【正文】 參考文獻[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]。本次畢業(yè)設計說明書首先借助設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計，進而細化任務，主要是對轉(zhuǎn)向器的設計。　計算斜齒圓柱齒輪傳動的接觸應力時，推導計算公式的出發(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)。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度 。則效率為 對于齒條與殼體 = = （314）式中，fv—當量摩擦系數(shù)，fv=nf，取n=，取f=。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 齒條實際上是齒數(shù)為無窮的齒輪的一部分。因為齒輪齒條轉(zhuǎn)向器在設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。）十分的接近。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。轉(zhuǎn)向時內(nèi)外車輪間的轉(zhuǎn)角協(xié)調(diào)關系是通過合理設計轉(zhuǎn)向梯形來保證的。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。由于齒輪齒條式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器為主要結(jié)構(gòu)。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％。電動液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在液壓助力系統(tǒng)基礎上發(fā)展起來的，與液壓助力系統(tǒng)不同的是，電動液壓助力系統(tǒng)中液壓系統(tǒng)的動力來源不是發(fā)動機而是電機，由電機驅(qū)動液壓系統(tǒng)，節(jié)省了發(fā)動機能量，減少了燃油消耗。確定了轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)和布置形式，分析了轉(zhuǎn)向器的嚙合傳動的特點和傳動效率。由于其工作可靠、技術成熟至今仍被廣泛應用。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，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)己經(jīng)得到人們的廣泛認可。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。 設計的主要內(nèi)容 本次設計的課題來源于長安汽車（集團）有限責任公司，以某款輕型汽車轉(zhuǎn)向器的參數(shù)作為依據(jù)，設計一款適用于本公司某輕型車的轉(zhuǎn)向器。7） 當轉(zhuǎn)向輪受到地面沖擊時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳遞到方向盤上的反沖力要盡可能小8） 在任何行使狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不應產(chǎn)生擺振。通常用以下的經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或混泥土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR（N此時的端接頭球頭中心與軌跡圓圓心的連線與初始位置時連線間的夾角即為轉(zhuǎn)向輪的內(nèi)外轉(zhuǎn)角，分別為37176。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。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。如圖35所示，兩齒廓相切于P點，tt為兩齒廓在P處的切線。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器一般包括五個摩擦副：齒輪齒條副、齒輪軸上的兩個滾動軸承、齒條上的兩個滑動副。= （41）轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)為n=L/i=142/=(圈) （42） L——轉(zhuǎn)向器的自由行程，取142mm。 因此 所以，齒條設計滿足抗拉強度設計要求。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。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)設計指導老師—唐老師和長安的陳老師。通過本次畢業(yè)設計，使我聯(lián)系大學四年所學的理論知識，通過理論聯(lián)系實踐，使我學到了很多以前在課堂上學不到的東西，使我懂得了設計必須依賴于實際條件，特別是對于機械加工來說，設計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，特別是在實際生產(chǎn)中，更得注重材料的經(jīng)濟性，加工的難易程度，這樣才能提高生產(chǎn)效率，降低勞動強度，從而降低了生產(chǎn)成本，對于企業(yè)來說這是很重要的。 = 齒間載荷系數(shù)齒輪的制造精度7級精度[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** = 斜齒輪傳動的端面重合度 = bsin = *ztan = （432）在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度如下： P ca = KP =K （433）因為 （434） Fn = Ft/(cos*cosβ1) （435）所以 （436）=*= 296N/mm　　 可以認為一對斜齒圓柱齒輪嚙合相當于它們的當量直齒輪嚙合，利用赫茲公式，代入當量直齒輪的有關參數(shù)后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強度校核公式[2] ： = （437）式中： Z －彈性系數(shù) 主動小齒輪選用材料20CrMo制造，根據(jù)材料選取， E，E都為合金鋼 ， MPa求得 Z = －節(jié)點區(qū)域系數(shù)可根據(jù)螺旋角查下圖44取得； 圖43 節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z = 齒輪與齒條的傳動比 u , u趨近于無窮則 所以 = MPa小齒輪接觸疲勞強度極限 = 1000 MPa 應力循環(huán)次數(shù) N = 2*10 所以 = 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 = *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)滿足齒輪設計的齒面接觸疲勞強度要求。在本設計中，選取轉(zhuǎn)向器輸入端施加的扭矩 T = 20Nm，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。, α=20176。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。當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，其軸交角均為θ=β1+β2。 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)分為機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)兩大類。由于此夾角的存在，在轉(zhuǎn)向時會在拉桿與齒條的鉸接處產(chǎn)生向前或向后的分力，會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。將圖22進行水平投影，如圖43此時轉(zhuǎn)向器齒條處于中間位置。 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總體性能轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能從整車機動性著手，在最大轉(zhuǎn)角時的最小轉(zhuǎn)彎半徑為軸距的2—。應從設計上保證各桿系的運動干涉足夠小。通過大量鋼球的滾動接觸來傳遞轉(zhuǎn)向力，具有較大的強度和較好的耐磨性。目前解放、東風也都在積極發(fā)展循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，并已在第二代換型車上普遍采用了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。它與前述各種助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大的區(qū)別在于，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中已經(jīng)沒有液壓系統(tǒng)了。 隨著上世紀五十年代起，液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在汽車上的應用，標志著轉(zhuǎn)向系統(tǒng)革命的開始。到今天，汽車已經(jīng)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(chǎn)物。雖然電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)克服了液壓助力轉(zhuǎn)向的一些缺點。大、小型貨車大都采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，但齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器也有所發(fā)展。中間位置轉(zhuǎn)向力小、且經(jīng)常使用，要求轉(zhuǎn)向靈敏，因此希望中間位置附近速比小，以提高靈敏性。轉(zhuǎn)向輪的回正力來源于輪胎的側(cè)偏特性和車輪的定位參數(shù)。轉(zhuǎn)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。此車的轉(zhuǎn)向系的空間位置是根據(jù)參照車的掃描數(shù)據(jù)及測量數(shù)據(jù)進行布置的，圖22所示的為本次設計車的轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向器小齒輪、轉(zhuǎn)向器齒條以及拉桿的軸線在車身坐標下的空間位置，此時的車輪轉(zhuǎn)角為零，轉(zhuǎn)向上軸處于上極限位置。模擬分析與實際測量的坐標原點不同，所以會導致結(jié)果存在差異，只要差異不大（工程要求一般為5%），就可以認為模擬分析符合實際。轉(zhuǎn)向橫拉桿總成與轉(zhuǎn)向拉桿端接頭總成之間是通過螺紋副聯(lián)接的，要保證足夠的螺紋旋入深度，保證在使用過程中螺紋聯(lián)接傳遞載荷的可靠性。圖34齒輪齒條嚙合傳動時，根據(jù)小齒輪螺旋角與齒條齒傾角的大小和方向不同，可以構(gòu)成不同的傳動方案。但是小齒輪的模數(shù)不能太小，否則會使齒條齒廓在嚙合時