全套圖紙加V信153893706或扣3346389411長安某SUV轉向系設計摘要本次畢業設計主要對長安某款緊湊型SUV進行設計。首先對轉向梯形的尺寸進行初步的計算，并進行校核；了解不同類型轉向器的結構特點、布置形式、動力輸出形式，經過對比，確定總體的結構方案，布置形式；根據梯形臂校核的結果,對轉向器中的齒輪齒條的尺寸參數進行設計計算，其中包括選擇齒輪齒條的材料、受力分析、強度校核，對于轉向系統中沒有設計的結構尺寸，采用參考實物和選取標準件的方式設計結構；齒輪軸上建立裝配尺寸鏈，進行精度設計，對設計好的結構進行三維建模，并對齒輪軸進行有限元分析；最后繪制二維工程圖制圖。關鍵詞：轉向器，設計計算，強度校核DesignofanSUVsteeringsysteminChang'anAbstractThegraduationprojectismainlydesignedacompactSUVofChangan.Firstofall,tounderstandthedifferenttypesofSteeringgearstructuralcharacteristics,layoutform,poweroutputform,throughcomparison,todeterminetheoverallstructureoftheprogram,layoutform.Two,thesteeringtrapezoidalsizeoftheinitialcalculationandcheckit.Three,Accordingtotheresultsoftrapezoidalarmcheck,thesteeringgeargear,racksizeparametersofthedesignandcalculation,Whichincludestheselectionofrackandpinionmaterials,forceanalysis,strengthcheck,Forthesizeofthesteeringsystemisnotdesigned,theuseofreferenceobjectsandtheselectionofstandardpartsoftheway.Four,Thegearshaftissubjectedtofiniteelementanalysis,andtheassemblydimensionchainisestablishedonthegearshaftforprecisiondesign.three-dimensionalmodelingofthewell-designedstructure.Five,two-dimensionalmapping.Keywords：Steeringgear，DesignCalculation，Strengthcheck1前言汽車在轉向過程中中，駕駛員需要通過通過一套專設的機構,使汽車轉向橋上的車輪相對于汽車縱橫線偏轉一定角度。這一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構所示，即稱為汽車轉向系統。1.1選題的目的及意義轉向系統作為汽車上必不可少的系統，影響著汽車操縱性和駕駛舒適性，為了追求更好的駕駛體驗，轉向系統已經發展到了第五代，雖然最新一代—線控轉向系統已經開始應用，但技術還是不夠完善，現在還是帶有轉向器的轉向系統被廣泛采用。汽車的轉向特性，保持汽車具備較好的操縱性能，始終是汽車檢測技術當中的一個重要課題。特別是在車輛高速化、駕駛人員非職業化、車流密集化的今天，汽車轉向系的設計工作顯得尤為重要，所以本次畢業設計我將設計一款轉向系統。在現代汽車上采用的轉向器大多都是以傳統機械式轉向器為基礎，加上一些助力裝置，讓駕駛員轉向操縱更加省力、靈活[1]。要想了解轉向器的結構及工作原理，應該從基本的機械式轉向器進行設計研究，所以本次選題，我從機械轉向器入手研究，認識并了解轉向器的結構特點和工作原理。1.2研究的基本內容及論文構成本次研究的課題為長安某SUV轉向系統的設計，主要對轉向系統的轉向梯形和轉向器分別設計研究，其次對間歇調整彈簧進行了設計。轉向梯形機構部件：為了保證轉向時，轉向軸的內外輪轉角有一定的等量關系，使轉向過程中，所有的車輪都是純滾動或極小的滑移，根據已知參數與公式，初步確定梯形臂長度和梯形底角。轉向器結構設計：經過比較不同種類的轉向器，選取其中一種作為設計結構，并根據轉向梯形校核后的結果對轉向器中的齒輪、齒條尺寸進行設計和強度校核。對轉向齒輪軸進行精度設計，并建立尺寸鏈，進行有限元分析。其他一些零部件及標準件參考實物選取。在設計的過程中應該注意方向盤轉動的轉角與車輪轉角的關系，也就是要弄清楚轉向器角傳動比，梯形臂長度，轉向器線角傳動比三者之間的關系。因此，本次設計最需要解決的就是將這三個基本參數確定在一個適當的范圍內，讓它們滿足一個等量關系。1.3轉向系統在國內外的發展1902年，英國人首次發明了機械液壓助力轉向；1954年，通用汽車公司首次將液壓助力轉向系統（HPS）應用于汽車上。經過一系列的技術革新，80年代早期出現了電子液壓助力轉向系統（EHPS）。1988年，日本鈴木汽車公司首先在其小型轎車Cervo上裝備了電動助力轉向系統（EPS）。近幾年，市場上又出現了四輪轉向系統及線控轉向系統（SBW）等一些新的技術，但由于技術、價格等方面的原因，這兩種轉向系統目前還沒有得到廣泛應用。表1-1轉向系分類組成優缺點傳統機械轉向系統由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三大部件構成。優點：結構簡單、工作可靠、生產成本低。缺點：轉向操縱難度大，轉向費力；其傳動比是固定的，即角傳遞特性無法改變。液壓助力和動力轉向系統由轉向器、液壓轉向泵、油管、流量控制閥、傳動皮帶、儲油罐等部件構成優點：成本低、轉向輕便、轉向動力充足、缺點：存在滲油與維護問題，泄漏的液壓油會對環境造成污染[2],能耗高。電控液壓助力轉向系統在液壓助力轉向系統上添加了電機。優點：能耗低，反應靈敏。缺點：零件增加，管路復雜，不便于安裝維修及檢測[3]。電動助力轉向系統在機械轉向機構的基礎上，增加了電控單元、助力電機、信號傳感器[4]。優點：取消了復雜的液壓系統，更為節能和環保[5]，缺點：EPS提供的功率不足，現在的EPS只能用于小型車輛上[6]。線控轉系系統轉向操縱模塊、轉向執行模塊、中央控制模塊和故障容錯模塊。優點：優化車輛空間結構，加大汽車智能性，轉動效率高，響應時間短，提高汽車的節能環保性[7]。綜上所述，基于各類轉向系統的優缺點不同，它們在不同車型中的適用程度也是大相徑庭的。MS主要適用于輕微型商用車和交叉型乘用車；HPS適用范圍最廣，可匹配各類商用車和乘用車；EHPS主要適用于中大型商用車、以及大型MPV和SUV；EPS主要適用于轎車以及小型MPV和SUV。考慮到EHPS、EPS相較于MS、HPS的優勢以及未來汽車行業智能化和電子電氣化的趨勢，未來汽車市場大概率將以裝配EHPS、EPS為主。1.4轉向器的發展轉向器是汽車行駛系統中的重要安全部件，其質量的好壞對汽車直線行駛的穩定性和操縱穩定性都有直接的影響。目前，循環球式轉向器和齒輪齒條式轉向器，已成為當今世界上主要的兩種轉向器，而渦輪、蝸桿式轉向器、蝸桿曲柄指銷式等正在逐步被淘汰或保留較小的地位。“變數比和高剛性”是目前世界上生產的轉向器結構的方向。轉向系統的速比特性是決定汽車轉向輕便性、操縱穩定性和機動性的重要因數之一。選擇速比是除了要考慮具體車型特點外，還必須考慮兩種基本工況，即高速直線行駛和低速大轉角行駛。不同的工況和不同的使用性能對速比特性相互矛盾的要求是等速比轉向器所不能滿足的。因此，近年來變速比轉向器應運而生，得到迅速發展。1.5已知參數表1-2已知參數車型某SUV輪距1565mm軸距2700mm總質量2050Kg最小轉彎直徑11000mm輪胎型號225/65R17輪胎氣壓230KPa

2轉向梯形設計在轉向時，汽車內、外轉向輪應該有一定的比例關系。各個車輪的軸線在轉向時都相交于一點，這就是理論的轉向特性曲線，而為了保證這一點，就需要轉向梯形來作用。但事實上，目前梯形結構還不能保證這一點。由于本次設計的是發動機前置的車型，梯形在前方沒有多余的地方布置，所以選取后置梯形的結構。圖2-1后置梯形結構簡圖如圖2-1所示，圖中O1O的長為主銷偏移距，O1A和OB為梯形臂長，AD和CB為橫拉桿長度，DC為兩球頭銷球頭的中心距。h為轉向器到轉向軸的距離。ф為梯形底角。當轉動方向盤時，DC向左或向右移動，使左右兩邊的桿系產生不同的移動，從而使左右車輪分別獲得一個轉角。2.1理想的內、外輪轉角關系圖2-2理論上的轉向特性曲線如圖2-2所示汽車在轉向時，內、外轉向輪的轉角應該與汽車的有關尺寸滿足一定的幾何關系。（2-1）式中，θo為外輪轉角；θi為內輪轉角；L為軸距；K為兩主銷中心距，K=B-2a，其中B為輪距，a為主銷偏移距。通常乘用車的a值在0.4~0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內選取，而貨車的a值在40~60mm范圍內選取[8]P229。本次設計為乘用車，a值在（0.4~0.6）×225=（90~135）mm范圍內選取,本次選取主銷偏移距為a=100mm,所以有K=B-2a=1565-200=1365mm。由圖2-2，根據三角函數關系可得到如下公式（2-2）式中：L—軸距；Dmin—汽車最小轉彎直徑，Dmin=11000mm；a—主銷偏移距，a=100mm。將數據帶入式（2-2），可得到外輪最大轉角由式（2-1）可得，內輪最大轉向角為:（2-3）式中，K為主銷中心距,K=1365mm;L為軸距,L=2700。將數據帶入式（2-3），到內輪最大轉角為:2.2轉向梯形機構尺寸的初步確定（2-4）式中：m—梯形臂長度；K—主銷偏移距。將已知數據代入式（2-4）中得:梯形底角ф一般在70。~80。范圍內選取[9]P180。本次設計取梯形臂長度梯形臂長為180mm，梯形底角為70。由圖2-1可知,取h=130mm。AD的長度為300mm。有幾何關系可得（2-5）式中：O1O=k=1365mm,OB=m=180mm,AD=300mm,h=130mm將數據代入式（2-5）得所以兩球頭銷之間的距離為647mm.表2-1梯形機構尺寸主銷中心距K1365mm梯形臂長m180mm梯形底角ф70。轉向器到轉向器的距離h130mm兩球頭銷中心距M647mm球頭銷到橫拉桿接頭中心距離300mm

3轉向器總體設計方案3.1轉向器的作用汽車轉向器是用于維持或改變汽車方向的機構，并且確保車輛轉向時轉向輪之間有協調的角度關系。駕駛員通過操縱轉向系統，將操縱機構的旋轉運動變為傳動機構的直線運動，使汽車保持直線或轉彎運動狀態，或兩種運動狀態相互轉換。3.2轉向器類型的選擇目前較常用的轉向器有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環球式、循環球曲柄指銷式、蝸桿滾輪式等。而其中的齒輪齒條式轉向器和循環球式轉向器是當今世界汽車上應用最廣泛的轉向器，而其余幾種轉向器正在逐步被淘汰。齒輪齒條式轉向器是一種最常見的轉向器，其基本結構如圖3-1所示，它主要是靠一對相互嚙合的小齒輪和齒條，將小齒輪的旋轉運動，轉變為齒條的直線運動。圖3-1齒輪齒條式轉向器1.彈簧2.轉向齒條3.轉向齒條4.軸承5.油封6.防塵罩7.壓塊圖3-2為循環球式轉向器結構圖。由圖可知，其主要零件包括轉向螺桿、轉向螺母、轉向器殼體以及許多小鋼球等部件。當與轉向管柱固定在一起的螺桿被旋轉后，螺桿將螺母左右推動，其中的小鋼珠起到將螺母與螺桿之間的滑動摩擦轉變為阻力較小的滾動摩擦的作用，左右運動的螺母再通過扇形齒輪，將直線運動再次變為旋轉運動，來驅動轉向搖臂往復搖動從而實現轉向。圖3-2循環球式轉向器1.軸承2.轉向螺桿3.轉向器殼體4.轉向螺母5.鋼球6.六角頭錐形螺塞7.轉向軸表3-1齒輪齒條式轉向器與循環球式轉向器結構比較特點結構形式齒輪齒條式循環球式優點結構相對簡單，占有的體積小，質量比較輕；擁有較高的傳動效率，其傳動效率可以達到90%，轉向十分靈敏；裝有自動消除間隙裝置。具有較高的傳動效率；操縱起來比較輕便舒適；機械部件的磨損較小，使用壽命相對較長；轉向器傳動比可以變化；工作平穩可靠；齒條齒扇間間隙調整工作容易進行。缺點逆效率較高70%，所以當汽車在不平路面行使時，路面作用于轉向輪的力會通過轉向器傳遞到轉向盤，會使駕駛員難以控制汽車方向。轉向不夠精確，高速操縱控制太差，其零部件較多，結構復雜，制造困難。由表3-1可知，齒輪齒條式無論是結構、質量、體積上都比循環球式有優勢，而且傳動效率高，逆效率也比循環球式要低，本次設計轉向器的車型所用的懸架為麥弗遜式獨立懸架，而與麥弗遜式獨立懸架一般與齒輪齒條式轉向器相配合，所以本次轉向器設計我采用齒輪齒條式。3.3齒輪齒條式轉向器輸出形式選擇齒輪齒條轉向器的主要輸出形式有以下四種。圖3-3齒輪齒條式輸出形式a.中間輸入，兩端輸出b.側面輸入，兩端輸出c.側面輸入，中間輸出d.側面輸入，單端輸出圖a、b采用兩側輸出的方案，該方案結構簡單，節省材料。現代轎車一般采用兩端輸出的形式。c采用側面輸入、中間輸出方案時，由于拉桿的長度增加，車輪上下跳動時拉桿擺角減小，轉向系統與懸掛系統之間的運動干擾減少。d為側面輸入、一端輸出，在貨車上，側面輸入、一端輸出的齒輪齒條式轉向器比較常見。由于本次設計的車型為SUV，所以不采用側面輸入、一端輸出的方案，對比發現，一側輸入兩端輸出的轉向器較一側輸入中間輸出的轉向器結構簡單，加工方便，故本次設計采用一側輸入，兩端輸出形式的轉向器。3.4齒輪齒型選擇表3-2斜齒與直齒的特點斜齒直齒優點重合度比直齒輪大，傳動比較平穩設計、制作方便、價格便宜缺點輪齒嚙合時的作用力有軸向分力:將增大傳動裝置中的摩擦損失.圓柱直齒輪用于平行軸傳動，齒輪嚙合與退出時沿著齒寬同時進行，容易產生沖擊，振動和噪音。經過對比，本次設計小齒輪將采用斜齒圓柱齒輪，3.5齒條端面形狀的選擇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，約節省20%，故質量小；如圖3-4，3-5所示，當齒條沿著軸線旋轉時，壓塊可以阻礙齒條轉動；但在現在企業中，為方便加工，大多采用圓形截面，采用壓塊支撐，所以本次設計，我也將采用圓形的斷面齒條。圖3-4V形齒條截面圖3-5Y形齒條截面3.6轉向器布置形式選擇齒輪齒條式轉向器在汽車上的布置形式有以下4種。圖3-6轉向器布置形式a.轉向器總成置于前軸后方，后置梯形b.轉向器總成置于前軸后方，前置梯形c.轉向器總成置于前軸前方，后置梯形d.轉向器總成置于前軸前方，前置梯形因為本次設計的車型為SUV，其發動機的位置相對于轎車來說是偏高的，所以轉向器可布置在前軸后方。由于發動機前置，梯形在前方沒有多余的地方布置，所以選取后置梯形的結構。4轉向器的設計計算4.1轉向系計算載荷的確定4.1.1轉向器原地轉向阻力矩計算輪胎上的原地轉動的阻力矩由經驗公式得 （4-1）式中：f—路面與輪胎的摩擦因素，一般取0.7；G1—轉向軸負荷（N），滿載時，發動機前置前輪驅動的乘用車，其前軸載荷為47%~60%[8]P21表1-6，所以取G1=2015×47%×9.8=9442.3N；P為輪胎氣壓（MPa），P=0.23MPa。將數據帶入（4-1）式中，得：4.1.2轉向器角傳動比計算轉向系角傳動比iω的計算公式為：（4-2）式中：n為轉向盤總回轉圈數，輕型車及轎車n=3.5~4.5圈[9]P169。本次設計取n=3.5。將數據帶入式（4-2），得到：4.1.3轉向盤上的作用力Fh（4-3）式中:L1為轉向搖臂長；L2為轉向節臂長,因為齒輪齒條式轉向器無轉向搖臂和轉向節臂，所以無數值，都視為“1”計算；Dsw為轉向盤直徑，轎車轉向盤直徑尺寸為380mm、400mm、425mm[10]，本次設計取轉向盤直徑Dsw=380mm；η+為轉向器正效率，本次取η+=90%。將數據代入式（4-3），得：4.1.4作用于轉向盤上的力矩（4-4）式中:Fh為轉向盤上的作用力；Dsw為方向盤直徑。則：4.1.5轉向阻力Fw（4-5）式中:a為主銷偏移距，a=100mm。則：4.1.6轉向系的力傳動比ip（4-6）4.2齒輪齒條式轉向器的設計設計小齒輪采用40Cr，滲碳淬火，齒面硬度為48~55HRC[11]P78表6.4齒條采用45鋼，表面淬火，齒面硬度40~50HRC[11]P77表6.44.2.1齒輪齒條式轉向器的設計要求齒輪齒條轉向器的齒輪模數多在2~3mm之間，主動小齒輪齒數多數在5~7個齒范圍變化，壓力角取20。，齒輪螺旋角的取值范圍多為9。~15。[8]P233，但在現代汽車上，齒輪的螺旋角已經達到了20。以上。4.2.2齒輪齒條各參數初選本次設計為齒輪齒條傳動，對精度沒有特別的要求，齒輪齒條的傳動也只是在汽車轉向的時候才會使用，并且圓周速度速度小于10m/s。查參考文獻[12]P105表4.9，選取齒輪傳動精度等級為8級。取齒輪齒條模數mn2=mn1=2.5，壓力角為α2=α1=20。。齒輪齒數為7，螺旋角為β1=20。。選取齒頂高系數h*a=1;頂隙系數c*=0.25。斜齒圓柱齒輪不發生根切的最少齒數[12]P93（4-7）式中：znmin=17代入數據得：圓整取zmin=15由于Z1=7<Zmin，齒輪傳動會發生根切現象，因此小齒輪應設計成變位齒輪。最小變位系數為：（4-8）取變位系數xn=0.6。設計齒輪齒條轉向器的旋向：齒條右傾，齒輪左旋。（4-9）（4-10）由式4-9和4-10可得：（4-11）式中：L2—梯形臂長度，L2=180mm；iw—轉向器角轉動比，iw=18.21；i—線角傳動比;d—分度圓直徑。得到線角傳動比的計算公式為：（4-12）分度圓直徑:由公式[8]P174可得（4-13）下圖為齒輪齒條是轉向器傳動副的布置方案，因為β2>β1,所以選取（c）作為本次設計的轉向器傳動副的布置方案[13]P628圖4-2齒輪齒條式轉向器傳動副的布置方案安裝角θ=β2-β1=27.7。-20。=7.7。齒條行程L=ni，式中n為方向盤圈數；i為線角傳動比。即:L=ni=3.5×62.1=217.35mm齒條齒數:（4-14）式中，L為齒條行程；mt2為齒條端面模數，mt2=mn2/cosβ2。取整Z2=27表4.1齒輪齒條轉向器主要參數名稱齒輪齒條齒數Z727模數Mn2.52.5壓力角αn20。20。螺旋角β20。（左旋）27.7。（右旋）變位系數Xn0.604.2.3齒輪齒條各結構尺寸的計算齒輪：齒條寬度b2=?dd1,?d為寬度系數因為齒輪齒條都經過淬火處理，屬于硬齒面。查參考文獻[12]P116表4.14,取齒寬系數?d=0.86取整齒輪齒寬取整端面壓力角：端面模數：齒頂高：齒根高：全齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑:基圓直徑：齒頂圓壓力角：法向齒距:端面齒距:端面重合度?α[14]P14-46，表14-1-22。（4-15）式中：αat1為齒頂圓壓力角αat1=49.29。；αt1為端面壓力角αt1=21.17。；z1為齒輪齒數；xn1為齒輪變位系數。將數據代入式（4-17）得：軸向重合度?β（4-16）斜齒總重合度?γ：齒條:齒頂高:齒根高:全齒高:法向齒距：Pn=π*mn2=7.85mm端面齒距：Pt=Pn/cosβ2=7.85/cos27.7。=8.87mm齒輪中心到齒條基準線距離:齒條的直徑選取為22mm圖4-3齒條截面齒輪齒條中心距a=H+OC=10.81+7.55=18.36取整a=19mm表4-2齒輪齒條轉向器各結構尺寸基本參數名稱符號公式齒輪齒條齒數ZZ727螺旋角β—20。（左旋）27.7。（右旋）變位系數xn—0.60分度圓直徑d18.62—齒頂高ha42.5齒根高hf1.6253.125齒全高5.6255.625齒頂圓直徑da26.62齒根圓直徑df15.37齒寬3216基圓直徑db17.36齒輪中心到齒條基準線距離H10.81中心距a19

5.齒輪齒條式轉向器強度校核5.1齒條強度計算齒條的受力分析如圖5-1所示圖5-1齒條的受力分析如圖5-1所示，Fn為作用于齒條齒面上的法向力，Fr為沿齒條徑向的分力,Ft為沿齒輪周向的分力,Fa為沿齒輪軸向的分力。各力的大小為（5-1）式中T1—小齒輪的轉矩（Nmm）αn—法向壓力角（。）β1—分度圓螺旋角（。）齒條齒部受到的切向力；齒條桿部受到的力；5.1.1齒條桿部受拉壓的強度計算齒條桿部的拉應力：（5-2）式中：F為齒條受到的軸向力F=2756.4N；A為齒條根部截面積由圖4-3可知齒條根部截面積將數據代入式（5-2）得：查參考文獻[12]P103表4.8得45鋼的抗拉強度極限為σb=650MPa因此σ<σb齒條設計滿足抗拉強度設計計算5.1.2齒條齒部彎曲強度的計算（5-3）式中：Fxt—齒條齒面切向力h—齒條齒高B—齒寬S—齒厚法向齒距:將已知數據代入式（5-3）得：因為實際上齒輪齒條的總重合系數是2.61，在嚙合過程中至少有2個齒同時參加嚙合，因此每個齒的彎曲應力應分別降低一倍。齒條的材料為45鋼，抗拉強度極限σb=650MPaσw1<σb因此，齒條設計滿足強度要求。5.2齒輪強度校核5.2.1齒輪接觸疲勞強度校核齒輪接觸疲勞強度公式：（5-4）式中；ZH—節點區域系數，齒輪螺旋角為20°變位系數x1=0.6,x2=0,z1=7,z2=30,(x2+x1)/(z2+z1)=0.016。查參考文獻[15]P143圖7-14取2.17；ZE—材料彈性系數，齒輪齒條都為合金鋼。查參考文獻[15]P143表7-4取；Z?—重合度系數。；[15]P156式7-16Zβ—螺旋角系數。；[15]P156式7-17U—齒數比，K—載荷系數（5-5）式中:KA—使用系數。查參考文獻[15]P139表7-3取KA=1.25Kv—動載系數。查參考文獻[15]P140圖7-7（b）得:Kv=1Kβ—齒向載荷分布系數，因為齒寬系數?d=0.86，非對稱布置的齒輪傳動。查參考文獻[15]141圖7-10，取Kβ=1.13Kα—齒間載荷分配系數，齒輪8級精度，表面淬火。查參考文獻[15]142圖7-11，取Kα=1.5;將已知參數代入式（5-5）得：許用接觸應力（5-6）式中:ZN—接觸疲勞強度壽命系數，按接觸次數取8×106次。查參考文獻[15]P148表7-20，取ZN=1.31SH—接觸疲勞強度最小安全系數。查參考文獻[15]P145，取SH=1σHlim—接觸疲勞強度。查參考文獻[11]P78表6.4得：齒輪、齒條的接觸疲勞強度分別為：齒輪、齒條的許用接觸應力分別為：因為[σ]H1>[σb]H2故取[σ]H=[σb]H2=1506.5MPa將已知數據代入（5-4）得：由此可得σH<[σ]H齒輪滿足接觸疲勞強度要求。5.2.2齒輪齒根彎曲疲勞強度計算許用彎曲應力：（5-7）式中：YN—彎曲疲勞強度壽命系數，按接觸次數取8×106次。查參考文獻[15]P148圖7-21，取YN=1;SF—彎曲疲勞強度最小安全系數。取SF=1.4[15]P148;σF—彎曲疲勞強度。查參考文獻[11]P78表6.4得：齒輪、齒條的彎曲疲勞強度分別為：齒輪的許用彎曲應力為：的許用彎曲應力為：因為[σ]F1>[σ]F1取[σ]F=[σ]F2=485.7MPa彎曲疲勞強度計算公式：（5-8）式中:ZV—當量齒數；YFa—齒形系數。查參考文獻[15]P144圖7-16，取YFa=2.25；YSa—應力修正系數。查參考文獻[15]P145圖7-17，取YSa=1.73；Y?—彎曲重合度系數，Y?=0.25+0.75/?α=0.25+0.75/1.22=0.86;Yβ—彎曲強度計算螺旋角系數，將已知數據代入式（5-80）得：所以齒輪彎曲疲勞強度極限符合要求5.3齒輪軸精度設計本次設計齒輪軸選用與齒輪同樣的材料40Cr。查參考文獻[16]P5-20表5-1-19得40Cr的許用切應力[τ]=35~55MPa最小軸徑：5.3.1齒輪結構圖5-2齒輪軸設計圖如圖5-3所示，本次齒輪軸設計，根據軸承內徑大小確定齒輪軸的直徑大小，查參考文獻[17]選取滾針軸承NA4902型，其內徑為為15mm，所以選取安裝滾針軸承的軸徑直徑為15mm。查參考文獻[18]選取深溝球軸承6003型，其內徑為17mm，所以選取安裝深溝球軸承的軸徑直徑為17mm。5.3.2精度設計本次選用的軸承用于轉向器轉向齒輪軸上，低速以及精度要求不高，所以選取的滾動軸承精度等級為0級，負荷狀態為正常負荷[19]P138。查參考文獻[19]P144表6-5可知安裝滾針軸承與深溝球軸承部分的軸徑的公差帶為j5、js5，取j5；查參考文獻[20]P7-246表7-2-36,0級公差軸承與軸的配合，因為都為j5等級，所以安裝滾針軸承與深溝球軸承部分的軸徑直徑的上、下偏差分別為+5μm、-3μm；查參考文獻[19]P145表6-7，安裝滾針軸承與深溝球軸承的軸徑的圓柱度t=3.0μm，因為滾針軸承的右端與深溝球軸承的左端采用軸肩定位，所以端面圓跳動t=8μm；查參考文獻[19]P146表6-8軸徑表面粗糙度為Ra=0.8μm。表5-1名稱滾針軸承深溝球軸承備注公差帶J5J5參考文獻[19]P144上偏差下偏差+5μm-3μm+5μm-3μm參考文獻[20]P7-246圓柱度t3.0μm3.0μm參考文獻[19]P145端面圓跳動8μm8μm軸徑表面粗糙度Ra0.8μm0.8μm參考文獻[19]P146圖5-3齒輪軸5.3.3齒輪軸轉配尺寸鏈圖5-4裝配尺寸鏈如圖5-5所示，A1和A2為增環，A3、A4、A5、A6、A7、A8為減環，間隙A0為封閉環，已知A1=61mm,A2=2mm,A3=1.5mm,A4=10mm,A5=2mm,A6=32mm，A7=4mm,A8=13mm，A0應在0.4~0.7mm范圍內。（5-9）式中：代入式（5-9）得A0=A1+A2-A3-A4-A5-A6-A7-A8=61+2-1.5-10-2-32-4-13=0.5mmT0=A0max-A0min=（0.7-0.4）=0.3mm=300μm查參考文獻[21]P17表2-3A1屬尺寸分段為（50~80）mmA2，A3，A5所屬尺寸分段為（0~3）mmA4屬尺寸分段為（6~10）mmA6屬尺寸分段為（30~50）mmA7屬尺寸分段為（3~6）mmA8屬尺寸分段為（10~18）mm所以A1的幾何平均值為D1=（50×80）1/2=63.24mm,A2，A3，A5的幾何平均值為D2=D3=D5=（1×3）1/2=1.73mm,A4的幾何平均值為D4=（6×10）1/2=7.75mm,A6的幾何平均值為D6=（30×50）1/2=38.73mm,A7的幾何平均值為D7=（3×6）1/2=4.24mm,A8的幾何平均值為D8=（10×18）1/2=13.42mm,公差單位i1為公差單位i2,i3,i5為公差單位i4為公差單位i6為公差單位i7為公差單位i8為因（5-10）所以有（5-11）將已知參數代入式（5-11）Aav=41接近IT9級[21]P16表2-1（標準公差值等于40i）由參考文獻[21]表2-4查得各組成環的公差值：T1=74μm，T2=T3=T5=25μm，T4=36μm，T6=62μm，T7=30μm，T8=43μm。組成環之和T=74+25×3+36+62+30+43=320mm,比封閉環公差值大20mm，調整A1的尺寸公差，使T2=（74-20）μm=54微米。A1、A2為孔零件，取下偏差為零，A3、A4、A5、A6.A7.A8為軸零件，取上偏差為零，得到：確定中間偏差，若個環尺寸偏差的分布是對稱的則驗算所以，計算是正確的。5.4齒輪強度校核齒輪軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖、圖5-5軸的受力簡圖（2）計算支承反力 由圖5-4可知在垂直面上：在水平面上：（3）畫彎矩圖（見圖5-5）a-a剖面左側水平彎矩為：右側水平彎矩為：a-a剖面左側垂直彎矩為：右側彎矩為：合成彎矩，a-a剖面左側：a-a剖面右側（4）轉矩（5）判斷危險剖面顯然，Ma>M｀a所以左側截面為危險剖面。（6）軸的彎扭合成強度校核查參考文獻[16]P5-4表5-1-1，得40Cr的抗拉強度為σB=750MPa。查參考文獻[12]P173表6.3可得：彎曲應力公式為：（5-12）式中：W—軸的抗彎截面系數：將已知數據代入式（5-12）得（7）軸的疲勞強度安全系數校核查參考文獻[16]得到如下數據表5.240Cr相關參數名稱備注抗拉強度σBσB=750MPa參考文獻[16]P5-4表5-1-1參考文獻[16]P5-4表5-1-1屈服點σsσs=550MPa彎曲疲勞強度σ-1σ-1=350MPa扭轉疲勞強度τ-1τ-1=200MPa許用靜應力σ+1pσ+1p=300MPa許用疲勞應力σ-1pσ-1p=200MPa許用扭轉切應力[τ][τ]=35~55MPa有效應力集中系數：Kσ=1.62,Kτ=1.88參考文獻[16]P5-25表5-1-30表面質量系數β=0.9參考文獻[16]P5-27表5-1-36尺寸影響系數?σ=0.83,?τ=0.89參考文獻[16]P5-26表5-1-34平均應力折算系數?σ=0.34.?τ=0.21參考文獻[16]P5-26表5-1-33對稱循環彎曲應力幅（5-13）式中：M—危險截面上的彎矩M=Ma=40847.37NmmZ—危險截面的截面系數Z=W=633.78mm3代入式（5-13）中得：平均應力對稱循環扭轉應力（5-14）式中：T—危險截面上的扭矩T=27236.5NmmZp—危險截面抗扭截面系數代入式(5-14)中得:平均應力:安全系數:查參考文獻[16]P5-22表5-1-26取SP=1.5~1.8顯然S>SP,故a-a剖面安全。（8）靜強度安全系數校核由參考文獻[16]P5-28表5-1-39得，材料的扭轉屈服點為：取τs=310MPa只考慮彎曲時的安全系數只考慮扭轉時的安全系數靜強度安全系數由σs/σb=800/1000=0.8查參考文獻[16]p5-28查表5-1-40得Ssp=1.7~2.2顯然Ss>Ssp，故a-a剖面安全。圖5-6軸的載荷分布圖5.5對結果進行分析5.5.1查ANSYS材料屬性表得到40Cr的屬性，建立40Cr材料庫。圖5-7圖5-85.5.2導入小齒輪軸，選取40Cr材料，并進行網格劃分。圖5-9圖5-105.4.3對軸施加約束并施加載荷在安裝軸承的兩端軸徑施加約束，使其只能產生旋轉運動，并選擇兩個齒，在X軸方向施加2925.5N的力，Y軸方向施加-1064.8N的力，在Z軸方向施加1133.1N的力。圖5-11圖5-125.4.4應力應變圖圖5-13最大變形量：0.000257915.4.5應力云圖圖5-14最大應力：47.152MPa<750MPa,滿足要求。

6間隙調整彈簧的設計計算彈簧要求承載Fmax=1133.14N，兩端固定并磨平；自由高度H0＜30mm；彈簧外徑D2≤25mm。右旋。6.1間隙調整彈簧材料的選擇根據彈簧的工作條件，本次選用選擇C級碳素彈簧鋼絲。間隙彈簧的工作次數小于104，載荷性質屬于Ⅱ類[12]P401。6.2間隙調整彈簧鋼絲直徑的初選與計算由彈簧外徑D2≤25mm，根據參考文獻[14]P11-14表11-2-9選取標準中徑D=20mm，估選取彈簧鋼絲直徑d=4.5mm則旋繞比：C=D/d=20/4.5=4.44從而曲度系數：K=+=1.36如圖6-1，經受力分析，圖6-1由參考文獻[14]P11-13表11-2-3查得直徑為4.5mm的彈簧鋼絲拉伸強度σB=1520MPa則許用切應力：彈簧鋼絲直徑根據參考文獻[14]P11-13表11-2-3改取標準彈簧鋼絲直徑d=5mm則旋繞比：C=D/d=20/5=4從而曲度系數：由參考文獻[14]P11-13表11-2-3查得直徑為5mm的彈簧鋼絲拉伸強度為σB=1470MPa則許用切應力：于是取彈簧鋼絲標準直徑d=5mm此時，中徑D=20mm為標準值。則外徑D2=D+d=20+5=25mm≤25mm符合要求。6.3間隙調整彈簧有效圈數和自由高度計算彈簧有效圈數n：（6-1）式中：G—彈簧材料的切邊模量，彈簧材料為鋼，所以取G=80000Mpaλmax—彈簧受載的最大變形量，本次設計輸入λmax=4mm代入數據：查表參考文獻[14]P11-17表11-2-10取標準有效圈數n=3圈。本次設計壓縮彈簧端部并緊磨平，彈簧兩端各加一圈死圈。總圈數：壓并高度：間距：取節距：自由高度：6.4間隙調整彈簧其他結構參數計算內徑：高徑比：兩端固定的彈簧，b應小于5.3[22]P281表24-7，b=1.425<5.3,所以符合要求螺旋升角:在之間[22]P277表24-5，符合要求.彈簧單圈的最大變形量：故在最大載荷作用下仍留有間隙：符合要求鋼絲展開長度L：彈簧剛度：則間隙調整彈簧各參數如表6-1：參數名稱及代號計算結果備注直徑d5計算取標準值中徑D20查參考文獻[14]所得內徑D115計算所得外徑D225D225旋繞比C44~9節距t7計算所得自由高度H028.5計算所得高徑比b1.4251—5.3有效圈數n3計算所得總圈數n15計算所得圈間間隙δ2計算所得螺旋角α6.35°計算所得彈簧剛度Pˊ260.42計算所得表6-1間隙調整彈簧參數表6.5間隙調整彈簧驗算6.5.1間隙調整彈簧穩定性驗算本次設計為兩端固定彈簧，為了保證使用穩定，壓縮彈簧長細比b＜5.3，本次設計壓縮彈簧長細比b=1.425＜5.3，滿足穩定性要求。6.5.2間隙調整彈簧疲勞強度驗算安全系數（6-2）式中：SP—許用安全系數，SP=1.3~1.7[14]P11-19,本次取SP=1.3τ0—脈動循環下的剪切疲勞強度，查參考文獻[14]P11-19表11-2-16得τ0=0.45σb=0.45×1470=661.5MPa。τmax—最大循環切應力：τmin—最小循環切應力，（6-3）F1—最小工作載荷，取F1=500N代入（6-3）得：將已知數據代入（6-2）得：因此疲勞強度符合條件。6.5.3間隙彈調整簧靜強度驗算（6-4）式中：τs—彈簧材料的剪切屈服極限，τs=1.25[τ][12]P400SP—許用安全系數，SP=1.3~1.7[14]P11-19,本次取SP=1.3將數據代入式（6-4）得：因此間隙彈簧靜強度符合條件。綜上所述，設計的間隙調整彈簧滿足強度要求。6.6彈簧工作圖彈簧材料的剪切屈服極限τs：彈簧的極限載荷Flim：

安裝變形量λ1：工作變形量λ2：極限變形量：安裝高度H1：工作高度H2：極限高度Hlim：圖6-2彈簧工作圖7軸承、潤滑方式和密封類型的選擇7.1軸承的選擇查參考文獻[18],選用深溝球軸承6003型。軸承6003，深溝球軸承，內徑d=17mm，外徑D=35mm，寬B=10mm，基本額定動載荷Cr=6.00kN，基本額定靜負荷Cor=3.3kN，極限轉速21000r/min。查參考文獻[17],選用滾針軸承NA4902型。軸承NA4902，滾針軸承，內徑d=15mm，外徑D=28mm，寬B=13mm，基本額定動載荷Cr=10.2kN，基本額定靜負荷Cor=12.8kN，極限轉速16000r/min。7.2潤滑方式及潤滑劑的選擇油潤滑與脂潤滑是滾動軸承常用的潤滑劑。表7-1潤滑劑油潤滑脂潤滑[優點油潤滑分布良好，摩擦阻力較小，散熱效果好，并對軸承具有清洗的作用軸承座、密封結構及潤滑裝置簡單，容易維護保養，不易泄露，有一定的防止水、氣、灰塵等雜質侵入軸承內部的能力。缺點需要復雜的密封裝置和供油裝置。潤滑脂冷卻散熱作用不如潤滑油。用潤滑脂潤滑的設備啟動時，摩擦力矩大。更換潤滑脂比更換潤滑油復雜。場合常用于高速、重載和溫度較高常用于低速、輕載和溫度不高的場所經過表7-1比較兩種不同的潤滑劑，加上工作地點是低速、溫度不高的場所，也不需要由太復雜的結構，所以本次設計軸承潤滑劑采用脂潤滑，并選用2號鈣基脂[20]P7-264表7-2-56。潤滑方式為人工定期潤滑。7.3密封結構的確定因為選擇的是脂潤滑，所以不需要密封結構。

三維建模過程8.1裝配圖圖8-1圖8-2所涉及的零件包括：轉向器殼體、齒條、齒輪軸、軸承、防塵罩、橫拉桿、橫拉桿接頭、梯形臂、彈簧、壓塊等。8.2齒條建模過程（1）繪制半徑11mm長560mm的矩形，退出草圖進行旋轉，形成圓柱體圖8-3（2）在XY平面偏移11mm，建立新的平面1，并在該平面繪制一個距離一端40mm，長256mm的矩形，進行凹槽命令，繪制深度為0.95mm的凹槽。圖8-4建立一平面2與YZ平面夾角為-27.7。圖8-5在平面2上繪制齒型輪廓，退出草圖，進行凹槽命令。圖8-6圖8-7（5）在軸的兩端畫一直徑10mm的圓，并內凹28mm。圖8-8圖8-9圖8-10

結論本次設計主要是根據已知車型的軸距、輪距、總質量、最小轉彎半徑、輪胎型號及輪胎胎壓，設計汽車的轉向系統，其中主要是對汽車的轉向器進行設計與計算。在選擇汽車轉向系這個課題之前，我沒有對它有一個深刻的了解，但本著對汽車的結構方面的熱愛，在楊老師的指導下，分析不同類型轉向器的結構特點、布置形式、動力輸出形式，經過對比，確定總體的結構方案，最后確定了轉向系統的形式。先計算出梯形臂的長度和底角，再根據梯形臂的長度與線角傳動比的等量關系，計算出該轉向器所需要的相關數據，并對轉向器各部分進行校核。還對齒輪齒條間隙調整彈簧進行了強度校核的分析。對齒輪軸進行了結構設計和精度分析。在設計過程中主要完成的工作以及遇到的困難：1.本次畢業設計，首先是通過翻閱相關書籍、網上收集資料，了解轉向系統的概念、功用及其結構。選取符合本次設計的轉向系統，確定其布置形式。2.根據汽車輪距初步確定轉向梯形臂長度和梯形底角，并進行校核，最終確定轉向梯形的參數。在設計轉向器時，通過梯形臂的長度與線角傳動比、齒輪分度圓直徑、螺旋角、齒條螺旋角之間的等量關系，確定齒輪齒條的尺寸參數，并進行強度校核。3.在本次設計中，弄錯了設計思路，應該是先設計轉向梯形，然后設計轉向器，我把這個過程弄反了，多虧了楊老師的提醒，讓我提前發現了這個問題。4.在楊老師提醒下，為了弄清轉向系統的結構，我先用CATIA對各個零件進行三維建模，并將畫好的零件圖進行裝配。最后用CAD對轉向系統進行二維設計。到現在，轉向系統的設計已經完成。但因自己對轉向系統的認知不夠，使得設計上面還有一些不足，比如梯形臂只知道其長度，并沒有設計其結構，是否能真正符合要求還需要經過實際的應用檢驗。

總結與體會本次畢業設計是對轉向系統進行總體設計，我先是在網上收集相關資料，在圖書館借閱相關書籍，通過對資料的整理，結構方案的分析，最終確定設計方案；在尺寸計算方面，先算出轉向梯形臂的長度，在通過長度計算出轉向器內部的一些尺寸；經過結構參數的計算過后，利用CATIA對各個零件進行了三維建模，并裝配起來，最后在用CAD對轉向系統進行了二維圖的繪制；最后編寫設計說明書。在這次畢業設計工作，運用了許多關于汽車、機械和工程力學的一些知識，可以看出，這次設計所需要的內容幾乎包括了我整個大學生涯所學的理論知識，但光有理論知識是不夠的，在設計的過程中，還往往受到結構上的限制，自己憑空設計出來的東西，雖然在計算的過程中沒有錯誤，但在實際使用時可能存在著問題，這就需要通過觀察實物來糾正錯誤，在實驗室