【正文】 ；8轉(zhuǎn)向拉桿圖21 轉(zhuǎn)向系一般來說，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求如下：1） 轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比（方向盤轉(zhuǎn)角與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比）和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比。應(yīng)從設(shè)計(jì)上保證各桿系的運(yùn)動(dòng)干涉足夠小。為了兼顧兩者，一般采用變傳動(dòng)比的轉(zhuǎn)向器，或者采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向，還有就是提高轉(zhuǎn)向系的正效率，但過高正效率往往伴隨著較高的逆效率。 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總體性能轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能從整車機(jī)動(dòng)性著手，在最大轉(zhuǎn)角時(shí)的最小轉(zhuǎn)彎半徑為軸距的2—。為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動(dòng)返回到直線行使的位置，又需要有一定的逆效率。將圖22進(jìn)行水平投影，如圖43此時(shí)轉(zhuǎn)向器齒條處于中間位置。176。由于此夾角的存在，在轉(zhuǎn)向時(shí)會(huì)在拉桿與齒條的鉸接處產(chǎn)生向前或向后的分力，會(huì)引起齒輪齒條的嚙合狀態(tài)以及配合副中摩擦阻力矩的變化。轉(zhuǎn)向拉桿總成裝車后，其兩球頭之間的距離要嚴(yán)格控制。 轉(zhuǎn)向器的分類 按照轉(zhuǎn)向能源不同，可以將汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分為機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)兩大類。裝載量不大、前輪采用獨(dú)立懸架的貨車和客車也用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。當(dāng)右旋小齒輪與右傾齒條或左旋小齒輪與左傾齒條相嚙合時(shí)，其軸交角均為θ=β1+β2。根據(jù)斜齒輪特性，又有 （37） （38） mn為小齒輪的法面模數(shù)，z為小輪的齒數(shù)。齒條輸出功率與轉(zhuǎn)向器小齒輪軸輸入功率之比稱為轉(zhuǎn)向器的正效率；小齒輪軸的輸出功率與齒條的輸入功率之比稱為轉(zhuǎn)向器的逆效率。摩擦力為F= fv(Fr + Fy)。, α=20176。邊速比的齒輪壓力角，對(duì)現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在范圍內(nèi)變化。在本設(shè)計(jì)中，選取轉(zhuǎn)向器輸入端施加的扭矩 T = 20Nm，齒輪傳動(dòng)一般均加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計(jì)算輪齒受力時(shí)，可不予考慮。又滿足了齒面接觸強(qiáng)度，符合本次設(shè)計(jì)的具體要求。 = 齒間載荷系數(shù)齒輪的制造精度7級(jí)精度[2] = 齒向荷分配系數(shù) 齒寬系數(shù) φd = b/d = （431） = +(1+) + *10b = 所以載荷系數(shù) K= = 1*1** = 斜齒輪傳動(dòng)的端面重合度 = bsin = *ztan = （432）在斜齒輪傳動(dòng)中齒輪的單位長度受力和接觸長度如下： P ca = KP =K （433）因?yàn)? （434） Fn = Ft/(cos*cosβ1) （435）所以 （436）=*= 296N/mm　　 可以認(rèn)為一對(duì)斜齒圓柱齒輪嚙合相當(dāng)于它們的當(dāng)量直齒輪嚙合，利用赫茲公式，代入當(dāng)量直齒輪的有關(guān)參數(shù)后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式[2] ： = （437）式中： Z －彈性系數(shù) 主動(dòng)小齒輪選用材料20CrMo制造，根據(jù)材料選取， E，E都為合金鋼 ， MPa求得 Z = －節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)可根據(jù)螺旋角查下圖44取得； 圖43 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)Z = 齒輪與齒條的傳動(dòng)比 u , u趨近于無窮則 所以 = MPa小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限 = 1000 MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N = 2*10 所以 = 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S = 1，可得 = *1000MPa = 1100MPa （438）K ——接觸疲勞壽命系數(shù)由此可得 所以，齒輪所選的參數(shù)滿足齒輪設(shè)計(jì)的齒面接觸疲勞強(qiáng)度要求。 結(jié)論在本次設(shè)計(jì)過程中，對(duì)微型商用車的轉(zhuǎn)向器進(jìn)行了設(shè)計(jì)，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)做了具體的分析，包括轉(zhuǎn)向系的作用、基本構(gòu)成以及基本要求；轉(zhuǎn)向系的空間位置及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)；轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，主要對(duì)轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度進(jìn)行了分析和計(jì)算。通過本次畢業(yè)設(shè)計(jì)，使我聯(lián)系大學(xué)四年所學(xué)的理論知識(shí)，通過理論聯(lián)系實(shí)踐，使我學(xué)到了很多以前在課堂上學(xué)不到的東西，使我懂得了設(shè)計(jì)必須依賴于實(shí)際條件，特別是對(duì)于機(jī)械加工來說，設(shè)計(jì)的零件不能只注重其理論上的可行性，還得考慮到其可加工性，特別是在實(shí)際生產(chǎn)中，更得注重材料的經(jīng)濟(jì)性，加工的難易程度，這樣才能提高生產(chǎn)效率，降低勞動(dòng)強(qiáng)度，從而降低了生產(chǎn)成本，對(duì)于企業(yè)來說這是很重要的。借此機(jī)會(huì)，我要向我的導(dǎo)師表示感謝！他們嚴(yán)謹(jǐn)細(xì)致、一絲不茍的作風(fēng)一直是我工作、學(xué)習(xí)中的榜樣；他們循循善誘的教導(dǎo)和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪。我衷心的感謝在這四年期間給予我悉心教誨的每一位老師，特別是畢業(yè)設(shè)計(jì)指導(dǎo)老師—唐老師和長安的陳老師。本次設(shè)計(jì)首先對(duì)轉(zhuǎn)向系的作用，基本構(gòu)成和要求進(jìn)行了簡(jiǎn)略的分析，同時(shí)對(duì)轉(zhuǎn)向系的空間位置及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)進(jìn)行分析，確定了轉(zhuǎn)向梯形的型式，對(duì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)做簡(jiǎn)單的介紹。因此，齒根彎曲強(qiáng)度也應(yīng)按載荷作用于單對(duì)齒嚙合區(qū)最高點(diǎn)來計(jì)算。此外，在同時(shí)嚙合的齒對(duì)間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對(duì)齒上， 載荷也不可能沿接觸線均勻分布。 因此 所以，齒條設(shè)計(jì)滿足抗拉強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。對(duì)于齒輪齒條轉(zhuǎn)向器中齒輪齒條結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，齒輪一般都采用斜齒輪正求，對(duì)于變位齒輪，為了避免齒頂過薄，而又能滿足齒輪嚙合的要求，一般齒輪的齒頂高系數(shù)取偏小值。= （41）轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)為n=L/i=142/=(圈) （42） L——轉(zhuǎn)向器的自由行程，取142mm。要求兩種狀態(tài)下轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)不變，轉(zhuǎn)向器使用相同的殼體，齒條行程相同（均為142mm），小齒輪花鍵規(guī)格相同，齒條直徑以及齒條螺紋部分相同，唯一不同的是齒輪與齒條的參數(shù)。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器一般包括五個(gè)摩擦副：齒輪齒條副、齒輪軸上的兩個(gè)滾動(dòng)軸承、齒條上的兩個(gè)滑動(dòng)副。在設(shè)計(jì)時(shí)，只要合理的選取這幾個(gè)參數(shù)就可以獲得需要的傳動(dòng)比。如圖35所示，兩齒廓相切于P點(diǎn)，tt為兩齒廓在P處的切線。齒條上各齒同側(cè)的齒廓是平行的，所以在任何與分度線平行的直線上，周節(jié)都相等。側(cè)面輸入、一端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，常用在平頭微型貨車上。力矩太小則不利于球頭的耐磨性能，太大則會(huì)增加轉(zhuǎn)向沉重感與降低車輪的回正能力。轉(zhuǎn)向拉桿總成包括：轉(zhuǎn)向橫拉桿總成、轉(zhuǎn)向拉桿端接頭總成、鎖緊螺母以及防塵罩。由于主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角以及車輪外傾角的存在，轉(zhuǎn)向時(shí)車輪中心線在空間的軌跡為一錐面，所以轉(zhuǎn)向時(shí)車身相對(duì)于地面會(huì)抬高或降低，車身坐標(biāo)的原點(diǎn)與地面的相對(duì)位置也就發(fā)生了改變。此時(shí)的端接頭球頭中心與軌跡圓圓心的連線與初始位置時(shí)連線間的夾角即為轉(zhuǎn)向輪的內(nèi)外轉(zhuǎn)角，分別為37176。本次設(shè)計(jì)的車型為前置后驅(qū)，前橋懸架為麥弗遜式獨(dú)立懸架，且根據(jù)整車設(shè)計(jì)、前臂板和和轉(zhuǎn)向輪在車身縱向的相對(duì)位置等關(guān)系，確定該輕型車采用前置斷開式轉(zhuǎn)向梯形，轉(zhuǎn)向器采用齒輪齒條轉(zhuǎn)向器。通常用以下的經(jīng)驗(yàn)公式來計(jì)算汽車在瀝青或混泥土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR（N選取合適的轉(zhuǎn)向輪定位參數(shù)可以獲得相應(yīng)的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大則會(huì)增加轉(zhuǎn)向沉重感，太小則會(huì)使回正能力減弱，不能保持穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。7） 當(dāng)轉(zhuǎn)向輪受到地面沖擊時(shí)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳遞到方向盤上的反沖力要盡可能小8） 在任何行使?fàn)顟B(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不應(yīng)產(chǎn)生擺振。2） 轉(zhuǎn)向輪應(yīng)具有自動(dòng)回正能力。 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容 本次設(shè)計(jì)的課題來源于長安汽車（集團(tuán)）有限責(zé)任公司，以某款輕型汽車轉(zhuǎn)向器的參數(shù)作為依據(jù)，設(shè)計(jì)一款適用于本公司某輕型車的轉(zhuǎn)向器?？梢詫?shí)現(xiàn)變速比的特性，滿足了操縱輕便性的要求。它從1948年開始生產(chǎn)ZF型轉(zhuǎn)向器，年產(chǎn)各種轉(zhuǎn)向器200多萬臺(tái)。日本汽車轉(zhuǎn)向器的特點(diǎn)是循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占的比重越來越大，日本裝備不同類型發(fā)動(dòng)機(jī)的各類型汽車，采用不同類型轉(zhuǎn)向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器在公共汽車上已經(jīng)被淘汰)。自1988年日本鈴木公司首次在其Cervo車上裝備該助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)至今，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)己經(jīng)得到人們的廣泛認(rèn)可。而且電機(jī)驅(qū)動(dòng)下的液壓系統(tǒng)，在沒有轉(zhuǎn)向操作時(shí)，電機(jī)可以停止轉(zhuǎn)動(dòng)，從而降低能耗。由于其工作可靠、技術(shù)成熟至今仍被廣泛應(yīng)用。汽車工業(yè)是國民經(jīng)濟(jì)的支柱產(chǎn)業(yè)，代表著一個(gè)國家的綜合國力，汽車工業(yè)隨著機(jī)械和電子技術(shù)的發(fā)展而不斷前進(jìn)。確定了轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)和布置形式，分析了轉(zhuǎn)向器的嚙合傳動(dòng)的特點(diǎn)和傳動(dòng)效率。汽車轉(zhuǎn)向動(dòng)力的來源由以前的人力轉(zhuǎn)變?yōu)槿肆右簤褐?。電?dòng)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在液壓助力系統(tǒng)基礎(chǔ)上發(fā)展起來的，與液壓助力系統(tǒng)不同的是，電動(dòng)液壓助力系統(tǒng)中液壓系統(tǒng)的動(dòng)力來源不是發(fā)動(dòng)機(jī)而是電機(jī)，由電機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)，節(jié)省了發(fā)動(dòng)機(jī)能量，減少了燃油消耗。原來由液壓系統(tǒng)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向助力由電動(dòng)機(jī)