毕业设计（论文）-齿轮齿条转向器设计-长安某SUV转向系设计

全套图纸加V信153893706或扣3346389411长安某SUV转向系设计摘要本次毕业设计主要对长安某款紧凑型SUV进行设计。首先对转向梯形的尺寸进行初步的计算，并进行校核；了解不同类型转向器的结构特点、布置形式、动力输出形式，经过对比，确定总体的结构方案，布置形式；根据梯形臂校核的结果,对转向器中的齿轮齿条的尺寸参数进行设计计算，其中包括选择齿轮齿条的材料、受力分析、强度校核，对于转向系统中没有设计的结构尺寸，采用参考实物和选取标准件的方式设计结构；齿轮轴上建立装配尺寸链，进行精度设计，对设计好的结构进行三维建模，并对齿轮轴进行有限元分析；最后绘制二维工程图制图。关键词：转向器，设计计算，强度校核DesignofanSUVsteeringsysteminChang'anAbstractThegraduationprojectismainlydesignedacompactSUVofChangan.Firstofall,tounderstandthedifferenttypesofSteeringgearstructuralcharacteristics,layoutform,poweroutputform,throughcomparison,todeterminetheoverallstructureoftheprogram,layoutform.Two,thesteeringtrapezoidalsizeoftheinitialcalculationandcheckit.Three,Accordingtotheresultsoftrapezoidalarmcheck,thesteeringgeargear,racksizeparametersofthedesignandcalculation,Whichincludestheselectionofrackandpinionmaterials,forceanalysis,strengthcheck,Forthesizeofthesteeringsystemisnotdesigned,theuseofreferenceobjectsandtheselectionofstandardpartsoftheway.Four,Thegearshaftissubjectedtofiniteelementanalysis,andtheassemblydimensionchainisestablishedonthegearshaftforprecisiondesign.three-dimensionalmodelingofthewell-designedstructure.Five,two-dimensionalmapping.Keywords：Steeringgear，DesignCalculation，Strengthcheck1前言汽车在转向过程中中，驾驶员需要通过通过一套专设的机构,使汽车转向桥上的车轮相对于汽车纵横线偏转一定角度。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构所示，即称为汽车转向系统。1.1选题的目的及意义转向系统作为汽车上必不可少的系统，影响着汽车操纵性和驾驶舒适性，为了追求更好的驾驶体验，转向系统已经发展到了第五代，虽然最新一代—线控转向系统已经开始应用，但技术还是不够完善，现在还是带有转向器的转向系统被广泛采用。汽车的转向特性，保持汽车具备较好的操纵性能，始终是汽车检测技术当中的一个重要课题。特别是在车辆高速化、驾驶人员非职业化、车流密集化的今天，汽车转向系的设计工作显得尤为重要，所以本次毕业设计我将设计一款转向系统。在现代汽车上采用的转向器大多都是以传统机械式转向器为基础，加上一些助力装置，让驾驶员转向操纵更加省力、灵活[1]。要想了解转向器的结构及工作原理，应该从基本的机械式转向器进行设计研究，所以本次选题，我从机械转向器入手研究，认识并了解转向器的结构特点和工作原理。1.2研究的基本内容及论文构成本次研究的课题为长安某SUV转向系统的设计，主要对转向系统的转向梯形和转向器分别设计研究，其次对间歇调整弹簧进行了设计。转向梯形机构部件：为了保证转向时，转向轴的内外轮转角有一定的等量关系，使转向过程中，所有的车轮都是纯滚动或极小的滑移，根据已知参数与公式，初步确定梯形臂长度和梯形底角。转向器结构设计：经过比较不同种类的转向器，选取其中一种作为设计结构，并根据转向梯形校核后的结果对转向器中的齿轮、齿条尺寸进行设计和强度校核。对转向齿轮轴进行精度设计，并建立尺寸链，进行有限元分析。其他一些零部件及标准件参考实物选取。在设计的过程中应该注意方向盘转动的转角与车轮转角的关系，也就是要弄清楚转向器角传动比，梯形臂长度，转向器线角传动比三者之间的关系。因此，本次设计最需要解决的就是将这三个基本参数确定在一个适当的范围内，让它们满足一个等量关系。1.3转向系统在国内外的发展1902年，英国人首次发明了机械液压助力转向；1954年，通用汽车公司首次将液压助力转向系统（HPS）应用于汽车上。经过一系列的技术革新，80年代早期出现了电子液压助力转向系统（EHPS）。1988年，日本铃木汽车公司首先在其小型轿车Cervo上装备了电动助力转向系统（EPS）。近几年，市场上又出现了四轮转向系统及线控转向系统（SBW）等一些新的技术，但由于技术、价格等方面的原因，这两种转向系统目前还没有得到广泛应用。表1-1转向系分类组成优缺点传统机械转向系统由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部件构成。优点：结构简单、工作可靠、生产成本低。缺点：转向操纵难度大，转向费力；其传动比是固定的，即角传递特性无法改变。液压助力和动力转向系统由转向器、液压转向泵、油管、流量控制阀、传动皮带、储油罐等部件构成优点：成本低、转向轻便、转向动力充足、缺点：存在渗油与维护问题，泄漏的液压油会对环境造成污染[2],能耗高。电控液压助力转向系统在液压助力转向系统上添加了电机。优点：能耗低，反应灵敏。缺点：零件增加，管路复杂，不便于安装维修及检测[3]。电动助力转向系统在机械转向机构的基础上，增加了电控单元、助力电机、信号传感器[4]。优点：取消了复杂的液压系统，更为节能和环保[5]，缺点：EPS提供的功率不足，现在的EPS只能用于小型车辆上[6]。线控转系系统转向操纵模块、转向执行模块、中央控制模块和故障容错模块。优点：优化车辆空间结构，加大汽车智能性，转动效率高，响应时间短，提高汽车的节能环保性[7]。综上所述，基于各类转向系统的优缺点不同，它们在不同车型中的适用程度也是大相径庭的。MS主要适用于轻微型商用车和交叉型乘用车；HPS适用范围最广，可匹配各类商用车和乘用车；EHPS主要适用于中大型商用车、以及大型MPV和SUV；EPS主要适用于轿车以及小型MPV和SUV。考虑到EHPS、EPS相较于MS、HPS的优势以及未来汽车行业智能化和电子电气化的趋势，未来汽车市场大概率将以装配EHPS、EPS为主。1.4转向器的发展转向器是汽车行驶系统中的重要安全部件，其质量的好坏对汽车直线行驶的稳定性和操纵稳定性都有直接的影响。目前，循环球式转向器和齿轮齿条式转向器，已成为当今世界上主要的两种转向器，而涡轮、蜗杆式转向器、蜗杆曲柄指销式等正在逐步被淘汰或保留较小的地位。“变数比和高刚性”是目前世界上生产的转向器结构的方向。转向系统的速比特性是决定汽车转向轻便性、操纵稳定性和机动性的重要因数之一。选择速比是除了要考虑具体车型特点外，还必须考虑两种基本工况，即高速直线行驶和低速大转角行驶。不同的工况和不同的使用性能对速比特性相互矛盾的要求是等速比转向器所不能满足的。因此，近年来变速比转向器应运而生，得到迅速发展。1.5已知参数表1-2已知参数车型某SUV轮距1565mm轴距2700mm总质量2050Kg最小转弯直径11000mm轮胎型号225/65R17轮胎气压230KPa

2转向梯形设计在转向时，汽车内、外转向轮应该有一定的比例关系。各个车轮的轴线在转向时都相交于一点，这就是理论的转向特性曲线，而为了保证这一点，就需要转向梯形来作用。但事实上，目前梯形结构还不能保证这一点。由于本次设计的是发动机前置的车型，梯形在前方没有多余的地方布置，所以选取后置梯形的结构。图2-1后置梯形结构简图如图2-1所示，图中O1O的长为主销偏移距，O1A和OB为梯形臂长，AD和CB为横拉杆长度，DC为两球头销球头的中心距。h为转向器到转向轴的距离。ф为梯形底角。当转动方向盘时，DC向左或向右移动，使左右两边的杆系产生不同的移动，从而使左右车轮分别获得一个转角。2.1理想的内、外轮转角关系图2-2理论上的转向特性曲线如图2-2所示汽车在转向时，内、外转向轮的转角应该与汽车的有关尺寸满足一定的几何关系。（2-1）式中，θo为外轮转角；θi为内轮转角；L为轴距；K为两主销中心距，K=B-2a，其中B为轮距，a为主销偏移距。通常乘用车的a值在0.4~0.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的a值在40~60mm范围内选取[8]P229。本次设计为乘用车，a值在（0.4~0.6）×225=（90~135）mm范围内选取,本次选取主销偏移距为a=100mm,所以有K=B-2a=1565-200=1365mm。由图2-2，根据三角函数关系可得到如下公式（2-2）式中：L—轴距；Dmin—汽车最小转弯直径，Dmin=11000mm；a—主销偏移距，a=100mm。将数据带入式（2-2），可得到外轮最大转角由式（2-1）可得，内轮最大转向角为:（2-3）式中，K为主销中心距,K=1365mm;L为轴距,L=2700。将数据带入式（2-3），到内轮最大转角为:2.2转向梯形机构尺寸的初步确定（2-4）式中：m—梯形臂长度；K—主销偏移距。将已知数据代入式（2-4）中得:梯形底角ф一般在70。~80。范围内选取[9]P180。本次设计取梯形臂长度梯形臂长为180mm，梯形底角为70。由图2-1可知,取h=130mm。AD的长度为300mm。有几何关系可得（2-5）式中：O1O=k=1365mm,OB=m=180mm,AD=300mm,h=130mm将数据代入式（2-5）得所以两球头销之间的距离为647mm.表2-1梯形机构尺寸主销中心距K1365mm梯形臂长m180mm梯形底角ф70。转向器到转向器的距离h130mm两球头销中心距M647mm球头销到横拉杆接头中心距离300mm

3转向器总体设计方案3.1转向器的作用汽车转向器是用于维持或改变汽车方向的机构，并且确保车辆转向时转向轮之间有协调的角度关系。驾驶员通过操纵转向系统，将操纵机构的旋转运动变为传动机构的直线运动，使汽车保持直线或转弯运动状态，或两种运动状态相互转换。3.2转向器类型的选择目前较常用的转向器有齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式、循环球式、循环球曲柄指销式、蜗杆滚轮式等。而其中的齿轮齿条式转向器和循环球式转向器是当今世界汽车上应用最广泛的转向器，而其余几种转向器正在逐步被淘汰。齿轮齿条式转向器是一种最常见的转向器，其基本结构如图3-1所示，它主要是靠一对相互啮合的小齿轮和齿条，将小齿轮的旋转运动，转变为齿条的直线运动。图3-1齿轮齿条式转向器1.弹簧2.转向齿条3.转向齿条4.轴承5.油封6.防尘罩7.压块图3-2为循环球式转向器结构图。由图可知，其主要零件包括转向螺杆、转向螺母、转向器壳体以及许多小钢球等部件。当与转向管柱固定在一起的螺杆被旋转后，螺杆将螺母左右推动，其中的小钢珠起到将螺母与螺杆之间的滑动摩擦转变为阻力较小的滚动摩擦的作用，左右运动的螺母再通过扇形齿轮，将直线运动再次变为旋转运动，来驱动转向摇臂往复摇动从而实现转向。图3-2循环球式转向器1.轴承2.转向螺杆3.转向器壳体4.转向螺母5.钢球6.六角头锥形螺塞7.转向轴表3-1齿轮齿条式转向器与循环球式转向器结构比较特点结构形式齿轮齿条式循环球式优点结构相对简单，占有的体积小，质量比较轻；拥有较高的传动效率，其传动效率可以达到90%，转向十分灵敏；装有自动消除间隙装置。具有较高的传动效率；操纵起来比较轻便舒适；机械部件的磨损较小，使用寿命相对较长；转向器传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条齿扇间间隙调整工作容易进行。缺点逆效率较高70%，所以当汽车在不平路面行使时，路面作用于转向轮的力会通过转向器传递到转向盘，会使驾驶员难以控制汽车方向。转向不够精确，高速操纵控制太差，其零部件较多，结构复杂，制造困难。由表3-1可知，齿轮齿条式无论是结构、质量、体积上都比循环球式有优势，而且传动效率高，逆效率也比循环球式要低，本次设计转向器的车型所用的悬架为麦弗逊式独立悬架，而与麦弗逊式独立悬架一般与齿轮齿条式转向器相配合，所以本次转向器设计我采用齿轮齿条式。3.3齿轮齿条式转向器输出形式选择齿轮齿条转向器的主要输出形式有以下四种。图3-3齿轮齿条式输出形式a.中间输入，两端输出b.侧面输入，两端输出c.侧面输入，中间输出d.侧面输入，单端输出图a、b采用两侧输出的方案，该方案结构简单，节省材料。现代轿车一般采用两端输出的形式。c采用侧面输入、中间输出方案时，由于拉杆的长度增加，车轮上下跳动时拉杆摆角减小，转向系统与悬挂系统之间的运动干扰减少。d为侧面输入、一端输出，在货车上，侧面输入、一端输出的齿轮齿条式转向器比较常见。由于本次设计的车型为SUV，所以不采用侧面输入、一端输出的方案，对比发现，一侧输入两端输出的转向器较一侧输入中间输出的转向器结构简单，加工方便，故本次设计采用一侧输入，两端输出形式的转向器。3.4齿轮齿型选择表3-2斜齿与直齿的特点斜齿直齿优点重合度比直齿轮大，传动比较平稳设计、制作方便、价格便宜缺点轮齿啮合时的作用力有轴向分力:将增大传动装置中的摩擦损失.圆柱直齿轮用于平行轴传动，齿轮啮合与退出时沿着齿宽同时进行，容易产生冲击，振动和噪音。经过对比，本次设计小齿轮将采用斜齿圆柱齿轮，3.5齿条端面形状的选择齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种。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，约节省20%，故质量小；如图3-4，3-5所示，当齿条沿着轴线旋转时，压块可以阻碍齿条转动；但在现在企业中，为方便加工，大多采用圆形截面，采用压块支撑，所以本次设计，我也将采用圆形的断面齿条。图3-4V形齿条截面图3-5Y形齿条截面3.6转向器布置形式选择齿轮齿条式转向器在汽车上的布置形式有以下4种。图3-6转向器布置形式a.转向器总成置于前轴后方，后置梯形b.转向器总成置于前轴后方，前置梯形c.转向器总成置于前轴前方，后置梯形d.转向器总成置于前轴前方，前置梯形因为本次设计的车型为SUV，其发动机的位置相对于轿车来说是偏高的，所以转向器可布置在前轴后方。由于发动机前置，梯形在前方没有多余的地方布置，所以选取后置梯形的结构。4转向器的设计计算4.1转向系计算载荷的确定4.1.1转向器原地转向阻力矩计算轮胎上的原地转动的阻力矩由经验公式得 （4-1）式中：f—路面与轮胎的摩擦因素，一般取0.7；G1—转向轴负荷（N），满载时，发动机前置前轮驱动的乘用车，其前轴载荷为47%~60%[8]P21表1-6，所以取G1=2015×47%×9.8=9442.3N；P为轮胎气压（MPa），P=0.23MPa。将数据带入（4-1）式中，得：4.1.2转向器角传动比计算转向系角传动比iω的计算公式为：（4-2）式中：n为转向盘总回转圈数，轻型车及轿车n=3.5~4.5圈[9]P169。本次设计取n=3.5。将数据带入式（4-2），得到：4.1.3转向盘上的作用力Fh（4-3）式中:L1为转向摇臂长；L2为转向节臂长,因为齿轮齿条式转向器无转向摇臂和转向节臂，所以无数值，都视为“1”计算；Dsw为转向盘直径，轿车转向盘直径尺寸为380mm、400mm、425mm[10]，本次设计取转向盘直径Dsw=380mm；η+为转向器正效率，本次取η+=90%。将数据代入式（4-3），得：4.1.4作用于转向盘上的力矩（4-4）式中:Fh为转向盘上的作用力；Dsw为方向盘直径。则：4.1.5转向阻力Fw（4-5）式中:a为主销偏移距，a=100mm。则：4.1.6转向系的力传动比ip（4-6）4.2齿轮齿条式转向器的设计设计小齿轮采用40Cr，渗碳淬火，齿面硬度为48~55HRC[11]P78表6.4齿条采用45钢，表面淬火，齿面硬度40~50HRC[11]P77表6.44.2.1齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条转向器的齿轮模数多在2~3mm之间，主动小齿轮齿数多数在5~7个齿范围变化，压力角取20。，齿轮螺旋角的取值范围多为9。~15。[8]P233，但在现代汽车上，齿轮的螺旋角已经达到了20。以上。4.2.2齿轮齿条各参数初选本次设计为齿轮齿条传动，对精度没有特别的要求，齿轮齿条的传动也只是在汽车转向的时候才会使用，并且圆周速度速度小于10m/s。查参考文献[12]P105表4.9，选取齿轮传动精度等级为8级。取齿轮齿条模数mn2=mn1=2.5，压力角为α2=α1=20。。齿轮齿数为7，螺旋角为β1=20。。选取齿顶高系数h*a=1;顶隙系数c*=0.25。斜齿圆柱齿轮不发生根切的最少齿数[12]P93（4-7）式中：znmin=17代入数据得：圆整取zmin=15由于Z1=7<Zmin，齿轮传动会发生根切现象，因此小齿轮应设计成变位齿轮。最小变位系数为：（4-8）取变位系数xn=0.6。设计齿轮齿条转向器的旋向：齿条右倾，齿轮左旋。（4-9）（4-10）由式4-9和4-10可得：（4-11）式中：L2—梯形臂长度，L2=180mm；iw—转向器角转动比，iw=18.21；i—线角传动比;d—分度圆直径。得到线角传动比的计算公式为：（4-12）分度圆直径:由公式[8]P174可得（4-13）下图为齿轮齿条是转向器传动副的布置方案，因为β2>β1,所以选取（c）作为本次设计的转向器传动副的布置方案[13]P628图4-2齿轮齿条式转向器传动副的布置方案安装角θ=β2-β1=27.7。-20。=7.7。齿条行程L=ni，式中n为方向盘圈数；i为线角传动比。即:L=ni=3.5×62.1=217.35mm齿条齿数:（4-14）式中，L为齿条行程；mt2为齿条端面模数，mt2=mn2/cosβ2。取整Z2=27表4.1齿轮齿条转向器主要参数名称齿轮齿条齿数Z727模数Mn2.52.5压力角αn20。20。螺旋角β20。（左旋）27.7。（右旋）变位系数Xn0.604.2.3齿轮齿条各结构尺寸的计算齿轮：齿条宽度b2=ѱdd1,ѱd为宽度系数因为齿轮齿条都经过淬火处理，属于硬齿面。查参考文献[12]P116表4.14,取齿宽系数ѱd=0.86取整齿轮齿宽取整端面压力角：端面模数：齿顶高：齿根高：全齿高：齿顶圆直径：齿根圆直径:基圆直径：齿顶圆压力角：法向齿距:端面齿距:端面重合度ԑα[14]P14-46，表14-1-22。（4-15）式中：αat1为齿顶圆压力角αat1=49.29。；αt1为端面压力角αt1=21.17。；z1为齿轮齿数；xn1为齿轮变位系数。将数据代入式（4-17）得：轴向重合度ԑβ（4-16）斜齿总重合度ԑγ：齿条:齿顶高:齿根高:全齿高:法向齿距：Pn=π*mn2=7.85mm端面齿距：Pt=Pn/cosβ2=7.85/cos27.7。=8.87mm齿轮中心到齿条基准线距离:齿条的直径选取为22mm图4-3齿条截面齿轮齿条中心距a=H+OC=10.81+7.55=18.36取整a=19mm表4-2齿轮齿条转向器各结构尺寸基本参数名称符号公式齿轮齿条齿数ZZ727螺旋角β—20。（左旋）27.7。（右旋）变位系数xn—0.60分度圆直径d18.62—齿顶高ha42.5齿根高hf1.6253.125齿全高5.6255.625齿顶圆直径da26.62齿根圆直径df15.37齿宽3216基圆直径db17.36齿轮中心到齿条基准线距离H10.81中心距a19

5.齿轮齿条式转向器强度校核5.1齿条强度计算齿条的受力分析如图5-1所示图5-1齿条的受力分析如图5-1所示，Fn为作用于齿条齿面上的法向力，Fr为沿齿条径向的分力,Ft为沿齿轮周向的分力,Fa为沿齿轮轴向的分力。各力的大小为（5-1）式中T1—小齿轮的转矩（Nmm）αn—法向压力角（。）β1—分度圆螺旋角（。）齿条齿部受到的切向力；齿条杆部受到的力；5.1.1齿条杆部受拉压的强度计算齿条杆部的拉应力：（5-2）式中：F为齿条受到的轴向力F=2756.4N；A为齿条根部截面积由图4-3可知齿条根部截面积将数据代入式（5-2）得：查参考文献[12]P103表4.8得45钢的抗拉强度极限为σb=650MPa因此σ<σb齿条设计满足抗拉强度设计计算5.1.2齿条齿部弯曲强度的计算（5-3）式中：Fxt—齿条齿面切向力h—齿条齿高B—齿宽S—齿厚法向齿距:将已知数据代入式（5-3）得：因为实际上齿轮齿条的总重合系数是2.61，在啮合过程中至少有2个齿同时参加啮合，因此每个齿的弯曲应力应分别降低一倍。齿条的材料为45钢，抗拉强度极限σb=650MPaσw1<σb因此，齿条设计满足强度要求。5.2齿轮强度校核5.2.1齿轮接触疲劳强度校核齿轮接触疲劳强度公式：（5-4）式中；ZH—节点区域系数，齿轮螺旋角为20°变位系数x1=0.6,x2=0,z1=7,z2=30,(x2+x1)/(z2+z1)=0.016。查参考文献[15]P143图7-14取2.17；ZE—材料弹性系数，齿轮齿条都为合金钢。查参考文献[15]P143表7-4取；Zԑ—重合度系数。；[15]P156式7-16Zβ—螺旋角系数。；[15]P156式7-17U—齿数比，K—载荷系数（5-5）式中:KA—使用系数。查参考文献[15]P139表7-3取KA=1.25Kv—动载系数。查参考文献[15]P140图7-7（b）得:Kv=1Kβ—齿向载荷分布系数，因为齿宽系数ѱd=0.86，非对称布置的齿轮传动。查参考文献[15]141图7-10，取Kβ=1.13Kα—齿间载荷分配系数，齿轮8级精度，表面淬火。查参考文献[15]142图7-11，取Kα=1.5;将已知参数代入式（5-5）得：许用接触应力（5-6）式中:ZN—接触疲劳强度寿命系数，按接触次数取8×106次。查参考文献[15]P148表7-20，取ZN=1.31SH—接触疲劳强度最小安全系数。查参考文献[15]P145，取SH=1σHlim—接触疲劳强度。查参考文献[11]P78表6.4得：齿轮、齿条的接触疲劳强度分别为：齿轮、齿条的许用接触应力分别为：因为[σ]H1>[σb]H2故取[σ]H=[σb]H2=1506.5MPa将已知数据代入（5-4）得：由此可得σH<[σ]H齿轮满足接触疲劳强度要求。5.2.2齿轮齿根弯曲疲劳强度计算许用弯曲应力：（5-7）式中：YN—弯曲疲劳强度寿命系数，按接触次数取8×106次。查参考文献[15]P148图7-21，取YN=1;SF—弯曲疲劳强度最小安全系数。取SF=1.4[15]P148;σF—弯曲疲劳强度。查参考文献[11]P78表6.4得：齿轮、齿条的弯曲疲劳强度分别为：齿轮的许用弯曲应力为：的许用弯曲应力为：因为[σ]F1>[σ]F1取[σ]F=[σ]F2=485.7MPa弯曲疲劳强度计算公式：（5-8）式中:ZV—当量齿数；YFa—齿形系数。查参考文献[15]P144图7-16，取YFa=2.25；YSa—应力修正系数。查参考文献[15]P145图7-17，取YSa=1.73；Yԑ—弯曲重合度系数，Yԑ=0.25+0.75/ԑα=0.25+0.75/1.22=0.86;Yβ—弯曲强度计算螺旋角系数，将已知数据代入式（5-80）得：所以齿轮弯曲疲劳强度极限符合要求5.3齿轮轴精度设计本次设计齿轮轴选用与齿轮同样的材料40Cr。查参考文献[16]P5-20表5-1-19得40Cr的许用切应力[τ]=35~55MPa最小轴径：5.3.1齿轮结构图5-2齿轮轴设计图如图5-3所示，本次齿轮轴设计，根据轴承内径大小确定齿轮轴的直径大小，查参考文献[17]选取滚针轴承NA4902型，其内径为为15mm，所以选取安装滚针轴承的轴径直径为15mm。查参考文献[18]选取深沟球轴承6003型，其内径为17mm，所以选取安装深沟球轴承的轴径直径为17mm。5.3.2精度设计本次选用的轴承用于转向器转向齿轮轴上，低速以及精度要求不高，所以选取的滚动轴承精度等级为0级，负荷状态为正常负荷[19]P138。查参考文献[19]P144表6-5可知安装滚针轴承与深沟球轴承部分的轴径的公差带为j5、js5，取j5；查参考文献[20]P7-246表7-2-36,0级公差轴承与轴的配合，因为都为j5等级，所以安装滚针轴承与深沟球轴承部分的轴径直径的上、下偏差分别为+5μm、-3μm；查参考文献[19]P145表6-7，安装滚针轴承与深沟球轴承的轴径的圆柱度t=3.0μm，因为滚针轴承的右端与深沟球轴承的左端采用轴肩定位，所以端面圆跳动t=8μm；查参考文献[19]P146表6-8轴径表面粗糙度为Ra=0.8μm。表5-1名称滚针轴承深沟球轴承备注公差带J5J5参考文献[19]P144上偏差下偏差+5μm-3μm+5μm-3μm参考文献[20]P7-246圆柱度t3.0μm3.0μm参考文献[19]P145端面圆跳动8μm8μm轴径表面粗糙度Ra0.8μm0.8μm参考文献[19]P146图5-3齿轮轴5.3.3齿轮轴转配尺寸链图5-4装配尺寸链如图5-5所示，A1和A2为增环，A3、A4、A5、A6、A7、A8为减环，间隙A0为封闭环，已知A1=61mm,A2=2mm,A3=1.5mm,A4=10mm,A5=2mm,A6=32mm，A7=4mm,A8=13mm，A0应在0.4~0.7mm范围内。（5-9）式中：代入式（5-9）得A0=A1+A2-A3-A4-A5-A6-A7-A8=61+2-1.5-10-2-32-4-13=0.5mmT0=A0max-A0min=（0.7-0.4）=0.3mm=300μm查参考文献[21]P17表2-3A1属尺寸分段为（50~80）mmA2，A3，A5所属尺寸分段为（0~3）mmA4属尺寸分段为（6~10）mmA6属尺寸分段为（30~50）mmA7属尺寸分段为（3~6）mmA8属尺寸分段为（10~18）mm所以A1的几何平均值为D1=（50×80）1/2=63.24mm,A2，A3，A5的几何平均值为D2=D3=D5=（1×3）1/2=1.73mm,A4的几何平均值为D4=（6×10）1/2=7.75mm,A6的几何平均值为D6=（30×50）1/2=38.73mm,A7的几何平均值为D7=（3×6）1/2=4.24mm,A8的几何平均值为D8=（10×18）1/2=13.42mm,公差单位i1为公差单位i2,i3,i5为公差单位i4为公差单位i6为公差单位i7为公差单位i8为因（5-10）所以有（5-11）将已知参数代入式（5-11）Aav=41接近IT9级[21]P16表2-1（标准公差值等于40i）由参考文献[21]表2-4查得各组成环的公差值：T1=74μm，T2=T3=T5=25μm，T4=36μm，T6=62μm，T7=30μm，T8=43μm。组成环之和T=74+25×3+36+62+30+43=320mm,比封闭环公差值大20mm，调整A1的尺寸公差，使T2=（74-20）μm=54微米。A1、A2为孔零件，取下偏差为零，A3、A4、A5、A6.A7.A8为轴零件，取上偏差为零，得到：确定中间偏差，若个环尺寸偏差的分布是对称的则验算所以，计算是正确的。5.4齿轮强度校核齿轮轴的受力分析（1）画轴的受力简图、图5-5轴的受力简图（2）计算支承反力 由图5-4可知在垂直面上：在水平面上：（3）画弯矩图（见图5-5）a-a剖面左侧水平弯矩为：右侧水平弯矩为：a-a剖面左侧垂直弯矩为：右侧弯矩为：合成弯矩，a-a剖面左侧：a-a剖面右侧（4）转矩（5）判断危险剖面显然，Ma>M｀a所以左侧截面为危险剖面。（6）轴的弯扭合成强度校核查参考文献[16]P5-4表5-1-1，得40Cr的抗拉强度为σB=750MPa。查参考文献[12]P173表6.3可得：弯曲应力公式为：（5-12）式中：W—轴的抗弯截面系数：将已知数据代入式（5-12）得（7）轴的疲劳强度安全系数校核查参考文献[16]得到如下数据表5.240Cr相关参数名称备注抗拉强度σBσB=750MPa参考文献[16]P5-4表5-1-1参考文献[16]P5-4表5-1-1屈服点σsσs=550MPa弯曲疲劳强度σ-1σ-1=350MPa扭转疲劳强度τ-1τ-1=200MPa许用静应力σ+1pσ+1p=300MPa许用疲劳应力σ-1pσ-1p=200MPa许用扭转切应力[τ][τ]=35~55MPa有效应力集中系数：Kσ=1.62,Kτ=1.88参考文献[16]P5-25表5-1-30表面质量系数β=0.9参考文献[16]P5-27表5-1-36尺寸影响系数Ԑσ=0.83,ԑτ=0.89参考文献[16]P5-26表5-1-34平均应力折算系数ѱσ=0.34.ѱτ=0.21参考文献[16]P5-26表5-1-33对称循环弯曲应力幅（5-13）式中：M—危险截面上的弯矩M=Ma=40847.37NmmZ—危险截面的截面系数Z=W=633.78mm3代入式（5-13）中得：平均应力对称循环扭转应力（5-14）式中：T—危险截面上的扭矩T=27236.5NmmZp—危险截面抗扭截面系数代入式(5-14)中得:平均应力:安全系数:查参考文献[16]P5-22表5-1-26取SP=1.5~1.8显然S>SP,故a-a剖面安全。（8）静强度安全系数校核由参考文献[16]P5-28表5-1-39得，材料的扭转屈服点为：取τs=310MPa只考虑弯曲时的安全系数只考虑扭转时的安全系数静强度安全系数由σs/σb=800/1000=0.8查参考文献[16]p5-28查表5-1-40得Ssp=1.7~2.2显然Ss>Ssp，故a-a剖面安全。图5-6轴的载荷分布图5.5对结果进行分析5.5.1查ANSYS材料属性表得到40Cr的属性，建立40Cr材料库。图5-7图5-85.5.2导入小齿轮轴，选取40Cr材料，并进行网格划分。图5-9图5-105.4.3对轴施加约束并施加载荷在安装轴承的两端轴径施加约束，使其只能产生旋转运动，并选择两个齿，在X轴方向施加2925.5N的力，Y轴方向施加-1064.8N的力，在Z轴方向施加1133.1N的力。图5-11图5-125.4.4应力应变图图5-13最大变形量：0.000257915.4.5应力云图图5-14最大应力：47.152MPa<750MPa,满足要求。

6间隙调整弹簧的设计计算弹簧要求承载Fmax=1133.14N，两端固定并磨平；自由高度H0＜30mm；弹簧外径D2≤25mm。右旋。6.1间隙调整弹簧材料的选择根据弹簧的工作条件，本次选用选择C级碳素弹簧钢丝。间隙弹簧的工作次数小于104，载荷性质属于Ⅱ类[12]P401。6.2间隙调整弹簧钢丝直径的初选与计算由弹簧外径D2≤25mm，根据参考文献[14]P11-14表11-2-9选取标准中径D=20mm，估选取弹簧钢丝直径d=4.5mm则旋绕比：C=D/d=20/4.5=4.44从而曲度系数：K=+=1.36如图6-1，经受力分析，图6-1由参考文献[14]P11-13表11-2-3查得直径为4.5mm的弹簧钢丝拉伸强度σB=1520MPa则许用切应力：弹簧钢丝直径根据参考文献[14]P11-13表11-2-3改取标准弹簧钢丝直径d=5mm则旋绕比：C=D/d=20/5=4从而曲度系数：由参考文献[14]P11-13表11-2-3查得直径为5mm的弹簧钢丝拉伸强度为σB=1470MPa则许用切应力：于是取弹簧钢丝标准直径d=5mm此时，中径D=20mm为标准值。则外径D2=D+d=20+5=25mm≤25mm符合要求。6.3间隙调整弹簧有效圈数和自由高度计算弹簧有效圈数n：（6-1）式中：G—弹簧材料的切边模量，弹簧材料为钢，所以取G=80000Mpaλmax—弹簧受载的最大变形量，本次设计输入λmax=4mm代入数据：查表参考文献[14]P11-17表11-2-10取标准有效圈数n=3圈。本次设计压缩弹簧端部并紧磨平，弹簧两端各加一圈死圈。总圈数：压并高度：间距：取节距：自由高度：6.4间隙调整弹簧其他结构参数计算内径：高径比：两端固定的弹簧，b应小于5.3[22]P281表24-7，b=1.425<5.3,所以符合要求螺旋升角:在之间[22]P277表24-5，符合要求.弹簧单圈的最大变形量：故在最大载荷作用下仍留有间隙：符合要求钢丝展开长度L：弹簧刚度：则间隙调整弹簧各参数如表6-1：参数名称及代号计算结果备注直径d5计算取标准值中径D20查参考文献[14]所得内径D115计算所得外径D225D225旋绕比C44~9节距t7计算所得自由高度H028.5计算所得高径比b1.4251—5.3有效圈数n3计算所得总圈数n15计算所得圈间间隙δ2计算所得螺旋角α6.35°计算所得弹簧刚度Pˊ260.42计算所得表6-1间隙调整弹簧参数表6.5间隙调整弹簧验算6.5.1间隙调整弹簧稳定性验算本次设计为两端固定弹簧，为了保证使用稳定，压缩弹簧长细比b＜5.3，本次设计压缩弹簧长细比b=1.425＜5.3，满足稳定性要求。6.5.2间隙调整弹簧疲劳强度验算安全系数（6-2）式中：SP—许用安全系数，SP=1.3~1.7[14]P11-19,本次取SP=1.3τ0—脉动循环下的剪切疲劳强度，查参考文献[14]P11-19表11-2-16得τ0=0.45σb=0.45×1470=661.5MPa。τmax—最大循环切应力：τmin—最小循环切应力，（6-3）F1—最小工作载荷，取F1=500N代入（6-3）得：将已知数据代入（6-2）得：因此疲劳强度符合条件。6.5.3间隙弹调整簧静强度验算（6-4）式中：τs—弹簧材料的剪切屈服极限，τs=1.25[τ][12]P400SP—许用安全系数，SP=1.3~1.7[14]P11-19,本次取SP=1.3将数据代入式（6-4）得：因此间隙弹簧静强度符合条件。综上所述，设计的间隙调整弹簧满足强度要求。6.6弹簧工作图弹簧材料的剪切屈服极限τs：弹簧的极限载荷Flim：

安装变形量λ1：工作变形量λ2：极限变形量：安装高度H1：工作高度H2：极限高度Hlim：图6-2弹簧工作图7轴承、润滑方式和密封类型的选择7.1轴承的选择查参考文献[18],选用深沟球轴承6003型。轴承6003，深沟球轴承，内径d=17mm，外径D=35mm，宽B=10mm，基本额定动载荷Cr=6.00kN，基本额定静负荷Cor=3.3kN，极限转速21000r/min。查参考文献[17],选用滚针轴承NA4902型。轴承NA4902，滚针轴承，内径d=15mm，外径D=28mm，宽B=13mm，基本额定动载荷Cr=10.2kN，基本额定静负荷Cor=12.8kN，极限转速16000r/min。7.2润滑方式及润滑剂的选择油润滑与脂润滑是滚动轴承常用的润滑剂。表7-1润滑剂油润滑脂润滑[优点油润滑分布良好，摩擦阻力较小，散热效果好，并对轴承具有清洗的作用轴承座、密封结构及润滑装置简单，容易维护保养，不易泄露，有一定的防止水、气、灰尘等杂质侵入轴承内部的能力。缺点需要复杂的密封装置和供油装置。润滑脂冷却散热作用不如润滑油。用润滑脂润滑的设备启动时，摩擦力矩大。更换润滑脂比更换润滑油复杂。场合常用于高速、重载和温度较高常用于低速、轻载和温度不高的场所经过表7-1比较两种不同的润滑剂，加上工作地点是低速、温度不高的场所，也不需要由太复杂的结构，所以本次设计轴承润滑剂采用脂润滑，并选用2号钙基脂[20]P7-264表7-2-56。润滑方式为人工定期润滑。7.3密封结构的确定因为选择的是脂润滑，所以不需要密封结构。

三维建模过程8.1装配图图8-1图8-2所涉及的零件包括：转向器壳体、齿条、齿轮轴、轴承、防尘罩、横拉杆、横拉杆接头、梯形臂、弹簧、压块等。8.2齿条建模过程（1）绘制半径11mm长560mm的矩形，退出草图进行旋转，形成圆柱体图8-3（2）在XY平面偏移11mm，建立新的平面1，并在该平面绘制一个距离一端40mm，长256mm的矩形，进行凹槽命令，绘制深度为0.95mm的凹槽。图8-4建立一平面2与YZ平面夹角为-27.7。图8-5在平面2上绘制齿型轮廓，退出草图，进行凹槽命令。图8-6图8-7（5）在轴的两端画一直径10mm的圆，并内凹28mm。图8-8图8-9图8-10

结论本次设计主要是根据已知车型的轴距、轮距、总质量、最小转弯半径、轮胎型号及轮胎胎压，设计汽车的转向系统，其中主要是对汽车的转向器进行设计与计算。在选择汽车转向系这个课题之前，我没有对它有一个深刻的了解，但本着对汽车的结构方面的热爱，在杨老师的指导下，分析不同类型转向器的结构特点、布置形式、动力输出形式，经过对比，确定总体的结构方案，最后确定了转向系统的形式。先计算出梯形臂的长度和底角，再根据梯形臂的长度与线角传动比的等量关系，计算出该转向器所需要的相关数据，并对转向器各部分进行校核。还对齿轮齿条间隙调整弹簧进行了强度校核的分析。对齿轮轴进行了结构设计和精度分析。在设计过程中主要完成的工作以及遇到的困难：1.本次毕业设计，首先是通过翻阅相关书籍、网上收集资料，了解转向系统的概念、功用及其结构。选取符合本次设计的转向系统，确定其布置形式。2.根据汽车轮距初步确定转向梯形臂长度和梯形底角，并进行校核，最终确定转向梯形的参数。在设计转向器时，通过梯形臂的长度与线角传动比、齿轮分度圆直径、螺旋角、齿条螺旋角之间的等量关系，确定齿轮齿条的尺寸参数，并进行强度校核。3.在本次设计中，弄错了设计思路，应该是先设计转向梯形，然后设计转向器，我把这个过程弄反了，多亏了杨老师的提醒，让我提前发现了这个问题。4.在杨老师提醒下，为了弄清转向系统的结构，我先用CATIA对各个零件进行三维建模，并将画好的零件图进行装配。最后用CAD对转向系统进行二维设计。到现在，转向系统的设计已经完成。但因自己对转向系统的认知不够，使得设计上面还有一些不足，比如梯形臂只知道其长度，并没有设计其结构，是否能真正符合要求还需要经过实际的应用检验。

总结与体会本次毕业设计是对转向系统进行总体设计，我先是在网上收集相关资料，在图书馆借阅相关书籍，通过对资料的整理，结构方案的分析，最终确定设计方案；在尺寸计算方面，先算出转向梯形臂的长度，在通过长度计算出转向器内部的一些尺寸；经过结构参数的计算过后，利用CATIA对各个零件进行了三维建模，并装配起来，最后在用CAD对转向系统进行了二维图的绘制；最后编写设计说明书。在这次毕业设计工作，运用了许多关于汽车、机械和工程力学的一些知识，可以看出，这次设计所需要的内容几乎包括了我整个大学生涯所学的理论知识，但光有理论知识是不够的，在设计的过程中，还往往受到结构上的限制，自己凭空设计出来的东西，虽然在计算的过程中没有错误，但在实际使用时可能存在着问题，这就需要通过观察实物来纠正错误，在实验室