机械转向系统设计

摘要本次设计设计一款用于轻型汽车的转向器。论文首先对转向系的作用，基本构成、要求和转向系统的总体性能进行了分析，同时对转向系的空间位置及结构特点进行分析，确定了转向梯形的型式，简单的概述了转向传动机构。确定了转向器的结构和布置形式，分析了转向器的啮合传动的特点和传动效率。根据汽车工程参考某款轻型汽车的转向器的参数，对转向器进行设计，并对齿轮齿条的齿面接触强度和齿根弯曲强度进行校核，同时利用AUTOCAD软件绘制装配图和零件图。关键词：汽车转向系统转向器齿轮齿条ThedesigneoflightvehiclevmechanicalsteeringAbstractThevergenceimplementdesignisusedforlightautomobileoriginallytime.Effectthatthethesisisfirsttovergence,thepopulationfunctionbasically,composing,demandingsystemhascarriedoutanalysis.Thecharacteristichascarriedoutanalysisonspacelocationandstructurechangingtoadepartmentatthesametime,simplesummarychangingtotransmission-mechanism.Haveascertainedthestructurechangingtoanimplementandhavearrangedaform,haveanalysedthecharacteristicanddriveefficiencychangingtotheimplementfalling-indrive.Andtheprojectconsultssomelightautomobileofmoneyvergenceimplementparametersaccordingtotheautomobile,designthattochangingtoanimplementbeinprogress,theflankofatoothtogearwheelrackcontactstheintensityandthecurvedintensityofdedendumcarryingoutthecoreofschool,makesuseoftheAUTOCADsoftwaretodrawassemblingpictureandpartpictureatthesametime.Keywords：AutomotiveSteeringSystemSteeringGearGearandRack目录1前言 11.1转向系的发展 11.2小汽车转向器国内外发展现状 21.3转向操纵机构 41.4转向传动机构 51.5转向器与转向器形式 61.6动力转向机构 71.7齿轮齿条式转向器的优点 81.8设计的主要内容 82转向系系统分析 92.1转向系统的设计要求 92.2转向系主要性能参数 103.齿轮齿条设计步骤 143.1转向系杆件尺寸 143.2齿轮齿条啮合传动的特点 153.3齿轮齿条式转向器的分析 183.4齿轮齿条的设计计算 194齿轮齿条式转向器的材料选择及强度校核 244.1材料选择 244.2齿轮接触疲劳极限σ校核 244.3齿轮弯曲疲劳强度校核 254.4齿轮齿条式转向器的受力分析与计算 264.5齿轮轴的设计计算校核 275其它部件设计 315.1防伤安全机构方案分析与设计 315.2转向盘 335.3球头销 345.4转向节臂 365.5齿轮齿条式转向器间隙调整弹簧的设计计算 375.6齿轮轴轴承的校核 39结论 40参考文献 40致谢 0PAGE8PAGE9431前言1.1转向系的发展转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。汽车工业是国民经济的支柱产业，代表着一个国家的综合国力，汽车工业随着机械和电子技术的发展而不断前进。到今天，汽车已经不是单纯机械意义上的汽车了，它是机械、电子、材料等学科的综合产物。汽车转向系统也随着汽车工业的发展历经了长时间的演变。传统的汽车转向系统是机械式的转向系统，汽车的转向由驾驶员控制方向盘，通过转向器等一系列机械转向部件实现车轮的偏转，从而实现转向。随着上世纪五十年代起，液压动力转向系统在汽车上的应用，标志着转向系统革命的开始。汽车转向动力的来源由以前的人力转变为人力加液压助力。液压助力系统HPS（HydraulicPowerSteering）是在机械式转向系统的基础上增加了一个液压系统而成。该液压系统一般与发动机相连，当发动机启动的时候，一部分发动机能量提供汽车前进的动能，另外一部分则为液压系统提供动力。由于其工作可靠、技术成熟至今仍被广泛应用。这种助力转向系统主要的特点是液压力支持转向运动，减小驾驶者作用在方向盘上的力，改善了汽车转向的轻便性和汽车运行的稳定性。近年来，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转向系统中也愈来愈多地采用电子器件。转向系统因此进入了电子控制时代，相应的就出现了电液助力转向系统。电液助力转向可以分为两类：电动液压助力转向系统EHPS（Electro-HydraulicPowerSteering）和电控液压助力转向ECHPS（ElectronicallyControlledHydraulicPowerSteering）。电动液压助力转向系统是在液压助力系统基础上发展起来的，与液压助力系统不同的是，电动液压助力系统中液压系统的动力来源不是发动机而是电机，由电机驱动液压系统，节省了发动机能量，减少了燃油消耗。电控液压助力转向也是在传统液压助力系统基础上发展而来，它们的区别是，电控液压助力转向系统增加了电子控制装置。电子控制装置可根据方向盘转向速率、车速等汽车运行参数，改变液压系统助力油压的大小，从而实现在不同车速下，助力特性的改变。而且电机驱动下的液压系统，在没有转向操作时，电机可以停止转动，从而降低能耗。虽然电液助力转向系统克服了液压助力转向的一些缺点。但是由于液压系统的存在，它一样存在液压油泄漏的问题，而且电液助力转向系统引入了驱动电机，使得系统更加复杂，成本增加，可靠性下降。为了规避电液助力转向系统的缺点，电动助力转向系统EPS（ElectricPowerSteering）便应时而生。它与前述各种助力转向系统最大的区别在于，电动助力转向系统中已经没有液压系统了。原来由液压系统产生的转向助力由电动机来完成。电动助力式转向系统一般由转矩传感器、微处理器、电动机等组成。基本工作原理是：当驾驶者转动方向盘带动转向轴转动时，安装在转动轴上的转矩传感器便将转矩信号转化为电信号并传送至微处理器，微处理器根据转矩信号并结合车速等其他车辆运行参数，按照事先在程序中设定的处理方法得出助力电动机助力的方向和助力的大小。自1988年日本铃木公司首次在其Cervo车上装备该助力转向系统至今，电动助力转向系统己经得到人们的广泛认可。此后，电动助力转向技术得到迅速发展，其应用范围已经从微型轿车向大型轿车和客车方向发展。1.2小汽车转向器国内外发展现状转向器是转向系主要构成的关键零件，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转向装置的结构也有很大变化。从目前使用的普遍程度来看，主要的转向器类型有4种：有蜗杆销式(WP型)、蜗杆滚轮式(WR型)、循环球式(BS型)、齿条齿轮式(RP型)。这四种转向器型式，已经被广泛使用在汽车上。据了解，在世界范围内，汽车循环球式转向器占45％左右，齿条齿轮式转向器占40％左右，蜗杆滚轮式转向器占10％左右，其它型式的转向器占5％。循环球式转向器一直在稳步发展。在西欧小客车中，齿条齿轮式转向器有很大的发展。日本汽车转向器的特点是循环球式转向器占的比重越来越大，日本装备不同类型发动机的各类型汽车，采用不同类型转向器，在公共汽车中使用的循环球式转向器，已由60年代的62．5％，发展到现今的100％了(蜗杆滚轮式转向器在公共汽车上已经被淘汰)。大、小型货车大都采用循环球式转向器，但齿条齿轮式转向器也有所发展。微型货车用循环球式转向器占65％，齿条齿轮式占35％。我国的转向器生产，除早期投产的解放牌汽车用蜗杆滚轮式转向器，东风汽车用蜗杆肖式转向器之外，其它大部分车型都采用循环球式结构，并都具有一定的生产经验。目前解放、东风也都在积极发展循环球式转向器，并已在第二代换型车上普遍采用了循环球式转向器。由此看出，我国的转向器也在向大量生产循环球式转向器发展在国外，循环球式转向器实现了专业化生产，同时以专业厂为主、大力进行试验和研究，大大提高了产品的产量和质量。在日本“精工”(NSK)公司的循环球式转向器就以成本低、质量好、产量大，逐步占领日本市场，并向全世界销售它的产品。德国ZF公司也作为一个大型转向器专业厂著称于世。它从1948年开始生产ZF型转向器，年产各种转向器200多万台。还有一些比较大的转向器生产厂，如美国德尔福公司SAGINAW分部是比较有名的专业厂家，有很大的产量和销售面。专业化生产已成为一种趋势，只有走这条道路，才能使产品质量高、产量大、成本低，在市场上有竞争力。齿轮齿条式转向器和循环球式转向器，已成为当今世界汽车上主要的两种转向器；而蜗轮蜗杆式转向器和蜗杆肖式转向器，正在逐步被淘汰或保留较小的地位。在小客车上发展转向器的观点各异，美国和日本重点发展循环球式转向器，比率都已达到或超过90％；西欧则重点发展齿轮齿条式转向器，比率超过50％，法国已高达95％。由于齿轮齿条式转向器的种种优点，在小型车上的应用(包括小客车、小型货车或客货两用车)得到突飞猛进的发展；而大型车辆则以循环球式转向器为主要结构。

循环球式转向器的优点：效率高，操纵轻便，有一条平滑的操纵力特性曲线，布置方便，特别适合大、中型车辆和动力转向系统配合使用；易于传递驾驶员操纵信号；逆效率高、回位好，与液压助力装置的动作配合得好。可以实现变速比的特性，满足了操纵轻便性的要求。中间位置转向力小、且经常使用，要求转向灵敏，因此希望中间位置附近速比小，以提高灵敏性。大角度转向位置转向阻力大，但使用次数少，因此希望大角度位置速比大一些，以减小转向力。由于循环球式转向器可实现变速比，应用正日益广泛。通过大量钢球的滚动接触来传递转向力，具有较大的强度和较好的耐磨性。并且该转向器可以被设计成具有等强度结构，这也是它应用广泛的原因之一。齿轮齿条式转向器的主要优点：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%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，能自动消除间隙，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；转向器占用体积小；制造成本低。基于以上调查和转向器的优点，循环球式转向器和齿轮齿条式转向器将是以后转向器的发展的趋势和潮流。1.3转向操纵机构转向盘即通常所说的方向盘。转向盘内部有金属制成的骨架，是用钢、铝合金或镁合金等材料制成。由圆环状的盘圈、插入转向轴的转向盘毂，以及连接盘圈和盘毂的辐条构成。采用焊接或铸造等工艺制造，转向轴是由细齿花键和螺母连接的。骨架的外侧一般包有柔软的合成橡胶或树脂，也有采用皮革包裹以及硬木制作的转向盘。转向盘外皮要求有某种程度的柔软度，手感良好，能防止手心出汗打滑的材质，还需要有耐热、耐候性。转向盘的功能：转向盘位于司机的正前方，是碰撞时最可能伤害到司机的部件，因此需要转向盘具有很高的安全性，在司机撞在转向盘上时，骨架能够产生变形，吸收冲击能，减轻对司机的伤害。转向盘的惯性力矩也是很重要的，惯性力矩小，我们就会感到“轮轻”，操做感良好，但同时也容易受到转向盘的反弹(即“打手”)的影响，为了设定适当的惯性力矩，就要调整骨架的材料或形状等。现在的转向盘与以前的看似没有太大变化，但实际上已经有了改进。由于转向助力装置的普及，转向盘外径变小了，而手握处却变粗了，采用柔软材料，使操作感得到了改善。现在有越来越多的汽车在转向盘里安装了安全气囊，也使汽车的安全性大大提高了。转向盘的集电环：转向盘上有喇叭开关，必须时刻与车身电器线路相连，而旋转的转向盘与组合开关之间显然不能用导线直接相连，因此就必须采用集电环装置。集电环好比环形的地铁轨道，喇叭开关的触点就象奔跑在轨道上的电车，时刻保持接通的状态。由于是机械接触，长时间使用触点会因磨损影响导电性，导致紧急时刻喇叭不鸣甚至气囊不工作。因此，最近装备气囊的汽车开始装用电缆盘，代替集电环。转向盘的端子与组合开关的端子用电缆线连接，电缆盘将电线卷入盘内，类似于吸尘器的电线卷取机构，在转向盘旋转范围内，电线*卷筒自由伸缩。这种装置大大提高了电器装置的可靠性。如图：图1-1和图1-2所示。转向操纵机构由方向盘、转向轴、转向管柱等组成，它的作用是将驾驶员转动转向盘的操纵力传给转向器。1.轮圈2.轮辐3.轮毂图1-1转向盘简图图1-2操纵机构简图1.4转向传动机构为牢固支承转向盘而设有转向柱。传递转向盘操作的转向轴从中穿过，由轴承和衬套支承。转向柱本体安装在车身上。转向机构应备有吸收汽车碰撞时产生的冲击能的装置。许多国家都规定轿车义务安装吸能式转向柱。吸能装置的方式很多，大都通过转向柱的支架变形来达到缓冲吸能的作用。转向轴与转向器齿轮箱之间采用连轴节相连(即两个万向节)，之所以用连轴节，除了可以改变转向轴的方向，还有就是使得转向轴可以作纵向的伸缩运动，以配合转向柱的缓冲运动。可倾斜式转向机构：正是由于有了连轴节，转向轴可以有不同的倾斜角度，使转向盘的位置可以上下倾斜，适应各种身高和体形的司机。通过操作位于转向柱下侧的手柄，使转向柱处于放松状态，将转向盘调至自己喜好的位置，再反向转动手柄，使转向柱固定在新的位置上。现在的一些高级轿车上已经采用电动式转向盘倾斜调整机构。转向轴内装有专用电机，使转向轴改变倾斜角度。最新型的调整机构是全自动式由计算机控制的。司机在下车前将点火钥匙拔出，转向盘便自动升起，以便司机顺利下车。但计算机会记住原来的转向盘位置，当点火钥匙再次插入时，转向盘会自动恢复原位。可伸缩式转向机构：该机构可象望远镜那样伸缩调整转向盘的前后位置。转向轴也象望远镜一样有双重结构，内筒与外筒用花键啮合，使它们无法相对转动，而只能沿键槽方向做伸缩运动。与倾斜调整机构相同，可操作手柄解除或固定伸缩动作，一部分车也采用电动式计算机控制的全自动伸缩式转向机构。1.5转向器与转向器形式转向器(也常称为转向机)是完成由旋转运动到直线运动(或近似直线运动)的一组齿轮机构，同时也是转向系中的减速传动装置。历史上曾出现过许多种形式的转向器，目前较常用的有齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式、循环球-齿条齿扇式、循环球曲柄指销式、蜗杆滚轮式等。其中第二、第四种分别是第一、第三种的变形形式，而蜗杆滚轮式则更少见。我们只介绍目前最常用，最有代表性的两种形：齿轮齿条式和循环球式。齿轮齿条式：齿轮齿条方式的最大特点是刚性大，结构紧凑重量轻，且成本低。由于这种方式容易由车轮将反作用力传至转向盘，所以具有对路面状态反应灵敏的优点，但同时也容易产生打手和摆振等现象。齿轮与齿条直接啮合，将齿轮的旋转运动转化为齿条的直线运动，使转向拉杆横向拉动车轮产生偏转。齿轮并非单纯的平齿轮，而是特殊的螺旋形状，这是为了尽量减小齿轮与齿条之间的啮合间隙，使转向盘的微小转动能够传递到车轮，提高操作的灵敏性，也就是我们通常所说的减小方向盘的旷量。不过齿轮啮合过紧也并非好事，它使得转动转向盘时的操作力过大，人会感到吃力。循环球式：这种转向装置是由齿轮机构将来自转向盘的旋转力进行减速，使转向盘的旋转运动变为涡轮蜗杆的旋转运动，滚珠螺杆和螺母夹着钢球啮合，因而滚珠螺杆的旋转运动变为直线运动，螺母再与扇形齿轮啮合，直线运动再次变为旋转运动，使连杆臂摇动，连杆臂再使连动拉杆和横拉杆做直线运动，改变车轮的方向。1.6动力转向机构动力转向机是利用外部动力协助司机轻便操作转向盘的装置。随着最近汽车发动机马力的增大和扁平轮胎的普遍使用，使车重和转向阻力都加大了，因此动力转向机构越来越普及。值得注意的是，转向助力不应是不变的，因为在高速行驶时，轮胎的横向阻力小，转向盘变得轻飘，很难捕捉路面的感觉，也容易造成转向过于灵敏而使汽车不易控制。所以在高速时要适当减低动力，但这种变化必须平顺过度。(一)液压式动力转向装置液压式动力转向装置重量轻，结构紧凑，利于改善转向操作感觉，但液体流量的增加会加重泵的负荷，需要保持怠速旋转的机构。(二)电动式动力转向装置电动式动力转向装置是最新形式的转向装置，由于它节能，故受到人们的重视。它是利用蓄电池转动电机产生推力。由于不直接使用发动机的动力，所以大大降低了发动机的功率损失(液压式最大损失5-10马力)，且不需要液压管路，便于安装。尤其有利于中置发动机后轮驱动的汽车。但目前电动式动力转向装置所得动力还比不上液压式，所以只限用于前轮轴轻的中置发动机后驱动的汽车上。(三)电动液压式动力转向装置即由电机驱动转向助力泵并由计算机控制的方式，它集液压式和电动式的优点于一体。因为是计算机控制，所以转向助力泵不必经常工作，节省了发动机的功率。这种方式结构紧凑，便于安装布置，但液压产生的动力不能太大，所以适用排量小的汽车。1.7齿轮齿条式转向器的优点(1)构造筒单,结构轻巧。由于齿轮箱小,齿条本身具有传动杆系的作用,因此,它不需要循环球式转向器上所使用的拉杆(2)因齿轮和齿条直接啮合,操纵灵敏性非常高。

(3)滑动和转动阻力小,转矩传递性能较好,因此,转向力非常轻。

(4)转向机构总成完全封闭,可免于维护。1.8设计的主要内容本次设计的课题以捷达某车型汽车转向器的参数作为依据，设计一款适用于小汽车机械转向系统的转向器。根据该车型对于市场的定位及对制造成本的考虑，同时参考同类车型的转向系统，将该车的转向系统设计为一款机械式转向系统，对转向系系统做简单分析，并进行转向器零件设计、工艺性及尺寸公差等级分析，同时按以下步骤对转向器及零部件进行设计方案论证：第一步对所选的转向器总成进行剖析；第二部利用所学的知识对总成中的零部件进行力学分析和分析；第三步对分析中发现的不合理的设计进行改进。2转向系系统分析2.1转向系统的设计要求转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，包括转向操纵机构（转向盘、转向上、下轴、）、转向器、转向传动机构（转向拉杆、转向节）等。转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。一般来说，对转向系统的要求如下：（1）转向系传动比包括转向系的角传动比（方向盘转角与转向轮转角之比）和转向系的力传动比。在转向盘尺寸和转向轮阻力一定时，角传动比增加，则转向轻便，转向灵敏度降低；角传动比减小，则转向沉重，转向灵敏度提高。转向角传动比不宜低于15-16；也不宜过大，通常以转向盘转动圈数和转向轻便性来确定。一般来说，轿车转向盘转动圈数不宜大于4圈，对轿车来说，有动力转向时的转向力约为20—50；无动力转向时为50—100N。（2）转向轮应具有自动回正能力。转向轮的回正力来源于轮胎的侧偏特性和车轮的定位参数。汽车的稳定行使，必须保证有合适的前轮定位参数，并注意控制转向系统的内部摩擦阻力的大小和阻尼值。（3）转向杆系和悬架导向机构共同作用时，必须尽量减小其运动干涉。应从设计上保证各杆系的运动干涉足够小。（4）转向器和转向传动机构的球头处，应有消除因磨损而产生的间隙的调整机构以及提高转向系的可靠性。（5）转向轴和转向盘应有使驾驶员在车祸中避免或减轻伤害的防伤机构。汽车在作转向运动时，所以车轮应绕同一瞬心旋转，不得有侧滑；同时，转向盘和转向轮转动方向一致。（6）当转向轮受到地面冲击时，转向系统传递到方向盘上的反冲力要尽可能小。在任何行使状态下，转向轮不应产生摆振。机动性是通过汽车的最小转弯半径来体现的，而最小转弯半径由内转向车轮的极限转角、汽车的轴距、主销偏移距决定的，一般的极限转角越大，轴距和主销偏移距越小，则最小转弯半径越小。转向灵敏性主要通过转向盘的转动圈数来体现，主要由转向系的传动比来决定。操纵的轻便性也由转向系的传动比决定，但其与转向灵敏性是一对矛盾，转向系的传动比越大，则灵敏性提高，轻便性下降。为了兼顾两者，一般采用变传动比的转向器，或者采用动力转向，还有就是提高转向系的正效率，但过高正效率往往伴随着较高的逆效率。转向时内外车轮间的转角协调关系是通过合理设计转向梯形来保证的。对于采用齿轮齿条转向器的转向系来说，转向盘与转向轮转角间的协调关系是通过合理选择小齿轮与齿条的参数、合理布置小齿轮与齿条的相对位置来实现的，而且前置转向梯形和后置转向梯形恰恰相反。转向轮的回正能力是由转向轮的定位参数（主销内倾角和主销后倾角）决定的，同时也受转向系逆效率的影响。选取合适的转向轮定位参数可以获得相应的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大则会增加转向沉重感，太小则会使回正能力减弱，不能保持稳定的直线行驶状态。转向系逆效率的提高会使回正能力提高，但是会造成“打手”现象。转向系的间隙主要是通过各球头皮碗和转向器的调隙机构来调整的。合理的选择转向梯形的断开点可以减小转向传动机构与悬架导向机构的运动干涉。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求转向器的正效率高，影响正效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行使的位置，又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行使时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至转向盘上尽可能小，防止打手，这又要求此逆效率尽可能低。齿轮齿条式转向器的正效率随着输入力矩的增大而增大，在40%输入力时一般即可大于70%，在转向系统内的摩擦力和转向系统的自由间隙有关。转向系统的间隙对操纵稳定性的影响主要表现在前轮摆振上，设计上最基本的努力方向就是在不增大摩擦力的情况下，转向系统的间隙应尽量小。2.2转向系主要性能参数转向器角传动比iw的计算：图2-1sinα=QUOTEQUOTE（2.1）式中：L：汽车轴距，2471mmR：汽车最小转弯半径，5250mm将数据代入（2.1）式，得：α=31.20°tanβ=（2.2）式中：L：汽车轴距，2471mmR：汽车最小转弯半径，5250mmB：前轮轮距，1429mm将数据代入（2.2）式，得：β=41.83°角传动比QUOTE(2.3)式中：ωw：转向盘转角（速度），3×360°ωk：转向轮转角（速度），α+β=73.03°将数据代入(2.3)式中，得：iw=14.79用半经验公式来计算汽车在沥青路面上的原地转向力矩:MR=(2.4)式中,f：轮胎与地面间滑动阻力系数G1：转向轴负荷，NP：轮胎气压，取0.2MPa将查资料所得数值：胎与地面间滑动阻力系数f=0.7；整车整备质量m=1105kg；该车容纳乘客数5人；每人质量约60kg；前置前驱转向轴负荷率为55%。G1=（1105+60×5）×9.8×55%=7572.95N将数据代入(2.4)式中，得：MR==343842.39N.mm根据MR计算转向盘上的手力Fs：Fn=(2.5)式中：MR：原地转向阻力矩，343842.39N.mmDs：转向盘直径，设计为380mmiw：转向器角传动比，14.79η+：转向器的正效率，90%将数据代入(2.5)式，得：Fn=131.57N转向盘扭力矩Ts：Ts=1/2FnDs（2.6）式中：Fn：转向盘上的手力，131.57NDs：转向盘直径，设计为380mm将数据代入（2.6）式，得：Ts=24998.3N.mm3.齿轮齿条设计步骤3.1转向系杆件尺寸计算转向柱Dz：DzQUOTE（3.1）式中：选用45钢Ts：方向盘扭矩，24998.3N.mm[τ]：材料许用切应力，140MPa将数据代入（3.1）式，得：dQUOTE9.30mm转向横拉杆直径的计算：dQUOTE（3.2）式中：MR：原地转向阻力矩，343842.39N.mmL1：前轮距1429mm[σ]:材料许用应力255MPa将数据代入（3.2）式，中：dQUOTEQUOTE5.04mm3.2齿轮齿条啮合传动的特点1-转向拉杆总成；2-防尘罩；3-球头座；4-转向齿条；5-转向器壳体；6-调整螺塞；7-压紧弹簧；8-锁紧螺母；9-压块；10-万向节；11-转向小齿轮；12-小齿轮轴承；13-滚针轴承图3-1齿轮齿条式转向器总成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β1与齿条倾斜角β2角相等时，则轴交角θ=0°；若β1＞β2，则θ=β1－β2；若β1＜β2，则θ=β1－β2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θ=β1+β2。齿轮为普通的渐开线斜齿轮。通常小齿轮与齿条齿廓都采用相同的模数与压力角，渐开线齿轮啮合传动的条件为啮合部位两齿廓基节相等，即(3.3)(3.4)(3.5)式中，Pb1—小齿轮的基节；Pb2—齿条的基节；m1—小齿轮模数；m2—齿条模数；α10—小齿轮节圆压力角；α20—齿条节线压力角可以知道，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。如图3-3所示，两齿廓相切于P点，tt为两齿廓在P处的切线。根据啮合传动的要求，两齿廓上与点P重合的点的速度在tt方向的分量相等。图3-3假设小齿轮的螺旋角为β1，齿条的齿倾角为β2，在啮合处齿轮上的点的切向速度为V1，齿条上的点的速度为V2，则有（3.6）将上式两边对时间进行积分（3.7）得（3.8）上式中：n—小齿轮的转动圈数；dt—小齿轮的端面分度圆直径;L—相应的齿条行程。根据斜齿轮特性，又有（3.9）（3.10）mn为小齿轮的法面模数，z为小轮的齿数。于是就有（3.11）从而可以得到齿轮齿条传动的线角传动比为i==mn·z·π/cosβ2（mm/rev）（3.12）可见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。3.3齿轮齿条式转向器的分析转向器转向盘的单位转角增量与齿条位移增量的反比定义为齿轮齿条转向器的线角传动比。图3-4如图3-4示：假设齿轮有足够的啮合长度，且齿轮在齿条上滚动而齿条不动的啮合情况，当齿轮啮合一周时，齿轮中心线由O-O位置移动到O’-O’位置。这时可以知道AB=πd，齿轮在齿条上移动了AC距离：AC=ABcosθ=πdcosθ式中：θ：齿轮安装角，（0）d：齿轮分度圆直径（mm）齿轮在垂直于齿条中心线MM的方向上移动了BC距离：BC=ABsinθ=πdsinθ在齿条实际工作中是运动的，齿轮只是绕轴承中心线转动，并不移动。只能是齿条沿其轴线移动，可见BC在实际工作中不存在，从中可知：CD=BCtanβr在齿轮转动一周，齿条实际移动距离AD为：AD=AC-CD=πdcosθ-πdsinθtanβr式中：βr：齿条倾角AD就是齿轮齿条式转向器的线角传动比：i=41.8mm/rad3.4齿轮齿条的设计计算3.4.1精度等级的确定借鉴“金杯”微型汽车系列所用的齿轮齿条转向器的经验，选用8级精度。3.4.2螺旋角的选择齿轮螺旋角多为90~1503.4.3齿轮法面模数的确定按文献中弯曲疲劳进行齿轮法面模数的计算：（3.3）式中：K—载荷系数，包括工作情况系数KA、动载荷系数KV、啮合齿对间载荷分配系数KU及载荷分布不均匀系数Kβ即K=KAKVKUKβ微型汽车或普通轿车载荷小、转向器运动时一般速度不高，各参数选择可以取1～1.25，综合起来可以取K=1.25。Yβ—螺旋角影响系数，计算出纵向重合度εa=0.318ΦdZ1tgβ再按其查出数据：Φd—齿宽系数，可以从文献中查表获得，但是为了保证强度可以调整至1.5～2；Z1—齿轮齿数，一般为5～7，根据设计经验，齿轮齿数初步选为7；β—螺旋角，一般称齿轮螺旋角为β1，齿条螺旋角为β2；YFa—齿轮的齿形系数，可近似的按当量齿数ZV≈Z/cos3β从文献中查表获得；Ysa—齿轮的应力校正系数，可近似的按当量齿数ZV≈Z/cos3β从文献中查表获得；[σF]—弯曲疲劳许用应力：[σF]=KNσlim/S；KN—寿命系数，可以从文献中查表获得；σlim—齿轮的弯曲疲劳极限，可以从文献中查表获得；S—疲劳强度系数，转向器载荷并不大、但属于关键件，S可以取1..25～1.5之间，微轻型车可取下限。εa—端面重合度，可以从文献中查表获得（当齿数小于时，可按17进行查表）根据汽车的有关参数代入公式得出（由于各种系数选取的差异，不同的人员计算，结果会有所不同）；mn≥2.08mm取齿轮法面模数取为2.5mm。确定模数后，再按下面的计算公式进行接触疲劳强度的校核。（3.4）式中：Ft—齿轮所受圆周力：Ft=2T1/d1d1—齿轮的节圆直径，对于标准齿轮即为分度圆；b—齿轮齿宽，b=Φdd1；u—齿数比（=Z2´/Z1），齿轮齿条齿数比不同于常规的齿轮与齿轮啮合的齿数比。ZH—区域系数：（3.5）α—法面压力角，选齿轮齿条为20°；[σH]H—接触疲劳许用应力：[σH]H=KNσHlim/S；σHlim—齿轮的接触疲劳极限，可以从文献中查表获得；对微型汽车转向器的齿轮接触疲劳强度进行校核，满足强度要求。3.4.4齿条齿数Z2的选择齿条齿数Z2的选定需要从车体的总布置和最大转角考虑来确定总行程，汽车齿条总行程H按原车要求为81mm。齿条齿数Z2的条件必须满足：Z2≥H/（πmncosαn）（3.6）那么Z2≥10.3，考虑制造公差，取Z2=12。3.4.5齿轮变位系数Xn1的确定根据文献，最小变位系数为：Xmin=ha*(Zmin-Z)/Zmin（3.7）式中：ha*——齿顶高系数。对于α=20°，ha*=1的齿条插刀或滚刀，Zmin=17；汽车α=20°，ha*=1.0，可以按照上式计算出Xmin=0.6775，因而转向器中齿轮变位系数必须大于0.6775。根据文献中变位系数选择选取Xn1=0.95＞06775，满足要求。3.4.6中心距a的确定中心距的计算需要根据整车总布置确定，但必须满足：a＞d1/2+hf2式中：hf2——齿条齿根高。转向器中齿轮和齿条的中心距根据整车总布置取a=14mm。3.4.7齿顶高、齿根高的确定考虑到转向器齿轮齿条传动副的特点，齿轮采用短齿，齿条采用长齿，以增强整个传动副的弯曲强度、表面强度、耐磨性和抗冲击性。日本一般习惯采用ha*=1.047和ha*=1.097两种方案，借鉴日系车经验，此处选ha*=1.047。考虑到齿条齿数较多，采用大的齿顶间隙可以增加润滑油的存储量，对于提高润滑性能有利，故而齿条根部顶隙取上限为C1=0.5，齿轮根部顶隙取C2=0.3。则齿条的齿顶高ha2、齿根高hf2和齿轮的齿顶高ha1、齿根高hf1可按下列公式计算出来：ha1=（ha*+Xn1）mn（3.8）ha2=（ha*+Xn1）mn（3.9）hf1=（ha*+C1-Xn1）mn（3.10）hf2=（ha*+C2-Xn1）mn（3.11）代入ha*=1.047、C1=0.5、C2=0.3、mn=2.5、Xn1=0.95得：转向器齿轮齿条的齿顶高、齿根高为：ha1=5mm；hf1=2.5mm;ha2=5mm;hf2=2mm。3.4.8几何计算a)根据上述选定的参数即可进行齿轮分度圆、节圆的集合计算和机构设计：d=mnZ1（3.12）转向器齿轮分度圆为20.00mm。b)齿条棒材直径的确定：转向器齿条棒材的直径通常分别分为22mm、26mm和28mm四个系列，微型汽车和普通汽车常用直径为22mm的棒材，次设计采用的转向器齿条亦选定这种规格。齿轮齿条式转向器若用直齿圆柱齿轮则会使运转平稳性降低、冲击大、噪声增加。故齿轮齿条式转向器的齿轮多采用斜齿圆柱齿轮。齿轮的模数取值范围在2~3mm之间。主动小齿轮齿数在5~7个范围变化，压力角取值200，齿轮螺旋角多为90~150,。设计齿轮模数mn1=2.5设计齿轮齿数z1=8设计齿轮压力角α1=200斜齿圆柱齿轮直径d=mn1z1/cosβ相互啮合的齿轮的齿距p1=πmn1cosα1和齿条的齿距p2=πmn2cosα2必须相等。即：πmn1cosα1=πmn2cosα2设计齿条的模数：mn2=2.5计算出齿条的压力角为：α2=200表3-1设计出的齿轮齿条转向器的齿轮齿条参数如下表名称符号公式齿轮齿条法向模数mn-2.52.5压力角α-200200齿数Z-812分度圆直径dd=mn1z1/cosβ20-变位系数xn-0.95-齿顶高haha=ha*×mn55齿根高hfhf=（ha*+c*-xn）×mn2.52齿顶圆直径dada=d-2×ha25-齿根圆直径dfdf=d-2×hf17.5-螺旋角β-100-100齿宽b-35304齿轮齿条式转向器的材料选择及强度校核4.1材料选择转向系统直接关系着生命财产的安全，属于保安系统，安全系数要求较高。转向器扭距低，受到中等冲击，工作环境较恶劣，材料选择十分重要。齿轮通常选用国内常用、性能优良的20CrMnTi合金钢，热处理采用表面渗碳淬火工艺，齿面硬度为HRc58～63。而齿条选用与20CrMnTi具有较好匹配性的40Cr作为啮合副，齿条热处理采用高频淬火工艺，表面硬度HRc50～564.2齿轮接触疲劳极限σ校核经查《机械设计手册》得：σHlim=1580MPaSHlim=1.3ZN=1.4【接触次数取8×106次，由《机械设计手册》查得】[σH]===1701.54MPa《机械设计手册》查得：齿轮使用系数：KA=1.35【原动机轻微冲击，工作机轻微冲击】齿轮动载系数：KV=1.05【齿轮IT7级精度】齿轮齿向载荷分布系数：Kβ=1.12【非对称布置，齿宽系数Ψd=1.2】齿轮齿间载荷分配系数：Kα=1.0【斜齿轮，未经表面硬化，经修齿】K=KAKVKβKα=1.35×1.05×1.12×1.0=1.5876齿面接触疲劳强度校核：σH=ZE*ZH*Zε*ZβQUOTE[σH]（4.1）式中：ZE：材料弹性系数，189.8QUOTE【由《机械设计手册》查得】ZH：节点区域系数，2.15【由《机械设计手册》查得】Zε：重合度系数，0.94【计算εα=1.165，εβ=0.55，由《机械设计手册》查得】Zβ：螺旋角系数，0.99【由《机械设计手册》查得】U：齿轮传动比，20:6=10/3将数据代入（4.1）式，得：σH=1674.8MPaσH=1674.8QUOTEMPa≤[σH]=1701.54MPa所以齿轮接触疲劳极限强度符合要求。4.3齿轮弯曲疲劳强度校核经查《机械设计手册》得：σFlim=580MPaSHlim=1.05YN=1.25【接触次数取8×106次，由《机械设计手册》查得】[σF]=QUOTE=QUOTE=473.5MPaσF=QUOTEYFYSYβYε（4.2）YF：外齿轮的齿形系数2.8【由《机械设计手册》查得】YS：外齿轮齿根应力修正系数1.5【由《机械设计手册》查得】Yβ：螺旋角系数0.9【由《机械设计手册》查得】Yε：重合度系数，0.75【由《机械设计手册》查得】σF=QUOTEYFYSYβYε=QUOTE×2.8×1.5×0.9×0.75=194.5MPaσF=194.5MPaQUOTE[σF]=473.5MPa所以齿轮弯曲疲劳强度极限符合要求。4.4齿轮齿条式转向器的受力分析与计算若略去齿面间的摩擦力，则作用与节点上的法向力Fn可以分解为径向力Fr和分力F，分力F又可以分为圆周力Ft和轴向力Fa。受力分析如上图所示：计算力如下：Ft=2TZ/d1=2×24998.3÷13.45=3803NFr=Fttanα/cosβ=1410.1NFa=Fttanβ=739.2N式中α：齿轮压力角，200β：齿轮螺旋角，10059‘35‘’TZ：转向盘扭力矩，24998.3N.mmd1：齿轮分度圆直径，13.45mm4.5齿轮轴的设计计算校核轴的尺寸如左图示：对轴的强度进行校核：经过分析得到：在xy平面上，FR1"+FR2"=Fr=1410.1NFR1"×（7+20）+Fa×QUOTE-FR2"×（7+20）=0在xz平面上，FR1ˊ=FR2ˊFR1ˊ+FR2ˊ=Ft=3803N解得：FR1ˊ=FR2ˊ=1901.5NFR2"=797.2NFR1"=612.9N查得40Cr的机械性能：σB=750MPaσs=550MPaσ-1=350MPaτ-1=200MPa[τ]=40~50MPa由《机械设计（第四版）》查得：σ-1=0.40σBσ0=1.6σ-1=560MPaσ-1b=0.41σB=307.5MPa=1.7σ-1b=522.75MPaσsb=1.4σs=770MPaτ-1=0.30σB=225MPaτ0=1.4τ-1=280MPaτs=0.70σB=525MPa对称循环疲劳极限：σ-1b=0.41σB=307.5MPaτ-1=0.30σB=225MPa脉动循环疲劳极限：=1.7σ-1b=522.75MPaτ0=1.4τ-1=280MPa等效系数：Ψσ=QUOTE=0.1765Ψτ==0.61弯曲应力幅：σa=σ==57678.4÷（0.1×153）=170.9MPa平均应力幅：σm=0扭转切应力：τ==25574÷（0.2×153）=75.8MPa扭转切应力幅和平均应力幅：τa=τm=τ/2=37.9MPa查得应力集中系数：kσ=1.95，kτ=1.48，查得表面状态系数：β=1.5，查得尺寸系数：ετ=0.98，εσ=0.91安全系数：设为无限寿命，KN=1QUOTE=1.26QUOTE=10.57所以轴的安全系数校核符合安全标准。5其它部件设计5.1防伤安全机构方案分析与设计根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验结果的分析表明：汽车正面碰撞时，转向盘、转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。因此，要求汽车在以48km／h的速度正面同其它物体碰撞的试验中，转向管柱和转向轴在水平方向的后移量不得大于127mm；在台架试验中，用人体模型的躯干以6．7m／s的速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过11123N，见GBll557—1998。为此，需要在转向系中设计并安装能防止或者减轻驾驶员受伤的机构。如在转向系中，使有关零件在撞击时产生塑性变形、弹性变形或是利用摩擦等来吸收冲击能量。当转向传动轴中采用有万向节连接的结构时，只要布置合理，即可在汽车正面碰撞时防止转向轴等向乘客舱或驾驶室内移动，如图7—9所示。这种结构虽然不能吸收碰撞能量，但其结构简单，只要万向节连接的两轴之间存在夹角，正面撞车后转向传动轴和转向盘就处在图中双点划线的位置，转向盘没有后移便不会危及驾驶员安全。图5-1图5-1所示在轿车上应用的防伤安全机构，其结构最简单，制造容易。转向轴分为两段，上转向轴的下端经弯曲成形后，其轴线与主轴轴线之间偏移一段距离，其端面与焊有两个圆头圆柱销的紧固板焊接，两圆柱销的中心线对称于上转向轴的主轴线。下转向轴呈T字形，其上端与一个压铸件相连，压铸件上铸有两孔，孔内压人橡胶套与塑料衬套后再与上转向轴呈倒钩状连接，构成安全转向轴。该轴在使用过程中除传递转矩外，在受到一定数值的轴向力时，上、下转向轴能自动脱开，如图图5-2b所示，以确保驾驶员安全。图5-2防伤转向轴a）弹性联轴器b）弹性垫片图5-3防伤机构图如图所示，汽车一旦出现严重的、破坏性碰撞事故，弹性垫片不仅有轴向变形，而且能撕裂直至断开，同时吸收了冲击能量，并允许上、下转向轴相对移动。这种防伤机构的结构简单、容易制造、成本低。但弹性垫片的存在会降低扭转刚度，对此必须采取结构措施施予以消除。这种结构工作的可靠性由弹性垫片的强度来决定。汽车发生碰撞事故时，凸缘斜面上产生的轴向力和径向力相等，其最大值由弹性垫片的强度来决定，即有：（5.1）—实际断面宽度；t—垫片厚度；—垫片帘布层数；—考虑垫片不同时损坏的系数，取0.85;—考虑危险断面边缘的帘线完整性被破坏的系数，取0.80；—拉伸应力，=5.5MPa;—取9KN;选取为1，t取6mm,解得=100mm。5.2转向盘转向盘主要由轮圈1、轮辐2和轮毂3组成，其结构如图所示。轮辐的形式有两根辐条式(见图5-1)、三根辐条式(见图5-2)和四根辐条式(见图5-3)。轮辐和轮圈的心部有钢或铝合金等金属制骨架，外层以合成树脂或合成橡胶包覆，下侧形成波浪状以利于驾驶员把持。转向盘与转向轴通常通过带锥度的细花键连接，端部通过螺母轴向压紧固定。有的汽车喇叭开关按钮装在转向盘上，方便驾驶员操作。因为在整个转向系统中，各传动件之间存在着装配间隙，这些间隙反映到转向盘上来就变成转动转向盘的空转角度。转向盘自由行程对于缓和路面冲击及避免驾驶员过度紧张是有利的。转向盘自由行程应控制在转向轮处于直线行驶位置时转向盘向左或向右的自由行程不超过10°～15°。图5-4转向操纵机构示意图图5-5转向盘结构在本文研究当中采用的转向盘是四轮辐条形式。图5-6四辐条形式转向盘5.3球头销球头销常由于球面部分磨损而损坏，为此用下式验算接触应力σi式中，F为作用在球头上的力；A为在通过球心垂直于F力方向的平面内，球面承载部分的投影面积。许用接触应力为[σj]≤25～30N／mm2。设计初期，球头直径d可根据表5-1中推荐的数据进行选择。表5-1球头直径球头直径转向轮负荷／N球头直径转向轮负荷／N20222527300到60006000～90009000～1250012500～1600016000～240003540455024000～3400034000～4900049000～7000070000～100000球头销用合金结构钢12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi制造。转向横拉杆及其端部转向横拉杆与梯形转向杆系的相似。球头销通过螺纹与齿条连接。当这些球头销依制造厂的规范拧紧时，在球头销上就作用了一个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上，这些防尘套阻止杂物进入球销及齿条中。转向横拉杆端部与外端用螺纹联接。这些端部与梯形转向杆系的相似。侧面螺母将横拉杆外端与横拉杆锁紧见图5-7。注：转向反馈是由前轮遇到不平路面而引起的转向盘的运动。图5-7转向横拉杆外接头1横拉杆2锁紧螺母3外接头壳体4球头销5六角开槽螺母6球碗7-端盖8梯形臂9开口销表5-2转向横拉杆及接头的尺寸设计参数序号项目符号尺寸参数()1横拉杆总长2812横拉杆直径153螺纹长度604外接头总长1205球头销总长626球头销螺纹公称直径M10×17外接头螺纹公称直径M12×1.58内接头总长65.39内接头螺纹公称直径M16×1.55.4转向节臂在球头销上作用的力F，对转向摇臂构成弯曲和扭转力矩的联合作用。危险断面在摇臂根部，应按第三强度理论验算其强度式中,Ww、Wn为危险断面的抗弯截面系数和抗扭转截面系数；尺寸d、e见图7—35。要求σ≤σT／n式中，σT为材料的屈服点；n为安全系数，取n=1．7～2．4。转向摇臂与转向摇臂轴经花键连接，因此要求验算花键的挤压应力和切应力。5.5齿轮齿条式转向器间隙调整弹簧的设计计算图5-8齿条间隙调整装置根据《机械设计（第四版）》、《机械设计（修订版