【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 向器內(nèi)的齒可以是直齒也可以是斜齒。相對(duì)直齒而言，斜齒的運(yùn)轉(zhuǎn)趨于平穩(wěn)，并能傳遞更大的動(dòng)力，故采用斜齒圓柱齒輪。假設(shè)齒輪有足夠的嚙合長(zhǎng)度，且為齒輪在齒條上滾動(dòng) 齒輪齒條嚙合原理圖而齒條不動(dòng)的嚙合情況，當(dāng)齒輪嚙合一周時(shí)，齒輪中心線由OO位置移動(dòng)到O’O’位置。這時(shí)可以知道，齒輪在齒條上移動(dòng)了AB=πd的距離，即齒條實(shí)際移動(dòng)距離。d是分度圓直徑。AB就是齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的線角傳動(dòng)比，即i=πd。對(duì)于一般的汽車齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)，齒輪的模數(shù)取值范圍在2~3mm之間，主動(dòng)小齒輪齒數(shù)在5~7個(gè)范圍變化，壓力角取值20176。，齒輪螺旋角多為9176。~15176。但是考慮到賽車的方向盤(pán)轉(zhuǎn)角不到一圈，而齒條總行程需要約160mm，且每嚙合一次，齒條走過(guò)一個(gè)周節(jié)（t=πm）的距離，致使所需齒輪較大，所以初選齒數(shù)Z1為15?？傻茫簍=16mmm=方向盤(pán)轉(zhuǎn)角限制齒輪齒條只能嚙合260176。，約10對(duì)齒，因此可設(shè)計(jì)為不完全齒輪，按照齒數(shù)為15的斜齒輪加工，只切出11個(gè)齒，剩余部分保持齒頂高半徑。結(jié)合齒輪加工過(guò)程，從第一系列里選得齒輪的模數(shù)mn1為5mm。另外，根據(jù)一般情況，選擇齒輪壓力角α1為20176。，螺旋角β為13176。，變位系數(shù)χn=。齒頂高 齒根高 齒高 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑　　　　 法向齒厚為　　　 端面齒厚為　　　 齒距 齒輪中心到齒條基準(zhǔn)線距離 ，則齒寬B=d=72mm。 齒輪幾何計(jì)算名稱符號(hào)計(jì)算結(jié)果/mm齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f齒高h(yuǎn)分度圓直徑d齒頂圓直徑da齒根圓直徑df基圓直徑db法向齒厚sn端面齒厚st齒距p齒輪中心到齒條基準(zhǔn)線距離H齒寬B72 齒輪設(shè)計(jì)尺寸齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪精度等級(jí)、材料及的選擇：（1） 由于轉(zhuǎn)向器齒輪轉(zhuǎn)速低，是一般的機(jī)械，故選擇8級(jí)精度。（2） 主動(dòng)小齒輪選用16MnCr5材料制造并經(jīng)滲碳淬火，硬度在5662HRC之間，取值60HRC。齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)。 試取Kt=斜齒輪的轉(zhuǎn)矩 T=mm=m 取齒寬系數(shù) Φm=（小齒輪對(duì)稱布置）齒輪齒數(shù) Z=15復(fù)合齒形系數(shù) =許用彎曲應(yīng)力 ===644N/（為齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度的基本值）帶入以上數(shù)據(jù)計(jì)算得，Mn≥，故設(shè)計(jì)所取Mn=5mm符合要求。計(jì)算載荷系數(shù)1） 查表得 使用系數(shù)=12） 根據(jù)v=,和8級(jí)精度，查GB34801997表得3） 查表得　　齒向載荷分布系數(shù)4） 查表得　　齒間載荷分布系數(shù)　　　　　　　5） 修正值 計(jì)算模數(shù)＝。齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核校核公式為　 許用接觸應(yīng)力：查表得，安全系數(shù)　彈性系數(shù)　查表得　區(qū)域系數(shù)　重合度系數(shù)　?。铰菪窍禂?shù)　　，帶入數(shù)據(jù)計(jì)算得：δH=由以上計(jì)算可知齒輪滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，即以上設(shè)計(jì)滿足設(shè)計(jì)要求。4）齒條設(shè)計(jì)齒條是在金屬殼體內(nèi)來(lái)回滑動(dòng)的，加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)向器殼體是安裝在車架前底板固定位置上的。導(dǎo)向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運(yùn)動(dòng)拉動(dòng)或推動(dòng)轉(zhuǎn)向橫拉桿，使前輪轉(zhuǎn)向。相互嚙合的齒輪的齒距p1和齒條的齒距p2必須相等。即：πmn1cos α1=πmn2cos α2所以選定齒條的模數(shù)mn2為5mm，計(jì)算出齒條的壓力角α2=20176。選取齒條齒數(shù)z＝10，螺旋角β=13176。，齒條斷面形狀選取為圓形。 齒條幾何參數(shù)齒條幾何計(jì)算名稱代號(hào)計(jì)算公式數(shù)值/mm模數(shù)m5周節(jié)tt=πm齒厚SS=t/2徑向間隙cc=齒頂高h(yuǎn)1h1=m5齒根高h(yuǎn)2h2=齒工作高度hghg =2m10齒全高h(yuǎn)h = 齒條幾何計(jì)算結(jié)果齒條常采用45號(hào)鋼制造并經(jīng)高頻淬火，表面硬度在56HRC以上。5）嚙合受力分析 齒輪齒條嚙合受力分析示意圖，計(jì)算過(guò)程如下：Ft=2 Mn /d=2247。=Fr= Fttanα/cosβ=tan20176。/cos13176。=Fa= Ft tanβ=tan13176。=式中：α為齒輪壓力角，20176。；β為齒輪螺旋角，13176。；TZ為轉(zhuǎn)向盤(pán)扭力矩，；d1為齒輪分度圓直徑，齒輪軸強(qiáng)度校核，： 齒輪軸側(cè)視圖 齒輪軸受力分析根據(jù)上圖可得，F(xiàn)R1，+ FR2，= Fr=FR1，（21+36）＋Fa—FR2，（21+36）=0，即FR1，－ FR2，=FR1，= FR2，F(xiàn)R1，+ FR2，= Ft=解得：FR1，= FR2，=FR1，=，F(xiàn)R2，=查得16MnCr5的機(jī)械性能：抗拉強(qiáng)度σB=1482MPa，屈服強(qiáng)度σs=1232MPaσ1=，τ1=882MPa，[τ]=176~220MPa由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第四版）》查得：σ1==，σ0==σ1b==，σ0b==σsb==τ1==，τ0==，τs==對(duì)稱循環(huán)疲勞極限：σ1b==τ1==脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限：σ0b==τ0==等效系數(shù)：Ψσ=2σ1bσ0bσ0b=2=Ψτ=2τ1τ0τ0=2=彎曲應(yīng)力幅：σa=σ=MW=247。（153）=平均應(yīng)力幅：σm=0扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：τ=TZ/WT=247。（153）=扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅和平均應(yīng)力幅：τa=τm=τ/2=查得應(yīng)力集中系數(shù)：kσ=，kτ=，查得表面狀態(tài)系數(shù)：β=，查得尺寸系數(shù)：ετ=，εσ=安全系數(shù)：設(shè)為無(wú)限壽命，KN=1Sσ=KNσ1bkσβεσσa+Ψσσm=1=Sσ=KNτ1kτβεττa+Ψττm=S=SσSτSσ2+Sτ2 = ≥ [S]綜上可得，齒輪軸的強(qiáng)度校核符合安全標(biāo)準(zhǔn)。6）齒間間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)齒間間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)工作原理：一個(gè)齒條導(dǎo)向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導(dǎo)向座1和與殼體螺紋連接的調(diào)節(jié)螺塞3 齒間間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)之間連有一個(gè)彈簧2，此調(diào)節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定4。齒條導(dǎo)向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預(yù)緊力，此預(yù)緊力會(huì)影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋。在《機(jī)械設(shè)計(jì)（第四版）》和《機(jī)械設(shè)計(jì)（修訂版）》查得圓彈簧絲的設(shè)計(jì)計(jì)算：“若設(shè)計(jì)要求彈簧力為Fmax=650N，最大間隙λmax=8mm，該彈簧在軸徑為18mm的軸上工作，外徑小于35mm，自由長(zhǎng)度小于50mm設(shè)計(jì)”。假設(shè)彈簧絲直徑d=5mm；查表得到旋繞比C=4~8，取6；曲度系數(shù)k=（圓絲拉壓彈簧）；σB=1400MPa；[τT]==560MPa彈簧直徑，取5mm；彈簧圈數(shù)，取3加上2圈死圈，共5圈彈簧外徑D=D2+5=35mm彈簧最小節(jié)距Pmin=d++δmin=彈簧在自由狀態(tài)下的長(zhǎng)度H0=np+(n’n+1)d=彈簧的極限載荷 Fmin==585Nτs=[τ]=560=700MPa彈簧剛度Cs=Gd/8C3n=800005247。（8633）=安裝變形量λmin= Fmin/Cs= 最大變形量λmax=Fmax/Cs=極限變形量λlim= Flim/ Cs = 工作高度H2=H0λmax=安裝高度H1=H0λlim= 極限高度H3=H0λlim=7）軸承選擇軸承選擇6300和6201兩個(gè)型號(hào)。小軸承6300，深溝球軸承，內(nèi)徑d=10mm，外徑35mm，寬B=11mm基本額定載荷Cr=，C0r=，脂潤(rùn)滑，極限轉(zhuǎn)速24000r/min。大軸承6201，深溝球軸承，內(nèi)徑d=12mm，外徑D=32mm，寬B=10mm基本額定載荷Cr=，C0r=，脂潤(rùn)滑，極限轉(zhuǎn)速24000r/min。 轉(zhuǎn)向器裝配圖 轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化設(shè)θi 、θo 分別為內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角，L 為汽車軸距，K 為兩主銷中心線延長(zhǎng)線到地面交點(diǎn)之間的距離。若自變角為θ0，則因變角θi的期望值為： （）現(xiàn)有的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。，利用余弦定理可推得轉(zhuǎn)向梯形所給出的實(shí)際因變角θi 39。 為 （）式中，m 為梯形臂長(zhǎng)；γ 為梯形底角。優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)的確定所設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向梯形給出的實(shí)際因變角θi 39。，應(yīng)盡可能接近理論上的期望值θi。其偏差在最常使用的中間位置附近小角范圍內(nèi)應(yīng)盡量小，以減少高速行駛時(shí)輪胎的磨損；而在不經(jīng)常使用且車速較低的最大轉(zhuǎn)角時(shí)，可適當(dāng)放寬要求。因此，再引入加權(quán)因子ω0 (θ0)，構(gòu)成評(píng)價(jià)設(shè)計(jì)優(yōu)劣的目標(biāo)函數(shù)f (x)為 （）將式（）、式（）代入式（）得 （）在MATLAB 軟件上編輯目標(biāo)函數(shù)f (x) 的M文件。 優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)優(yōu)化約束條件的確定：式（）中，x 為設(shè)計(jì)變量，；為外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角， 1）可知， ?？紤]到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角θo小于20176。，且10176。以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用得更加頻繁，因此取 （）建立約束條件時(shí)應(yīng)考慮到：設(shè)計(jì)變量m 及γ 過(guò)小時(shí)，會(huì)使橫拉桿上的轉(zhuǎn)向力過(guò)大；當(dāng)m 過(guò)大時(shí)，將使梯形布置困難，故對(duì)m 的上、下限及對(duì)γ 的下限應(yīng)設(shè)置約束條件。因γ 越大，梯形越接近矩形，f (x)值就越大，而優(yōu)化過(guò)程是求f (x)的極小值，故可不必對(duì)γ 的上限加以限制。綜上所述，各設(shè)計(jì)變量的取值范圍構(gòu)成的約束條件為