稱齒輪齒條齒數(shù)Z622模數(shù)Mn2.52.5壓力角螺旋角β1=β2=-變位系數(shù)Xn00齒輪：==15.3齒頂高齒輪：=2.5齒條：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 齒輪：=20.3齒根圓齒輪：9.05基圓直徑由得20.41齒輪：表3齒輪齒條的結構尺寸名稱齒輪齒條分度圓直徑15.3齒頂高2.52.5齒根高3.1253.125齒全高h5.6255.625齒頂圓20.3齒根圓9.05基圓直徑14.34齒寬b402034.4齒條的強度計算3.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=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/dFr=Ft*tg/cosβ1Fx=Ft*tgβ1Fn=Ft/(cos*cosβ1)——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=2614.38NT——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*cosβ1)=2841N齒條牙齒受到的切向力：=2669.67N齒條桿部受到的力：β2=2611.33N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=11.1N/mmF——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。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：=451.16N/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重合系數(shù)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(shù)S=/=3.8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。3.4.5小齒輪的強度計算.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(fā)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(wěn)。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P=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(jié)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Pca=KP=KK——載荷系數(shù)載荷系數(shù)K包括：使用系數(shù)，動載系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分布數(shù)，即K=使用系數(shù)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(shù)。=1.0動載系數(shù)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(fā)生彈性變形，因此引入了動載系數(shù)。=1.0齒間載荷系數(shù)齒輪的制造精度7級精度[2]=1.2齒向荷分配系數(shù)齒寬系數(shù)φd=b/d=18.14/12.13=1.5=1.12+0.18(1+0.6φd)+0.23*10b=1.5所以載荷系數(shù)K==1*1*1.2*1.5=1.8斜齒輪傳動的端面重合度=bsin=0.318φd*ztan=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：Pca=KP=K因為Fn=Ft/(cos*cosβ1)所以=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(shù)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(shù)主動小齒輪選用材料20CrMo制造，根據(jù)材料選取，均為0.3，E，E都為合金鋼，取189.8MPa求得Z=5.7－節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z=2.24齒輪與齒條的傳動比u,u趨近于無窮則所以=51.6MPa小齒輪接觸疲勞強度極限=1000MPa應力循環(huán)次數(shù)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(shù)S=1，可得=1.1*1000MPa=1100MPa（3-38）K——接觸疲勞壽命系數(shù)由此可得<所以，齒輪所選的參數(shù)滿足齒輪設計的齒面接觸疲勞強度要求。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(qū)，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(jù)分析，齒根所受的最大玩具發(fā)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(qū)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(shù)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(shù)，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強度計算校核公式：齒間載荷分配系數(shù)=1.2齒向載荷分配系數(shù)=1.33載荷系數(shù)K==1*1*1.2*1.3=1.56齒形系數(shù)校正系數(shù)=1.4螺旋角系數(shù)校核齒根彎曲強度σ===323.8MPa彎曲強度最小安全系數(shù)=1.5計算彎曲疲勞許用應力——彎曲疲勞壽命系數(shù)=1.5可得，=1.5*1000/1.5=1000MPa所以σ<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3.5齒輪軸的結構設計圖3.11齒輪軸的結構設計3.6軸承的選擇軸承1：深溝球軸承6004(GB/T276-1994) 軸承2：滾針軸承NA4901(GB/T5801-1994)3.7轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇轉向器的潤滑方式：人工定期潤滑潤滑脂：石墨鈣基潤滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S潤滑脂。密封件：旋轉軸唇形密封圈FB1630GB13871—19923.8動力轉向機構布置方案分析液壓式動力轉向因為油液工作壓力高，動力缸尺寸小、質量小，結構緊湊，油液具有不可壓縮性，靈敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面沖擊等優(yōu)點而被廣泛應用。由分配閥、轉向器、動力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成液壓式動力轉向機構。根據(jù)分配閥、轉向器和動力缸三者相互位置的不同，它分為整體式和分置式兩類。后者按分配閥所在位置不同又分為：分配閥裝在動力缸上的稱為聯(lián)閥式(b)；分配閥裝在轉向器和動力缸之間的拉桿上稱為連桿式(c)；分配閥裝在轉向器上的稱為半分置式。圖3.12動力轉向機構布置方案圖1－分配閥2－轉向器3－動力缸在分析比較上述幾種不同動力轉向機構布置方案時，常從結構上是否緊湊；轉向器主要零件是否承受由動力缸建立起來的載荷；拆裝轉向器是否容易；管路，特別是軟管的管路長短；轉向輪在側向力作用下是否容易引起轉向輪擺振；能不能采用典型轉向器等方面來做比較。例如整體式動力轉向器，由于分配閥、轉向器、動力缸三者裝在一起，因而結構緊湊，管路也短。在轉向輪受到側向力作用時或者發(fā)動機的振動不會影響分配閥的振動，因而不能引起轉向輪擺振。它的缺點是轉向搖臂軸、搖臂等轉向器主要零件，都要承受由動力缸所建立起來的載荷，因此必須加大它們的尺寸和質量，這對布置它們帶來不利的影響。同時還不能采用典型轉向器，拆裝轉向器時要比分置式的困難。除此之外，由于對轉向器的密封性能要求高，這對轉向器的設計，特別是重型汽車的轉向器設計帶來困難。對于轎車來說，由于空間本身限制，選用結構緊湊的整體型較為合適，且較短的管路也可以減少泄露，經(jīng)濟而又環(huán)保。第4章捷達汽車齒輪齒條式轉向傳動機構設計4.1轉向傳動機構原理圖4.1轉向中心的不同軌跡圓如上圖4.1所示：轉向傳動機構的任務是將轉向器輸出端的擺動轉變?yōu)樽蟆⒂肄D向車輪繞其轉向主銷的偏轉，并使它們偏轉到繞同一瞬時轉向中心的不同軌跡圓上，實現(xiàn)車輪無滑動地滾動轉向。為了使左、右轉向車輪偏轉角之間的關系能滿足這一汽車轉向運動學的要求，則要由轉向傳動機構中的轉向梯形機構的精確設計來保證。由于一般齒輪齒條式轉向器與左右橫拉桿鉸接，而左右橫拉桿一般直接與轉向節(jié)下節(jié)臂鉸接，所以在這里我假定把左右梯形臂轉變?yōu)檗D向節(jié)的一部分。根據(jù)齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，齒輪齒條式轉向器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，