汽車齒輪齒條式轉向器的設計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,汽車,齒輪,齒條,轉向器,設計,cad,圖紙,說明書,仿單 汽車設計課程設計說明書 題目：汽車齒輪齒條式轉向器設計(3) 系 別： 機電工程系 專 業(yè)： 車輛工程 班 級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 日 期： 年7月 汽車齒輪齒條式轉向器設計 摘要 根據對齒輪齒條式轉向器的研究以及資料的查閱，著重闡述了齒輪齒條式轉向器類型選擇，不同類型齒輪齒條式轉向器的優(yōu)缺點，和各種類型齒輪齒條式轉向器應用狀況。根據原有數(shù)據首先分析轉向器的特點，確定總體的結構方案，并確定轉向器的計算載荷以及轉向器的主要參數(shù)，然后確定齒輪齒條的形式，接著對齒輪模數(shù)的選擇確定，主動小齒輪齒數(shù)的確定、壓力角的確定、齒輪螺旋角的確定，通過確定轉向器的線傳動比計算其力傳動比以及齒輪齒條的結構參數(shù)，在以上的基礎上選擇主動齒輪、齒條的材料，受力分析，及對齒輪齒條的疲勞強度校核、齒根彎曲疲勞強度校核。修正齒輪齒條式轉向器中不合理的數(shù)據。通過對齒輪齒條式轉向器的設計，選取出相關的零件如：螺釘、軸承等，并在說明書中畫出相關零件的零件圖。通過說明書并畫出齒輪齒條式轉向器的零件圖2張、裝配圖1張。 關鍵詞：齒輪齒條，轉向器，設計計算 目錄 序 言 1 1.汽車轉向裝置的發(fā)展趨勢 2 2.課程設計目的 4 3.轉向系統(tǒng)的設計要求 5 4.齒輪齒條式轉向器方案分析 7 5.確定齒輪齒條轉向器的形式 8 6.齒輪齒條式轉向器的設計步驟 11 6.1已知設計參數(shù) 11 6.2齒輪模數(shù)的確定、主動小齒輪齒數(shù)的確定、壓力角的確定、齒輪螺旋角的確定 12 6.3確定線傳動比、轉向器的轉向比 12 6.4小齒輪的設計 14 6.5小齒輪的強度校核 16 6.6齒條的設計 18 6.7齒條的強度計算 19 6.8主動齒輪、齒條的材料選擇 22 7.總結 23 參考文獻 23 致 謝 25 汽車齒輪齒條式轉向器設計 序 言 轉向系是用來保持或者改變汽車行使方向的機構，轉向系統(tǒng)應準確、快速、平穩(wěn)地響應駕駛員的轉向指令，轉向行使后或受到外界擾動時，在駕駛員松開方向盤的狀態(tài)下，應保證汽車自動返回穩(wěn)定的直線行使狀態(tài)。 汽車工業(yè)是國民經濟的支柱產業(yè)，代表著一個國家的綜合國力，汽車工業(yè)隨著機械和電子技術的發(fā)展而不斷前進。到今天，汽車已經不是單純機械意義上的汽車了，它是機械、電子、材料等學科的綜合產物。汽車轉向系統(tǒng)也隨著汽車工業(yè)的發(fā)展歷經了長時間的演變。 齒輪齒條式轉向器的主要優(yōu)點：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質量比較小；傳動效率高達90%；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節(jié)的彈簧，能自動消除間隙，這不僅可以提高轉向系統(tǒng)的剛度，還可以防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用體積??；制造成本低。 基于以上的優(yōu)點，齒輪齒條式轉向器將是以后轉向器的發(fā)展的趨勢和潮流。 本次設計以乘用車轉向器的參數(shù)作為依據，設計一款某輕型車的轉向器。根據該車型對于市場的定位及對制造成本的考慮，同時參考同類車型的轉向系統(tǒng)，將該車的轉向系統(tǒng)設計為一款機械式轉向系統(tǒng)，對轉向系系統(tǒng)做簡單分析，并進行轉向器零件設計、工藝性及尺寸公差等級分析，同時按以下步驟對轉向器及零部件進行設計方案論證：第一步對所選的轉向器總成進行剖析；第二部利用所學的知識對總成中的零部件進行力學分析和分析；第三步對分析中發(fā)現(xiàn)的不合理的設計進行改進。 1.汽車轉向裝置的發(fā)展趨勢 隨著汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，轉向裝置的結構也有很大變化。汽車轉向器的結構很多，從目前使用的普遍程度來看，主要的轉向器類型有4種：有蝸桿銷式(WP型)、蝸桿滾輪式(WR型)、循環(huán)球式(BS型)、齒條齒輪式(BP型)。這四種轉向器型式，已經被廣泛使用在汽車上。 據了解，在世界范圍內，汽車循環(huán)球式轉向器占45%左右，齒條齒輪式轉向器占40%左右，蝸桿滾輪式轉向器占10%左右，其它型式的轉向器占5%。循環(huán)球式轉向器一直在穩(wěn)步發(fā)展。在西歐小客車中，齒條齒輪式轉向器有很大的發(fā)展。日本汽車轉向器的特點是循環(huán)球式轉向器占的比重越來越大，日本裝備不同類型發(fā)動機的各類型汽車，采用不同類型轉向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉向器，已由60年代的62.5%，發(fā)展到現(xiàn)今的100%了(蝸桿滾輪式轉向器在公共汽車上已經被淘汰)。大、小型貨車大都采用循環(huán)球式轉向器，但齒條齒輪式轉向器也有所發(fā)展。微型貨車用循環(huán)球式轉向器占65%，齒條齒輪式占35%。 綜合上述對有關轉向器品種的使用分析，得出以下結論： 循環(huán)球式轉向器和齒輪齒條式轉向器，已成為當今世界汽車上主要的兩種轉向器；而蝸輪—蝸桿式轉向器和蝸桿銷式轉向器，正在逐步被淘汰或保留較小的地位。 在小客車上發(fā)展轉向器的觀點各異，美國和日本重點發(fā)展循環(huán)球式轉向器，比率都已達到或超過90%；西歐則重點發(fā)展齒輪齒條式轉向器，比率超過50%，法國已高達95%。 由于齒輪齒條式轉向器的種種優(yōu)點，在小型車上的應用(包括小客車、小型貨車或客貨兩用車)得到突飛猛進的發(fā)展；而大型車輛則以循環(huán)球式轉向器為主要結構。 從發(fā)展趨勢上看，國外整體式轉向器發(fā)展較快，而整體式轉向器中轉閥結構是目前發(fā)展的方向。由于動力轉向系統(tǒng)還是新的結構，各國的生產廠家都正在組織力量，大力開展試驗研究工作，提高使用性能、減小總成體積、降低生產成本、保證產品質量穩(wěn)定，以便逐步推廣和普及。 隨著科學技術的發(fā)展，國際經濟形勢的變化對汽車乃至汽車轉向器的生產都有很大影響。特別是西方國家實行石油禁運以來，世界經濟形勢受沖擊很大。隨著能源危機的發(fā)展，汽車工業(yè)首當其沖，其發(fā)展方向有很大變化。從汽車設計、制造到各總成部件的生產都隨著能源危機的發(fā)生而變化，表現(xiàn)在能源消耗、材料消耗、操縱輕便等各個方面。我國加入WTO，給汽車工業(yè)帶來新的機遇，也帶來挑戰(zhàn)，國產汽車及零部件將會得到進一步發(fā)展。 2.課程設計目的 1.課程設計是一次綜合性訓練，通過課程設計，既有助于鞏固學生們所學專業(yè)知識，培養(yǎng)獨立設計能力，提高綜合運用知識的能力，同時也有助于為以后的畢業(yè)設計打下基礎。 2.通過這次課程設計使學生們懂得理論知識與實際相結合是很重要的，只有理論知識是遠遠不夠的，只有把所學的理論知識與實際相結合，從理論中得出結論，才是真正的知識，才能提高自己的實際動手能力和獨立思考的能力。 3. 通過設計，獲得根據原始數(shù)據的要求，設計出高效、經濟、合理、能保證設計產品的能力。 4.學會使用手冊及圖表資料。培養(yǎng)查閱各種資料的能力，同時掌握與本設計有關的各種資料。 3.轉向系統(tǒng)的設計要求 轉向系是用來保持或者改變汽車行使方向的機構，包括轉向操縱機構（轉向盤、轉向上、下軸）、轉向器、轉向傳動機構（轉向拉桿、轉向節(jié)）等。轉向系統(tǒng)應準確、快速、平穩(wěn)地響應駕駛員的轉向指令，轉向行使后或受到外界擾動時，在駕駛員松開方向盤的狀態(tài)下，應保證汽車自動返回穩(wěn)定的直線行使狀態(tài)。 一般來說，對轉向系統(tǒng)的要求如下： （1）轉向系傳動比包括轉向系的角傳動比（方向盤轉角與轉向輪轉角之比）和轉向系的力傳動比。在轉向盤尺寸和轉向輪阻力一定時，角傳動比增加，則轉向輕便，轉向靈敏度降低；角傳動比減小，則轉向沉重，轉向靈敏度提高。轉向角傳動比不宜低于15—16；也不宜過大，通常以轉向盤轉動圈數(shù)和轉向輕便性來確定。一般來說，轎車轉向盤轉動圈數(shù)不宜大于4圈，對轎車來說，有動力轉向時的轉向力約為20—50；無動力轉向時為50—100N。 （2）轉向輪應具有自動回正能力。轉向輪的回正力來源于輪胎的側偏特性和車輪的定位參數(shù)。汽車的穩(wěn)定行使，必須保證有合適的前輪定位參數(shù)，并注意控制轉向系統(tǒng)的內部摩擦阻力的大小和阻尼值。 （3）轉向桿系和懸架導向機構共同作用時，必須盡量減小其運動干涉。應從設計上保證各桿系的運動干涉足夠小。 （4）轉向器和轉向傳動機構的球頭處，應有消除因磨損而產生的間隙的調整機構以及提高轉向系的可靠性。 （5）轉向軸和轉向盤應有使駕駛員在車禍中避免或減輕傷害的防傷機構。 （6）汽車在作轉向運動時，所以車輪應繞同一瞬心旋轉，不得有側滑；同時，轉向盤和轉向輪轉動方向一致。 （7）當轉向輪受到地面沖擊時，轉向系統(tǒng)傳遞到方向盤上的反沖力要盡可能小，在任何行使狀態(tài)下，轉向輪不應產生擺振。 （8）機動性是通過汽車的最小轉彎半徑來體現(xiàn)的，而最小轉彎半徑由內轉向車輪的極限轉角、汽車的軸距、主銷偏移距決定的，一般的極限轉角越大，軸距和主銷偏移距越小，則最小轉彎半徑越小。 （9）轉向靈敏性主要通過轉向盤的轉動圈數(shù)來體現(xiàn)，主要由轉向系的傳動比來決定。操縱的輕便性也由轉向系的傳動比決定，但其與轉向靈敏性是一對矛盾，轉向系的傳動比越大，則靈敏性提高，輕便性下降。為了兼顧兩者，一般采用變傳動比的轉向器，或者采用動力轉向，還有就是提高轉向系的正效率，但過高正效率往往伴隨著較高的逆效率。 （10）轉向時內外車輪間的轉角協(xié)調關系是通過合理設計轉向梯形來保證的。對于采用齒輪齒條轉向器的轉向系來說，轉向盤與轉向輪轉角間的協(xié)調關系是通過合理選擇小齒輪與齒條的參數(shù)、合理布置小齒輪與齒條的相對位置來實現(xiàn)的，而且前置轉向梯形和后置轉向梯形恰恰相反。 （11）轉向輪的回正能力是由轉向輪的定位參數(shù)（主銷內傾角和主銷后傾角）決定的，同時也受轉向系逆效率的影響。選取合適的轉向輪定位參數(shù)可以獲得相應的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大則會增加轉向沉重感，太小則會使回正能力減弱，不能保持穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。轉向系逆效率的提高會使回正能力提高，但是會造成“打手”現(xiàn)象。 （12）轉向系的間隙主要是通過各球頭皮碗和轉向器的調隙機構來調整的。 4.齒輪齒條式轉向器方案分析 1-方向盤； 2-轉向上軸 ；3-托架； 4-萬向節(jié)； 5-轉向下軸； 6-防塵罩 ；7-轉向器 ；8-轉向拉桿 圖4.1 轉向系[2] 齒輪齒條轉向器由與轉向軸做成一體的轉向齒輪和常與轉向橫拉桿做成一體的齒條組成。與其它形式的轉向器比較，齒輪齒條式轉向器的優(yōu)點：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成轉向器的質量比較小；傳動效率高達90%；轉向靈敏；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間歇后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節(jié)彈簧，能自動消除齒間間歇這不僅可以提高轉向系統(tǒng)的剛度，還可以防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用的體積?。粵]有轉向搖臂和直拉桿，所以轉向輪轉角可以增大，制造成本低。特別適于與燭式和麥費遜式懸架配用，便于布置等優(yōu)點。因此，目前它在轎車、微型、輕型貨車上得到廣泛的應用。例如,一汽的紅旗CA7220 型轎車、奧迪100型轎車、捷達轎車、上海桑塔納轎車、天津夏利轎車以及天津 TJ1010 型微型貨車和南京依維柯輕型貨車等，都采用了這種齒輪齒條式轉向器。齒輪齒條式轉向器的主要缺點是：因逆效率高（60%-70%），汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間沖擊力的大部分能傳至轉向盤，稱之為反沖。反沖現(xiàn)象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，方向盤突然轉動會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。 5.確定齒輪齒條轉向器的形式 根據輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向器有四種形式：中間輸入，兩端輸出（圖5.1a）、側面輸入，兩端輸出（圖5.1b）、側面輸入，中間輸出(圖5.1c)、側面輸入，一端輸出(圖5.1d)。 采用側面輸入，中間輸出方案時，由圖5.2可見，與齒條固連的左、右拉桿延伸到接近汽車總想對稱平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿與齒條同時向左或向右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。 采用兩端輸出方案時，由于轉向拉桿長度受限制，容易與懸架系統(tǒng)導向機構產生運動干涉。但其結構簡單，制造方便，且成本低等特點，常用于小型車輛上采用側面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉向器，常用在平頭貨車上。 如果齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運轉平穩(wěn)性降低，沖擊力大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此，因與總體布置不適應而遭淘汰。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運轉平穩(wěn)，沖擊與噪聲均降低，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作 用，所以轉向器應該采用推力軸承，是軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大事它的缺點。 圖5.1 齒輪齒條轉向器的四種形式[2] 根據對四種不同類型轉向器的對比選擇，本課題將采用側面輸入兩端輸出的齒輪齒條轉向器。重合度增加，運轉平穩(wěn)，沖擊與噪聲均降低，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作用， 所以轉向器應該采用推力軸承。使軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點。 圖5.2 拉桿與齒條的連接[2] 齒條斷面形狀有圓形（圖5.3）、V形（圖5.4）和Y形（圖5.5）三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)約20%，質量?。晃挥邶X下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉動；Y形的斷面齒條的齒寬可以做的寬一些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有堿性材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的 圖5.3 圓形斷面齒條[2] 力矩時，應選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒條、齒輪的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。 圖5.4 V形斷面齒條[2] 圖5.5 Y形斷面齒條[2] 根據齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，齒輪齒條式轉向器在汽車上有四種布置形式：轉向器位于前軸后方，后置梯形；轉向器位于前軸后方，前置梯形；轉向器位于前軸前方，后置梯形；轉向器位于前軸前方，前置梯形。齒輪齒條式轉向器廣泛用于乘用車上，載質量不大，前輪采用獨立懸架的貨 車和客車有些也用齒輪齒條式轉向器。 根據設計的成本與要求而定。 圖5.6 齒輪齒條式轉向器的四種布置形式[2] 6.齒輪齒條式轉向器的設計步驟 ①確定齒輪齒條的形式 ②齒輪模數(shù)的確定 ③主動小齒輪齒數(shù)的確定 ④壓力角的確定 ⑤齒輪螺旋角的確定 ⑥確定線傳動比、轉向器的轉向比 ⑦齒輪齒條結構參數(shù)的確定 ⑧驗算齒輪的齒輪的抗彎強度和接觸強度 ⑨主動齒輪、齒條的材料選擇 最后作課程設計總結。 6.1已知設計參數(shù) 適用車輛相關數(shù)據： 乘用車FF4×2、發(fā)動機位置：前置、橫置、前盤后鼓、機械式轉向器、兩軸式、手動五擋； 表6.1 原始數(shù)據表 長×寬×高（mm） 4249×1690×1505 軸距(mm) 2665 前輪距/后輪距(mm) 1462/1457 發(fā)動機最大轉矩 [Ｎ·m/(r/min)] 131/4200 發(fā)動機最大功率 [(kw/(r/min)] 76/6000 最高車速（km/h) 170 最小轉彎直徑（m） 10.5 整備質量（kg） 1060 總質量（kg） 1435 前軸負荷率 滿載 55% 空載 60% 輪胎型號 175/65 R14 6.2齒輪模數(shù)的確定、主動小齒輪齒數(shù)的確定、壓力角的確定、齒輪螺旋角的確定 齒輪齒條式轉向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在2-3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5-7個齒范圍變化，壓力角取20，齒輪螺旋角取值范圍多為9-15。齒條齒數(shù)應根據轉向輪達到最大偏轉角是，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結構在12-35 范圍內變化。此外，設計是應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。 根據以上的要求選取齒輪的模數(shù)m為2mm，主動小齒輪齒數(shù)z為8（根據經驗公式），壓力角a取20，齒輪螺旋角b取12。 6.3確定線傳動比、轉向器的轉向比 （1）原地轉向阻力矩（N·mm），即 = （6.1） 式中，為輪胎和路面間的滑動摩擦因素，一般取0.7；為轉向軸負荷（N），=55%；為輪胎氣壓（MPa），這里取0.35Mpa（根據GB/2977-2008）。 將數(shù)據代人6.1式中，得： ==268289.56 N·mm （2）作用在轉向盤上的手力（N）為： （6.2） 式中，為轉向搖臂長；為轉向節(jié)臂長；因為齒輪齒條式轉向器無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，所以無數(shù)值，都視為“1”計算；轉向盤的直徑有一系列尺寸。選用大的直徑尺寸時，會使駕駛員進出駕駛室感若選用小的直徑尺寸，轉向時，駕駛員要施加較大的力量，從而使汽車難于操縱，根據車型的不同，轉向盤直徑在380-550mm的標準系列內選取，因而取400mm；為轉向器角傳動比，在齒輪齒條式轉向器中稱線角傳動比，根據汽車設計課程設計指導書取36.84；為轉向器的正效率，齒輪齒條式轉向器的正效率可達90%，故取85%。 將數(shù)據代人6.2式中，得： （3）輪胎與地面之間的轉向阻力（N）： = （6.3） 式中，為主銷偏移距，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。 通常乘用車的值在0.4-0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內選取，這里取0.5倍輪胎的胎面寬度尺寸，已知輪胎型號為175/65 R14，所以值為： =0.5×175mm=87.5mm 則： = （4）作用在轉向盤上的手力為： （6.4） 式中，為作用在轉向盤上的力矩；為轉向盤直徑值為400mm。 則： （5）轉向系的力傳動比的計算（將式6.3與式6.4代入后）得到： （6.5） 代入數(shù)據得： 6.4小齒輪的設計 由6.2選取齒輪的模數(shù)m為2mm，主動小齒輪齒數(shù)z為8，壓力角a取20，齒輪螺旋角b取12，頂隙系數(shù)為0.25，齒頂高系數(shù)為1。由于設計的是斜齒輪，所以法向模數(shù)為2mm。 齒輪分度圓直徑： = （6.6） 代入數(shù)據： = =16.4mm 齒頂高： = （6.7） 代入數(shù)據： =2mm 齒根高： =（+） （6.8） 代入數(shù)據： =2.5mm 齒輪齒頂圓直徑： （6.9） 代入數(shù)據： 齒輪齒根圓直徑： （6.10） 代入數(shù)據： mm 齒輪全齒高： （6.11） 代入數(shù)據： =4.5mm 齒輪的齒寬： （6.12） 代入數(shù)據： =14mm 齒輪的齒距： （6.13） 代入數(shù)據： =6.28 （為分度圓上的齒厚，為分度圓上的齒槽寬） 在斜齒輪的傳動中，作用于齒面上的法向載荷仍垂直于齒面，作用于主動輪上的位于法面內，與節(jié)圓柱的切面傾斜一法向嚙合角為20，力可沿齒輪的周向、徑向及軸向分成三個垂直的分力（、、）： 輪齒上的作用力： 圓周力： = （6.14） 為小齒輪上的轉矩，其值等于，則： =1044.88N 徑向力： = （6.15） 則：=388.81N 軸向力： = （6.16） 則：=222.10N 6.5小齒輪的強度校核 1.齒輪齒跟彎曲疲勞強度計算 齒輪受載時，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強度最弱。當齒輪在齒頂處嚙合時，處于雙對齒嚙合區(qū)，此時彎矩的力臂最大，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。根據分析，齒根所受的最大玩具發(fā)生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合最高點時。因此，齒根彎曲強度也應按載荷作用于單對齒嚙合區(qū)最高點來計算。 斜齒輪嚙合過程中，接觸線和危險截面位置在不斷的變化，要精確計算其齒根應力是很難的，只能近似的按法面上的當量直齒圓柱齒輪來計算其齒根應力。 將當量齒輪的有關參數(shù)代入直齒圓柱齒輪的彎曲強度計算公式，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強度計算校核公式： （6.17） 使用系數(shù)=1.0 動載荷系數(shù)=1.2 齒間載荷分配系數(shù) = 1.0 齒向載荷分配系數(shù) = 1.4 載荷系數(shù) K= = 1.68 齒形系數(shù) 校正系數(shù) = 1.4 為螺旋角影響系數(shù) =0.7 端面重合度 =1.211 校核齒根彎曲強度： == 148.15Mpa 選取20Cr為齒輪材料； 彎曲強度最小安全系數(shù) =1.25 計算彎曲疲勞許用應力： ——彎曲疲勞壽命系數(shù) = 1.5 可得， = 1.5× 850/1.25 = 1020MPa 所以 < 因此，本次設計及滿足了小齒輪的齒面接觸疲勞強度又滿足了小齒輪的彎曲疲勞強度，符合設計要求。 綜上所述，齒輪齒條式轉向器的設計滿足設計的強度要求。 2.齒面接觸疲勞強度計算 校核公式： （6.18） 彈性系數(shù)=189.8MPa 區(qū)域系數(shù)=2.5 螺旋角系數(shù) 小齒輪接觸疲勞強度極限許用接觸應力： = 1500 MPa 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S = 1，可得： 由此可得 ： < 雖然齒輪所選的參數(shù)粗略滿足齒輪設計的齒面接觸疲勞強度要求，但是非常接近最高許用值，根據經驗公式選取齒寬=40mm。 6.6齒條的設計 根據小齒輪的分度圓直徑可以求出齒條的長度： （6.19） 代入數(shù)據： =206mm 其它參數(shù)考慮： 考慮到轉型過程中的自由間隙，實際取220mm。由于齒條與小齒輪是相嚙合的，所以輪齒的尺寸是大致相同的，對于齒條的直徑，通過查表，根據設計的需要以及小齒輪的直徑，取值為30mm。 表6.2 齒輪齒條的結構尺寸 名稱 齒輪 齒條 分度圓直徑 16.4 齒頂高 2 2 齒根高 2.5 2.5 齒全高 4.5 4.5 齒頂圓 20.4 名稱 齒輪 齒條 齒寬 40 24.72 表6.3 齒輪齒條的主要參數(shù) 名稱 齒輪 齒條 齒數(shù)Z 8 32 模數(shù)Mn 2 2 壓力角 螺旋角 6.7齒條的強度計算 在本設計中，選取轉向器輸入端施加的扭矩==8568N·mm，齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計算輪齒受力時，可不予考慮.齒輪齒條的受力狀況類似于斜齒輪，齒條的受力分析如圖6.4，作用于齒條齒面上的法向力，垂直于齒面，將Fn分解成沿齒條徑向的分力（徑向力），沿齒輪周向的分力（切向力），沿齒輪軸向的分力（軸向力）。各力的大小為： = = = = （6.20） ——齒輪軸分度圓螺旋角 ——法面壓力角 齒輪軸受到的切向力： = = 1044.88N 為作用在輸入軸上的扭矩，取8568 Nmm。為齒輪軸分度圓的直徑。 齒條齒面的法向力： = = 1136.78N 齒條牙齒受到的切向力： =1068.23N 齒條桿部受到的力： = 1044.88N 計算出齒條桿部的拉應力： =2.50N/mm ——齒條受到的軸向力 ——齒條根部截面積 ，=426.67mm 圖6.4 齒條的受力分析[2] 由于強度的需要，齒條長采用45鋼制造，其抗拉強度極限是= 690N/mm,(沒有考慮熱處理對強度的影響)。 因此 < 所以，齒條設計滿足抗拉強度設計要求。 齒條牙齒的單齒彎曲應力： （6.21） 式中： ——齒條齒面切向力 —— 危險截面處沿齒長方向齒寬 ——齒條計算齒高 ——危險截面齒厚 從上面條件可以計算出齒條牙齒彎曲應力： N/mm 上式計算中只按嚙合的情況計算的，即所有外力都作用在一個齒上了，實際上齒輪齒條的總重合系數(shù)是2.63（理論計算值），在嚙合過程中至少有2個齒同時參加嚙合，因此每個齒的彎曲應力應分別降低一倍。 = 59.17N/mm 齒條的材料我選擇是 45剛制造，因此： 抗拉強度 690N/mm (沒有考慮熱處理對強度的影響)。 齒部彎曲安全系數(shù) = / = 11.67 因此，齒條設計滿足彎曲疲勞強度設計要求。又滿足了齒面接觸強度，符合本次設計的具體要求。 6.8主動齒輪、齒條的材料選擇 通過計算所得，根據強度的需要以及常規(guī)的選取與做法，主動小齒輪選取的材料是20Cr，并經滲碳淬火，齒條選取的材料是45鋼。由于轉向器齒輪轉速低，是一般的機械，故選8級精度。 7.總結 兩周的課程設計結束了，在這次的課程設計中不僅檢驗了我所學習的知識，也培養(yǎng)了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在設計過程中，與同學分工設計，和同學們相互探討，相互學習，相互監(jiān)督。學會了合作，學會了運籌帷幄，學會了寬容，學會了理解，也學會了做人與處世。 課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，這是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程。通過這次課程設計，“千里之行始于足下”我深深體會到這句千古名言的真正含義。我今天認真的進行課程設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎。通過這次齒輪齒條式轉向器的設計，本人在多方面都有所提高。 通過這次齒輪齒條式轉向器設計，綜合運用本專業(yè)所學課程的理論和生產實際知識進行一次設計工作的實際訓練，從而培養(yǎng)和提高學生團體工作能力，鞏固與擴充了汽車設計、汽車制造工藝學、機械制圖與機械制造等課程所學的內容，掌握設計的方法和步驟，懂得了怎樣分析零件的工藝性，怎樣確定相應的尺寸，了解了被設計體的基本結構，提高了計算能力，繪圖能力，熟悉了規(guī)范和標準，同時各科相關的課程都有了全面的復習，獨立思考的能力也有了提高。 在這次設計過程中，體現(xiàn)出自己與團隊成員設計的能力以及綜合運用知識的能力，體會了學以致用、突出自己勞動成果的喜悅心情，從中發(fā)現(xiàn)自己平時學習的不足和薄弱環(huán)節(jié)，從而加以彌補。 懇請老師們多多指教,我十分樂意接受你們的批評與指正，本人將萬分感謝。 參考文獻 [1]王國權、龔國慶.汽車設計課程設計指導書.機械工業(yè)出版社.2009.11. [2]王望予.汽車設計.機械工業(yè)出版社.2004.8. [3]高雪強.機械制圖.機械工業(yè)出版社.2008.8. [4]楊可楨、程光蘊、李仲生.機械設計基礎.高等教育出版社.2006.5. [5]丁柏群、王曉娟.汽車制造技術工藝技術.國防工業(yè)出版社.2008.7. [6]王凡.實用機械制造工藝設計手冊.機械工業(yè)出版社.2008.5. [7]周鳳云.工程材料及應用.華中科技大學出版社.2002.11. 致 謝 在此感謝我們的老師.，老師嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我工作、學習中的榜樣；老師循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪；這次模具設計的每個實驗細節(jié)和每個數(shù)據，都離不開老師您的細心指導。而您開朗的個性和寬容的態(tài)度，幫助我能夠很順利的完成了這次課程設計。 同時感謝對我?guī)椭^的同學們，謝謝你們對我的幫助和支持，讓我感受到同學的友誼。 由于本人的設計能力有限，在設計過程中難免出現(xiàn)錯誤，懇請老師們多多指教,我十分樂意接受你們的批評與指正，本人將萬分感謝。 在此，我再一次向你們說聲“謝謝”。 27