【文章內(nèi)容簡介】 長度，且為齒輪在齒條上滾動 齒輪齒條嚙合原理圖而齒條不動的嚙合情況，當齒輪嚙合一周時，齒輪中心線由OO位置移動到O’O’位置。這時可以知道，齒輪在齒條上移動了AB=πd的距離，即齒條實際移動距離。d是分度圓直徑。AB就是齒輪齒條式轉向器的線角傳動比，即i=πd。對于一般的汽車齒輪齒條式轉向器設計來說，齒輪的模數(shù)取值范圍在2~3mm之間，主動小齒輪齒數(shù)在5~7個范圍變化，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轉角不到一圈，而齒條總行程需要約160mm，且每嚙合一次，齒條走過一個周節(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=方向盤轉角限制齒輪齒條只能嚙合260176。，約10對齒，因此可設計為不完全齒輪，按照齒數(shù)為15的斜齒輪加工，只切出11個齒，剩余部分保持齒頂高半徑。結合齒輪加工過程，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線距離 ，則齒寬B=d=72mm。 齒輪幾何計算名稱符號計算結果/mm齒頂高ha齒根高hf齒高h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線距離H齒寬B72 齒輪設計尺寸齒根彎曲疲勞強度計算齒輪精度等級、材料及的選擇：（1） 由于轉向器齒輪轉速低，是一般的機械，故選擇8級精度。（2） 主動小齒輪選用16MnCr5材料制造并經(jīng)滲碳淬火，硬度在5662HRC之間，取值60HRC。齒輪的齒根彎曲強度設計。 試取Kt=斜齒輪的轉矩 T=mm=m 取齒寬系數(shù) Φm=（小齒輪對稱布置）齒輪齒數(shù) Z=15復合齒形系數(shù) =許用彎曲應力 ===644N/（為齒輪材料的彎曲疲勞強度的基本值）帶入以上數(shù)據(jù)計算得，Mn≥，故設計所取Mn=5mm符合要求。計算載荷系數(shù)1） 查表得 使用系數(shù)=12） 根據(jù)v=,和8級精度，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 計算模數(shù)＝。齒面接觸疲勞強度校核校核公式為　 許用接觸應力：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)計算得：δH=由以上計算可知齒輪滿足齒面接觸疲勞強度，即以上設計滿足設計要求。4）齒條設計齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉向器殼體是安裝在車架前底板固定位置上的。導向座將齒條支持在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向。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)齒條幾何計算名稱代號計算公式數(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h1h1=m5齒根高h2h2=齒工作高度hghg =2m10齒全高hh = 齒條幾何計算結果齒條常采用45號鋼制造并經(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，計算過程如下：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為轉向盤扭力矩，；d1為齒輪分度圓直徑，齒輪軸強度校核，： 齒輪軸側視圖 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的機械性能：抗拉強度σB=1482MPa，屈服強度σs=1232MPaσ1=，τ1=882MPa，[τ]=176~220MPa由《機械設計（第四版）》查得：σ1==，σ0==σ1b==，σ0b==σsb==τ1==，τ0==，τs==對稱循環(huán)疲勞極限：σ1b==τ1==脈動循環(huán)疲勞極限：σ0b==τ0==等效系數(shù)：Ψσ=2σ1bσ0bσ0b=2=Ψτ=2τ1τ0τ0=2=彎曲應力幅：σa=σ=MW=247。（153）=平均應力幅：σm=0扭轉切應力：τ=TZ/WT=247。（153）=扭轉切應力幅和平均應力幅：τa=τm=τ/2=查得應力集中系數(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)：設為無限壽命，KN=1Sσ=KNσ1bkσβεσσa+Ψσσm=1=Sσ=KNτ1kτβεττa+Ψττm=S=SσSτSσ2+Sτ2 = ≥ [S]綜上可得，齒輪軸的強度校核符合安全標準。6）齒間間隙調(diào)整機構設計齒間間隙調(diào)整機構工作原理：一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座1和與殼體螺紋連接的調(diào)節(jié)螺塞3 齒間間隙調(diào)整機構之間連有一個彈簧2，此調(diào)節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定4。齒條導向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力，此預緊力會影響轉向沖擊、噪聲及反饋。在《機械設計（第四版）》和《機械設計（修訂版）》查得圓彈簧絲的設計計算：“若設計要求彈簧力為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，自由長度小于50mm設計”。假設彈簧絲直徑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6201兩個型號。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=，脂潤滑，極限轉速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=，脂潤滑，極限轉速24000r/min。 轉向器裝配圖 轉向梯形優(yōu)化設θi 、θo 分別為內(nèi)、外轉向車輪轉角，L 為汽車軸距，K 為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。若自變角為θ0，則因變角θi的期望值為： （）現(xiàn)有的轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。，利用余弦定理可推得轉向梯形所給出的實際因變角θi 39。 為 （）式中，m 為梯形臂長；γ 為梯形底角。優(yōu)化目標函數(shù)的確定所設計的轉向梯形給出的實際因變角θi 39。，應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)應盡量小，以減少高速行駛時輪胎的磨損；而在不經(jīng)常使用且車速較低的最大轉角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權因子ω0 (θ0)，構成評價設計優(yōu)劣的目標函數(shù)f (x)為 （）將式（）、式（）代入式（）得 （）在MATLAB 軟件上編輯目標函數(shù)f (x) 的M文件。 優(yōu)化目標函數(shù)優(yōu)化約束條件的確定：式（）中，x 為設計變量，；為外轉向輪最大轉角， 1）可知， ?？紤]到多數(shù)使用工況下轉角θo小于20176。，且10176。以內(nèi)的小轉角使用得更加頻繁，因此取 （）建立約束條件時應考慮到：設計變量m 及γ 過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當m 過大時，將使梯形布置困難，故對m 的上、下限及對γ 的下限應設置約束條件。因γ 越大，梯形越接近矩形，f (x)值就越大，而優(yōu)化過程是求f (x)的極小值，故可不必對γ 的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為 （） （）