齿轮齿条转向器及转向梯形设计【三维CATIA】【4张CAD图纸+PDF图】
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齿轮齿条转向器及转向梯形设计设计齿轮齿条转向器及转向梯形设计2019年10月摘要 本设计课题为汽车前轮转向系统的设计，课题以机械式转向系统的齿轮齿条式转向器设计及校核、整体式转向梯形机构的设计及验算为中心。首先对汽车转向系进行概述，二是作设计前期数据准备，三是转向器形式的选择以及初定各个参数，四是对齿轮齿条式转向器的主要部件进行受力分析与数据校核，五是对整体式转向梯形机构的设计以及验算，并根据梯形数据对转向传动机构作尺寸设计。在转向梯形机构设计方面。运用了优化计算工具Matlab进行设计及验算。Matlab强大的计算功能以及简单的程序语法，使设计在参数变更时得到快捷而可靠的数据分析和直观的二维曲线图。最后设计中运用AutoCAD和CATIA作出齿轮齿条式转向器的零件图以及装配图。关键词： 转向机构，齿轮齿条，整体式转向梯形，Matlab梯形AbstractThe title of this topic is the design of steering system. Rack and pinion steering of Mechanical steering system and integrated Steering trapezoid mechanism gear to the design as the center. Firstly make an overview of the Steering System. Secondly take a preparation of the data of the design. Thirdly, make a choice of the steering form and determine the primary parameters and design the structure of Rack and pinion steering. Fourthly, Stress analysis and data checking of the Rack and pinion steering. Fifthly, design of Steering trapezoid mechanism, according to the trapezoidal data make an analysis and design of Steering linkage.In the design of integrated Steering trapezoid mechanism the computational tools Matlab had been used to Design and Checking of the data. The powerful computing and Intuitive charts of the Matlab can give us Accurate and quickly data. In the end AutoCAD and CATIA were used to make a rack and pinion steering parts diagrams and assembly drawingsKeywords: Steering system，Mechanical Type Steering Gear and Gear Rack， Integrated Steering trapezoid，Matlab Trapezoid目录1 绪论11.1 汽车转向系统概述11.2 汽车转向系统的国内外现状及发展趋势21.3 研究内容及论文构成32 机械转向系统的性能要求及参数52.1 机械转向系统的结构组成52.2 转向系统的性能要求62.3 转向系的效率72.4 传动比特性92.5 转向器传动副的传动间隙113 机械式转向器总体方案初步设计123.1 转向器的分类及设计选择123.2 齿轮齿条式转向器的基本设计123.2.1 齿轮齿条式转向器的结构选择123.2.2 齿轮齿条式转向器的布置形式143.2.3 设计目标参数表以及对应的转向轮偏角计算153.2.4 转向器参数选取与计算163.2.5 齿轮轴的结构设计193.2.6 转向器材料及其他零件选择204 齿轮齿条转向器数据校核214.1 齿条的强度计算214.1.1 齿条受力分析214.1.2 齿条齿部弯曲强度的计算224.2 小齿轮的强度计算234.2.1 齿面接触疲劳强度计算234.2.2 齿轮齿根弯曲疲劳强度计算264. 3 齿轮轴强度校核275 转向梯形机构的设计315.1 转向梯形机构概述315.2 整体式转向梯形机构方案分析325.3 整体式转向梯形机构数学模型分析325.4 基于Matlab的整体式转向梯形机构优化设计355.4.1 转向梯形机构的优化概况355.4.2 转向梯形机构设计思路365.4.3 基于Matlab的转向梯形机构设计365.5 转向传动机构的设计435.5.1 转向传送机构的臂、杆与球销435.5.2 转向横拉杆及其端部446 基于CATIA的齿轮齿条式转向系统的三维建模466.1 CATIA软件简介466.2 齿轮齿条式转向系统的主要部件 CATIA 三维设计46结论49参考文献501 绪论1.1 汽车转向系统概述汽车在行驶的过程中,需按驾驶员的意志改变其行驶方向。就轮式汽车而言,实现汽车转向的方法是, 驾驶员通过一套专设的机构,使汽车转向桥(一般是前桥)上的车轮(转向轮)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如图1.1所示，即称为汽车转向系统1。图 1-1汽车转向系统汽车转向系统分为两大类：机械转向系统和动力转向系统。1、机械转向系统机械转向系的能量来源是人力，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构(方向盘)、转向器、转向传动机构三大部分组成。汽车的转向运动是由驾驶员操纵方向盘，通过转向器和一系列的杆件传递到转向轮来完成的。机械式转向系统工作过程为：驾驶员对转向盘施加的转向力矩通过转向轴输入转向器，减速传动装置的转向器中有1、2 级减速传动副，经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向横拉杆，再传给固定于转向节上的转向节臂，使转向节和它所支承的转向轮偏转，从而实现汽车的转向。纯机械式转向系统根据转向器形式可以分为：齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式、蜗杆指销式。2、动力转向系统动力转向系统除了转向操纵机构(方向盘)、转向器、转向传动机构三大部分外，其最主要的动力来源是转向助力装置。由于转向助力装置最常用的是一套液压系统，因此也就离不开泵、油管、阀、活塞和储油罐，它们分别相当于电路系统中的电池、导线、开关、电机和地线的作用。动力转向系的发展经过几个阶段，各个阶段也有不同的动力辅助系统。20世纪50年代，美国GM公司率先在轿车上采用了液压助力转向系统。该系统是建立在机械系统的基础之上，额外增加了一个液压系统。为液压助力转向系统(HPS)。1983年，在液压助力系统基础上发展起来的，日本Koyo公司推出了具备车速感应功能的电控液压助力转向系统（EHPS）。1988年日本Suzuki公司首先在小型轿车Cervo上配备了Koyo公司研发的转向柱助力式电动助力转向系统。1990年日本Honda公司也在运动型轿车NSX上采用了自主研发的齿条助力式电动助力转向系统，也就是现在应用车型极为广泛的EPS系统。SBW线控转向系统是继EPS 后发展起来的新一代转向系统，具有比EPS 操纵稳定性更好的特点，它取消转向盘与转向轮之间的机械连接，完全由电能实现转向，彻底摆脱传统转向系统所固有的限制，提高了汽车的安全性和驾驶的方便性1。1.2 汽车转向系统的国内外现状及发展趋势汽车转向系统的发展经历了纯机械式转向系统、液压助力转向系统 、电动助力转向系统3个基本阶段 , 线控转向系统为其发展趋势1。随着汽车工业的迅速发展，转向装置的结构也有很大变化。汽车转向器的结构很多，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(BP型)，这四种转向器型式，已经被广泛使用在汽车上。1、汽车转向系统在世界发展状况据了解，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1。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625%，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%1。2、汽车转向系统在国内发展状况我国的转向器生产，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3、汽车转向系统的发展趋势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销式转向器，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%1。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。从发展趋势上看，国外整体式转向器发展较快，而整体式转向器中转阀结构是目前发展的方向。由于动力转向系统还是新的结构，各国的生产厂家都正在组织力量，大力开展试验研究工作，提高使用性能、减小总成体积、降低生产成本、保证产品质量稳定，以便逐步推广和普及。随着科学技术的发展，国际经济形势的变化对汽车乃至汽车转向器的生产都有很大影响。特别是西方国家实行石油禁运以来，世界经济形势受冲击很大。随着能源危机的发展，汽车工业首当其冲，其发展方向有很大变化。从汽车设计、制造到各总成部件的生产都随着能源危机的发生而变化，表现在能源消耗、材料消耗、操纵轻便等各个方面。1.3 研究内容及论文构成 本课题主要研究机械式转向系统的功能及构成，主要从转向系统的转向器部分和转向梯形机构部分作分析研究。1、转向器设计部分：以齿轮齿条式转向器作为中心，分析其效率、齿轮轴和齿条的设计及数据校核、其他一些组件的设计及标准件选取。2、转向梯形机构部分：以整体式转向梯形机构作为中心，对阿克曼(Ackerman)理论转向特性了解的基础上，对转向梯形机构进行数学模型分析。用计算机工具对转向梯形进行设计，校核。并根据所得的结果对传动机构的尺寸作设计。2 机械转向系统的性能要求及参数2.1 机械转向系统的结构组成转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，一般转向系组成如下图1.22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。图1-2 转向系的基本构成1-方向盘；2-转向上轴；3-托架； 4-万向节； 5-转向下轴； 6-防尘罩 ；7-转向器 ；8-转向拉杆1、转向操纵机构转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装配位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应有转向动力系统。2、转向传动机构转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。3、转向器转向器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。 目前较常用的有齿轮齿条式、循环球曲柄指销式、蜗杆曲柄指销式、循环球-齿条齿扇式、蜗杆滚轮式等。2.2 转向系统的性能要求汽车转向系统是用于改变或保持汽车行驶方向的专门机构。起作用是使汽车在行驶过程中能按照驾驶员的操纵要求而适时地改变其行驶方向，并在受到路面传来的偶然冲击及汽车意外地偏离行驶方向时，能与行驶系统配合共同保持汽车继续稳定行驶。因此，转向系统的性能直接影响着汽车的操纵稳定性和安全性。一般来说，对转向系统的要求如下：1、合理设置传动比，使操纵轻便，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20-50N；无动力转向时为50-100N3。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。6、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。7、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8、在任何行使状态下，转向轮不应产生摆振。9、保证轿车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。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。10、合理设计转向梯形。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。2.3 转向系的效率功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，符号+表示，反之称为逆效率，用符号-表示。正效率+计算公式： (2.1)逆效率-计算公式： (2.2)式中，P1为作用在转向轴上的功率；P2为转向器中的磨擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上的功率。正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，又要求此逆效率尽可能低。影响转向器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3。1、转向器的正效率影响转向器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。（1）、转向器类型、结构特点与效率。在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。选用滚针轴承时，除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种轴向器的效率+仅有54%。另外两种结构的转向器效率分别为70%和75%3。转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。（2）、转向器的结构参数与效率如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算 (2.3)式中，为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；为摩擦角，=arctanf；f为磨擦系数。2、转向器的逆效率根据逆效率不同，转向器有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。不可逆式转向器是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于可逆式与不可逆式转向器两者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算 （2.4）式（2.3）和式（2.4）表明：增加导程角0，正、逆效率均增大。受-增大的影响，0不宜取得过大。当导程角小于或等于磨擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角。2.4 传动比特性1、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。 （2.5）式中为从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力，为作用在转向盘上的手力。转向系的角传动比: （2.6）式中为转向盘角速度；为转向节偏转角速度；为转向盘转向角增量；为转向节转向增量； 为时间增量。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比组成，即： （2.7）转向器的角传动比: （2.8）式中为摇臂轴角速度；为摇臂轴转角增量。转向传动机构的角传动比: （2.9）2、力传动比与转向系角传动比的关系转向阻力Fw与转向阻力矩Mr的关系式： （2.10）a为主销偏距。作用在转向盘上的手力Fh与作用在转向盘上的力矩Mh的关系式： （2.11）式中为方向盘直径将式（2-10）、式（2-11）代入 后得到： （2.12）如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示 （2.13）将式（2.13）代入式（2.12）后得到： （2.14）当a和Dsw不变时，力传动比越大，虽然转向越轻，但也越大，表明转向不灵敏。3、转向器角传动比的选择转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图2.13所示。其中横轴为转向轮转角，纵轴为转向角传动比。图2.1 转向器角传动比变化特性曲线2.5 转向器传动副的传动间隙传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性（图2.2）。研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，最好无间隙。若转向器传动副存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，车轮将偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间附近位置因磨损造成的间隙过大时，必须经调整消除该处间隙。图2.2 转向器传动副传动间隙转向器传动副传动间隙特性 图中曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙；曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。3 机械式转向器总体方案初步设计3.1 转向器的分类及设计选择转向器是转向系中的重要部分，其主要作用有三个方面：一是增大来自转向盘的转矩，使之达到足以克服转向轮与地面之间的转向阻力矩；二是减低转向传动轴的转速，并带动摇臂轴移动使其达到所需要的位置；三是使转向盘的转动方向与转向轮转动方向协调一致。按照转向能源不同，可以将汽车转向系统分为机械转向系统和动力转向系统两大类。根据机械转向器的结果特点，可分为齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器等。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。循环球式转向器的第一级传动副是螺杆螺母传动副。第二级是齿条齿扇传动副或滑块曲柄销传动副。循环球式转向器的正效率很高（最高可达90%95%）4，操作轻便，使用寿命长。但逆向效率也较高，可将地面对转向轮的冲击传给转向盘。指销式转向器的传动副以转向蜗杆为主动件，装在摇臂轴曲柄端的指销为从动件。转向蜗杆转动时，与之啮合的指指销即绕转向摇臂轴轴线沿圆弧线运动，并带动转向摇臂转动。对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、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。3.2 齿轮齿条式转向器的基本设计3.2.1 齿轮齿条式转向器的结构选择1、输入输出形式选择根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式3：中间输入，两端输出（图3-1a）；侧面输入，两端输出（图3-1b）；侧面输入，中间输出（图3-1c）；侧面输入，一端输出（图3-1d）图3.1 齿轮齿条式转向器的四种形式采用侧面输入，中间输出方案时，与齿条相连的左、右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆会与齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了它的强度。采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。但其结构简单，节省材料的同时对转向精度较中间输出形式高。现代轿车一般使用两端输出形式。侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头货车上。本设计采用的是侧面输入 两端输出式齿轮齿条转向器方案。2、齿轮形式选择采用齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳降低，冲击大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用角接触球轴承，使轴承寿命降低，还有斜齿轮的滑磨比较大是它的缺点。本设计采用斜齿轮式方案。3、齿条形式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；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动；Y形断面齿条的齿宽可以做得宽些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有用减磨材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，应选用V形和Y形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿轮、齿条的齿不能正确啮合的情况出现。本设计采用圆形端面齿条。3.2.2 齿轮齿条式转向器的布置形式根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，在汽车上有四种布置形式： 1、转向器位于前轴后方，后置梯形（图3-3a）；2、转向器位于前轴后方，前置梯形（图3-3b）；3、转向器位于前轴前方，后置梯形（图3-3c）；4、转向器位于前轴前方，前置梯形（图3-3d）。图3.2 齿轮齿条式转向器的四种布置形式现阶段大多数轿车都采用第一种布置方式：转向器位于前轴后方，后置梯形，本设计也采用转向器位于前轴后方，后置梯形的布置方式。3.2.3 设计目标参数表以及对应的转向轮偏角计算1、设计目标参数表如表 3.1所示（本设计只是采取其参数用于设计机械式转向器，实际上本田雅阁2012款已配备EPS电动助力转向系统）表3.1本田雅阁2012款2.0MT 汽车转向参数轮距（前/后）1590mm/1585mm轴距2800mm整备质量1450kg满载轴荷分配：前/后950/850(kg)轮胎215/60 R16主销偏移距a100mm轮胎压力p/Mpa0.24Mpa 方向盘直径380mm2、转向轮侧偏角计算转向系统的性能从整车机动性着手，在最大转角时的最小转弯半径为轴距的2-2.5倍。此轻型车的轴距为2800mm，因此其半径在5.6-7.0m，并尽量取小值以保证良好的机动性，最小转弯半径R取6.2m 。据此，由图3.3得转向轮外轮最大转角 (3.1)式中a为主销偏移距，通常乘用车的a值在0.40.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车a值在40mm60mm范围内选取4，本设计为中型轿车，选取主销偏距为100mmL为汽车轴距。本设计轴距为L=2800图3.3转角图可以得到外轮最大转角 (3.2)于是得转向轮内轮转角3.2.4 转向器参数选取与计算齿轮齿条转向器的齿轮多数采用斜齿轮。按照汽车设计课程设计指导书4所指，齿轮模数多在之间，主动小齿轮齿数多数在个齿范围变化，压力角取，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 。正确啮合条件：；根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见表3.2。表3.2 齿轮齿条的主要参数名称齿轮齿条齿数Z731模数Mn2.52.5压力角螺旋角1= 2=-变位系数Xn0.650转向时需要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、转向轮稳定阻力（即转向轮的回正力矩）、轮胎变形阻力以及转向系中的内摩擦阻力矩。通常用以下的经验公式来计算汽车在沥青或混泥土路面上的原地转向阻力矩MR（Nmm）。 轮胎上的原地转动的阻力矩由经验公式得： (3.3)式中，f轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取0.73； G1为转向轴负荷（N）；取前轴满载950Kg； p为轮胎气压（MPa）。取0.24MPa；所以 MR = 441018.3 Nmm。方向盘转动圈数： (3.4)其中为初选传动比。方向盘上的操纵载荷力： (3.5)作用在转向盘上的操纵载荷对轿车该力不应超过50100N，对货车不应超过250N3。所以符合设计要求因为所以作用在转向盘上的力矩为 （3.6）力传动比： （3.7）取齿宽系数 （3.8）齿条宽度圆整取。则取齿轮齿宽根据转向器本身结构特点以及中心距的要求，应合理选取齿轮轴的变位系数。对于齿轮齿条转向器中齿轮齿条结构特点，齿轮一般都采用斜齿轮，对于变位齿轮，为了避免齿顶过薄，而又能满足齿轮啮合的要求，一般齿轮的齿顶高系数取偏小值。据此，初步选定齿轮和齿条齿顶高系数；顶隙系数；齿轮的变位系数。其基本参数如表3.3所示。表3.3 齿轮齿条基本参数名称符号公式齿轮齿条齿数731分度圆直径17.768变位系数0.65齿顶高4.1252.5齿根高1.53.125齿顶圆直径26.021齿根圆直径14.772齿轮中圆直径21.023螺旋角12（右旋）12齿宽32223.2.5 齿轮轴的结构设计本设计根据齿轮的尺寸，设计成齿轮轴形式，如图3.4所示。因为本设计采用斜齿轮结构，在传动的时候有轴向力存在。所以轴承方面选取角接触球轴承，齿轮轴与转向轴之间用万向节连接，所以齿轮轴轴端设计花键。图3.4 齿轮轴结构3.2.6 转向器材料及其他零件选择1、齿轮齿条材料选择小齿轮：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HRC5863。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HRC5056。2、轴承的选择轴承1：角接触球轴承7004C (GB/T292-1994) 轴承2：角接触球轴承 7001C (GB/T292-1994) 3、 转向器的润滑方式和密封类型的选择转向器的润滑方式：人工定期润滑润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S润滑脂。密封件： 旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 1387119924 齿轮齿条转向器数据校核4.1 齿条的强度计算4.1.1 齿条受力分析 在本设计中，根据式3.6得转向器输入端施加的扭矩 T = 24.5Nm，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4.1图4.1齿条的受力分析如图4.1，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= (4.1) Fr= (4.2) Fx= (4.3) Fn = (4.4)式中齿轮轴分度圆螺旋角；法面压力角。齿轮轴受到的切向力：Ft = =2757.5 N 式中T作用在输入轴上的扭矩，T为24.5Nm；d齿轮轴分度圆的直径。 齿条齿面的法向力：Fn= =2966N齿条齿部受到的切向力： =2786.4N (4.5) 4.1.2 齿条齿部弯曲强度的计算齿条的单齿弯曲应力： （4.6）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 ； S 危险截面齿厚；从上面条件可以计算出齿条齿根弯曲应力： =549N/mm （4.7）上式计算中只按啮合的情况计算的，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对齿同时啮合，因此每个齿的弯曲应力应分别降低一倍5，则 = 275N/mm （4.8）齿条的材料是40Cr制造，因此：抗拉强度 735N/mm (没有考虑热处理对强度的影响)。齿部弯曲安全系数 S = / =2.75 （4.9）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。4.2 小齿轮的强度计算4.2.1 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，传动平稳。1、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P = （4.10）式中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/mm）进行计算。即Pca=KP=K （4.11）式中K载荷系数。载荷系数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数，即 K= （4.12）使用系数是考虑齿轮啮合时外部装置引起的附加动载荷影响的系数，=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，=1.0，齿间载荷系数，齿轮的制造精度7级精度， =1.2。 齿向荷分配系数，齿宽系数为 d = = 22/17.77 = 1.24 （4.13） =1.12+0.18(1+0.6d) + 0.2310b=1.5 （4.14）所以载荷系数 K= 111.21.5 =1.8斜齿轮传动的端面重合度 = bsin= 1.65 （4.15）在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度为： Pca = KP =K 因为 （4.16）Fn = 所以 （4.17）=1.82757.5/22/1.65/0.67= 204.9N/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5 ： (4.18) = 式中：Z 弹性系数 (4.19)主动小齿轮选用材料20CrMnTi合金钢制造，根据材料选取，均为0.28， E，E都为合金钢 ，取189.8 MPa节点区域系数 （4.20）可根据螺旋角查得，Z = 2.44。齿轮与齿条的传动比 u , u趋近于无穷 （4.21）所以 = 56.2 MPa小齿轮接触疲劳强度极限 = 1000 MPa，应力循环次数N = 210，所以 = 1.1。取失效概率为1%，安全系数S = 1，可得计算接触疲劳许用应力 = 1.11000MPa = 1100MPa （4.22） 式中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。4.2.2 齿轮齿根弯曲疲劳强度计算齿轮受载时，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，齿根所受的最大弯矩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10。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5： （4.23）齿间载荷分配系数= 1.2；齿向载荷分配系数 = 1.33；载荷系数K= = 111.21.3 =1.56；齿形系数 ；校正系数 = 1.4；螺旋角系数，查得5。 校核齿根弯曲强度= (4.24)求得 = =231.68 MPa弯曲强度最小安全系数，=1.5；弯曲疲劳许用应力为 (4.25)弯曲疲劳寿命系数，= 1.5。 可得， = 1.51000/1.5 = 1000 MPa。所以 S，故a-a剖面安全图5.3 轴的受力分析图5 转向梯形机构的设计5.1 转向梯形机构概述转向梯形机构用来保证转弯行驶时汽车的车轮均能绕同一瞬时转向中心在不同半径的圆周上作无滑动的纯滚动。同时，为了达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。为此，转向梯形应保证内、外转向车轮的理想转角关系。转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。无论采用哪一种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角3。车辆在转向过程中，如果转向前轮的偏转角相同，将使前后桥车轮的瞬间转向中心不一致，车轮将产生侧滑，结果造成轮胎磨损量增加，行驶阻力变大，转向困难。 要使转向顺利，车轮在地面纯滚动而不产生侧偏，必须使所有车轮绕同一瞬时转动中心滚动即所谓的阿克曼(Ackerman)理论转向特性14。如图5.1所示的两轴汽车为例，阿克曼理论转向特性，是以汽车前轮定位角都等于零、 行走系统为刚性、 汽车行驶过程中无侧向力为假设条件的。图 5.1本设计采用的是整体式的转向梯形结构。下文将以整体式转向梯形机构展开分析，计算以及用计算机软件MATLAB对其进行设计并验算。5.2 整体式转向梯形机构方案分析整体式转向梯形是由转向横拉杆l，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图5.2所示。其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单，汽车前束调整容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。 图5.2 整体式转向梯形1转向横拉杆 2转向梯形臂 3前轴 当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干涉，所以在布置上有困难。为了保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度13。 5.3 整体式转向梯形机构数学模型分析汽车转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴沿长线上的点滚动，而是绕位于前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。此点位置与前轮和后轮的侧偏角大小有关。因影响轮胎侧偏角的因素很多，且难以精确确定，故下面是在忽略侧偏角影响的条件下，分析有关两轴汽车的转向问题。此时，两转向前轮轴线的延长线应交在后轴延长线上4，如图5.3所示。设i、o分别为内、外转向车轮转角，L为汽车轴距，K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系： （5.1）图5.3 理想的内、外车轮转角关系简图若自变角为o，则因变角i的期望值为: （5.2）现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图5.3所示的后置梯形机构为例，在图上作辅助用虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角为（5.3）式中：m为梯形臂长；为梯形底角。所设计的转向梯形给出的实际因变角，应尽可能接近理论上的期望值。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子，构成评价设计优劣的目标函数为 （5.4）由以上可得： （5.5）式中：x为设计变量，；omax为外转向车轮最大转角，由图5.2得 （5.6）式中，Dmin为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。考虑到多数使用工况下转角o小于20，且10以内的小转角使用得更加频繁，因此取： （5.7）建立约束条件时应考虑到：设计变量m及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而优化过程是求的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为： （5.8）梯形臂长度m设计时常取在mmin=0.11K，mmax=0.15K。梯形底角min=70此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取min40。如图5-2所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时min即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为： （5.9）式中：min为最小传动角。min=40，故由式可知，min为设计变量m及的函数。由式（5.6）、式（5.7）、式（5.8）和式（5.9）四项约束条件所形成的可行域，如图5-3所示的几种情况。图5.4b适用于要求min较大，而min可小些的车型；图5.4c适用于要求min较大，而min小些的车型；图5.4a适用介于图5.4b、c之间要求的车型。 图5.4 转向梯形机构优化设计的可行域5.4 基于Matlab的整体式转向梯形机构优化设计5.4.1 转向梯形机构的优化概况 转向梯形机构是汽车转向传动机构中很关键的一部分，在汽车转向系统中为了减少轮胎磨损，减小转向力，保证汽车转向时的内、外转向轮尽可能作纯滚动，这一要求由转向梯形机构的几何性能来实现。汽车的转向梯形对于汽车的工作状况，譬如汽车的安全驾驶等诸多方面具有重要的实际意义，以前技术人员往往通过FORTRAN或VISUALC+等计算语言，利用复合变形法、惩罚函数法、简约梯度法等现代设计理论的方法来进行最优化设计；但苦于没有标准的子程序可以调用，技术人员往往将自己编好的程序逐条敲入计算机，然后进行调试，最后进行最优化设计，这样的程序当其中任何一条语句有了毛病，甚至调试不当（如数组维数不匹配），那可能导致错误结果的出现8。为此。通过以上的数学模型。运用matlab对其作设计，选择优化解。5.4.2 转向梯形机构设计思路1、设计的目标设计出的梯形符合上述转向机构的要求。令转弯的时候输出角随输入角变化能够尽可能使两前轮围绕一个中心点作圆周运动。避免出现过大的相对滑动，从而磨损轮胎以及给转向系带来负荷。2、设计的变量本设计中，对转向梯形有影响的因素中，主销间距、轴距、最大外转向角都是已知。那么设计的变量就有转向梯形的初始输入角、转向梯形的臂长。其中臂长的范围也受到转向器初步数据选取的约束。要算出具体范围来配合转向器的设计。3、设计的方法先查找资料，找出中型轿车的梯形构造。大致了解梯形参数的范围。再在软件上验证。往往偏离最优解适用范围越远，所得到的实际值跟期望值相差就会越大。通过数次粗调，可得到比较合适的范围，再进行细调。找出合适的解。根据上述的数学模型，用Matlab软件编写出相应funtion文件，再调用优化工具箱里面的求标准差的lsqnonlin函数，求得实际结果跟期望值的差异。由此统计，找出比较合适的优化解。期望的函数值取转向梯形机构的梯形臂每转过一个小角度时对应的转向轮转向角度的一个理想值。实际值是由梯形引起的转向轮转过的角度。把从初始角到转向轮最大角度对应的梯形臂转向角度等分成60份，每次都采集一次数据，然后统计出数值跟理想值存在的平均标准差的大小。由此来评估其拟合的质量。5.4.3 基于Matlab的转向梯形机构设计1、了解Matlab功能与操作了解Matlab的基本功能以及如何运用。本次所用的软件是Matlab R2010a版本对其进行数据处理和优化设计。首先打开Matlab，界面如图（图5.5）所示。图5.5 Matlab7.1界面2、建立目标函数根据前一节论述到的等式以及约束条件，用Matlab语句进行编写所并保存为调用的.m文件如图（图5.6）所示。图5.6 用Matlab语言建立函数模型3、编写主程序运用Matlab工具箱中已有的函数“lsqnonlin”函数求实际值与期望值的标准差。或针对本设计，可将.fun调用文件以及主函数写在一个程序里面。这样的程序也可以经过修改初始数据能运用于其他车型的整体式转向梯形机构的可行域寻找与对机构的优化设计。4、缩小设计区域根据同等级轿车的调查以及可以用Matlab找出优化适合区域。根据数据显示，初始角的改变引起的变化远比臂长的改变引起的变化大。所以初始角才是设计中的“主要矛盾”。例如图5.7为初始角为60，图5.8为初始角85的时候的输出角随输入角变化时的实际值与期望值曲线。这样的结果偏离期望值太大。故85、60的初始角不能成为优化区域。经过多次尝试，可确定最适合的初始角区域为66到69。图5.7 臂长m=190mm 梯形初始角=60图5.8 臂长m=190mm 梯形初始角=85图5.9是一个拟合程度的直观体现，输入角度在00.25范围内的拟合程度很高，输入角大于0.25之后与期望值有比较大的偏差，说明在转角较小的时候两轮相对滑动程度较小，在输入转角比较大的情况下轮胎滑动程度比较大。图5.10的图像表明，随着输入角的变化，输出角与期望值的标准差发展比较平稳，而且整体来说数值比较小。是设计的较优化解。 图5.9 臂长m=190mm 梯形初始角=60图5.10 臂长m=190mm 梯形初始角=675、确定转向梯形梯形臂长 根据第三章和第四章的齿轮齿条转向器设计的数据所得。初选角传动比为20时，转向盘总圈数为3.48圈，也就是说输入角从027.3变化时，转向盘转向圈数为1.74圈。齿条所移动的长度为l=mm （5.10）所以如下图5.11所示梯形臂在前后变化所带动横拉杆所的轨迹长度也要控制在102.62左右。才比较符合传动比的要求。不至于得出来的结果跟初选传动比相差太大而影响齿轮齿条转向器的设计。图5.11当l=102.62时。计算得，m=198.66mm，当转向梯形臂长m取200mm附近数值时，较符合初始传动比选择条件。所以用Matlab就初始角为6668的范围内，臂长为180mm210mm范围内作以下表5.1比较表5.1 臂长m 初始角度取值不同对应的标准差平均值臂长m初始角度标准差平均值210660.0035210670.0029210680.0033200660.0032200670.0028200680.0033190660.0032190670.0028190680.0032180660.0032180670.0027180680.0031综合考虑，取m=200mm，=67时 平均标准差值为0.0028。 总体误差值=0.012 =1.2% 其实际曲线与期望曲线拟合如下图所示。图5.12 臂长m=180mm 梯形初始角=675.5 转向传动机构的设计转向传动机构的任务是将转向器输出端的摆动转变为左、右转向车轮绕其转向主销的偏转，并使它们偏转到绕同一瞬时转向中心的不同轨迹圆上，实现车轮无滑动地滚动转向。为了使左、右转向车轮偏转角之间的关系能满足这一汽车转向运动学的要求，则要由转向传动机构中的转向梯形机构的精确设计来保证11。5.5.1 转向传送机构的臂、杆与球销转向传动机构的杆件应选用刚性好、质量小的20、30或35号钢的无缝钢管制造，其沿长度方向的外形可根据总布置的需要确定12。转向传动机构的各元件间采用球形铰接，球形铰接的主要特点是能够消除由于铰接处的表而磨损而产生的间隙，也能满足两铰接件间复杂的相对运动。在现代球形铰接的结构中均是用弹簧将球头与衬垫压紧。而且应采用有效结构措施保持住润滑材料及防止灰尘污物进入。球销与衬垫均采用低碳合金钢如12CrNi3A，18MnTi，或20CrN制造，工作表面经渗碳淬火处理，渗碳层深1.53.0mm，表面硬度HRC
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