【文章內容簡介】 做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的力矩時，應選用 V 形和 Y 形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。 本設計采用圓形端面齒條。 齒輪 齒條式轉向器的布置形式 根據(jù)齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，在汽車上有四種布置形式： 轉向器位于前軸后方，后置梯形（圖 33a）； 轉向器位于前軸后方，前置梯形（圖 33b）； 轉向器位于前軸前方，后置梯形（圖 33c）； 轉向器位于前軸前方，前置梯形（圖 33d）。 圖 齒輪齒條式轉向器的四種布置形式 現(xiàn)階段大多數(shù)轎車都采用第一種布置方式：轉向器位于前軸后方，后置梯形，本設計也采用轉向器位于前軸后方，后置梯形的布置方式。 設計目標參數(shù)表以及對應的轉向輪偏角計 算 設計目標參數(shù)表如表 所示（本設計只是采取其參數(shù)用于設計機械式轉向器，實際上本田雅閣 2021 款已配備 EPS 電動助力轉向系統(tǒng)） 表 本田雅閣 2021 款 汽車轉向參數(shù) 輪距（前 /后） 1590mm/1585mm 軸距 2800mm 整備質量 1450kg 滿載軸荷分配：前 /后 950/850 kg 輪胎 215/60 R16 主銷偏移距 a 100mm 輪胎壓力 p/Mpa 方向盤直徑 380mm 轉向輪側偏角計算 轉向系統(tǒng)的性能從整車機動性著手，在 最大轉角時的最小轉彎半徑為軸距的 倍。此輕型車的軸距為 2800mm，因此其半徑在 ，并盡量取小值以保證良好的機動性，最小轉彎半徑 R 取 。 據(jù)此，由圖 得轉向輪外輪最大轉角 式中 a 為主銷偏移距，通常乘用車的 a 值在 ― 倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內選取，而貨車 a 值在 40mm― 60mm 范圍內選取 [4]，本設計為中型轎車，選取主銷偏距為 100mm L 為汽車軸距。本設計軸距為 L 2800 圖 轉角圖 可以得到外輪最大轉角 于是得轉向輪內輪轉角 轉向器參數(shù)選取與計算 齒輪齒條轉向器的齒輪多數(shù)采用斜齒輪。按照汽車設計課程設計指導書 [4]所指，齒輪模數(shù)多在之間，主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在個齒范圍變化，壓力角取，齒輪螺旋角的取值范圍多為。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒輪壓力角，對現(xiàn)有結構在范圍內變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度 。 正確嚙合條件：；； 根據(jù)設計的要求，齒輪齒條的主要參 齒輪齒條的主要參數(shù) 名稱 齒輪 齒條 齒數(shù) Z 7 31 模數(shù) Mn 壓力角 螺旋角 β 1 β 2 變位系數(shù) Xn 0 轉向時需要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、轉向輪穩(wěn)定阻力（即轉向輪的回正力矩）、輪胎變形阻力以及轉向系中的內摩擦阻力矩。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向阻力矩 MR（ N??mm）。 輪胎上的原地轉動的阻力矩由經(jīng)驗公式得： 式中， f―輪胎和路面間的滑動摩擦因素， 一般取 [3]； G1―為轉向軸負荷（ N）；取前軸滿載 950Kg p―為輪胎氣壓（ MPa）。取 所以 MR Nm 方向盤轉動圈數(shù)： 其中為初選傳動比。 方向盤上的操縱載荷力： 作用在轉向盤上的操縱載荷對轎車該力不應超過 50~100N，對貨車不應超過250N[3]。所以符合設計要求 因為所以作用在轉向盤上的力矩為 （ ） 力傳動比： （ ） 取齒寬系數(shù) （ ） 齒條寬度圓整取則取齒輪齒寬 根據(jù)轉向器本身結構特點以及中心距的要求，應合理選取齒輪軸的變位系數(shù)。對于齒輪齒條轉向器中齒輪齒條結構特點，齒輪一般都采用斜齒輪，對于變位齒輪，為了避免齒頂過薄，而又能滿足齒輪嚙合的要求，一般齒輪的齒頂高系數(shù)取偏小值。 據(jù)此，初步選定齒輪和齒條齒頂高系數(shù)；頂隙系數(shù)；齒輪的變位系數(shù)。其基本參數(shù)如表 所示。 表 齒輪齒條基本參數(shù) 名稱 符號 公式 齒輪 齒條 齒數(shù) 7 31 分度圓直徑 ― 變位系數(shù) ― ― 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 ― 齒根圓直徑 ― 齒輪中圓直徑 ― 螺旋角 ― 12176。（右旋） 12176。 齒寬 32 22 齒輪軸的結構設計 本設計根據(jù)齒輪的尺寸，設計成齒輪軸形式，如圖 所示。因為本設計采用斜齒輪結構，在傳動的時候有軸向力存在。 所以軸承方面選取角接觸球軸承，齒輪軸與轉向軸之間用萬向節(jié)連接，所以齒輪軸軸端設計花鍵。 圖 齒輪軸結構 轉向器材料及其他零件選擇 齒輪齒條材料選擇 小齒輪：齒輪通常選用國內常用、性能優(yōu)良的 20CrMnTi 合金鋼，熱處理采用表面滲碳淬火工藝，齒面硬度為 HRC58～ 63。而齒條選用與 20CrMnTi 具有較好匹配性的 40Cr 作為嚙合副，齒條熱處理采用高頻淬火工藝，表面硬度 HRC50～56。 軸承的選擇 軸承 1：角接觸球軸承 7004C GB/T2921994 軸承 2：角接觸球軸承 7001C GB/T2921994 轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇 轉向器的潤滑方式：人工定期潤滑 潤滑脂：石墨鈣基潤滑脂（ ZBE3600288）中的 ZGS 潤滑脂。 密封件： 旋轉軸唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871― 1992 4 齒輪齒條轉向器數(shù)據(jù)校核 齒條的強度計算 齒條受力分析 在本設計中，根據(jù)式 得轉向器輸入端施加的扭矩 T ，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。 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 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 。各力的大小為： Ft Fr Fx Fn 式中――齒輪軸分度圓螺旋角；――法面壓力角。 齒輪軸受到的切向力： Ft N 式中 T――作用在輸入軸上的扭矩， T 為 ； d――齒輪軸分度圓的直徑。 齒條齒面的法向力： Fn 2966N 齒條齒部受到的切向力： 齒條齒部彎曲強度的計算 齒條的單齒彎曲應力： （ ） 式中： ――齒條齒面切向力； b―― 危險截面處沿齒長方向齒寬； ――齒條計算齒高 ； S ――危險截面齒厚從上面條件可以計算出齒條齒根彎曲應力： 549N/mm （ ） 上式計算中只按嚙合的情況計算的，即所有外力都作用在一個齒上了，實際上齒輪齒條的總重合系數(shù)是 （理論計算值），在嚙合過 程中至少有 2 對齒同時 嚙 合 ， 因 此 每 個 齒 的 彎 曲 應 力 應 分 別 降 低 一 倍 [5] 275N/mm （ ） 齒條的材料是 40Cr 制造，因此： 抗拉強度 75N/mm 沒有考慮熱處理對強度的影響 。 齒部彎曲安全系數(shù) S / （ ） 因此，齒條設計滿足彎曲疲勞強度設計要求。又滿足了齒面接觸強度，符合本次設計的具體要求。 小齒輪的強度計算 齒面接觸疲勞強度計算 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)。 齒輪的計算載荷 為了便于分析計算，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進行計算。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷 P（單位為 N/mm）為 P （ ） 式中 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。此外，在同時嚙合的齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上，載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計算載荷的強度時，應按接觸線單位長度上的最大載荷，即計算 Pca （單位 N/mm）進行計算。即 Pca KP K （ ） 式中 K――載荷系數(shù)載荷系數(shù) K 包括：使用系數(shù)，動載系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分布數(shù)，即 K （ ） 使用系數(shù)是考慮齒輪嚙合時外部裝置引起的附加動載荷影響的 系數(shù)， ；動載系數(shù)，齒輪傳動制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動載系數(shù)， ，齒間載荷系數(shù)，齒輪的制造精度 7級精度， 。 齒向荷分配系數(shù)，齒寬系數(shù) φ d 22/ （ ） + 1+ d + （ ） 所以載荷系數(shù) K 斜齒輪傳動的端面重合度 bsin （ ） 在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度為： Pca KP K 因為 （ ） Fn 所以 （ ） /22/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 [5] ： 式中： Z －彈性系數(shù) 主動小齒輪選用材料 20CrMnTi 合金鋼制造，根據(jù)材料選取，均為 ， E，E 都為合金鋼 ，取 MPa －節(jié)點區(qū)域系數(shù) （ ） 可根據(jù)螺旋角查得， Z 。 齒輪與齒條的傳動比 u , u 趨近于無窮 （ ） 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 210 所以 。 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S 1，可得計算接觸疲勞許用應力 1100MPa （ ） 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。 齒輪齒根彎曲疲勞強度計算 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。當齒輪在齒頂處嚙合時，處于雙對齒嚙合區(qū)，此時彎矩的力臂最大，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。根據(jù)分析，齒根所受的最大彎矩發(fā)生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合最高點時。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。 斜齒輪嚙合過程中，接觸線和危險截面位置在不斷的變化，要精確計算其齒根應力是很難的，只能近似的按法面上的當量直齒圓柱齒輪來計算其齒根應力。 將當量齒輪的有關參數(shù)代入直齒圓柱齒輪的彎曲強度計算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對彎曲強度 有利的影響而引入螺旋角系數(shù)，可