齿轮齿条转向器

第一章引言 错误!未定义书签。1.1汽车转向装置的设计趋势 错误!未定义书签。1.2汽车转向装置的发展趋势 错误!未定义书签。TOC\o"1-5"\h\z第二章齿轮齿条转向器设计方案选择 1\o"CurrentDocument"第三章传动比的计算 4\o"CurrentDocument"3.1汽车方向盘（转向盘） 4\o"CurrentDocument"3.1转向阻力矩 4\o"CurrentDocument"3.3角传动比与力传动比 4\o"CurrentDocument"第四章齿轮设计 6\o"CurrentDocument"齿轮参数的选择⑻ 6\o"CurrentDocument"齿轮几何尺寸确定⑵ 6\o"CurrentDocument"4.3齿根弯曲疲劳强度计算[11] 7\o"CurrentDocument"4.3.1齿轮精度等级、材料及参数的选择 7\o"CurrentDocument"4.3.2齿轮的齿根弯曲强度设计。 7\o"CurrentDocument"4.3.3齿面接触疲劳强度校核 8第五章齿条的设计 95.1齿条的设计⑹ 9\o"CurrentDocument"第六章齿轮轴的设计⑷ 10\o"CurrentDocument"第七章其他零件的选择⑹ 11设计工作总结 错误!未定义书签。参考文献 错误!未定义书签。致谢 错误!未定义书签。第二章齿轮齿条转向器设计方案选择适用车辆相关数据：驱动型式：4X2，发动机横置前置前驱；总质量：1470kg；满载轴荷：前轴735kg,后轴735kg发动机最大功率：53kW/5200rpm，发动机最大扭矩：121Nm/3500rpm轴距：2475哑；轮胎：175/70R-13T；轮辋：5士J132转向器的功用是将转向盘的回转运动转换为转向转动机构的往复运动。转向器是转向系的减速传动装置，一般由1-2级减速传动副。目前应用比较广泛的转向器有齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器、蜗杆曲柄指销式转向器。此次毕业设计，是设计机械转向系的转向器中的一种，齿轮齿条式转向器。齿轮齿条式转向器的优点：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成转向器的质量比较小；传动效率高达90%；转向灵敏；齿轮与齿条之间因磨损出现间歇后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节弹簧，能自动消除齿间间歇这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用的体积小；没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大，制造成本低。特别适于与烛式和麦费逊式悬架配用，便于布置等优点。因此，目前它在轿车、微型、轻型货车上得到广泛的应用。例如，一汽的红旗CA7220型轿车、奥迪100型轿车、捷达轿车、上海桑塔纳轿车、天津夏利轿车以及天津TJ1010型微型货车和南京依维柯轻型货车等，都采用了这种齿轮齿条式转向器。齿轮齿条式转向器的主要缺点是：因逆效率高（60%-70%），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，方向盘突然转动会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出（图l-2a）、侧面输入，两端输出（图l-2b）、侧面输入，中间输出（图1-2c）、侧面输入，一端输出（图1-2d）。图1-2采用侧面输入，中间输出方案时，由图1—3可见，与齿条固连的左、右拉杆延伸到接近汽车总想对称平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆与齿条同时向左或向右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了它的强度。图1—3采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。但其结构简单，制造方便，且成本低等特点，常用于小型车辆上采用侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头货车上。如果齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳性降低，冲击力大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此，因与总体布置不适应而遭淘汰。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与噪声均降低，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用推力轴承，是轴承寿命降低，还有斜齿轮的滑磨比较大事它的缺点。根据对四种不同类型转向器的对比选择，本课题将采用侧面输入两端输出的齿轮齿

条转向器。齿条断面形状有圆形（图1—1）、V形（图1—4）和Y形（图1—5）三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单。V形和Y形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节约20%，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿图1—4 图1—5条绕轴线转动；Y形的断面齿条的齿宽可以做的宽一些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有碱性材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，应选用V形和Y形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿条、齿轮的齿不能正确啮合的情况出现。根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形;转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形。齿轮齿条式转向器广泛应用于乘用车上.载质量不大，前轮采用独立悬架的货车和客车有些也用齿轮齿条式转向器.第三章传动比的计算3.1汽车方向盘（转向盘）转向盘的直径Dw有一系列尺寸。选用大的直径尺寸时，会使驾驶员进出驾驶室感到困难。若选用小的直径尺寸，转向时，驾驶员要施加较大的力量，从而使汽车难于操纵，据原始数据，参见手册取Dw=400mm则由作用方向盘上的力矩 Mh=25N-m得作用在方向盘上的力Fh=Mh.,.'R=2.5Xi。：；。。=125N■sw3.1转向阻力矩式中：f---滑动摩擦系数，一般取0.7P---轮胎气压G「--前轴载荷则f:G3_0.7：'73503Mr=3\：方3?200X103 328.8Nm3.3角传动比与力传动比转向系的传动比由转向系的角传动比七和转向系的力传动比七组成.从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在方向盘上的手力卜h之比称为力传动比ip.方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比称为转向系角传动比i心.它又由转向器传动比iw转向传动装置角传动比iw所组成.

力传动比与转向系角传动比的关系i工pF

h而F可和作用在转向节上的转向阻力矩M「有以下关系作用在方向盘上的手力卜h可由下式表示Fh=M侧swip«"Aw 若忽略磨擦损失侧ha由此i=i ^swpwoa式中a一车轮节臂由式可知，力传动比与R由式可知，力传动比与Rw.a和、有关，a愈小，ip愈大，转向愈轻便.由以上过程可计算出结果如下:由以上过程可计算出结果如下:1)2）力传动比.p1)2）力传动比.p=妇/式中式中a=iB=+x175=87.5mm).p.p=妇/=19x20087.5=43-5第四章齿轮设计4.1齿轮参数的选择⑻齿轮模数值取值为m=2.5，主动齿轮齿数为z=6,压力角取a=20°，齿轮螺旋角为6=12。，齿条齿数应根据转向轮达到的值来确定。齿轮的转速为n=10r/min，齿轮传动力矩25N•m，转向器每天工作8小时，使用期限不低于5年.主动小齿轮选用20MnCr5材料制造并经渗碳淬火，而齿条常采用45号钢或41Cr4制造并经高频淬火，表面硬度均应在56HRC以上。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。4.2齿轮几何尺寸确定⑵齿顶高ha=mw*+x)=2.5xG+0.7)=4.25mm齿根高hf=mn虹+c；-X&)=2.5xG+0.25-0.7)=1.375mm齿高h=ha+hf=4.25+1.375=5.625mm分度圆直径d=mz/cos6=2.5x6/4=15.337mm/cos12。齿顶圆直径da=d+2ha=15.337+8.5=23.837mm齿根圆直径df=d-2hf=15.337-2.475=12.587mm基圆直径db=dcosa=15.337xcos20。=14.412mm法向齿厚为"兀一 \ "兀 一 、一一s=—+2xtanam=—+2x0.7x0.364x2.5=4.593mm端面齿厚为/兀 、"兀 0-7 \st=1万+2Xttacntjm^=^-+2x——x0.36j求2.5253=5.275mm分度圆直径与齿条运动速度的关系 d=60000v/nn1nv=0.001m/s齿距 p=nm=3.14X2.5=7.85mm齿轮中心到齿条基准线距离 H=d/2+xm=9.4185mm(0.7)4.3齿根弯曲疲劳强度计算[11]4.3.1齿轮精度等级、材料及参数的选择由于转向器齿轮转速低，是一般的机械，故选择8级精度。齿轮模数值取值为m=2.5，主动齿轮齿数为z=6，压力角取a=20°.主动小齿轮选用20MnCr5或15CrNi6材料制造并经渗碳淬火，硬度在56-62HRC之间，取值60HRC.齿轮螺旋角初选为6=12°4.3.2齿轮的齿根弯曲强度设计。mZ1打壬In\①Z2。m1Fp试取K=1.3斜齿轮的转矩T=25N•m取齿宽系数4m=0.8齿轮齿数勺=6复合齿形系数 Y瓦=3.32(6)许用弯曲应力 。FpS、。F广0.7'920=644N/mm2。fe为齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值。……31.3x25x3.32%一•?0.8x62x644—.试取m=2.5mm(7)圆周速度d=15.337mmb=4md=0.8X15.337=12.226mm 取b=12mm冗dn60X1000兀x15.337x1060冗dn60X1000兀x15.337x1060X1000=0.008m/s(8)计算载荷系数查表得使用系数KA=1根据v=0.01m/s和8级精度，查表得Kv=0.4查表得 齿向载荷分布系数Kp=1.15查表得 齿间载荷分布系数Kh=Kf=1.1K=KaKvKhK§=1x0.4x1.1x1.15=0.759,，一… 30759修正K值计算模数mn=2.23x,=2.055,故前取2.5mm不变.4.3.3齿面接触疲劳强度校核校核公式为：2KTu+1(1)许用接触应力th](2)(3)(4)(5)查表得a=1650MPaHmin由图7-18得Z=1N1安全系数SH=1Is]=8HlimZN1=1650MPaH1 SH查表得弹性系数ZE=180MPa】2.查表得区域系数Zh=2.44.重合度系数 zg=—=1：'12嘉=0.91a.螺旋角系数 z§="os§=gos12=0.989=180x2.44x0.91x0.989x龙*0.759*25°°°x42^1=1513Mpa< ]=1650MPa12x162 4.7 H由以上计算可知齿轮满足齿面接触疲劳强度，即以上设计满足设计要求。第五章齿条的设计5.1齿条的设计[6]根据齿轮齿条的啮合特点：齿轮的分度圆永远与其节圆相重合，而齿条的中线只有当标准齿轮正确安装时才与其节圆相重合.齿轮与齿条的啮合角永远等于压力角.因此，齿条模数m=2.5,压力角a=20。齿条断面形状选取圆形选取齿数z=28，螺旋角p=8。端面模数m〔=m/cosp=2.5/cos8。=2.5253mm端面压力角气=tana/cosP=tan20。/co8s=0.367法面齿距P=nmn=3.14x2.5=7.85mm端面齿距P.=nm.=3.14x2.5253=7.929mm齿顶高系数h*=1an法面顶隙系数C*=0.25n齿顶高h=mh+x)=3xG+0.7)=4.25mm齿根高h=m(h*+c*-x)=2.5x(1+0.25-0.7)=1.375mmf nan n n齿高h=ha+hf=4.25+1.375=5.625mm法面齿厚一 "兀 一 \ "兀一 、一一.一…S=—+2xtanam=y+2x0.7x0.364x2.5=4.593mm端面齿厚J-+2xo.y&

k2 J-+2xo.y&

k2 /cosP2x0.367x2.5253=5.275mm7第六章齿轮轴的设计⑷由于齿轮的基圆直径db=17.2，数值较小，若齿轮与轴之间采用键连接必将对轴和齿轮的强度大大降低，因此，将其设计为齿轮轴.由于主动小齿轮选用20MnCr5材料制造并经渗碳淬火，因此轴的材料也选用20MnCr5材料制造并经渗碳淬火.查表得：20MnCr5材料的硬度为60HRC，抗拉强度极限LB]=1100MPa，屈服极限las]=850MPa，弯曲疲劳极限C]]=525MPa，剪切疲劳极限I)=300MPa，转速n=10r/min根据公式[5]d2口 =3M=1.36\0.2Lt]"0.2x50忽略磨损，根据能量守衡，作用在齿轮齿条上的阻力矩为M=328.8N•m，作用在r齿轮上的轴向力为F=Ksin20=竺1^山20=12.23N，r。 9.15 。作用在齿轮上的切向力为F=Mcos20=^8^cos20=33.77N

r。 9.15 。弯