【文章內(nèi)容簡介】 ～15176。齒條齒數(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達(dá)到最大偏轉(zhuǎn)角時(shí)，相應(yīng)的齒條移動(dòng)行程應(yīng)達(dá)到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在12176?！?5176。范圍內(nèi)變化。此外，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)驗(yàn)算齒輪的抗彎強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度。主動(dòng)小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。（五） 齒輪軸和齒條的設(shè)計(jì)計(jì)算、熱處理方式及計(jì)算許用應(yīng)力(1) 選擇材料及熱處理方式小齒輪16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度5662HRC大齒輪 45鋼 表面淬火，齒面硬度5256HRC(2) 確定許用應(yīng)力 a)確定和 b)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。 （37）式中 ——齒輪轉(zhuǎn)速（r/min）； ——齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合的次數(shù)； ——齒輪的工作壽命（h）； c)計(jì)算許用應(yīng)力取, （38） （39）應(yīng)力修正系數(shù) （310） （311）(1) 選擇齒輪類型根據(jù)齒輪傳動(dòng)的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動(dòng)方案(2) 選擇齒輪傳動(dòng)精度等級選用7級精度(3) 初選參數(shù)初選 按當(dāng)量齒數(shù)(4) 初步計(jì)算齒輪模數(shù)轉(zhuǎn)矩 （312）閉式硬齒面?zhèn)鲃?dòng)，按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。 （313）=(5) 確定載荷系數(shù)，由,；對稱布置，??；取則(6) 修正法向模數(shù) （314）圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取(1) 分度圓直徑 （315）(2) 齒頂圓直徑 =16+2(1+0)=21 （316）(3) 齒根圓直徑 =162= （317）(4) 齒寬b （318）因?yàn)橄嗷Ш淆X輪的基圓齒距必須相等，即。齒輪法面基圓齒距為齒條法面基圓齒距為取齒條法向模數(shù)為(5) 齒條齒頂高 （319）(6) 齒條齒根高 （320）(7) 法面齒距 （321）查表，得查圖，得取，所以=所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動(dòng)分析當(dāng)轉(zhuǎn)向盤從鎖點(diǎn)向鎖點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動(dòng)30176。，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動(dòng)約60176。當(dāng)轉(zhuǎn)向輪右轉(zhuǎn)30176。，即梯形臂或轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至?xí)r，齒條左端點(diǎn)移至的距離為30176。=160cos30176。===30176。=80 ====== 轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動(dòng)分析簡圖同理計(jì)算轉(zhuǎn)向輪左轉(zhuǎn)30176。，轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至?xí)r，齒條左端點(diǎn)E移至的距離為=80 ==80+=齒輪齒條嚙合長度應(yīng)大于即 =+=160取L=200 齒輪齒條傳動(dòng)受力分析若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點(diǎn)P的法向力Fn可分解為徑向力Fr和分力F，分力F又可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。=235000/16=4375== 齒輪軸的強(qiáng)度校核(1) 畫軸的受力簡圖。(2) 計(jì)算支承反力在垂直面上 在水平面上(3) 畫彎矩圖在水平面上，aa剖面左側(cè)、右側(cè)在垂直面上，aa剖面左側(cè)aa剖面右側(cè)合成彎矩，aa剖面左側(cè)aa剖面右側(cè)(4) 畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩 =437516/2=顯然，aa截面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)可能是危險(xiǎn)剖面。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》[4]查得，=60/100=。aa截面左側(cè)查得, ,；。aa截面左側(cè)查得；由表查得絕對尺寸系數(shù)軸經(jīng)磨削加工，查得質(zhì)量系數(shù)β=。則彎曲應(yīng)力 應(yīng)力幅 平均應(yīng)力 切應(yīng)力 安全系數(shù)查得許用安全系數(shù)[S]=～，顯然S[S]，故aa剖面安全。 齒輪軸校核分析圖本章小結(jié)本章是電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，主要內(nèi)容如下：(1) 介紹了電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一種設(shè)計(jì)方法，這種設(shè)計(jì)方法是有其可行性的，能夠設(shè)計(jì)出符合助力要求的電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，該設(shè)計(jì)方法在現(xiàn)實(shí)中是比較合適的。(2) 對電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的主要元件進(jìn)行的詳細(xì)的介紹，并且給出了一些參考的轉(zhuǎn)向系參數(shù)。(3) 根據(jù)已知條件，對電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器進(jìn)行了齒輪軸和齒條的設(shè)計(jì)計(jì)算。第4章 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì) 結(jié)構(gòu)與布置齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器因結(jié)構(gòu)簡單緊湊、制造工藝簡便等優(yōu)點(diǎn), 既適用于整體式前軸,也適用于采用獨(dú)立懸架的斷開式前軸, 被廣泛地應(yīng)用在轎車、輕型客貨車、微型汽車等車輛上。其中, 與之配用的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)同傳統(tǒng)的整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)相比有其特殊之處。一般來說, 這種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)大多如圖41所示。轉(zhuǎn)向軸1的末端與轉(zhuǎn)向器的齒輪軸2直接相連或通過萬向節(jié)軸相連, 齒輪2與裝于同一殼體的齒條3嚙合, 外殼則固定于車身或車架上。齒條通過兩端的球鉸接頭與兩根分開的橫拉桿7相連, 兩橫拉桿又通過球頭銷與左右車輪上的梯形臂6相連。因此, 齒條3既是轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)件又是轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)中三段式橫拉桿的一部分。絕大多數(shù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器都布置在軸前后方, 這樣既可避讓開發(fā)動(dòng)機(jī)的下部, 又便于與轉(zhuǎn)向軸下端連接。安裝時(shí), 齒條軸線應(yīng)與汽車縱向?qū)ΨQ軸垂直, 而且當(dāng)轉(zhuǎn)向器處于中立位置時(shí), 齒條兩端球鉸中心應(yīng)對稱地處于汽車縱向?qū)ΨQ軸的兩側(cè)。 圖41轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖對于給定的汽車, 其軸距L、主銷后傾角β以及左右兩主銷軸線延長線與地面交點(diǎn)之間的距離K均為已知定值。對于選定的轉(zhuǎn)向器, 其齒條兩端球鉸中心距也為已知定值。因而在設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)時(shí), 需要確定的參數(shù)為梯形底角γ、梯形臂長以及齒條軸線到梯形底邊的安裝距離h。而橫拉桿長則可由轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的上述參數(shù)以及已知的汽車參數(shù)K和轉(zhuǎn)向器參數(shù)M來確定。其關(guān)系式為： (41) 用解析法求內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤時(shí), 齒條便向左或向右移動(dòng),使左右兩邊的桿系產(chǎn)生不同的運(yùn)動(dòng), 從而使左右車輪分別獲得一個(gè)轉(zhuǎn)角。以汽車左轉(zhuǎn)彎為例, 此時(shí)右輪為外輪, 外輪一側(cè)的桿系運(yùn)動(dòng)如圖42所示。設(shè)齒條向右移過某一行程S, 通過右橫拉桿推動(dòng)右梯形臂, 使之轉(zhuǎn)過。圖42外輪一側(cè)桿系運(yùn)動(dòng)情況取梯形右底角頂點(diǎn)O為坐標(biāo)原點(diǎn), X、Y軸方向如圖52所示, 則可導(dǎo)出齒條行程S與外輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系： (42)另外，由圖42可知： ∴ (43)而內(nèi)輪一側(cè)的運(yùn)動(dòng)則如圖43所示, 齒條右移了相同的行程S, 通過左橫拉桿拉動(dòng)左梯形臂轉(zhuǎn)過。圖43內(nèi)輪一側(cè)桿系運(yùn)動(dòng)情況取梯形左底角頂點(diǎn)O1為坐標(biāo)原點(diǎn),X 、Y軸方向如圖53所示, 則同樣可導(dǎo)出齒條行程S與內(nèi)輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系, 即: (44) (45)因此, 利用公式(42)便可求出對應(yīng)于任一外輪轉(zhuǎn)角的齒條行程S, 再將S代入公式(45)即可求出相應(yīng)的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角。把公式(42)和(45)結(jié)合起來便可將表示為的函數(shù),記作:反之, 也可利用公式(44)求出對應(yīng)于任一內(nèi)輪轉(zhuǎn)角的齒條行程S, 再將S代入公式(43)即可求出相應(yīng)的外輪轉(zhuǎn)角。將公式(44)和(45)結(jié)合起來可將表示為的函數(shù), 記作: 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì) 目標(biāo)函數(shù)的建立眾所周知, 在不計(jì)輪胎側(cè)偏時(shí), 實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向輪純滾動(dòng)、無側(cè)滑轉(zhuǎn)向的條件是內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角具有如圖44所示的理想的關(guān)系, 即: (46)式中 T——計(jì)及主銷后傾角時(shí)的計(jì)算軸距 L——汽車軸距r——車輪滾動(dòng)半徑由式(46)可將理想的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角表示為的函數(shù), 即: (47)反之, 取內(nèi)輪轉(zhuǎn)角為自變量時(shí), 理想的外輪轉(zhuǎn)角也可表示為的函數(shù), 即: (48)而由轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)所提供的內(nèi)、外實(shí)際轉(zhuǎn)角關(guān)系為前述的θi=F(θ0)或 θ0=Φ(θi),因此, 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)就是要在規(guī)定的轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)使實(shí)際的內(nèi)或外輪轉(zhuǎn)角盡量地接近對應(yīng)的理想的內(nèi)或外輪轉(zhuǎn)角。為了綜合評價(jià)在全部轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)兩者接近的精確程度, 并考慮到在最常使用的中小轉(zhuǎn)角時(shí)希望兩者盡量接近, 因此建議用兩函數(shù)的加權(quán)均方根誤差作為評價(jià)指標(biāo)。即： （49） （410）兩式中的加權(quán)因子、為：(49)、(410) 兩式是等價(jià)的, 可根據(jù)具體情況任取其中之一作為極小化目標(biāo)函數(shù)。圖44理想的內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)交關(guān)系 設(shè)計(jì)變量與約束條件對于給定的汽車和選定的轉(zhuǎn)向器, 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)尚有梯形臂長、底角γ和安裝距離h三個(gè)設(shè)計(jì)變量。其中底角γ可按經(jīng)驗(yàn)公式先選一個(gè)初始值,然后再增加或減小, 進(jìn)行優(yōu)化搜索。而及h的選擇則要結(jié)合約束條件來考慮。第一, 要保證梯形臂不與車輪上的零部件(如輪胎、輪輛或制動(dòng)底板)發(fā)生干涉, 故要滿足：式中 Aoy——梯形臂球頭銷中心的Y坐標(biāo)值（見圖43）Aymin——車輪上可能與梯形臂干涉部位的Y坐標(biāo)值因，所以可知當(dāng)選定時(shí)的可取值上限為： (411) 第二, 要保證有足夠的齒條行程來實(shí)現(xiàn)要求的最大轉(zhuǎn)角。即有:式中 Smax——最大轉(zhuǎn)角或所對應(yīng)的齒條行程[S]——轉(zhuǎn)向器的許用齒條行程因所以由公式(1)或(3)可知：一般來說{ }內(nèi)的數(shù)值很小, 故在估算齒條行程時(shí)可略去不計(jì), 即可粗略地認(rèn)為：所以當(dāng)選定時(shí)，的可取值范圍為： （412） 或 （413）(412)式和(413)式是等價(jià)的，使用時(shí)可根據(jù)具體情況任取其中之一作為約束條件。第三，要保證有足夠大的傳動(dòng)角。傳動(dòng)角是指轉(zhuǎn)向梯形臂與橫拉桿所夾的銳角。隨著車輪轉(zhuǎn)角增大, 傳動(dòng)角漸漸變小。而且對應(yīng)于同一齒條行程, 內(nèi)輪一側(cè)的傳動(dòng)角總是比外輪一側(cè)的傳動(dòng)角要小。由圖42可知：由圖43可知:最小傳動(dòng)角發(fā)生在內(nèi)輪一側(cè), 當(dāng)達(dá)到最大值時(shí), 也達(dá)到最大值, 故此時(shí)為最小值。傳動(dòng)角過小會(huì)造成有