齿轮齿条式转向器优化设计毕业设计

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1、 目 录 摘要 5 Abstract 6 引言 7 1 轿车转向器总述 8 1.1转向器的分类及现状 8 1.2 转向器的工作原理 9 1.2.1齿轮齿条转向器工作原理 9 1.2.2动力转向系统的工作原理 10 1.3 转向系的设计要求 10 2 轿车转向器的方案分析及参数选择 11 2.1转向器的选择 11 2.2 转向控制阀 11 2.3 转向系压力流量类型选择 12 2.4 液压泵的选择 12 2.5 参考数据的确定 12 2.5.1桥车的转向参数的确定 12 2.5.2转向系的效率 13 2.5.3阿克曼几何学 13 2.5.4转向系传动

2、比 14 2.6 转向器计算载荷的确定 14 2.6.1 原地转向阻力距 14 2.6.2转向盘手力 15 3 转向器齿轮齿条的设计计算 15 3.1 齿轮齿条设计 15 3.2齿条的强度计算 17 3.2.1齿条的受力分析 17 3.2.2 齿条杆部受拉压的强度计算 18 3.2.3齿条齿部弯曲强度的计算 19 3.3小齿轮的强度计算 19 3.3.1.齿面接触疲劳强度计算 19 3.3.2齿轮齿根弯曲疲劳强度计算 22 4 齿轮轴的结构设计 23 5 其它零部件的选择 24 5.1 轴承的选择 24 5.2转向器的润滑方式和密封类型的选择 25 5.3

3、弹簧的选择 25 6 转向器部分零件图 26 设计总结 27 参考文献 28 致 谢 29 Contents Abstract 5 Introduction 7 1 Carsteeringoverview 8 1.1 The classificationand current situation ofthe steeringdevice 8 1.2 Working principle ofthe steering gear 9 1.2.1 Working pr

4、incipleof rack and pinion steering 9 1.2.2 The working principleof thepower steeringsystem 10 1.3 The design requirementsof the steering system 10 2 Analysis on the steeringsystemand parameter selection ofcar 11 2.1 Steering gearselection 11 2.2 Steering controlvalve 11 2.3 Steering systempres

5、sure and flowtype selection 11 2.4 The choice of the hydraulic pump 12 2.5 Determine the referencedata 12 2.5.1 To determine theparameters of thebridgevehicle steering 12 2.5.2 The efficiencyof steering system 13 2.5.3 Ackermangeometry 13 2.5.4 Steering ratio 14 2.6 Apparatus for determiningl

6、oad calculation 14 2.6.1 Steering resistancefrom 14 2.6.2 Steeringforce 15 3 Design and calculation ofsteering gear rack 15 3.1 Rack and piniondesign 15 3.2 The strengthcalculationof rack 17 3.2.1 Stressanalysis of rack 17 3.2.2 Calculation ofrack rodtension and compressionstrength 18 3.2.3

7、 Calculation ofracktoothbending strength 18 3.3 The calculation of smallgear strength 19 3.3.1 Calculation of contact fatigue strength 19 3.3.2 Calculation of bending fatigue strength ofgear tooth 21 4 Structure design ofgear shaft 22 5 choice of the parts 23 5.1 Bearing selection 23 5.2 Ste

8、ering gearlubricationand sealtype selection 24 5.3 Choice of spring 24 6 Steering parts diagram 24 Design summary 25 Reference 26 Acknowledgement 29 齿轮齿条式转向器设计 【摘要】 桥车斩向机构的设计是以齿轮齿条转向器的设计为中心，一是轿车转向系统总述；二是机械转向器的选择；三是齿轮和齿条的合理匹配，以满足转向器的

9、正确传系的动比和强度要求；四是动力转向机构设计；五是梯形结构设计。因此本课题在考虑上述要求和因素的基础上研究利盘的旋转带动传动机构的齿轮齿条转向轴转向，通过万向节带动转向齿轮轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条直线运动，实现转向。实现了转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现了汽车转向的稳定性和灵敏性。在本文中主要进行了转向器齿轮齿条的设计和对转向齿轮轴的校核，主要方法和理论采用汽车设用转向计的经验参数和大学所学机械设计的课程内容进行设计，其结果满足强度要求，安全可靠。 关键词：轿车 转向系 齿轮齿条设计

10、 Designof gear rack typesteering Abstract Carcutdesign to themechanism of therack and pinion steering gear designas the center,one is theoverview of carsteering system;two is the choice of mechanical steering;three is thereasonable matching ofthe ge

11、ar and the rackto the right,to meettherequirements of transmissionsystemdynamicratio and strength;the four is the powersteering mechanismdesignthe five is a trapezoidal structure design.Therefore this topic in considerationofgearrackrotates to drive the transmission mechanismanddiscof the above requ

12、irements and factors basedon thesteering shaft steering,thesteeringgear shaft to rotatethrough a universal joint,steering gear shaft and the steering rack, there bycontributing to steering racklinear motion,the steering.Thesteering devicehas simple and compact structure,short axial dimensions,andthe

13、 number of advantages and fewer partscan increase power,so as to realizethe vehicle steering stability and sensitivity.In this paper focused on the designof the steering rack and pinionsteeringgear shaft and the verification,the main method and theory of the audio steering meter experience parameter

14、s and the university curriculum design of mechanical design, and the results meet the strength requirements,safe and reliable. Keywords：Car Steering system Rack and piniondesign 引言 改革开放以来，我国的汽车工业有着飞速的发展，据中国汽车工业协会统计，截至2006年10月底，轿车累计销量超过300万辆，达到304万辆，同比增长40%

15、。2006年11月的北京车展，自主品牌：奇瑞、吉利、长城、中兴、众泰、比亚迪、双环、中顺、力帆、华普、长安、哈飞、华晨等自主品牌纷纷亮相，在国际汽车盛宴中崭露头角，无论从参展规模还是产品所展示的品质和技术含量上，都不得不令人折服，但和国外有着近百年发展历史的国外汽车工业相比，我们的自主品牌汽车在行车性能和舒适体验方面仍有差距。 在汽车行驶中，转向运动是最基本的运动，我们用通过方向盘来操纵和控制汽车的行驶方向，从而实现自己的行驶意图。在现代汽车上，转向系统是必不可少的最基本的系统之一，同时它也是决定汽车主动安全性的关键总成，尤其是在车辆高速化，驾驶人员非专业化，车流密集的今天，针对不同的驾驶人

16、群，汽车转向系统地设计显得尤为重要。 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。 随着私家车的越来越普遍，各式各样的高中低档轿车进入了人们的生活中。快节奏高效率的生活加上们对高速体验的不断追求，也要求着车速的不断提高。由于汽车保有量的增加和社会活生活汽车化而造成交通错综复杂，使转向盘的操作频率增大，这要求减轻驾驶疲劳。 所以，无论是为满足快速增长的轿车市场还是为给驾车者更舒适更安全的的驾车体验，都需要一种高性能、低成本的大众化的轿车转向结构。

17、 本课题以现在国产轿车最常采用的齿轮齿条液压动力转向器为核心综合设计轿车转向机构。 29 1 轿车转向器总述 1.1转向器的分类及现状 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

18、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

19、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；英国BURM#0；AN公司都是比较有名的专业厂家，都有很大的产量和销售面。专业化生产已成为一种趋势，

20、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，

21、 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

22、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。 1.2 转向器的工作原理 1.2.1齿轮齿条转向器工作原理 齿轮齿条式转向器中作为传动副主动件的转向齿轮安装在壳体中，与水平布置的转向齿条啮合。弹簧通过压块将齿条压靠在转向齿轮上，以保证无间隙啮合。弹簧的预紧力可用调整螺钉调整。工作时，转向齿条的中

23、部与转向拉杆托架联接，转向左.右横拉杆与转向节臂相连。当转动转向盘时，转向齿轮转动，使与之啮合的转向齿条沿轴向移动，从而使左右横拉杆带动左右转向节转动，使转向轮偏转，实现汽车转向，如图1-1所示。 图1－1　齿轮齿条转向器工作原理 1.2.2动力转向系统的工作原理 １.油泵　２.油流向控制阀　３.软管　４.控制阀　５.６管路　７.动力缸 ８.齿条活塞　９.齿条轴　１０.软管　１１储油罐　１２卸压阀 图1－2　动力转向器工作原理 动力转向系统是在机械式转向系统的基础上加一套动力辅助装置组成的。如图1-2所示。 转向油泵1安装在发动机上，由曲轴通过皮带驱动并向外输出液压油。储油罐

24、11有进、出油管接头，通过油管分别与转向油泵和转向控制阀4联接。转向控制阀用以改变油路。机械转向器和缸体形成左右两个工作腔，它们分别通过油道和转向控制阀联接。 当汽车直线行驶时，转向控制阀2将转向油泵1泵出来的工作液与油罐相通，转向油泵处于卸荷状态，动力转向器不起助力作用。当汽车需要向右转向时，驾驶员向右转动转向盘，转向控制阀将转向油泵泵出来的工作液与右腔接通，将左腔与油罐接通，在油压的作用下，活塞向下移动，通过传动结构使左、右轮向右偏转，从而实现右转向。向左转向时，情况与上述相反。 1.3 转向系的设计要求 通常，对转向系的主要要求是： （1）保证汽车有较高的机动性，在有限的场

25、地面积内，具有迅速和小半径转弯的能力，同时要求操作轻便； （2）汽车转向时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，不应有侧滑； （3）传给转向盘的反冲应尽可能的小； （4）转向后，转向盘应自动回正，并应使汽车保持在稳定的直线行驶状态； （5）发生车祸时，当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时，转向系统最好有保护机构防止伤及成员； （6）转向器和转向传动机构因摩擦产生间隙时，应能调整而消除间隙。 2 轿车转向器的方案分析及参数选择 转向器是整个转向系统地核心部分，转向器的设计也就是整个转向系统的关键所在。 2.1转向器的选择 对转向其结构形式的选择，主要是根据

26、汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。中、小型轿车以及前轴负荷小于1.2t的客车、货车，多采用齿轮齿条式转向器。齿轮齿条式转向器安装助力机构方便且转向器结构简单，适合于轿车。故本设计选用齿轮齿条式转向器。 齿轮齿条式转向器的齿轮齿条直接啮合，可安装助力机构。齿轮齿条式转向器的正逆效率都很高，属于可逆式转向器。其自动回正能力强。齿轮齿条式转向器结构简单（不需要转向摇臂和横拉杆等）、加工方便、工作可靠、使用寿命长、用需要调整齿轮齿条的间隙。 2.2 转向控制阀 转向控制阀按阀体的运动方向分为，滑

27、阀式和转阀式两种。阀体沿轴向移动来控制油液流量的控制阀，称为滑阀式转向控制阀。滑阀的特点是靠阀体的移动控制油液流量，需较大运动空间。而阀体沿轴转动来控制油液流量的控制阀，称为转阀式控制阀。转阀的特点是靠阀体转动控制油液流量。体积小，加工要求精度高。 1-扭杆，2-壳体，3-阀体 A-通油泵输出管路的通道；B、C-通过动力缸左右腔的通道；D-通储油罐的回油通道 图2-1 转阀结构图 轿车体积小，且质量不高，对转向力要求也不是太高，由于轿车本身是高精度产品，故本设计选用转阀式转向控制阀，如图2-1。 2.3 转向系压力流量类型选择 液压动力转向系按系统内部的压力状态分，有常压

28、式和常流式两种。 常压式液压动力转向系在汽车直线行驶，转向盘保持中立位置时，转向控制阀经常处于关闭位置。向油泵输出的压力油充入储能器。当储能器压力增长到规定值后，油泵即自动卸荷空转，从而储能器压力得以限制在该规定值以下。当转动转向盘时，机械转向器, 即通过转向摇臂等杆件使转向控制阀转入开启位置。此时储能器中的压力油即流入转向动力缸。动力缸输出的液压作用力，作用在转向传动机构上，以助机械转向器输出力之不足。转向盘一停止运动，转向控制阀便随之回复到关闭位置。于是，转向加力作用终止。由此可见，无论转向盘处于中立位置还是转向位置，也无论转向盘保持静止还是运动状态，该系统工作管路中总是保持高压。 常

29、流式液压动力转向系在汽车不转向时，转向控制阀, 保持开启。转向动力缸的活塞两边的工作腔，由于都与低压回油管路相通而不起作用。转向油泵. 输出的油液流入转向控制阀，又由此流回转向油罐。因转向控制阀的节流阻力很小，故油泵输出压力也很低，油泵实际上处于空转状态。当驾驶员转动转向盘，通过机械转向器使转向控制阀处于与某一转弯方向相应的工作位置时，转向动力缸的相应工作腔方与回油管路隔绝，转而与油泵输出管路相通，而动力缸的另一腔则仍然通回油管路。地面转向阻力经转向传动机构传到转向动力 缸的推杆和活塞上，形成比转向控制阀节流阻力高得多的油泵输出管路阻力。于是转向油输出压力急剧升高，直到足以推动转向动力缸活塞

30、为止。转向盘停止转动后，转向控制阀随即回复到中立位置，使动力缸停止工作。 上述两种液压动力转向系相比较，常压式的优点在于有储能器积蓄液压能，可以使用流量较小的转向油泵，而且还可以在油泵不运转的情况下保持一定的转向加力能力，使汽车有可能续驶一定距离。这一点对重型汽车而言尤为重要。常流式的优点则是结构简单，油泵寿命长，漏泄较少，消耗功率也较少。因此，目前只有少数重型汽车采用常压式液压动力转向系，而常流式液压动力转向系则广泛应用于各种汽车。对于轿车而言本课题选择使用常流式液压动力转向系。 2.4 液压泵的选择 目前，动力转向液压泵大多数采用双作用式叶片泵。 2.5 参考数据的确定 2

31、.5.1桥车的转向参数的确定 表2-1 上海通用别克凯越2013款1.5L手动经典型汽车参数 轮距 1475mm 轴距 2600mm 整备质量 1210(kg) 轮胎 185/65R14 轮胎压力p/MPa 0.22 最小转弯半径 5300mm 转向轮绕主销转动半径 80mm 2.5.2转向系的效率 转向系的效率由转向器的效率和转向操纵及传动机构的效率决定， (2-1) 转向器的效率又有正效率与逆效率之分。齿轮齿条式转向器的正效率可达0.7～0.8。通常，转向系的正效率的平均值为0.67～0.82，；当向上述相

32、反方向传递力时逆效率的平均值为0.58～0.63。转向传动机构的效率一般可取0.85～0.9，取=0.75。 2.5.3阿克曼几何学 两轴汽车以低速转弯行驶，可忽略离心力的影响，假设轮胎是刚性的，忽略轮胎侧偏的时候，此时若各车轮绕同一瞬时转向中心进行转弯行驶，则两转向前轮轴线的延长线交在后轴延长线上，这一几何关系称为阿克曼几何学。 汽车前轮转向时，为满足上述条件，须满足下述关系式 (2-2) 式中，——转向轮外轮转角； ——转向轮内轮转角； K——两主销轴线与地面交点间距离； L——车轮轴距。 汽车最小转弯半径与汽车内轮最大转角、轴

33、距L、转向轮绕主销转动半径r、两主销延长线到地面交点的距离K有关。在转向过程中L、r、K保持不变，只有是变化的，所以内轮应有足够大的转角，以保证获得给定的最小转弯半径。计算最小转弯半径如下， 在给定最小转弯半径条件下，可以用下式计算出转向内轮应达到的最大转角， 　 　 （2－3） 根据参考车型=5300mm，L=2600mm，r=80mm，K=1500mm，则=29.38，取=29。 2.5.4转向系传动比 转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比。 转向传动机构的力传动比等于转向车轮的转向阻力矩与转向摇臂的力矩之比值。即

34、 转向系的力传动比: (2-4) 转向系的角传动比: (2-5) 转向系的角传动比由转向器角传动比和转向传动机构角传动 组成，即 （2-6） 转向器的角传动比: （2-7） 转向传动机构的角传动比: （2-8） 2.6 转向器计算载荷的确定 为了行驶安全，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

35、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。 2.6.1 原地转向阻力距

36、

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40、 一般很难精确计算这些力，为此推荐采用足够精确的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（Nmm）,即，式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7；为转向轴负荷（N）；p为轮胎气压（MPa）。 表2-2 原地转向阻力距 =55%mg=55%*1210*9.8N =6521.9N ==262015.30（Nmm） 1. f=0.7 2. 按《汽车设计》，取整车整备质量m的55% 3. p=0.22Mpa 4. 整车整备质量m=1210k

41、g 2.6.2转向盘手力 作用在转向盘上的手力为：。式中为转向摇臂长；为转向节壁长；为转向盘直径；为转向器角传动比；为转向器正效率。由《汽车设计》，在0.85~1.1之间，可近似为1。 表2-3 转向盘手力 = =116.45N =116.45*0.4*0.5 =23.29 1. 转向盘直径在380~550mm之间，选=400mm 2. 齿轮齿条正传动效率=75% 3. 转向器角传动比=18 3 转向器齿轮齿条的设计计算 3.1 齿轮齿条设计 齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数多在2—3mm之间，主动小齿轮齿数多数在5

42、—7个齿范围变化，压力角去，齿轮螺旋角的取值范围多为。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿轮压力角，对现有结构在范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度 。 齿条选用45钢制造并经过高频淬火，而主动小齿轮选用20CrMo材料并进行渗碳后淬火，表面硬度应在58HRC以上，为减轻质量壳体用铝合金压铸。 正确啮合条件：；； 根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见下表： 表3-1 齿轮齿条的主要参数 名称 齿轮 齿条 齿数z 6 21 模数 2.5 2.5 压力角 螺旋角 顶隙系数 0.25

43、 0.25 齿顶高系数 1 1 变位系数 0 0 分度圆直径： 齿轮： = =15.3 齿顶高 ： 齿轮：=2.5 齿条：2.5 齿根高： 齿轮：=3.125 齿条： = 3.125 齿全高 h： 齿轮：5.625 齿条：5.625 齿顶圆直径 ： 齿轮：=20.3 齿根圆直径 ： 齿轮：14.05 基圆直径 ： 由 得20.41 齿轮：=14.34 分度圆齿厚： 齿轮：=1.3870*=3.47 表3-2 齿轮齿条的结构尺寸 序号 名称 齿轮 1 分度圆直径/mm 15.3 2 齿顶高 /mm 2.5 3

44、 齿根高 /mm 3.125 4 齿全高 h/mm 5.625 5 齿顶圆 /mm 20.3 6 齿根圆 /mm 14.05 7 基圆直径 /mm 14.34 8 齿厚/mm 3.47 9 齿宽 b/mm 40 序号 名称 齿条 1 齿顶高 /mm 2.5 2 齿根高 /mm 3.125 3 齿全高 h/mm 5.625 4 齿厚/mm 3.47 5 齿宽 b/mm 20 6 直径d/mm 20 7 齿数Z 21 8 总长L/mm 767 3.2齿条的强度计算 3.2.1齿条的受力分析 在本设

45、计中，选取转向器输入端施加的扭矩T=25Nm，齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小，计算轮齿受力时，可不予考虑。 齿轮齿条的受力状况类似于斜齿轮，齿条的受力分析如图3-1 图3-1 齿条的受力分析 如图，作用于齿条齿面上的法向力Fn，垂直于齿面，将Fn分解成沿齿条径向的分力（径向力）Fr，沿齿轮周向的分力（切向力）Ft，沿齿轮轴向的分力（轴向力）Fx。各力的大小为： Ft=2T/d Fr=Ft*tan/cosβ1 Fx=Ft*tanβ1 Fn=Ft/(cos*cosβ1) ——齿轮轴分度圆螺旋角

46、（由表1查得） ——法面压力角（由表1查得） 齿轮轴受到的切向力： Ft=2T/d=3268.0N T——作用在输入轴上的扭矩，T取25Nm。 d——齿轮轴分度圆的直径 齿条齿面的法向力： Fn=Ft/(cos*cosβ1) =3555.4N 齿条牙齿受到的切向力： =3341.0N 齿条杆部受到的力： β2=3268.0N 3.2.2 齿条杆部受拉压的强度计算 计算出齿条杆部的拉应力： =F/A=5.81N/mm F——齿条受到的轴向力 A——齿条根部截面积 ，A=

47、562mm 由于强度的需要，齿条选用45钢制造，其抗拉强度极限是=690N/mm, (没有考虑热处理对强度的影响)。 因此 <， 所以，齿条设计满足抗拉强度设计要求。 3.2.3齿条齿部弯曲强度的计算 齿条牙齿的单齿弯曲应力： 式中：——齿条齿面切向力 b—— 危险截面处沿齿长方向齿宽 ——齿条计算齿高 ——危险截面齿厚 从上面条件可以计算出齿条牙齿弯曲应力： 6*3341.0*5.625/(20*3.472)=468.23N/mm2 上式计算中只按啮合的情

48、况计算的，即所有外力都作用在一个齿上了，实际上齿轮齿条的总重合系数是2.63（理论计算值），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。 齿条的材料我选择是 45钢制造，因此： 抗拉强度(没有考虑热处理对强度的影响)。 齿部弯曲安全系数： =2.95 因此，齿条设计满足弯曲疲劳强度设计要求。又满足了齿面接触强度，符合本次设计的具体要求。 3.3小齿轮的强度计算 3.3.1.齿面接触疲劳强度计算 计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力时，推导计算公式的出发点和直齿圆柱齿轮相似，但要考虑其以下特点：啮合的接触线是倾斜的，有利于提高接触强度 ；重合度大，

49、传动平稳。 齿轮的计算载荷 为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷P（单位为N/mm）为： Fn ——作用在齿面接触线上的法向载荷； L ——沿齿面的接触线长，单位mm。 法向载荷Fn 为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算Pca（单位N/mmm）进行计算。即 K——载荷系数 载

50、荷系数K包括 ：使用系数，动载系数，齿间载荷分配系数及齿向载荷分布系数，即 K = 使用系数是考虑齿轮啮合时外部领接装置引起的附加动载荷影响的系数， 取=1.0 动载系数： 齿轮传动制造和装配误差是不可避免的，齿轮受载后还要发生弹性变形，因此引入了动载系数。 取=1.0 齿间载荷系数： 选取齿轮的制造精度为7级精度， 查表得==1.2 齿向荷分配系数： 齿宽系数φd=b/d=20/15.3=1.3 = =1.12+0.18(1+0.6*1.32)*1.32 +0.23*10*20 =1.7 所以载荷系数K==1*1*1.

51、2*1.7=2.0 斜齿轮传动的端面重合度=1.65 在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度如下： 因为 Fn = Ft/(cos*cosβ1) 所以 =2.0*3268.0/20/1.65/cos20.41o= 211.33N/mm 可以认为一对斜齿圆柱齿轮啮合相当于它们的当量直齿轮啮合，利用赫兹公式，代入当量直齿轮的有关参数后，得到斜齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度校核公式[2] ： = 式中： Z－弹性系数 主动

52、小齿轮选用材料20CrMo制造，根据材料选取，均为0.3，E，E都为合金钢，取189.8MPa 求得Z=5.7 －节点区域系数 Z=2.24 齿轮与齿条的传动比u ,u趋近于无穷 则 所以=45.9MPa 小齿轮接触疲劳强度极限 =1000MPa 应力循环次数 N=2*10 所以 =1.1 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，可得 =1.1*1000MPa=1100MPa K ——接触疲劳寿命系数 由此可得< 所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。 3.3.2齿轮齿根弯曲疲劳强度计算 齿轮受

53、载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂最大，但力并不是最大，因此弯矩不是最大。根据分析，齿根所受的最大玩具发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合最高点时。因此，齿根弯曲强度也应按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。 斜齿轮啮合过程中，接触线和危险截面位置在不断的变化，要精确计算其齿根应力是很难的，只能近似的按法面上的当量直齿圆柱齿轮来计算其齿根应力。 将当量齿轮的有关参数代入直齿圆柱齿轮的弯曲强度计算公式，考虑螺旋角使接触线倾斜对弯曲强度有利的影响而引入螺旋角系数，可得到斜齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度计算校核公式： 载荷系

54、数K： K==2.0 齿形系数： 校正系数： =1.4 螺旋角系数=0.94 校核齿根弯曲强度： = = = 355.52MPa 弯曲强度最小安全系数=1.5 计算弯曲疲劳许用应力 ——弯曲疲劳寿命系数=1.5 可得，=1.5*1000/1.5 = 1000 MPa 所以< 因此，本次设计及满足了小齿轮的齿面接触疲劳强度又满足了小齿轮的弯曲疲劳强度，符合设计要求。 综上所述，齿轮齿条式转向器的设计满足设计的强度要求。 4 齿轮轴的结构设计 由于齿轮的基圆直径d=15.3，数值较小，若齿轮与轴之间采用键连接必将造成轴和齿轮

55、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20CrMo材料制造并经渗碳淬火，因此轴的材料也选用20CrMo材料制造并经渗碳淬火。 查机械设计手册得：20CrMo材料的硬度HB≥217，抗拉强度极限[]=775MPa，屈服极限[]=433MPa，弯曲疲劳极限[]=326MPa，剪切疲劳极限[]=188MPa，许用剪切应力[]=50MPa，转速10r/min。 图4-1 轮齿受力分析 首先，对齿轮齿条转向器进行受力分析： 齿轮齿条的受力分析如图4-1所示：计算力如下： Ft=2T/d1=3268.0N Fr=Ft*tanαn/cosβ=1216.0N Fa=Ft*

56、tanβ=1189.5N 根据公式轴的直径： d≥==1.36 弯曲疲劳强度校核： =Fr/πr2=1216.0/(3.14*9.05^2)=4.73MPa<326MPa 剪切疲劳强度校核： = Ft/πr2=3268.0/(3.14*9.05^2)=12.71MPa<188MPa 抗拉强度校核 齿轮轴的最小直径为ｄ＝9.05ｍｍ，在此界面上的轴向抗拉强度为： ＝Fa/πr2=1189.5/(3.14*5^2)=4.63MPa<525MPa 所以可以采用整体式齿轮轴设计。 因此设计齿轮轴二维图见图4-2： 图4-2 5 其它零部件的选择 5.1 轴承的

57、选择 选用滚动轴承时，应考虑以下因素： 1）轴承所承受载荷的大小和方向（径向、轴向、或既有径向又有轴向的联合载荷）；2）轴承载荷的性质（固定、变动或冲击载荷）；3）工作环境（温度或湿度等）和轴承转速；4）对轴承刚性的要求（要求预紧以增加轴承部件的刚度）；5）调心性能的要求（轴的轴线和壳体孔的同轴度）；6)轴向位移的要求（固定支承或游动支承）；7）要求轴承工作时振动小，噪声低和安装维修方便等。 由于转向器的齿轮采用斜齿轮，所以轴承既要承受径向载荷又要承受轴向载荷，转向器工作时有一定的中等冲击载荷，此外轴承的转速要求不高，所以在选择轴承上应选择滚针轴承与深沟球轴承配合使用。 轴承1：根据G

58、B/T 276-1994 选取深沟球轴承型号为61802，深沟球轴承的尺寸及性能参数如下： 内圈直径d=15mm,外圈直径D=24mm,宽度B=5mm,球径Dw=2.381mm,基本额定载荷Cr=2.1kN。 轴承2：根据GB/T5801-1994 选取滚针轴承NA4901，尺寸如下： 内圈直径12mm，外圈直径24mm，厚度13mm。 5.2转向器的润滑方式和密封类型的选择 转向器的润滑方式：采用人工定期润滑； 润滑脂：采用石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S润滑脂； 密封件：采用旋转轴唇形密封圈FB1630(GB/T 16593-1996)。 5.3 弹

59、簧的选择 根据GB1358-93 选择代号为Y1的冷卷压缩弹簧,其数据如下： 总圈数N=12； 有效圈数n=10； 材料直径d=5mm； 节距t=10； 自由高度H0=105mm； 弹簧中径D=42mm； 弹簧外径D1=D+d=47mm； 弹簧内径D2=D-d=37mm。 6 转向器部分零件图 图6-1 齿轮轴 图6-2 滚动轴承61802 图6-2 齿条 设计总结 转向系是汽车行驶中必不可少的系统，本次设计一开始对汽车转向系很陌生，但本着对汽车转向的强烈兴趣和此次设计的责任感，通过大量的想关文献参考和网络搜索，使我逐渐认识并最终了解了汽车转向

60、机构。 本次设计过程中，对轻型商用车的转向器进行了设计，对转向系统做了具体的分析，包括转向系的作用、基本构成以及基本要求；转向系的空间位置及结构特点；其中主要对转向器结构和强度进行了分析和计算。首先借助设计参考书和其他的参考资料对现实汽车转向系统进行了分析，然后进入正题对总体方案进行了设计，进而细化任务，主要是对转向器的设计。 根据该车型对于市场的定位以及制造成本的考虑，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，且转向器设计为齿轮齿条式转向器。因为它结构简单，效率较高，易实现自动调隙，转向梯形简单，转向轮转角大，转向刚度高，制造成本底等，很多中级轿车和商用车

61、都用。 此次设计中，根据参考汽车的转向器的参数，进行转向器设计，其中包括转向齿轮、转向齿条的设计与校核。在此期间，借鉴了多本参考书籍。此外存在一些其他的问题需要解决，比如没有对转向器传动副间隙进行分析，没有考虑运动部件与其他部件的干涉问题等等。 通过本次设计，是我联系了大学四年所学到的理论知识，通过理论联系实际，使我学到了很多以前在课堂上学不到的东西，使我懂得了设计必须依赖的实际条件，还要考虑其可加工性，特别是在实际生产中，更要注重材料的经济性，加工的难易程度，这样才能提高生产效率，降低劳动强度，从而降低了生产成本，对企业来说是很重要的。 设计中我也看到了自己的不足之处，特别是由于

62、以前接触到的只是纯理论性的东西，实际设计经验不足，很容易忽视一些生产中值得注意的问题和要求。 参考文献 [1] 张展。机械设计通用手册。北京：机械工业出版社，2008.5 [2] 陈家瑞，马天飞。汽车构造下册(第五版)。北京：人民交通大学出版社，2005.9 [3] 濮良贵，纪名刚。机械设计（第八版）。北京：高等教育出版社，2006.5 [4] 岳荣刚，徐小荣，朱敬。Pro/ENGINEER Wildfire 3.0中文版。北京：电子工业出版社，2007.5 [5] 杨可桢,李仲生．机械设计基础.北京:高等教育出版社，2006.9 [6] 王大康,卢颂峰.机械设计课程

63、设计.北京工业大学出版社,2000.1 [7] 余志生.汽车理论[M].北京：机械工业出版社，2000.5 [8] 赵程，杨建民。机械工程材料（第2版）。北京：机械工业出版社，2007.2 [9] 廖念钊，古莹菴，莫雨松，李硕根，杨兴骏。互换性与技术测量（第五版）。北京：中国计量出版社，2007.6 [10] 李丽，张彦娥。现代工程制图基础（第二版）。北京：中国农业出版社，2006.8 致 谢 本次毕业设计过程中，我学到了不少东西，这是对我四年学习的一次检验，也是一次补充，令我受益非浅。同时，在具体的操作中也反映了自己许多的不足和欠缺，以后我应重点去学习。正因为自己有许多的不足，诸位老师的指导尤显重要。 在这里，我要特别要感谢的是我的导师赵冉老师，他在我论文写作的过程中给予了很多的指导和帮助，使我最终顺利地完成了论文的工作。感谢学院的各位领导和各位老师。大学四年中，正是他们孜孜不倦的教诲，使我在学业上取得了不少成绩，同时也学会了很多做人的道理。 谢谢老师！ 张琼 20014年6月6日