本田锋范轿车齿轮齿条转向器设计中期报告

毕业设计（论文）中期报告题目：本田锋范轿车齿轮齿条转向器设计2014年3月12日本文由闰土服务机械外文文献翻译成品淘宝店整理根据学校毕业论文设计进度安排，我在参加完开题答辩之后，便开始论文初稿的前期准备工作，并针对在开题答辩中到时指出的问题对论文的总体结构框架和行文安排进行了更改。以达到理清论文设计思路、完善论文结构的目的，为下一步论文中期研究做好铺垫。在完善论文框架的同时，逐步开始论文相关数据资料的收集和整理，并着手论文初稿的撰写工作。具体情况如下：1.设计（论文）进展状况（1）对转向器原理进行进一步深入探究。（2）根据本田锋范轿车的各尺寸参数，完成了传动大部分的计算，如原地转向阻力矩，转向盘手力，齿条的受力分析，齿条杆部受拉压的强度计算，齿条齿部弯曲强度的计算，齿面接触疲劳强度计算等。下面陈述部分计算过程及结果：轮侧偏角计算转向系统的性能从整车机动性着手，在最大转角时的最小转弯半径为轴距的2—2.5倍。此轻型车的轴距为2550mm，最小转弯半径RminK5100mm。分析如（图3-1）所示。图3-1转向轮侧偏角分析图a=arcsin（———）（3-1）

R—a式中：a一转向轮外轮转角；a一主销偏移距，该值一般取-10—30mm,设计取20mm；L—汽车轴距。a=arcsin(———)=arcsin(-2"0_)-30(3-2)R—a 5100—20查得对应的最大内轮转角P=370，其综合转角为320。器原地转向阻力矩计算为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。精确地计算出这些力是困难的。为此用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩MR（N-mm）o轮胎上的原地转动的阻力矩由经验公式得fG3M-f匕（3-3）R3p式中：f一轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取0.7；q—为转向轴负荷（N）；取前轴满载760kg；p—为轮胎气压（MPa）。取0.2MPa（一般为0.2~0.24MPa）。f'G3 . 、M-f，G^=335.625N.m (3-4)R3飞p器角传动比与力传动比计算动比与力传动比介绍转向系的传动比由转向系的角传动比,：和转向系的力传动比，p组成。力传动比：从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力2F：与作用在方向盘上的手力勺之比称为力传动比，。

角传动比：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，・。它又由转向器传动比，•转向传动装置角传动比广所组成。WWW动比与力传动比确定方向盘转动圈数取n=4圈，转向盘直径D=375mm，转向正效率方向盘转动圈数取n=4圈，转向节臂长L=200mmi角传动比为nx360 4x360。3 （a+p）（37。+32°）K=20.87（nx360 4x360。3 （a+p）（37。+32°）K=20.87（3-5）作用在方向盘上的力2M

R—Dsw“+2X335625 =95.29N（3-6）375x20.87x0.9由公式F=2Mh（3-7）

hD

sw得作用在转向盘上的力矩FD—h-SW295.29x375 =17870N•mm=17.87N•m（3-8）力传动比与转向系角传动比的关系2F丁（3-9）Fh而F和作用在转向节上的转向阻力矩M有以下关系M——RLi作（3-10）用在方向盘上的手力F可由下式表示"(3-11)则力传动比为—R swMhL]（3-12）又因为Ma=竺=i (3-13)由此力传动比M耳3年。

h+k..D丑 o337375X0.9i=i—sw~r=20.87x =17.609(3-14)pw2% 2x200齿条设计齿条啮合传动的特点齿条实际上是齿数为无穷的齿轮的一部分。当齿数为无穷时，齿轮的基圆直径也为无穷大，根据渐开线的形成过程可知，此时渐开线就变成了直线。所以齿条的齿廓为直齿廓(如图3-2所示)，齿廓上各点的法线是平行的，而且在传动时齿条是平动的，齿廓上各点速度的大小和方向也相同，所以齿条齿廓上个点的压力角相同，大小等于齿廓的倾斜角。齿条上各齿同侧的齿廓是平行的，所以在任何与分度线平行的直线上，周节都相等。图3-2齿条的齿廓齿轮齿条啮合传动时，根据小齿轮螺旋角与齿条齿倾角的大小和方向不同，可以构成不同的传动方案。当左旋小齿轮与右倾齿条相啮合而且齿轮螺旋角P1与齿条倾斜角p2角相等时，则轴交角6=0°；若因＞也，则。邛］—%；若B产％，则o=p1-p2为负值，表示在齿条轴线的另一侧。当右旋小齿轮与右倾齿条或左旋小齿轮与左倾齿条相啮合时，其轴交角均为0=P1+P2O齿轮与齿条啮合传动时，齿轮的节圆始终与其分度圆重合。当小齿轮轴线与齿条轴线不垂直时，小齿轮齿廓与齿条齿廓间的接触为点接触，轮齿所受的压强较大，产生的接触应力也比较大，轮齿磨损很快，所以齿轮齿条转向器的传动比不能太大。齿轮齿条传动的传动比只与齿条的齿倾角、小齿轮的法向模数和小齿轮的齿数有关。在设计时，只要合理的选取这几个参数就可以获得需要的传动比。但是小齿轮的模数不能太小，否则会使齿条齿廓在啮合时啮合点离齿顶太近，齿根的弯曲应力增大，

易产生崩齿。同时小齿轮的变位系数不能太大，否则会造成齿条齿顶平面与小齿轮齿根圆柱面的间隙过小，对润滑不利，而且容易造成转向器卡死的现象。参数的选择初选齿轮参数：齿轮齿条转向器的齿轮多采用斜齿轮，齿轮模数在2~3mm之间，主动小齿轮齿数在5〜7之间，压力角取&=20。，螺旋角在9。〜15。之间。故取小齿轮q=6，m=2.5，p=10。右旋，压力角a=20。，齿轮的转速为n=10r/:^口，左旋，精度等级8级，转向器每天工作8小时，使用期限不低于5年。材料选择：齿轮16MnCr5，渗碳淬火，齿面硬度54-62HRC齿条45#，表面淬火，齿面硬度56HRC分度圆直径d=mnz^=2,5X6=15.2314mm（3-15）1cospcos10。取齿宽系数匕=1.2齿条宽度b2=甲巴=1.2X15.2314=18.278mm（3-16）圆整取b=20mm；2则取齿轮齿宽b=b+10=30mm（3-17）所以取齿轮齿宽30mm；齿条齿宽20mm。接触疲劳许用应力(3-18)确定许用应力(3-18)[c]=—Hlim——N

HSHmin[o]=CFlirnYSTYN(3-19)FSFmin查表确定c和。HlimFlim。H[.]=1500MPacH1.2=1300MPacF].]=425MPacFl2=375MPa查表确定寿命系数ZN、YNZn1=ZN2=L32YN1=YN2=1查表确定安全系数S=1S=1.4HminFHminFmin计算接触疲劳许用应力[O ][O ]=S-〃痴/母H1SHmin1500xL32:1980Mpa(3-20)6H2]6H2]=—HI-Zn?SHmin1300x1.32 =1716MPa(3-21)查表确定应力修正系数YSTo[°]二—F1Fo[°]二—F1Flim1ZTYN1SFmin与一二607.14MPa(3-22)o[o]=F2Flim2工T12SFminWF二535-7MPa(3-23)的齿根弯曲强度设计参数查取：初选K=1.4初选K=1.4p=14。Z=6Z=25①=0.8Y8=0.7Yp=0.89当量齿数Z=Z/cos3p=8/cos3140=8.76V复合齿形系数1厂3.32初步计算齿轮模数mn转矩T=M=17870N•mm闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。代入［o］较小的值Fmnt2mnt2KtTcos2pHY(3-24)x 535.72X1.4x17870xcos210ox0.7x 535.71.2x62=1.631mm初取m=2.5mmnt确定载荷系数K查表确定使用系数K

3.14x2.5x6x1060x1000cos63.14x2.5x6x10=0.0079m/s（3-25）查表确定齿向载荷分布系数K6=1.15查表确定齿间载荷分布系数K=0.0079m/s（3-25）查表确定齿向载荷分布系数K6=1.15查表确定齿间载荷分布系数KH=1.1K K = KaKvKhK6=1x0.4x1」x1.15=0.759（3-26）=mntK==mntK=2.5xt0759=2.0385mm（3-27）1.4取m=2.5mmn齿轮主要参数和几何尺寸齿轮参数:%[=6齿轮参数:%[=6，m=2.5，6=100压力角a=20o，左旋取变位系数x=1h*=1c*=0.25an齿顶高卢+x）=2.5x（1+1）=5mm（ .ann （3-28）齿根高*+c*-x）=2.5x（1+0.25-1）=0.625mmannn （3-29）齿高=5+0.625=5.625mm（330）分度圆直径2.5x62.5x6COS10O=15.231mm（3-31）齿顶圆直径=q+2h=15.231+2x5=25.231mm（3-32）齿根圆直径=d1-2%=15.231-2x0.625=13.981mm（333）基圆直径

d=dcosa=15.231xcos20=14.312mm（3-34）齿轮中心到齿条基准线距离〃d 15.231H=r+xm= F1x2.5=10.1155mm（3-35）2 nn2齿轮齿宽bi=b2+10=20+10=30mm（3-36）齿条主要参数和几何尺寸因为齿轮与齿条要相互啮合，所以取齿条模数m=2.5mm1又因为齿轮齿条线角传动比为mz兀2.5x6x3.14—n-1-

cosPcos10°=47.827（3-37）转向盘总转动圈数为n=4圈又因为n=—（（3-38）

i所以齿条长度L=ni=4x47.827=191.306mm（3-39）4X4X3600=22.5（3-40）2x320 2x320式中：32o为综合转角因为齿条齿形角等于压力角所以齿条齿距P=兀m2=3.14x2.5=7.85mm（3-41）齿条齿数L191.308z=t= =24.370（3-42）2P7.85所以取齿条齿数z2=25实际齿条长度L=z2P=25x7.85=196.25mm（3-43）

取齿条长度为200mm。齿条参数：z2=25,m=2.5,p=10。，压力角a=20。，右旋。取变位系数%=0h*=1c*=0.25n ann齿顶高h=mh=ma2 n2齿根高!*十%ann)=2.5x(1+0)=2.5mm(3_44)h=mv齿条齿宽-%)=2.5x(1+0.25—0)=3.75mm(h=mv齿条齿宽b2=。巴=1.2x15.231=18.218mm3-46)取b=20mm2(2.4.7)齿面接触疲劳强度校核校核公式为rrrr/KTU+1r.z、o=ZZZZ' 1 <[o](3-47)heh£B{bd2uh1 11由上面计算得[。]=1980MPaH查取：弹性系数ZE=180、MPa区域系数Zh=2.45重合度系数E£=0.91螺旋角系数Zp=、r宙'=4而而=0.99。=ZZZZ:空T1皿(3-48)HEH£P\'bd2u1 112x0.759x17870.=2.45x180x0.91x0.99j x230x15.2312=1109.275<[oH]经校核：合理(3)根据本田锋范轿车的各尺寸参数和装配的相关规定及计算结果，完成齿轮齿条传动方案的布置和尺寸设计，完成总的设计图。(4)查阅英文资料，通过整理，找出相关文献，并进行翻译，根据学校论文写作要求，我通过网络、书籍等多种渠查阅了与论文相关的外文文献。在查阅的过程中，遇到不懂的，就向老师、同学请教，由于外语翻译要求较好的外语基础，因此，这一部分做的并不理想，但我将论文初稿之后，着重补充这一环节。使外语文献的翻译工作正在按预期进行，并与与论文的写作进度尽量保持一致。（5）参考相关文献、访谈结果等完成开题报告、中期报告及实习报告并撰写论文初稿。通过近两个月的前期准备工作，我的论文初稿已完成大半部分的创作工作。（6）齿轮齿条转向器设计总图：.存在问题及解决措