【正文】 來完成。據(jù)了解，在世界范圍內(nèi)，汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占45％左右，齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器占40％左右，蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器占10％左右，其它型式的轉(zhuǎn)向器占5％。由此看出，我國的轉(zhuǎn)向器也在向大量生產(chǎn)循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器發(fā)展 在國外，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器實現(xiàn)了專業(yè)化生產(chǎn)，同時以專業(yè)廠為主、大力進行試驗和研究，大大提高了產(chǎn)品的產(chǎn)量和質(zhì)量。由于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的種種優(yōu)點，在小型車上的應(yīng)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(zhuǎn)向器為主要結(jié)構(gòu)。并且該轉(zhuǎn)向器可以被設(shè)計成具有等強度結(jié)構(gòu)，這也是它應(yīng)用廣泛的原因之一。在轉(zhuǎn)向盤尺寸和轉(zhuǎn)向輪阻力一定時，角傳動比增加，則轉(zhuǎn)向輕便，轉(zhuǎn)向靈敏度降低；角傳動比減小，則轉(zhuǎn)向沉重，轉(zhuǎn)向靈敏度提高。4） 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的球頭處，應(yīng)有消除因磨損而產(chǎn)生的間隙的調(diào)整機構(gòu)以及提高轉(zhuǎn)向系的可靠性。轉(zhuǎn)向時內(nèi)外車輪間的轉(zhuǎn)角協(xié)調(diào)關(guān)系是通過合理設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形來保證的。因此其半徑在5—，并盡量取小值以保證良好的機動性， 。為了減輕在不平路面上行使時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉(zhuǎn)向盤上盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。圖中點畫線表示假想的前軸軸線，綠色的線表示轉(zhuǎn)向器與拉桿，紅色的線表示假想的主銷軸（此處的主銷軸是指車輪轉(zhuǎn)向時所圍繞轉(zhuǎn)動的衡擺臂球頭中心與前支柱上安裝點的連線。）十分的接近。這些分力的大小與拉桿作用力的大小以及夾角的大小相關(guān)，夾角的大小受拉桿長度以及汽車工況的影響。因為齒輪齒條轉(zhuǎn)向器在設(shè)計上并沒有固定的對稱中心，這就會使得汽車有正確的前束，但左右拉桿的長度不同，使得汽車穩(wěn)定直線行駛的方向盤位置發(fā)生漂移。根據(jù)機械轉(zhuǎn)向器的結(jié)果特點，可分為齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器、蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器和蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器等 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu) 1轉(zhuǎn)向拉桿總成；2防塵罩；3球頭座；4轉(zhuǎn)向齒條；5轉(zhuǎn)向器殼體；6調(diào)整螺塞；7壓緊彈簧；8鎖緊螺母；9壓塊；10萬向節(jié)；11轉(zhuǎn)向小齒輪；12小齒輪軸承；13滾針軸承 圖31 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器總成根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種形式：中間輸入，兩端輸也（圖32a）；側(cè)面輸入，兩端輸出（圖32b）；側(cè)面輸入，中間輸出（圖32c）；側(cè)面輸入，一端輸出（圖32d）圖32 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的四種形式采用側(cè)面輸入、中間輸出方案時，由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時位桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉(zhuǎn)向系與懸架系的運動干涉。 齒條實際上是齒數(shù)為無窮的齒輪的一部分。齒輪為普通的漸開線斜齒輪。于是就有 （39）從而可以得到齒輪齒條傳動的線角傳動比為 i == mn轉(zhuǎn)向器的正逆效率主要受轉(zhuǎn)向器內(nèi)摩擦功率的影響，P入=P出+P摩擦，所以當(dāng)摩擦功率不變時，隨著負(fù)載的增大，轉(zhuǎn)向器的效率也增大。則效率為 對于齒條與殼體 = = （314）式中，fv—當(dāng)量摩擦系數(shù)，fv=nf，取n=，取f=。；此時轉(zhuǎn)向器的傳動比為 i= mn此外，設(shè)計時應(yīng)驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度 。 齒輪齒條的受力狀況類似于斜齒輪，齒條的受力分析如圖 圖41 齒條的受力分析如圖，作用于齒條齒面上的法向力Fn，垂直于齒面，將Fn分解成沿齒條徑向的分力（徑向力）Fr，沿齒輪周向的分力（切向力）Ft，沿齒輪軸向的分力（軸向力）Fx ?！∮嬎阈饼X圓柱齒輪傳動的接觸應(yīng)力時，推導(dǎo)計算公式的出發(fā)點和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于提高接觸強度 ；重合度大，傳動平穩(wěn)。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。本次畢業(yè)設(shè)計說明書首先借助設(shè)計參考書和其他的參考資料對現(xiàn)實汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了分析，然后進入正題對總體方案進行了設(shè)計，進而細(xì)化任務(wù)，主要是對轉(zhuǎn)向器的設(shè)計。設(shè)計中我也看到了自己的不足之處，特別是由于以前接觸到的只是純理論性的東西，實際設(shè)計經(jīng)驗不足。同時向所有給過我?guī)椭娜酥乱陨钌畹闹x意！參考文獻(xiàn)[1] ：[2] 濮良貴、：高等教育出版社2001[3] ：人民交通出版社2001[4] ：[5] ：[6] ：機械工業(yè)出版社1992[7] ：[8] ：[9] ：機械工業(yè)出版社2000[10] ：[11] ，2000[12] [13] [14] [15]。經(jīng)過這次畢業(yè)實際之后，我學(xué)會了怎樣把大學(xué)期間所學(xué)的知識用運到產(chǎn)品設(shè)計中，也使我對以前所學(xué)的理論知識有了更深刻的理解和認(rèn)識。因為它結(jié)構(gòu)簡單，效率高，易實現(xiàn)自動調(diào)隙，轉(zhuǎn)向梯形簡單，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角大，轉(zhuǎn)向剛度高，制造成本低等，很多中級轎車和商用車都用。根據(jù)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。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷P（單位為N/mm）為 P = （428） Fn ——作用在齒面接觸線上的法向載荷L ——沿齒面的接觸線長，單位mm法向載荷Fn 為公稱載荷，在實際傳動中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節(jié)誤差和齒形誤差的影響，會使法面載荷增大。d——齒輪軸分度圓的直徑， 齒條齒面的法向力：Fn=Ft/(cos*cosβ1) = 4051N （421） 齒條牙齒受到的切向力： = （422）齒條桿部受到的力： β2 = （423） 齒條桿部受拉壓的強度計算 計算出齒條桿部的拉應(yīng)力： = F / A =（424） F——齒條受到的軸向力 A——齒條根部截面積 ，A = 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)[2]。根據(jù)設(shè)計的要求，齒輪齒條的主要參數(shù)見下表：表1 齒輪齒條的主要參數(shù)名稱齒輪齒條齒數(shù)Z628模數(shù)Mn壓力角螺旋角β1= (左旋)β2=（左旋）變位系數(shù)Xn0根據(jù)轉(zhuǎn)向器本身結(jié)構(gòu)特點以及中心距的要求，應(yīng)合理選取齒輪軸的變位系數(shù)。π/cosβ2=6176。3）滾動軸承對于非EPS狀態(tài)的轉(zhuǎn)向器，代入?yún)?shù)，計算的其正、逆效率為η+=η=4轉(zhuǎn)向器的強度校核轉(zhuǎn)向器有EPS與非EPS兩種狀態(tài)，兩種狀態(tài)都有相應(yīng)的轉(zhuǎn)向器與之匹配。下面的計算認(rèn)為轉(zhuǎn)向器中摩擦副的摩擦因數(shù)為常數(shù)，而且作用的齒條上的力是沿齒條軸線方向的。π/cosβ2 （mm/rev） （310）可見齒輪齒條傳動的傳動比只與齒條的齒傾角、小齒輪的法向模數(shù)和小齒輪的齒數(shù)有關(guān)。當(dāng)小齒輪軸線與齒條軸線不垂直時，小齒輪齒廓與齒條齒廓間的接觸為點接觸，輪齒所受的壓強較大，產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也比較大，輪齒磨損很快，所以齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的傳動比不能太大。所以齒條的齒廓為直齒廓（如圖34所示），齒廓上各點的法線是平行的，而且在傳動時齒條是平動的，齒廓上各點速度的大小和方向也相同，所以齒條齒廓上個點的壓力角相同，大小等于齒廓的傾斜角。 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者向右移動，為此在轉(zhuǎn)向器殼體上開有軸向的長槽， 從而降低它的強度。轉(zhuǎn)向拉桿總成兩球頭副的旋轉(zhuǎn)力矩及搖動力矩需要嚴(yán)格控制。本次設(shè)計某輕型汽車的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)主要是轉(zhuǎn)向拉桿總成。此外，我們在進行上述的模擬分析時的坐標(biāo)原點位于車身上，并且認(rèn)為坐標(biāo)原點是固定不動的，而實際測量的坐標(biāo)原點則位于地面上。圖中白色的圓即為拉桿端接頭中心的運動軌跡圖23將齒條的軸線左移到極限位置（此時汽車做右轉(zhuǎn)彎），以齒條與拉桿的鉸接中心為圓心、拉桿兩球頭間距為半徑做一球面，球面與拉桿端接頭球頭運動軌跡在原始位置左面的交點即為此時拉桿球頭中心的位置，如圖23中的紅線。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的間隙對操縱穩(wěn)定性的影響主要表現(xiàn)在前輪擺振上，設(shè)計上最基本的努力方向就是在不增大摩擦力的情況下，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的間隙應(yīng)盡量小。轉(zhuǎn)向時需要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、轉(zhuǎn)向輪穩(wěn)定阻力（即轉(zhuǎn)向輪的回正力矩）、輪胎變形阻力以及轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力矩。轉(zhuǎn)向輪的回正能力是由轉(zhuǎn)向輪的定位參數(shù)（主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角）決定的，同時也受轉(zhuǎn)向系逆效率的影響。6） 汽車在作轉(zhuǎn)向運動時，所以車輪應(yīng)繞同一瞬心旋轉(zhuǎn)，不得有側(cè)滑；同時，轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動方向一致。一般來說，轎車轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)不宜大于4圈，對轎車來說，有動力轉(zhuǎn)向時的轉(zhuǎn)向力約為20—50；無動力轉(zhuǎn)向時為50—100N。