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題目： 四驅(qū)越野車轉向系統(tǒng)設計
二級學院：機械與車輛工程學院
組別： 第三組
專 業(yè)： 車輛工程
班級：
學生姓名：
學號：
指導教師：
職稱：
年 月 日
摘 要
本課題的題目是轉向系的設計。以齒輪齒條轉向器的設計為中心，一是汽車總體構架參數(shù)對汽車轉向的影響；二是機械轉向器的選擇；三是齒輪和齒條的合理匹配，以滿足轉向器的正確傳動比和強度要求；四是動力轉向機構設計；五是梯形結構設計。
本課題在考慮上述要求和因素的基礎上研究利用轉向盤的旋轉帶動傳動機構的齒輪齒條轉向軸轉向，通過萬向節(jié)帶動轉向齒輪軸旋轉，轉向齒輪軸與轉向齒條嚙合，從而促使轉向齒條直線運動，實現(xiàn)轉向。實現(xiàn)了轉向器結構簡單緊湊，軸向尺寸短，且零件數(shù)目少的優(yōu)點又能增加助力，從而實現(xiàn)了汽車轉向的穩(wěn)定性和靈敏性。在本文中主要進行了轉向器齒輪齒條的設計和對轉向齒輪軸的校核，主要方法和理論采用汽車設計的經(jīng)驗參數(shù)和大學所學機械設計的課程內(nèi)容進行設計，其結果滿足強度要求，安全可靠。
關鍵詞：轉向系；機械型轉向器 ；齒輪齒條；液壓式助力轉向器
ABSTRACT
The subject of this subject is the design of the steering system. The design of gear and rack steering is centered on the influence of automobile overall frame parameters on automobile steering; two is the choice of mechanical steering gear; three is the reasonable matching of gear and rack to meet the correct transmission ratio and strength requirements of the steering gear; four is the power steering mechanism design; five is the trapezoidal structure design.
On the basis of the above requirements and factors, the paper studies the rotation of the gear and rack steering axis of the steering gear driven by the rotating steering wheel, which drives the steering gear axis to rotate through the universal joint, and turns to the gear shaft and the steering rack, thus promoting the steering rack to move in a straight line and realize the steering. The advantages of simple and compact structure, short axial size and less number of parts can increase the power support, thus realizing the stability and sensitivity of automobile steering. In this paper, the design of the gear and rack of the steering gear and the check of the steering gear shaft are mainly carried out. The main methods and theories are designed with the experience parameters of the automobile design and the course content of the mechanical design of the University. The results meet the strength requirements and are safe and reliable.
Key words: steering system; mechanical steering gear; rack and pinion; hydraulic power steering gear.
II
目 錄
摘 要 I
第一章 轉向系統(tǒng)設計概述 1
1.1 轉向系統(tǒng)設計要求 1
1.2 轉向操縱機構的概述 1
1.3 轉向傳動機構的概述 2
1.4 轉向器的概述 2
第二章 轉向系統(tǒng)主要參數(shù)的選擇與確定 4
2.1 轉向系統(tǒng)設計參數(shù)的確定 4
2.2 轉向系統(tǒng)主要組件參數(shù)的確定 4
2.2.1 轉向盤 4
2.2.2 轉向軸 5
2.2.3 轉向梯形 5
2.3 轉向系主要性能參數(shù) 6
2.3.1 轉向系的效率 6
2.3.2 轉向器的正效率 6
2.3.3 轉向器的逆效率 7
第三章 機械式轉向器方案分析及設計 9
3.1 轉向器形式的確定 9
3.2 動力轉向機構的確定 9
第四章 齒輪齒條式轉向器的設計與計算 11
4.1 齒輪齒條式轉向器概述 11
4.2 齒輪齒條材料的選擇 12
4.3 齒輪齒條式轉向器相關參數(shù)的計算 12
4.4 齒輪強度校核 15
4.4.1 齒面接觸強度 15
4.4.2 齒根彎曲強度 16
第五章 轉向器液壓輔助系統(tǒng)設計 27
5.1 液壓動力缸直徑設計 27
5.2 分配閥有關參數(shù)確定 28
5.3 反作用閥和回位彈簧參數(shù)確定 29
5.4 油罐容積與油泵排量的設計 30
結 論 32
參考文獻 33
第一章 轉向系統(tǒng)設計概述
1.1 轉向系統(tǒng)設計要求
1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。
2）汽車轉向行駛時，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。
3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產(chǎn)生自振，轉向盤沒有擺動。
4）轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應最小。
5）保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。
6）操縱輕便。
7) 轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。
8) 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構。
9) 在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。
10) 進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。
1.2 轉向操縱機構的概述
轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節(jié)，如圖1.1。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會影響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統(tǒng)。
圖1.1 轉向操縱機構
1-轉向萬向節(jié)；2-轉向傳動軸；3-轉向管柱；4-轉向軸；5-轉向盤
1.3 轉向傳動機構的概述
轉向傳動機構包括轉向臂、轉向縱拉桿、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿等。（見圖1.2）
轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節(jié)并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。
圖1.2 轉向傳動機構
1-轉向搖臂；2-轉向縱拉桿；3-轉向節(jié)臂；4-轉向梯形臂；5-轉向橫拉桿
1.4 轉向器的概述
機械轉向器是將司機對轉向盤的轉動變?yōu)檗D向搖臂的擺動（或齒條沿轉向車軸軸向的移動），并按一定的角轉動比和力轉動比進行傳遞的機構。
機械轉向器與動力系統(tǒng)相結合，構成動力轉向系統(tǒng)。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統(tǒng)。采用液力式動力轉向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉向器結構。
為了避免汽車在撞車時司機受到的轉向盤的傷害，除了在轉向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉向系中設置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉向輪的擺振和轉向機構的震動，有的還裝有轉向減振器。
多數(shù)兩軸及三軸汽車僅用前輪轉向；為了提高操縱穩(wěn)定性和機動性，某些現(xiàn)代轎車采用全四輪轉向；多軸汽車根據(jù)對機動性的要求，有時要增加轉向輪的數(shù)目，制止采用全輪轉向 。
第二章 轉向系統(tǒng)主要參數(shù)的選擇與確定
2.1 轉向系統(tǒng)設計參數(shù)的確定
本次設計車型為4驅(qū)越野車，其設計參數(shù)如表2.1所示。
本次以四驅(qū)越野車為對象，對其轉向驅(qū)動橋進行設計。其設計參數(shù)如表下：
表2.1 四驅(qū)越野車設計參數(shù)
驅(qū)動形式
4×4
整車整備質(zhì)量 （kg）
1100
額定載荷質(zhì)量 （kg）
700
前輪距（mm）
1429
后輪距 （mm）
1422
輪胎規(guī)格
225/70 R16
額定功率/轉速
76kw/4600r/min
最大扭矩/轉速
193N.m/3700r/min
最高車速（km/h）
140
最小離地間隙（mm）
190
質(zhì)心高度（mm）
340
驅(qū)動橋傳動比
；
最大爬坡度
40%
2.2 轉向系統(tǒng)主要組件參數(shù)的確定
2.2.1 轉向盤
轉向盤有盤轂、輪緣和輪輻組成。一般輪輻有兩根和三根的，也有四根的。
轉向盤的尺寸和形狀直接影響轉向操縱的輕便性。選用大直徑轉向盤會使駕駛員進、出駕駛室感到困難；選用小直徑轉向盤轉向時要求駕駛員施加較大的力，從而使汽車操縱困難。
轉向盤必須符合JB4505-1986轉向盤尺寸標準。該標準規(guī)定：轉向盤直徑尺寸380mm、400mm、425mm、450mm、500mm、550mm。轉向盤與轉向軸采用圓柱直尺漸開線花鍵連接形式，可參照下表2.2進行選擇。
本次選擇的四驅(qū)越野車的轉向盤直徑為380mm。
表2.2 各類車型的轉向盤直徑
汽 車 類 型
轉向盤直徑／mm
轎車、越野車、小型客車、輕型貨車汽車
380、400、425
中型客車、中型載貨汽車
450、475、500
大客車、重型載貨車
550
2.2.2 轉向軸
早期汽車的轉向軸通常用一根無縫鋼管制造，其結構簡單，制造容易，成本低，但從汽車上拆、裝轉向器較為困難。這種結構在某些輕型汽車上還有應用。目前大多數(shù)汽車轉向軸上裝置了萬向節(jié)，使轉向盤和轉向器再汽車上布置更為合理，拆裝方便，從而提高了操縱方便性、行駛安全性和轉向機構的壽命。特別對可翻轉駕駛室的平頭車，可將萬向節(jié)布置在駕駛室翻轉軸線上，有利于駕駛室的翻轉。
萬向節(jié)有柔性和剛性兩種。柔性萬向節(jié)，若剛性很大則不能滿足使用要求，剛性大小又不能適應汽車轉向要求，故一般應用較少。剛性萬向節(jié)多是十字軸式，可使用單萬向節(jié)，也可使用雙萬向節(jié)。雙萬向節(jié)要求布置適當，達到等角速運動。本課題采用裝有單十字軸萬向節(jié)的轉向軸。
2.2.3 轉向梯形
汽車轉向時，左、右轉向輪的轉角要符合一定的規(guī)律，以保證所有車輪在轉向過程中都繞一個圓心以相同的瞬時角速度運動。轉向梯形機構可以使汽車在轉向過程中所有車輪都是純滾動或有極小的滑移，從而提高輪胎的使用壽命，保證汽車操縱的輕便性和穩(wěn)定性。轉向梯形機構由梯形臂、橫拉桿和前軸組成。
根據(jù)梯形機構相對前軸的位置分為前置式和后置式兩種。
后置轉向梯形機構是將轉向梯形放在前軸之后，簡單可靠，因此應用廣泛。
前置轉向梯形機構是在發(fā)動機位置很低或前軸為驅(qū)動軸時，轉向梯形實在不能布置在轉向軸之間，才不得不把轉向梯形放在前軸之前。
根據(jù)前懸架形式的不同，轉向梯形機構又可分為整體式和分段式兩種。
整體式轉向梯形機構用于非獨立懸架的汽車。分段式轉向梯形機構用于獨立懸架的汽車，以保證任一前輪的跳動不致牽動拉桿而涉及另一車輪的偏轉。分段式轉向梯形比較復雜，鉸接點多。
因本車型前懸架采用的是麥弗遜獨立懸架，故本文采用分段式轉向梯形機構。
2.3 轉向系主要性能參數(shù)
2.3.1 轉向系的效率
功率從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。
正效率計算公式：
（2-1）
逆效率計算公式：
（2-2）
式中， 為作用在轉向軸上的功率；為轉向器中的磨擦功率；為作用在轉向搖臂軸上的功率。
正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。
影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質(zhì)量等。
2.3.2 轉向器的正效率
影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質(zhì)量等。
（1）轉向器類型、結構特點與效率
在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。
同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結構的轉向器效率分別為70%和75%。
轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。
（2）轉向器的結構參數(shù)與效率
如果忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算
（2-3）
式中，a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為磨擦因數(shù)。
2.3.3 轉向器的逆效率
根據(jù)逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。
路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。
屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。
不可逆式和極限可逆式轉向器
不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉向器。
極限可逆式轉向器介于可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。
如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算
（2-4）
式（2-3）和式（2-4）表明：增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角。
第三章 機械式轉向器方案分析及設計
3.1 轉向器形式的確定
轉向器(也常稱為轉向機)是完成由旋轉運動到直線運動(或近似直線運動)的一組齒輪機構，同時也是轉向系中的減速傳動裝置。歷史上曾出現(xiàn)過許多種形式的轉向器，目前較常用的有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環(huán)球-齒條齒扇式、循環(huán)球曲柄指銷式、蝸桿滾輪式等。其中第二、第四種分別是第一、第三種的變形形式，而蝸桿滾輪式則更少見。我們只介紹目前最常用，最有代表性的兩種形：齒輪齒條式和循環(huán)球式。
齒輪齒條式：齒輪齒條方式的最大特點是剛性大，結構緊湊重量輕，且成本低。由于這種方式容易由車輪將反作用力傳至轉向盤，所以具有對路面狀態(tài)反應靈敏的優(yōu)點，但同時也容易產(chǎn)生打手和擺振等現(xiàn)象。齒輪與齒條直接嚙合，將齒輪的旋轉運動轉化為齒條的直線運動，使轉向拉桿橫向拉動車輪產(chǎn)生偏轉。齒輪并非單純的平齒輪，而是特殊的螺旋形狀，這是為了盡量減小齒輪與齒條之間的嚙合間隙，使轉向盤的微小轉動能夠傳遞到車輪，提高操作的靈敏性，也就是我們通常所說的減小方向盤的曠量。不過齒輪嚙合過緊也并非好事，它使得轉動轉向盤時的操作力過大，人會感到吃力。
循環(huán)球式：這種轉向裝置是由齒輪機構將來自轉向盤的旋轉力進行減速，使轉向盤的旋轉運動變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉運動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉運動變?yōu)橹本€運動，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運動再次變?yōu)樾D運動，使連桿臂搖動，連桿臂再使連動拉桿和橫拉桿做直線運動，改變車輪的方向。
本次設計轉向器選擇齒輪齒條式轉向機構。
3.2 動力轉向機構的確定
動力轉向機是利用外部動力協(xié)助司機輕便操作轉向盤的裝置。隨著最近汽車發(fā)動機馬力的增大和扁平輪胎的普遍使用，使車重和轉向阻力都加大了，因此動力轉向機構越來越普及。值得注意的是，轉向助力不應是不變的，因為在高速行駛時，輪胎的橫向阻力小，轉向盤變得輕飄，很難捕捉路面的感覺，也容易造成轉向過于靈敏而使汽車不易控制。所以在高速時要適當減低動力，但這種變化必須平順過度。
(一)液壓式動力轉向裝置
液壓式動力轉向裝置重量輕，結構緊湊，利于改善轉向操作感覺，但液體流量的增加會加重泵的負荷，需要保持怠速旋轉的機構。
(二)電動式動力轉向裝置
電動式動力轉向裝置是最新形式的轉向裝置，由于它節(jié)能，故受到人們的重視。它是利用蓄電池轉動電機產(chǎn)生推力。由于不直接使用發(fā)動機的動力，所以大大降低了發(fā)動機的功率損失(液壓式最大損失5-10馬力)，且不需要液壓管路，便于安裝。尤其有利于中置發(fā)動機后輪驅(qū)動的汽車。但目前電動式動力轉向裝置所得動力還比不上液壓式，所以只限用于前輪軸輕的中置發(fā)動機后驅(qū)動的汽車上。
(三)電動液壓式動力轉向裝置
即由電機驅(qū)動轉向助力泵并由計算機控制的方式，它集液壓式和電動式的優(yōu)點于一體。因為是計算機控制，所以轉向助力泵不必經(jīng)常工作，節(jié)省了發(fā)動機的功率。這種方式結構緊湊，便于安裝布置，但液壓產(chǎn)生的動力不能太大，所以適用排量小的汽車。
本次選用的動力機構為液壓助力機構。
第四章 齒輪齒條式轉向器的設計與計算
4.1 齒輪齒條式轉向器概述
齒輪齒條式轉向器由與轉向軸做成一體的轉向齒輪和常與轉向橫拉桿做成一體的齒條組成。與其他形式的轉向器比較，齒輪齒條式轉向器最主要的優(yōu)點是：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質(zhì)量比較?。粋鲃有矢哌_90%；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙以后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧。能自動消除齒間間隙，這不僅可以提高轉向系統(tǒng)的剛度。還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉向器占用的體積?。粵]有轉向搖臂和直拉桿，所以轉向輪轉角可以增大；制造成本低。
根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向起有四種形式，如圖4.1所示：中間輸入，兩端輸出(a)；側面輸入，兩端輸出(b)；側面輸入，中間輸出(c)；側面輸入，一端輸出(d)。
圖4.1 齒輪齒條式轉向起有四種形式
采用側面輸入，中間輸出方案時，與齒條連的左，右拉桿延伸到接近汽車縱向?qū)ΨQ平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿會與齒條同時向左或右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。
采用兩端輸出方案時，由于轉向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統(tǒng)導向機構產(chǎn)生運動干涉。
側面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉向器，常用在平頭貨車上。
采用齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運轉平穩(wěn)降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應而遭淘汰。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運轉平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作用，所以轉向器應該采用推力軸承，使軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點。
齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)省20%，故質(zhì)量??；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉動；Y形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料（如聚四氟乙烯）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)。
為了防止齒條旋轉，也有在轉向器殼體上設計導向槽的，槽內(nèi)嵌裝導向塊，并將拉桿、導向塊與齒條固定在一起。齒條移動時導向塊在導向槽內(nèi)隨之移動，齒條旋轉時導向塊可防止齒條旋轉。要求這種結構的導向塊與導向槽之間的配合要適當。配合過緊會為轉向和轉向輪回正帶來困難，配合過松齒條仍能旋轉，并伴有敲擊噪聲。
4.2 齒輪齒條材料的選擇
轉向系統(tǒng)直接關系著生命財產(chǎn)的安全，屬于保安系統(tǒng)，安全系數(shù)要求較高。轉向器扭距低，受到中等沖擊，工作環(huán)境較惡劣，材料選擇十分重要。主動小齒輪的材料選用16MnCr5材料，淬火處理，硬度為700HRC，精度等級為7級。
齒條采用45鋼，淬火處理殼體采用鋁合金壓鑄。
4.3 齒輪齒條式轉向器相關參數(shù)的計算
主動小齒輪應該采用斜齒圓柱小齒輪，并采用變位齒輪
法向模數(shù)在2～3mm之間取值，取3mm(GB/T1357—1987)
齒輪的齒數(shù)取=8
為避免根切，應采用變位齒輪，則變位系數(shù)
(4-1)
取法向變位系數(shù) 0.4
齒輪螺旋角多在9°～15°之間，所以取值=15°
壓力角（法向齒形角）取20°
齒寬系數(shù)在0.3～0.6之間，取0.6
齒條的齒寬
=25×0.6=15mm (4-2)
齒輪的齒寬取32mm
法向模數(shù)
3.10mm (4-3)
端面齒形角和法向齒形角的換算關系為：
= (4-4)
法向齒形角取20.65°
法向齒頂高系數(shù)取標準值1
端面齒頂高系數(shù)：
=cos15° (4-5)
法向頂隙系數(shù)取標準值0.25
端面頂隙系數(shù)
=0.25 cos15° (4-6)
分度圓直徑為：
=≈24.8mm (4-7)
取整，=25mm
齒頂高為：
=(1+0.4)3=4.2mm (4-8)
=1×3=3mm
齒根高為：
=(1+0.25－0.4)3=2.55mm (4-9)
=(1+0.25)3=3.75mm
齒高為：
=4.2+2.55=6.75mm (4-10)
=3+3.75=6.75mm （4-11）
齒頂圓直徑為：
=25+2×4.5=34mm （4-12）
齒根圓直徑為：
=25－2×4.2=16.6mm (4-13)
齒距為：
=mm
=mm
齒輪中心到齒條基準線的距離為：
=mm (4-15)
基圓直徑為：
=25cos20.41°=17.34mm (4-16)
齒頂圓壓力角為：
=arccos50.90° (4-17)
端面重合度為：
1.64
縱向重合度為：
==0.41 (4-18)
總重合度為：
=1.64+0.41=2.05 (4-19)
當量齒數(shù)為：
==8.9 (4-20)
齒輪的嚙合角為：
° (4-21)
式中：為齒輪的基圓半徑，
mm (4-22)
為齒輪的節(jié)圓半徑，對于標準安裝的齒輪，分度圓與節(jié)圓重合，則：
mm
齒條的壓力角為:
=46°
齒條的模數(shù)為:
°=2.8 (4-23)
式中：為齒輪的法向模數(shù)，mm
為齒輪的法向壓力角
齒條的齒數(shù)為;
=33.3 (4-24)
取 =34
齒條的行程為:
2×2π×25=315mm (4-25)
齒條的長度為:
＝34＝332mm (4-26)
取，340mm
4.4 齒輪強度校核
為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內(nèi)摩擦阻力等齒輪齒條轉向器結構中的主動齒輪應采用較高可靠度要求，所以要求強度要高。
最小安全系數(shù)1.60，1.2
4.4.1 齒面接觸強度
外嚙合齒輪傳動的尺寸:
(4-27)
式中：為常系數(shù)值，取756
為載荷系數(shù)，常用值＝1.2～2，取1.2
為小齒輪的額定轉矩
28500N.mm=28.5N.m
為齒寬系數(shù)
為許用接觸應力
為齒輪與齒條的齒數(shù)比，
=1485 N/mm2
試驗齒輪的接觸疲勞極限=1650N/mm2(滲碳淬火鋼，齒輪材料和熱處理質(zhì)量達到很高要求時的疲勞極限取值)
24-9mm
25mm符合設計要求
4.4.2 齒根彎曲強度
齒輪的法向模數(shù)要求：
(4-28)
式中：為常系數(shù)值，取12.4
為許用齒根應力，
為實驗齒輪的彎曲疲勞極限，查表得=133N/mm2
為復合齒形系數(shù)，，查表，1.55，1.64
=1.55×1.64=2.542
=0.6mm
mm 合格
從齒從齒輪齒條的受力分析和其運動關系來看，汽車在行駛過程中，80%左右為直線行駛，即齒輪和齒條沒有相對運動；汽車轉彎時，齒輪齒條有相對運動，但其運動的速度較慢。從齒輪齒條的損壞形式來看，主要是齒輪折斷，受彎曲強度的影響，因此在齒輪齒條強度計算中可只計算彎曲強度接觸強度忽略不計。
1、彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)
齒向載荷分布系數(shù)是考慮沿齒寬載荷分布對齒根彎曲應力的影響?？砂聪率接嬎悖?
(4-29)
式中：為接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)
為冪指數(shù)
(4-30)
式中：為單位齒寬的最大載荷,N/mm
為單位齒寬的平均載荷，N/mm
為分度圓上平均計算切向力，N
(4-31)
式中：為齒寬，mm
為齒高，mm
則：
0.6
2、彎曲強度計算的齒間載荷分布系數(shù)
齒間載荷分布系數(shù)：考慮同時嚙合的各對輪齒間載荷分配不均勻影響的系數(shù)。
影響其主要因素有：受載后輪齒變形；輪齒制造誤差，特別是基節(jié)偏差；齒廓修形；跑和效果等。
查有關參考得出：
==1.2
3、齒形系數(shù)
齒形系數(shù)：是考慮載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點時齒形對名義彎曲應力的影響。
外齒輪的齒形系數(shù)可有下式計算：
(4-32)
式中：為齒輪法向模數(shù)，mm；
為法向分度圓壓力角；
對于普通型齒輪=0
刀具圓角的半徑=0.15×3=0.45mm
刀尖圓心至刀齒對稱線的距離
(4-33)
=1.113mm
輔助值
(4-34)
基圓螺旋角
(4-35)
=14.08°
輔助值
(4-36)
輔助角
=0.73
(4-37)
=1.28°
危險截面齒厚與模數(shù)之比
(4-38)
=1.2
危險截面齒厚
mm
30°切點處曲率半徑與模數(shù)之比
(4-39)
=0.2
30°切點處曲率半徑
mm
當量直齒輪端面重合度
1.69 (4-40)
當量直齒輪分度圓直徑
3×8＝24mm (4-41)
當量直齒輪基圓直徑
22.55mm (4-42)
當量直齒輪頂圓直徑
mm (4-43)
當量直齒輪單對齒嚙合區(qū)外界點直徑
(4-44)
=25.25mm
當量直齒輪單齒嚙合外界點壓力角
26.74° (4-45)
外界點處的齒厚半角公式為：
(4-46) =6.81°
當量齒輪單齒嚙合外界點載荷作用角
=26.74°－6.81°=19.93° (4-47)
彎曲力臂與模數(shù)比
(4-48)
=0.8
彎曲力臂
mm
齒形系數(shù)可由公式(4-38)確定：
（4-49）
4、齒形系數(shù)
齒形系數(shù)：是考慮當載荷作用于齒頂時齒形對名義彎曲應力的影響，用于近似計算。
外齒輪的齒形系數(shù)可由下式確定
(4-50)
當量齒輪齒頂壓力角
45.35° （4-51）
齒頂厚半角
（4-52）
=25.27°
當量齒輪齒頂載荷作用角
（4-53）
=38.49°
彎曲力臂與模數(shù)之比
（4-54）
=0.9
彎曲力臂
mm
齒形系數(shù)由公式（4-56）確定：
2.81
5、應力修正系數(shù)
對于齒形角為20°的齒輪，可按下式計算：
（適用范圍為） （4-55）
式中：為齒根危險截面處齒厚與彎曲力臂的比值，
(4-56)
為齒根危險截面齒厚
為彎曲力臂
為齒根圓角參數(shù)，其值為
為30°切線切點處曲率半徑
則： =1.07
6、應力修正系數(shù)
齒形角為20°的齒輪，可按下式計算：
（適用范圍為） （4-57）
其中：
1.12 (4-58)
7、彎曲強度計算的重合度系數(shù)
重合度系數(shù)：將載荷由齒頂轉換到單對齒嚙合區(qū)外界點的系數(shù)。公式如下：
0.69 (4-59)
8、彎曲強度計算的螺旋角系數(shù)
螺旋角系數(shù)：是考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對齒根應力產(chǎn)生影響的系數(shù)，公式如下：
(4-60)
當時，按計算，當時，?。划敃r，按 計算
1-0.25×0.41=0.90，合格
0.95，合格
9、試驗齒輪的彎曲疲勞極限
=190N/mm2
主動小齒輪為雙向運轉工作的齒輪，查表得值乘上系數(shù)0.7。
齒輪的彎曲疲勞極限=190×0.7=133 N/mm2
10、彎曲強度的壽命系數(shù)
壽命系數(shù)：是考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時，其可承受的彎曲應力值與相應的條件循環(huán)次數(shù)時疲勞極限應力的比例系數(shù)。
淬火鋼，持久壽命條件循環(huán)次數(shù)
應力循環(huán)次數(shù)的取值范圍為，取上限
彎曲強度的壽命系數(shù)公式為：
(4-61)
11、彎曲強度尺寸系數(shù)
尺寸系數(shù)：是考慮應尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應因素，用于彎曲強度計算。查圖，=0.975
12、相對齒根圓角敏感系數(shù)
相對齒根圓角敏感系數(shù)：是考慮所計算齒輪的材料、幾何尺寸等對齒根應力的敏感度與實驗齒輪不同而引進的系數(shù)。
當齒根圓角參數(shù)在的范圍時，可近似地取為1。
13、相對齒根表面狀況系數(shù)
齒根表面狀況系數(shù)：是考慮齒廓根部的表面狀況，主要是齒根圓角處的粗糙度對齒根彎曲應力的影響。查表：=1.120
14、齒輪彎曲強度校核
查表，使用系數(shù)取1.0，動載系數(shù)取1.0
齒根應力的基本值：
12.11 (4-62)
式中： 為端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，N
為工作齒寬（齒根圓處），mm
為法向模數(shù)，mm
為載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點時的齒形系數(shù)
為載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點時的應力修正系數(shù)
為螺旋角系數(shù)
計算齒輪的彎曲極限應力公式為：
=
=188.7 （4-63）
式中： 為實驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，N/mm2
為實驗齒輪的應力修正系數(shù)
為彎曲強度計算的壽命系數(shù)
為相對齒根圓角敏感系數(shù)
為相對齒根表面狀況系數(shù)
為彎曲強度計算的尺寸系數(shù)
117.9 N/mm2
式中：為計算齒輪的彎曲極限應力
為彎曲強度的最小安全系數(shù)
14.532 N/mm2 （4-64）
式中：為使用系數(shù)，查表取1.0，
為動載系數(shù)，查表取1.0
為彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)
為彎曲強度計算的齒間載荷分布系數(shù)
為齒根應力的基本值，N/mm2
則，合格。
第五章 轉向器液壓輔助系統(tǒng)設計
5.1 液壓動力缸直徑設計
1、缸徑尺寸的公式為：
（5-1）
取 mm
式中：為轉向傳動機構的力傳動比,一般為15-22，此處取18。
為轉向傳動機構的效率
為活塞與缸筒間的摩擦系數(shù)
為齒輪的嚙合角
為轉向螺桿的直徑
為車輪原地阻力矩
為轉向盤上的切向力
2、活塞行程的計算
活塞行程公式為：
mm （5-2）
式中：為轉向盤的最大轉角，單位rad。
為主動小齒輪的分度圓直徑,單位mm。
活塞移至有活塞桿一端的極限位置時，與缸體端面間還應有的間隙以利活塞桿的導向；另一端也應有10mm的間隙，以免與缸蓋碰撞。
3、動力缸缸筒壁厚的計算
其公式為：
（5-3）
mm
式中：為缸內(nèi)壓力
為動力缸的內(nèi)徑
為缸體材料的屈服極限
為安全系數(shù)，通常取3.5~5
5.2 分配閥有關參數(shù)確定
1、預開隙
一般要求轉向盤轉角2°~5°時滑閥就移動預開隙的距離。
mm （5-4）
式中：為相應的轉向盤轉角，一般為2°~5°
為齒條的齒距，單位mm
2、滑閥的總移動量
通常，當滑閥的總移動量為時，轉向盤允許轉動的角度約為20°左右。
mm
3、局部壓降
汽車直行時，滑閥處于中間平衡位置，閥全部開啟，油液流經(jīng)滑閥后再回到油箱。油液流經(jīng)滑閥時產(chǎn)生的局部壓力降的允許值為0.03~0.04MPa。
取MPa
油液流速的允許值
0.03m/s （5-5）
式中：——局部壓降的允許值，MPa
——油液的密度， kg/m3
——局部阻力系數(shù)，通常取=3.0
4、滑閥的直徑
滑閥的直徑（cm）：
mm （5-6）
式中：為溢流閥限制下的油液最大排量，單位L/min,約為發(fā)動機急速時油泵排量的1.5倍。
為預開隙，單位cm
為滑閥在中間位置時的油液流速，單位m/s
將代入上式中的，求出滑閥的直徑，用滑閥標準直徑表圓整。
5、滑閥在中間位置時的油液流速
0.3m/s (5-7)
6、分配閥的泄漏量
分配閥的泄漏量（m/s）：
1.5% (5-8)
式中：為滑閥與閥體間的徑向間隙，cm，一般=0.0005~0.00125，計算時取最大間隙
為滑閥進出口油液的壓力差，單位MPa
為滑閥的外徑，單位cm
為密封長度，單位cm
為油液的動力粘度，單位Pa.s
(5%~10%)
5.3 反作用閥和回位彈簧參數(shù)確定
1、回位彈簧的預緊力
N (5-9)
式中：為動力轉向開始起作用時在轉向盤上的切向力應達到的預定值，根據(jù)不同的車型，它的取值范圍為20~100N
為轉向盤的直徑，單位mm
為反作用閥的對數(shù)，在現(xiàn)有的車上=1~4
為活塞的直徑，單位mm
為齒輪的嚙合角，
2、反作用閥的直徑
反作用閥的直徑，其公式為：
(5-10)
=15mm
式中：為動力缸內(nèi)液壓的最大值
為個回位彈簧的剛度
為在動力缸的最大液壓作用下，作用于轉向盤上的切向力的取值
為反作用閥的行程
5.4 油罐容積與油泵排量的設計
1、油泵排量，公式為：
Q4.5L (5-11)
式中：為油泵的計算排量
為動力缸的直徑
為活塞的直徑，mm
為轉向盤轉動的最大可能頻率，計算時轎車取1.5~1.7s-1
為齒輪的嚙合角
為漏泄系數(shù)，=0.05~0.10
為油泵的容積效率，計算時一般取=0.75~0.85
2、油罐的容積
容積應大小適中，否則會使高壓油路產(chǎn)生氣泡。通常油罐容積可取油泵在溢流閥限制下最大排量的15%~20%，油泵排量為4.5L，所以容積應在0.625L-0.9L之間選取，取0.8L。
結 論
本次課程設計以四驅(qū)越野車為對象，對其進行轉向系統(tǒng)設計。設計初，查閱了大量的文獻和相關設計書籍，對轉向系統(tǒng)由一定的了解以后進行了本次設計。
本次設計選用的是齒輪齒條式的機械轉向系統(tǒng)，動力輔助裝置選用液壓動力輔助，該機型式能夠有效減輕方向盤的轉動力矩和增大轉動精度。設計時，根據(jù)設計參數(shù)，確定適合的設計方案和布置型式，對齒輪齒條轉向機構的重要零部件進行了齒面接觸強度和齒根彎曲強度的校核，確保滿足使用要求。
最后對液壓輔助裝置也進行了設計計算，如液壓缸、分配閥、反作用閥、回位彈簧、油罐容積和油泵排量等都進行了相關計算。設計完成后和同伴共同繪制了總圖和主要零部件圖，完成了本次設計。
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