齿轮齿条式转向器设计.doc

3.3齿轮齿条式转向器的设计与计算
3.3.1 转向系计算载荷的确定
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)。
表3-1 原地转向阻力矩MR的计算
设计计算和说明
计算结果

式中 f——轮胎和路面间的滑动摩擦因数；
——转向轴负荷，单位为N；
P——轮胎气压，单位为。
f=0.7
=10902.5N
p=0.179
=627826.2
作用在转向盘上的手力Fh为：
表3-2 转向盘手力Fh的计算
设计计算和说明
计算结果

式中 ——转向摇臂长, 单位为mm；
——原地转向阻力矩, 单位为N·mm
——转向节臂长, 单位为mm；
——为转向盘直径,单位为mm；
Iw——转向器角传动比；
η+——转向器正效率。
因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂，故、不代入数值。
=627826.2
=400mm
iw=15
=90%
=290.7N
对给定的汽车，用上式计算出来的作用力是最大值。因此，可以用此值作为计算载荷。
梯形臂长度的计算：
表3-3 梯形臂长度L2的计算
设计计算和说明
计算结果
轮辋直径= 16in=16×25.4=406.4mm
梯形臂长度 =×0.8/2= 406.4×0.8/2
=162.6mm,取=160mm
=160mm
轮胎直径的计算RT：
表3-4 轮胎直径RT的计算
设计计算和说明
计算结果
=406.4+0.55×205=518.75mm
取=520mm
=520mm
转向横拉杆直径的确定：
表3-5 转向横拉杆直径的计算
设计计算和说明
计算结果

=;
取=15mm
初步估算主动齿轮轴的直径：
表3-6 主动齿轮轴的计算
设计计算和说明
计算结果

=140MPa
取=18mm
3.3.2 齿轮齿条式转向器的设计
1. EPS系统齿轮齿条转向器的主要元件
1) 齿条 齿条是在金属壳体内来回滑动的，加工有齿形的金属条。转向器壳体是安装在前横梁或前围板的固定位置上的。齿条代替梯形转向杆系的摇杆和转向摇臂，并保证转向横拉杆在适当的高度以使他们与悬架下摆臂平行。齿条可以比作是梯形转向杆系的转向直拉杆。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆，使前轮转向(图3.3-1）。

图3.3-1 齿条
表3-7 齿条的尺寸设计参数
序号
项目
符号
尺寸参数()
1
总长

767
2
直径

30
3
齿数

20
4
法向模数

3
2) 齿轮 齿轮是一只切有齿形的轴。它安装在转向器壳体上并使其齿与齿条上的齿相啮合。齿轮齿条上的齿可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴上端与转向柱内的转向轴相连。因此，转向盘的旋转使齿条横向移动以操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。
斜齿的弯曲增加了一对啮合齿轮参与啮合的齿数。相对直齿而言，斜齿的运转趋于平稳，并能传递更大的动力。
表3-8 齿轮轴的尺寸设计参数

序号
项目
符号
尺寸参数(mm)
1
总长

198
2
齿宽

60
3
齿数

7
4
法向模数

3
5
螺旋角

14°
6
螺旋方向

左旋
3) 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3.3-2）。
图3.3-2 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
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。
表3-9 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

281
2
横拉杆直径

15
3
螺纹长度

60
4
外接头总长

120
5
球头销总长

62
6
球头销螺纹公称直径

M10×1
7
外接头螺纹公称直径

M12×1.5
8
内接头总长

65.3
9
内接头螺纹公称直径

M16×1.5
4) 齿条调整 一个齿条导向座安装在齿条光滑的一面。齿条导向座1和与壳体螺纹连接的调节螺塞3之间连有一个弹簧2。此调节螺塞由锁紧螺母固定4。齿条导向座的调节使齿轮、齿条间有一定预紧力，此预紧力会影响转向冲击、噪声及反馈（见图3.3-3）。
图3.3-3 齿条间隙调整装置
表3-10 齿条调整装置的尺寸设计参数
序号
项目
符号
尺寸参数(mm)
1
导向座外径

40
2
导向座高度

29
3
弹簧总圈数

6.43
4
弹簧节距

7.92
5
弹簧外径

29
6
弹簧工作高度

34.59
7
螺塞螺纹公称直径

M44×2
8
螺塞高度

28
9
锁止螺塞高度

10
10
转向器壳体总长/高

615/146.5
11
转向器壳体内/外径

40/56
2. 转向传动比 当转向盘从锁点向锁点转动，每只前轮大约从其正前方开始转动30°，因而前轮从左到右总共转动大约60°。若传动比是1:1，转向盘旋转1°，前轮将转向1°，转向盘向任一方向转动30°将使前轮从锁点转向锁点。这种传动比过于小，因为转向盘最轻微的运动将会使车辆突然改变方向。转向角传动比必须使前轮转动同样角度时需要更大的转向盘转角。
15:1的传动比较为合理。在这样的传动比下，转向盘每转动15°，前轮转向1°。为了计算传动比，可将锁点到锁点过程中转向盘转角的度数除以此时转向轮转角的度数。
3. EPS系统齿轮齿条转向器的安装 齿轮齿条式转向器可安在前横梁上或发动机后部的前围板上（见图3.3-4）。橡胶隔振套包在转向器外，并固定在横梁上或前围板上。齿轮齿条转向器的正确安装高度，使转向横拉杆和悬架下摆臂可平行安置。齿轮齿条式转向系统中磨擦点的数目减少了，因此这种系统轻便紧凑。大多数承载式车身的前轮驱动汽车用齿轮齿条式转向机构。由于齿条直接连着梯形臂，这种转向机构可提供好的路感。
在转向器与支承托架之间装有大的橡胶隔振垫，这些衬垫有助于减少路面的噪声、振动从转向器传到底盘和客舱。齿轮齿条转向器装在前横梁上或前围板上。转向器的正确安装对保证转向横拉杆与悬架下摆臂的平行关系有重要作用。为保持转向器处在正确的位置，在转向器安装的位置处，前围板有所加固。
图3.3-4 转向器的安装位置
4. 齿轮齿条式转向器的设计要求 齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数取值范围多在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°，齿轮螺旋角取值范围多为9°～15°。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。变速比的齿条压力角，对现有结构在12°～35°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。
主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。
5. 齿轮轴和齿条的设计计算
表3-11 齿轮轴和齿条的设计计算
设计计算和说明
计算结果
1.选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力
(1) 选择材料及热处理方式
小齿轮16MnCr5 渗碳淬火，齿面硬度56-62HRC
大齿轮 45钢 表面淬火，齿面硬度56-56HRC
(2) 确定许用应力

a)确定和

b)计算应力循环次数N，确定寿命系数、。

c)计算许用应力
取,
=
=
应力修正系数
=
=
2.初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸
(1) 选择齿轮类型
根据齿轮传动的工作条件，选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动方案
(2) 选择齿轮传动精度等级
选用7级精度
(3) 初选参数
初选 =8 =20 =0.8
=0.7 =0.89
按当量齿数

(4) 初步计算齿轮模数
转矩290.7×0.16=46.51=46510
闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。

=
=2.396
(5) 确定载荷系数
=1，由,
/100=0.00124,=1；对称布置，取=1.06；
取=1.3
则=1×1×1.06×1.3=1.378
(6) 修正法向模数
=2.396×=2.383
圆整为标准值，取=3
3.确定齿轮传动主要参数和几何尺寸
(1) 分度圆直径
==24.73
(2) 齿顶圆直径
=24.73+2
=24.73+2×3(1+0)=30.73
(3) 齿根圆直径
=24.73-2
=24.73-2×3×1.25=17.23
(4) 齿宽
=0.8×24.73=19.784
因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即。
齿轮法面基圆齿距为
齿条法面基圆齿距为
取齿条法向模数为=3
(5) 齿条齿顶高
=3×(1+0)=3
(6) 齿条齿根高
=3(1+0.25-0)=3.75
(7) 法面齿距
=4.7
4.校核齿面接触疲劳强度

由表7-5，=189.8
由图7-15，=2.45
取=0.8，==0.985
所以 =189.8×2.45×0.8×0.985
×
=1677.6
5.结构设计和绘制零件图
详见零件图

斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动

7级精度

46510

=1.378

=3

=24.73

=30.73

=17.23

取=20

=3

=3.75

=4.7

齿面接触疲劳强度满足要求

3.3.3 齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析
图3.3-5 转向横拉杆的运动分析简图
当转向盘从锁点向锁点转动，每只前轮大约从其正前方开始转动30°，因而前轮从左到右总共转动约60°。当转向轮右转30°，即梯形臂或转向节由绕圆心转至时，齿条左端点移至的距离为
30°=160×cos30°=138.564
=160-138.564=21.436
30°=80

==339.3
=339.3-80=259.32
=340-259.32=80.7
同理计算转向轮左转30°，转向节由绕圆心转至时，齿条左端点E移至的距离为
=80
=339.3
=80+339.3-340=79.3
齿轮齿条啮合长度应大于
即 =80.7+79.3=160
取L=200
3.3.4 齿轮齿条传动受力分析
若略去齿面间的摩擦力，则作用于节点P的法向力Fn可分解为径向力Fr和分力F，分力F又可分解为圆周力Ft和轴向力Fa。
=2×46510/24.73=3761.42
=1410.96
=937.83N
3.3.5 齿轮轴的强度校核
1.轴的受力分析
(1) 画轴的受力简图。
(2) 计算支承反力
在垂直面上

在水平面上

(3) 画弯矩图
在水平面上，a-a剖面左侧、右侧

在垂直面上，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

(4) 画转矩图
转矩 =3761×24.73/2=46636.4
2.判断危险剖面
显然，a-a截面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险剖面。
3.轴的弯扭合成强度校核
由《机械设计》[3]查得，，
=60/100=0.6。
a-a截面左侧

4.轴的疲劳强度安全系数校核
查得, ,；
。
a-a截面左侧

查得；由表查得绝对尺寸系数
轴经磨削加工，查得质量系数β=1.0。则
弯曲应力
应力幅
平均应力
切应力

安全系数

查得许用安全系数[S]=1.3～1.5，显然S>[S]，故a-a剖面安全。

图3.3-6 齿轮轴校核分析图
3.3.6 间隙调整弹簧的设计计算
设计要求：设计一圆柱形压缩螺旋弹簧，载荷平稳，要求=1411N时，<10mm,弹簧总的工作次数小于，弹簧中要能宽松地穿过一根直径为φ18mm的轴；弹簧两端固定；外径,自由高度。
(1) 选择材料
由弹簧工作条件可知，对材料无特殊要求，选用C组碳素弹簧钢丝。因弹簧的工作次数小于，载荷性质属Ⅱ类，。
(2) 计算弹簧丝直径
表3-12 弹簧丝直径的计算
计算项目
计算依据和内容
计算结果
1) 选择旋绕比
2) 估
3) 初算弹簧丝直径
4) 计算曲度系数
5) 计算弹簧丝的许用切应力
6) 计算弹簧丝直径
取=4
按30mm、16mm,取
=6
=1.404
=0.45=0.45×1700=765

==5.150
取=4

=1.404
[τ]=765

取=5
(3) 计算弹簧圈数和弹簧的自由高度
表3-13 弹簧圈数和自由高度的计算
计算项目
计算依据和内容
计算结果
1)工作圈数

2)总圈数
3)节距

4)自由高度

==4.43

各端死圈取1，故
,
则,取

=4.43×7.92+1.5×5=42.59

=4.43

=6.5

=7.92

=42.59
(4) 稳定性验算
高径比 b=H0/D2=42.59/20=2.1295<5.3
满足稳定性要求。
(5) 检查δ及δ1
邻圈间隙 δ=t-d=7.92-5=2.92mm
弹簧单圈的最大变形量 λmax/n=8/4.43=1.81mm
故在最大载荷作用下仍留有间隙δ1,
δ1=2.92-1.81=1.11>0.1d
(6) 几何参数和结构尺寸的确定
弹簧外径 D=D2+d=24+5=29mm
弹簧内径 D1=D2-d=24-5=19mm
(7) 弹簧工作图
τs=1.25[τ]=1.25×765=956.25MPa
弹簧的极限载荷
Flim==3.14×52×956.25/(8×4×1.4)=1670N
弹簧的安装载荷
Fmin=0.9Fmax=0.9×1411=1269.9N
弹簧刚度 Cs=Gd/(8C3n)=80000×5/(8×43×4.43)=176.35N/mm
安装变形量 λmin=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm
最大变形量 λmax=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm
极限变形量 λlim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm
安装高度 H1=H0-λmin=42.59-7.20=35.39mm
工作高度 H2=H0-λmax=42.59-8=34.59mm
极限高度 H3=H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm
3.3.7 齿轮轴轴承的校核
校核3024圆锥滚子轴承，轴承间距75mm,轴承转速n=15r/min,预期寿命L′h=12000h
1.初步计算当量动负荷
=0.665>e
X=0.56,暂选一近似中间值Y=1.5。另查表得fp=1.2
P′=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×705.5+1.5×468.9)=1318.12N
2.计算轴承应有的基本额定动负荷C′r
查表得,ft=1,又ε=3
C′r=
3.初选轴承型号
查《机械工程及自动化简明设计手册》,选择6204轴承,Cr=12.8KN，其基本额定静负荷Cor=6.65KN
4.验算并确定轴承型号
1) FA/Cor=469/6650=0.071,e为0.27,轴向载荷系数Y应为1.6
2) 计算当量动载荷
Pr=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×1411×43/75+1.6×469)=1444N
3) 验算6204轴承的寿命
Lh= >12000h
即高于预期寿命，能满足要求。上轴承选择比下轴承稍大的型号6205,同样满足要求。
3.3.8 键的计算
∵σp= [σp]=120MPa
∴
式中 T——传递的转矩，单位为N·mm；
d——轴的直径，单位为mm；
l——键的接触长度，单位为mm；
K——键与轮毂接触高度，K≈h/2,单位为mm；
[σp]——许用挤压应力，单位为MPa。
选用A型键 公称尺寸b×h=6×6
根据具体情，键的接触长度l应该大于15mm,则L≥15+6=21mm
圆头普通平键(A型)的尺寸参考GB1096-79
键和键槽的断面尺寸参考GB1095-79