齿轮齿条式转向器设计

3.3齿轮齿条式转向器的设计与计算3.3.1转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。精确地计算出这些力是困难的。为此用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩MR(N·mm)。表3-1原地转向阻力矩MR的计算设计计算和说明计算结果f=0.7mm627826.2N0.17910902.530.7pG3f331⋅===RM1G=10902.5N式中f——轮胎和路面间的滑动摩擦因数；p=0.179MPaRM=627826.2mmN⋅1G——转向轴负荷，单位为N；P——轮胎气压，单位为。MPa作用在转向盘上的手力Fh为：表3-2转向盘手力Fh的计算设计计算和说明计算结果NFiDLMLWSWRh7.290%90153202.6278262221=×××=+=ηRM=627826.2mmN⋅式中——转向摇臂长,单位为mm；1LRM——原地转向阻力矩,单位为N·mmSWD=400mm2L——转向节臂长,单位为mm；SWD——为转向盘直径,单位为mm；iw=15Iw——转向器角传动比；η+——转向器正效率。因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂，故、不代入数值。1L2L+η=90%hF=290.7N对给定的汽车，用上式计算出来的作用力是昀大值。因此，可以用此值作为计算载荷。梯形臂长度的计算：2L表3-3梯形臂长度L2的计算设计计算和说明计算结果轮辋直径=16in=16×25.4=406.4mmLWR梯形臂长度2L=×0.8/2=406.4×0.8/2LWR=162.6mm,取=160mm2L2L=160mm轮胎直径的计算RT：表3-4轮胎直径RT的计算设计计算和说明计算结果20555.0×+=LWTRR=406.4+0.55×205=518.75mm取=520mmTRTR=520mm转向横拉杆直径的确定：表3-5转向横拉杆直径的计算设计计算和说明计算结果mmmaMdR811.41021616.083.6274][43=××××=≥−πσπa=;2LmNMMPaR⋅==83.627;216][σ取=15mmmind初步估算主动齿轮轴的直径：表3-6主动齿轮轴的计算设计计算和说明计算结果mmmMnd9.111014016.07.29016][max16233=××××=≥−πτπ][τ=140MPa取=18mmmind3.3.2齿轮齿条式转向器的设计1.EPS系统齿轮齿条转向器的主要元件1)齿条齿条是在金属壳体内来回滑动的，加工有齿形的金属条。转向器壳体是安装在前横梁或前围板的固定位置上的。齿条代替梯形转向杆系的摇杆和转向摇臂，并保证转向横拉杆在适当的高度以使他们与悬架下摆臂平行。齿条可以比作是梯形转向杆系的转向直拉杆。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆，使前轮转向(图3.3-1）。图3.3-1齿条表3-7齿条的尺寸设计参数序号项目符号尺寸参数(mm)1总长L7672直径Φ303齿数2Z204法向模数2Mn32)齿轮齿轮是一只切有齿形的轴。它安装在转向器壳体上并使其齿与齿条上的齿相啮合。齿轮齿条上的齿可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴上端与转向柱内的转向轴相连。因此，转向盘的旋转使齿条横向移动以操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。斜齿的弯曲增加了一对啮合齿轮参与啮合的齿数。相对直齿而言，斜齿的运转趋于平稳，并能传递更大的动力。表3-8齿轮轴的尺寸设计参数序号项目符号尺寸参数(mm)1总长L1982齿宽1B603齿数1Z74法向模数1Mn35螺旋角β14°6螺旋方向左旋3)转向横拉杆及其端部转向横拉杆与梯形转向杆系的相似。球头销通过螺纹与齿条连接。当这些球头销依制造厂的规范拧紧时，在球头销上就作用了一个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上，这些防尘套阻止杂物进入球销及齿条中。转向横拉杆端部与外端用螺纹联接。这些端部与梯形转向杆系的相似。侧面螺母将横拉杆外端与横拉杆锁紧（见图3.3-2）。注：转向反馈是由前轮遇到不平路面而引起的转向盘的运动。图3.3-2转向横拉杆外接头1-横拉杆2-锁紧螺母3-外接头壳体4-球头销5-六角开槽螺母6-球碗7-端盖8-梯形臂9-开口销表3-9转向横拉杆及接头的尺寸设计参数序号项目符号尺寸参数(mm)1横拉杆总长aL2812横拉杆直径LaΦ153螺纹长度ML604外接头总长WL1205球头销总长QXL626球头销螺纹公称直径qxdM10×17外接头螺纹公称直径wdM12×1.58内接头总长NL65.39内接头螺纹公称直径ndM16×1.54)齿条调整一个齿条导向座安装在齿条光滑的一面。齿条导向座1和与壳体螺纹连接的调节螺塞3之间连有一个弹簧2。此调节螺塞由锁紧螺母固定4。齿条导向座的调节使齿轮、齿条间有一定预紧力，此预紧力会影响转向冲击、噪声及反馈（见图3.3-3）。图3.3-3齿条间隙调整装置表3-10齿条调整装置的尺寸设计参数序号项目符号尺寸参数(mm)1导向座外径L402导向座高度1B293弹簧总圈数n6.434弹簧节距t7.925弹簧外径D296弹簧工作高度2H34.597螺塞螺纹公称直径SdM44×28螺塞高度SH289锁止螺塞高度SSH1010转向器壳体总长/高kkHL/615/146.511转向器壳体内/外径wknkΦΦ/40/562.转向传动比当转向盘从锁点向锁点转动，每只前轮大约从其正前方开始转动30°，因而前轮从左到右总共转动大约60°。若传动比是1:1，转向盘旋转1°，前轮将转向1°，转向盘向任一方向转动30°将使前轮从锁点转向锁点。这种传动比过于小，因为转向盘昀轻微的运动将会使车辆突然改变方向。转向角传动比必须使前轮转动同样角度时需要更大的转向盘转角。15:1的传动比较为合理。在这样的传动比下，转向盘每转动15°，前轮转向1°。为了计算传动比，可将锁点到锁点过程中转向盘转角的度数除以此时转向轮转角的度数。3.EPS系统齿轮齿条转向器的安装齿轮齿条式转向器可安在前横梁上或发动机后部的前围板上（见图3.3-4）。橡胶隔振套包在转向器外，并固定在横梁上或前围板上。齿轮齿条转向器的正确安装高度，使转向横拉杆和悬架下摆臂可平行安置。齿轮齿条式转向系统中磨擦点的数目减少了，因此这种系统轻便紧凑。大多数承载式车身的前轮驱动汽车用齿轮齿条式转向机构。由于齿条直接连着梯形臂，这种转向机构可提供好的路感。在转向器与支承托架之间装有大的橡胶隔振垫，这些衬垫有助于减少路面的噪声、振动从转向器传到底盘和客舱。齿轮齿条转向器装在前横梁上或前围板上。转向器的正确安装对保证转向横拉杆与悬架下摆臂的平行关系有重要作用。为保持转向器处在正确的位置，在转向器安装的位置处，前围板有所加固。图3.3-4转向器的安装位置4.齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数取值范围多在2～3mm之间。主动小齿轮齿数多数在5～7个齿范围变化，压力角取20°，齿轮螺旋角取值范围多为9°～15°。齿条齿数应根据转向轮达到昀大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿条压力角，对现有结构在12°～35°范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。5.齿轮轴和齿条的设计计算表3-11齿轮轴和齿条的设计计算设计计算和说明计算结果1.选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力(1)选择材料及热处理方式小齿轮16MnCr5渗碳淬火，齿面硬度56-62HRC大齿轮45钢表面淬火，齿面硬度56-56HRC(2)确定许用应力HminNlimSZ][HHσσ=FminNSTlimSYY][FFσσ=a)确定limHσ和limFσMPaH15001lim=σMPaH15001lim=σMPaH13002lim=σMPaH13002lim=σMPaF4251lim=σMPaF3752lim=σMPaF4251lim=σb)计算应力循环次数N，确定寿命系数、。NZNYMPaF3752lim=σ()27111016.23008101516060NtanN=×=×××××==7211016.2×==NN32.11=NZ211NNYY==c)计算许用应力32.11=NZ取,1min=HS4.1min=FS211NNYY==HminN11lim1SZ][HHσσ==MPa1980132.11500=×HminN22lim2SZ][HHσσ==MPa1716132.11300=×MPaH1980][1=σ应力修正系数2=STYMPaH1716][2=σFminN1ST1lim1SYY][FFσσ==MPa14.6074.112425=××FminN2ST2lim2SYY][FFσσ==MPa7.5354.112375=××MPaF14.607][1=σ2.初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸MPaF7.535][2=σ(1)选择齿轮类型根据齿轮传动的工作条件，选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动方案斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动(2)选择齿轮传动精度等级选用7级精度(3)初选参数7级精度初选4.1=tK°=14β=8=201Z2ZdΦ=0.8εY=0.7=0.89βY按当量齿数76.814cos/8cos/33=°==βZZV6.51=FSY(4)初步计算齿轮模数nm转矩290.7×0.16=46.51=46510=1TmN⋅mmN⋅闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。=1T46510mmN⋅32121][cos2FFSdtntYZYYTKmσφββε⋅==32214.6076.588.089.07.014cos465104.12⋅×××°×××=2.396mm(5)确定载荷系数KAK=1，由smnzmntt/0155.0cos10006011=×=βπυ,1vZ/100=0.00124,=1；对称布置，取=1.06；VKβK取=1.3αK则=1×1×1.06×1.3=1.378αβKKKKKVA⋅⋅⋅=(6)修正法向模数3tntnKKmm==2.396×34.1378.1=2.383K=1.378圆整为标准值，取=3nmmm3.确定齿轮传动主要参数和几何尺寸nm=3mm(1)分度圆直径dβcos11zmdn==°×14cos83=24.73mm(2)齿顶圆直径1adhadda21+==24.73+2()Xnhmann+∗1d=24.73mm=24.73+2×3(1+0)=30.73mm(3)齿根圆直径fdffhdd21−==24.73-2()XnChmnann−+∗∗1ad=30.73mm=24.73-2×3×1.25=17.23mm(4)齿宽b1dbdΦ==0.8×24.73=19.784mm1fd=17.23mm因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即21bbPP=。齿轮法面基圆齿距为111cosαπnbmP=取=20mm2b齿条法面基圆齿距为222cosαπnbmP=取齿条法向模数为=32nm(5)齿条齿顶高2ha()Xnhmhaann+=∗2=3×(1+0)=3mm(6)齿条齿根高2fh()XnChmhnannf−+=∗∗2=3(1+0.25-0)=3.75mm(7)法面齿距2nS()nnnmXnSαπtan22/2+==4.7mm2ha=3mm4.校核齿面接触疲劳强度2fh=3.75mm][12211HEHHuubdKTZZZZσσβε≤±⋅=2nS=4.7mm由表7-5，=189.8EZMPa由图7-15，=2.45HZ取εZ=0.8，=βZβcos=0.985所以Hσ=189.8×2.45×0.8×0.985×1224.7320465101.37822××××MP