液壓助力齒輪齒條轉向器的設計說明書,液壓,助力,齒輪,齒條,轉向器,設計,說明書 液壓助力齒輪齒條轉向器的設計 摘 要 轉向器是汽車在行駛過程中的運用較多的一個部分，雖然在行駛中看不見。駕駛員是通過轉動方向盤通過轉向器作為媒介，使輪胎發(fā)生偏移從而達到轉向大的作用，所以說轉向器在汽車中有著不可替代的作用，轉向器的效率更是對在行駛過程中起著重要的影響。為此，收集特定模型的運動參數(shù)，對此加以理解分析，然后從各種角度分析多種轉向器的助力方法和優(yōu)點缺點，最終選擇了采用液壓助力齒輪條轉向器為本次設計的主要方案。采用液壓方式使轉向盤在轉動時不那么費力，大多是導向的作用，液體推動活塞才是大部分的動力來源，而且對其校核并修正參數(shù)，同時用壓塊來對間隙彈簧進行控制，從而達到讓齒條和齒輪的工作壽命由一定保證。這就是液壓助力齒輪齒條轉向器的魅力。 關鍵詞：液壓助力；轉向器；齒條；齒輪 Abstract The steering gear is a part of the car that is used more in the course of driving, although it is not visible during travel. The driver is by turning the steering wheel through the steering gear as a medium, so that the tire offset to achieve a large steering effect, so the steering instrument in the car has an irreplaceable role, the efficiency of the steering is an important influence in the course of driving. To this end, the motion parameters of a particular model are collected, this is understood and analyzed, and then from various angles to analyze the power methods and advantages and disadvantages of various steering gear, and finally chose the use of hydraulic power gear gear bar steering as the main design. The use of hydraulic means to make the steering wheel in rotation is not less laborious, mostly the role of guidance, liquid push piston is the majority of the power source, and its calibration and correction of parameters, while using pressure blocks to control the gap spring, so as to achieve the operating life of the rack and gear by a certain guarantee. This is the charm of the hydraulically assisted gear rack steering. Key Words：Hydraulic Power ；Rack Steering； Rack； Gear 目錄 本科生畢業(yè)設計（論文） I 摘 要 III Abstract IV 目錄 V 1.緒 論 1 1.1課題背景 1 1.1.1前言 1 1.1.2 動力轉向系統(tǒng)的介紹 1 1.2 轉向器的發(fā)展概況 2 1.2.1 國外的發(fā)展概況 2 1.2.2 國內的發(fā)展概況 2 2.轉向器方案的選擇 2 2.1 所選車輛的基本參數(shù) 2 2.2 轉向器的選擇 2 2.2.1分類 2 2.2.2 轉向器類型選擇結果 4 2.3 轉向器方案的選擇與研究 4 2.3.1 轉向梯形的結構 4 2.3.2布置方案 4 2.4電機助力式和液壓動力式的選擇 5 3.轉向器的運算 6 3.1 轉向器中效率的確定 6 3.2 轉向器傳動比的確定 6 3.3 前輪兩主銷中心距的計算 8 3.4前輪倆車輪的角的計算 8 4 齒輪齒條式轉向器的設計 9 4.1 材料的選擇 9 4.2 計算齒輪參數(shù) 9 4.2.1 齒輪模數(shù)的計算 9 4.2.2 齒輪尺寸計算 10 4.3 計算齒條參數(shù) 10 4.4 齒輪軸的尺寸設計與計算 11 4.4.1 傳動受力分析 11 4.4.2齒輪軸參數(shù)設計 11 4.5 尺寸參數(shù)歸納 12 4.5.1 齒輪軸參數(shù)歸納 12 4.5.2 齒條參數(shù)歸納 13 4.6 校核 13 4.6.1 齒面接觸疲勞強度校核 13 4.6.2 齒根彎曲疲勞強度校核 14 4.6.3 齒輪軸的校核 14 5 液壓缸的設計 16 5.1 液壓缸材料的選擇 16 5.2 液壓缸的校核 16 5.2.1活塞桿的強度 16 5.2.2 缸筒壁厚的 17 6 其他零件的設計 17 6.1 軸承 17 6.1.1 軸承的選擇 17 6.1.2 軸承的校核 18 6.2 間隙調整彈簧 19 6.2.1 彈簧的材料選擇 19 6.2.2 彈簧參數(shù)的計算 19 6.2.3 彈簧校核 20 結 論 21 致 謝 22 參考文獻 23 IV 1.緒 論 1.1課題背景 1.1.1前言 18世紀中期，工業(yè)革命逐漸開始并且廣泛傳播。汽車也發(fā)展起來。中國身為全球最大的發(fā)展中國家，少不了因汽車工業(yè)帶來的繁榮昌盛。在這種大環(huán)境下，汽車各方面的技術也在極速發(fā)展。人民對物品的要求在提高，因此對汽車的要求也偏向簡易舒適。但是， 大約50年前，因為戰(zhàn)爭導致的石油危機，太高的油耗反而成為汽車制造商的命門，從之前的價格戰(zhàn)，到如今大家都是看汽車的油耗，每每問道汽車配置時大家總離不開這個話題，制造商也把怎么降低油耗作為科學研究的重點，毫無疑問，降輕車體本身的重量是條捷徑，但時這并不是說降低了本身重量，汽車動力系統(tǒng)就可以偷懶退而求其次，反而更輕的重量對汽車配置要求更高，現(xiàn)在一半以上的車輛重量其實都是在車輛的前半身，但前輪往往時導向輪，也就是轉向輪，所以研發(fā)者們需要著重解決的重點問題之一就是研究設計一個安全、可靠、經(jīng)濟為一體的汽車輔助助力轉向系統(tǒng)。 1.1.2 動力轉向系統(tǒng)的介紹 現(xiàn)在的車輛大部分是前置后驅，就是說車的前半身是用來布置，前車輪用來導向，后輪用來驅動車子向前移動。在轉向的傳動比一定的狀態(tài)下，當汽車需要轉彎時，駕駛員轉動方向盤，不可能直接轉動前面兩個車輪進行導向，總會有動力裝置進行輔助，轉向器其實就是這么一個裝置，在你想做出轉彎操作時，他會從方向盤下方接到通知開始運轉，幫助你完成轉向，比如一開始的循環(huán)球式轉向器，一開始就是為了提高轉向器效率才發(fā)明的，畢竟車子能準確快速的讀懂駕駛員的想法，并迅速完成駕駛所需要的操作，才是重點，畢竟一秒轉彎和3秒有著不可逾越的鴻溝，往往幾毫秒就會威脅到駕駛員的生命。 1930 年汽車動力轉向系統(tǒng)的安裝開始被研究。它主要用于在重型大型的車輛上面 。 到20世紀50年代初，汽車顯然正朝著大規(guī)模和高速發(fā)展的方向發(fā)展，尤其是在美國。此外，為了提高在行駛中的舒適性，輪胎的氣壓也同時降低了。汽車的大度意味著其前橋的負載增加，和輪胎壓力的降低，因此增加了前輪的轉向阻力。這種設計的變化意味著動力轉向系統(tǒng)對于降低轉向力或至少恢復到以前的水平至關重要。 1.2 轉向器的發(fā)展概況 1.2.1 國外的發(fā)展概況 外國生產(chǎn)的車輛使用的轉向器有兩種主流。當中的齒條齒輪轉向器發(fā)展的趨勢可以說是大勢所趨。在西方歐洲各國的小轎車里，齒條齒輪式轉向器非常的受歡迎。他們著重往這種轉向器發(fā)展，市場的占有率超過五成，其中法國占有率更是達到九成以上。微型貨車用循環(huán)球式轉向器占6.5成，齒條齒輪式占3.5成。由此可知外國的齒條齒輪轉向器是想走向專業(yè)化生產(chǎn)，以此為基礎、著力科研，顯著提高了生產(chǎn)效率和產(chǎn)品質量[12]。 1.2.2 國內的發(fā)展概況 關于國內汽車制造業(yè)里轉向器的研究發(fā)展，我國一開始制造的汽車用的是比較落后不怎么實用的蝸桿或者蝸桿滾輪式的轉向器。后來隨著我國汽車行業(yè)的逐步進步，開始使用了當今世界主流的循環(huán)球式結構的轉向器，而且已經(jīng)在此領域有了一定的實力。然而目前五菱寶駿在著力研究循齒條齒輪的轉向器，而且在某車型上普及使用。照這樣看來中國在齒條齒輪轉向器發(fā)展上面有著一定的前景[1]。 2.轉向器方案的選擇 2.1 所選車輛的基本參數(shù) 本次使用的某車輛的基本參數(shù)如下表格； 2.1基本參數(shù) 2.2 轉向器的選擇 2.2.1分類 （1）齒輪齒條轉向器 齒輪齒條式轉向器由轉向拉橫桿、防塵套、球頭座、轉向齒條、轉向器殼體的組成，當方向盤傳出信號，轉向齒條開始轉動，引起轉向橫拉桿一起轉動，因為車的拉桿為平行四邊形結構，所以可以完成車輪的轉動。如圖2.1。 齒輪齒條式轉向器的特點包括:①結構相對簡易;②成本較低;③效率比較高,轉向時相對輕便④能避免齒輪和機架之間的松動;⑤占用空間小(這是所有前置前輪驅動型轎車都采用這種轉向器的原因)。 （2）循環(huán)球式轉向器 因為它屬于整體式轉向器(輸出元件是轉向搖臂軸的轉向器)，其中缺點主要是其很難在前置.前輪驅動型式的轎車上采用，因為沒有布置轉向連桿系統(tǒng)的空間。經(jīng)濟性還是齒輪齒條轉向器。 2.2.2 轉向器類型選擇結果 齒輪齒條轉向器相對來說占用空間小，結構比較簡單，并且這次因為使用麥弗遜懸架。齒輪齒條轉向器用起來更貼合，能完成工作要求，而循環(huán)球式轉向器太整體，導向車輪都是安在前面，沒有空間安裝這種類型的轉向器。所以還是選擇齒輪齒條轉向器。 2.3 轉向器方案的選擇與研究 2.3.1 轉向梯形的結構 如圖所示，第一張圖為整體式梯形結構，第二張圖為斷開式梯形結構一般的轉向梯形根據(jù)分析應該選擇第一張圖的整體式梯形結構6]。 圖2.3 兩種轉向梯形結構 理由也很簡單，整體式梯形結構完成起來更加的簡單，并且因為需要的材料少，所以方便很好調整而且生產(chǎn)所需的成本比較低。 2.3.2布置方案 因為齒輪齒條轉向器的安置方式布局多種多樣，如下圖2.5 a，b，c，d四類安置的方式[10] 圖2.4 齒輪齒條式轉向器的四類安置方式 2.4電機助力式和液壓動力式的選擇 這種車型的動力系統(tǒng)大約有兩種一種是電機助力式，另一個就是液壓動力式，液壓動力式的需求空間較小，因為車體空間有限，所以說其實很多數(shù)人都會選擇液壓動力式，主要還是液壓動力式比較實惠。 電動助力系統(tǒng)因為目前發(fā)展水平不夠，所以選擇液壓助力式。 3.轉向器的運算 3.1 轉向器中效率的確定 轉向器的效率η分為正效率η+與逆效率η?，η+與η?的計算公式如下： η+=（P1?P2)/P1 (式3.1) η?=(P3?P2)/P3 (式3.2) 其中：P1為軸上輸入的功率 P2為摩擦功率 P3為軸上的功率 轉向器的工作效率對車輛在行駛中的感覺有很大得影響，轉向器效率高汽車在轉向過程中就不需要很大的力去來完成轉向，緊緊需要輕輕轉動方向盤就可以完成車輛的轉向和回正，如果轉向器效率不高，在車輛行駛時也會有危險的發(fā)生，所以說轉向器的效率很重要，當然，轉向器的要求遠不止此，他的零件工藝程度，零件的校核是否準確，都是影響轉向器效率的因素，所以轉向器效率的計算格外重要。 在設計計算齒輪齒條轉向器時，只需要計算η+，通常情況下齒輪齒條式轉向器的η+可以達到70%～90%[3]。 經(jīng)過仔細分析考量我取中間值，他的轉向器正效率取80%。 3.2 轉向器傳動比的確定 轉向角驅動比i_和轉向系的力傳動比i_p是轉向列車傳動比的兩種形式。力比i_p公式（如公式3.3）的計算公式ip=2FwF? (式3.3) 其中:Fw在公式中代表的是轉向輪合力； F?在公式中代表的是轉向盤上的手力。 角傳動比iω0的計算公式如式3.4 iω0=iωiω' (式3.4) 圖3.1 汽車轉向兩側轉向輪理想偏轉角簡圖 （1）計算角α sinα=LR (式3.6) 經(jīng)計算考量，軸距的取值為兩千六百四十毫米，行駛時的汽車需要轉彎時方向盤需要轉動的角度為29.57° 。 （2）圖中需要的角β tanβ=LR×cosα?B (式3.7) 其中汽車所需要的車輪前面兩個之間的間距為一千四百七十七毫米，經(jīng)過上述公式可以得出β所需要的取值為39.73. （3）圖中所需要的角的傳動比為iω iω=ωwωk (式3.8) ωK=α+β (式3.9) 其中：ωk為轉向輪的轉角速度。 iω=19。 對用于載人的車來說，最好轉向器iω在17～25當中取值。綜上所述，傳動比為iω=20。 3.3 前輪兩主銷中心距的計算 對于汽車，主銷偏移量為 0.4 到 0.6 B_T輪胎胎面的寬度。即 a=(0.4～0.6)BT (式3.10) BT=195mm，代入式 a取值為95mm 主銷的中心距取值為1287mm。 3.4前輪倆車輪的角的計算 我們在平時行駛車輛轉彎時，車輪會繞車內的一個點旋轉，該點不在汽車后橋的延長線上，因為彈性輪胎偏轉角度難以精確確定。大部分時候，當我們研究轉向時，其實輪胎是具有彈力的，他其實對轉向也有點影響，我認為該點O位于后橋延長線上，如圖3.2所示。 圖3.2轉角關系簡圖 由此圖車輪才能夠準確行駛 cotθo?cotθi=KL (式3.12) 其中：θo在公式中代表的是外轉向車輪轉角； θi在公式中代表的是內轉向車輪轉角； K在公式中代表的是主銷中心距； L在公式中代表的是軸距。 設θomax為外轉向車輪最大轉角，則有 θomax=arcsinLDmin2?a (式3.13) 帶入3.13計算得 θomax=arcsin26405350?95=arcsin0.5=30° 將θomax=30°，主銷中心距K=1287mm代入式3.12得 θimax=arccotcotθomax?KL=arccotcot30°?12872640=34.68° 4 齒輪齒條式轉向器的設計 4.1 材料的選擇 材料選擇如表4.1 表4.1 材料選擇與一些性能參數(shù) 4.2 計算齒輪參數(shù) 其實齒輪齒條裝置就是由方向盤連接一個斜桿，所以說很多時候齒輪齒條結構都是選擇斜齒式來進行互相嚙合運動，我也是選擇了斜齒圓柱輪。在 2 到 3mm 之間?；顒有↓X的數(shù)量一般在 5齒 到 7 齒的范圍，壓力角大多數(shù)為 20 度，齒輪螺旋角一般在 9 到 15 度范圍內活動。 基本參數(shù)（部分） 4.2.1 齒輪模數(shù)的計算 根據(jù)齒根彎曲疲勞強度條件，可以大致知道齒輪所需模數(shù)，所以說他所需要的要求為 mn≥32KT1Φdz12?YFaYSa[σF]cos2β (式4.1) 其中：K在公式中代表的是載荷系數(shù)； T1在公式中代表的是小齒輪轉矩； YFa在公式中代表的是齒形系數(shù)； YSa在公式中代表的是應力修正系數(shù)； [σF] 在公式中代表的是彎曲許用應力。 齒輪系數(shù)K的取值為1.3。 2) 圖中T1的計算 根據(jù)經(jīng)驗，這個小齒輪所需要的轉矩就是在行駛過程中開車的司機的手掌所施加在方向盤上的力與選的梯形結構的長度的成績就是小齒輪上的轉矩 T1=F??l1=121.96×165=20123.4N?mm 3)彎曲許用應力[σF]的計算 安全系數(shù)SF=1.25,σFlim1=450MPa， σF=0.7σFlim1SF=0.7×4501.25=252MPa 綜上所述 mn≥32KT1Φdz12?YFaYSaσFcos2β=32×1.3×20123.41.2×62×3.8×1.4252×cos214°=2.89mm 得到值m1=3mm 4.2.2 齒輪尺寸計算 1） 小齒輪齒寬b1的計算 齒寬系數(shù)Φd=1.2，分度圓直徑d1=18.56mm，小齒輪齒寬為 b1=Φdd1+10=1.2×18.56+10=32.28mm 4.3 計算齒條參數(shù) 齒條與主動小齒輪嚙合，對于齒條上的齒，其齒寬系數(shù)與螺旋角應與主動小齒輪相等，因此齒條齒寬系數(shù)Φd=1.2，螺旋角β=14°。 齒條首尾閉合相接，就可以看成是一個齒輪與主動小齒輪嚙合。故有 z2z1=Sπd1 (式4.2) 其中：z2在公式中代表的是齒條齒數(shù) z1在公式中代表的是主動小齒輪齒數(shù) S在公式中代表的是齒條左右位移行程 d1在公式中代表的是主動小齒輪分度圓直徑 由前文計算得知，z1=6，S=170，d1=18.56mm，代入式4.2計算，得 z2=Sz1πd1=170×63.14×18.56=17.5 取z2=18 齒條齒寬b2=Φdd1=1.2×18.56=22.28mm 4.4 齒輪軸的尺寸設計與計算 4.4.1 傳動受力分析 忽略齒面間的摩擦力，法向力Fn可分解為徑向力Fr與一個由圓周力Ft和軸向力Fa的合力F。即 Fr=Fttanαcosβ (式4.3) Fa=Fttanα (式4.4) Ft=2T1d1 (式4.5) 由表4.2得壓力角α=20°，螺旋角β=14°，小齒輪轉矩T1=20123.4N?mm，小齒輪分度圓直徑d1=18.56mm，代入式4.3、4.4.、4.5計算得 Ft=2×20123.418.56=2168.47N Fr=2168.47×tan20°cos14°=813.42N Fa=2168.47×tan20°=789.26N 4.4.2齒輪軸參數(shù)設計 軸的最小直徑計算 d≥35T1[τT] (式4.6) 其中：T1在公式中代表的是小齒輪轉矩； [τT] 在公式中代表的是許用扭切應力。 查表知τT=65MPa，又T1=20123.4N?mm，代入式4.6計算得 d≥35×20123.465=9.57mm 齒輪軸基本尺寸如圖4.1 圖4.1 齒輪軸的基本尺寸 4.5 尺寸參數(shù)歸納 4.5.1 齒輪軸參數(shù)歸納 表4.3 齒輪軸基本參數(shù) 4.5.2 齒條參數(shù)歸納 表4.4 齒條基本參數(shù) 4.6 校核 4.6.1 齒面接觸疲勞強度校核 疲勞許用應力計算公式為 σH=σHlim1SH (式4.7) 由表4.1知σHlim1=1500MPa。對于普通工業(yè)齒輪的傳動，可以選用一般可靠度。即SH=1，SF=1.25。代入式4.7計算得 σH=15001=1500MPa 接觸疲勞強度校核公式為 σH=ZEZHZεZβ2KT1b1d12?u+1u≤[σH] (式4.8) 式中各參數(shù)意義及取值通過查表及計算，得到的結果表4.5 表4.5 參數(shù)表 代入式4.8計算得 σH=180×2.45×0.91×0.99×2×1.3×20123.432.28×18.562×2=1218MPa<[σH] 所以合理。 4.6.2 齒根彎曲疲勞強度校核 由前面計算可知彎曲許用應力σF=252MPa，而齒形系數(shù)YFa=3.8，應力修正系數(shù)應為YSa=1.4。校核公式為 σF=2KT1b2d1m?YFaYSa≤[σF] (式4.9) 由K=1.3， T1=20123.4N?mm， b2=22.28mm， d1=18.56mm， m=3，代入式4.9計算得 σF=2×1.3×20123.422.28×18.56×3×3.8×1.4=224.38MPa 可見σF<[σF]，合理。 4.6.3 齒輪軸的校核 彎矩圖 由4.4.1節(jié)知，齒輪軸圓周力Ft=2168.74N，徑向力Fr=813.42N，軸向力Fa=789.26N。l=6.5+2+32.28+2+4.5=47.3mm,齒輪分度圓直徑d1=18.56mm。 計算垂直支承反力 F1v=Fr?l2?Fa?d12l=813.42×47.32?789.26×18.56247.3=245.48N F2v=Fr?F1v=813.42?245.48=567.94N 計算水平支承反力 F1H=F2H=Ft2=2168.742=1084.37N 計算縱垂直面彎矩（4.2a） MaV'=F1v?l2=245.48×47.32=5560.13N?mm MaV=F2v?l2=567.94×47.32=12863.85N?mm 計算水平彎矩（4.2b） MaH=F1H?l2=1084.37×47.32=24560.98N?mm 合成彎矩 Ma=MaV2+MaH2=12863.852+24560.952=27725.78N?mm Ma'=(maV')2+MaH2=5560.132+24560.982=25182.47N?mm 轉矩圖（4.2c） T=20123.4N?mm 由此可得b可能為危險截面。 強度校核 查表得σb=95MPa，α=0.3。按校核公式校核結果為 σe=Ma2+(αT)20.1d13=27725.782+（0.3×20123.4）20.1×18.563=42.38MPa<[σb] 故彎扭合成強度合理。  5 液壓缸的設計 本次設計的液壓缸的布置形式如圖5.1 圖5.1 液壓助力式齒輪齒條轉向器 5.1 液壓缸材料的選擇 殼體材料有球墨鑄鐵和鑄造鋁合金兩種。材料性能如下表。 表5.1 材料力學性能 殼體材料選擇ZL105。 5.2 液壓缸的校核 5.2.1活塞桿的強度 活塞桿是實心桿，按以下公式校核 d≥4Fπ[σ] (式5.7) 其中：d在公式中代表的是活塞桿直徑； F在公式中代表的是理論推力； [σ]在公式中代表的是活塞桿許用應力。 活塞桿許用應力由式5.8計算所得 σ=σbn (式5.8) 其中：σb在公式中代表的是材料抗拉強度； n在公式中代表的是安全系數(shù)。 查表知σb=600MPa，n=5.代入式5.8得σ=120MPa。 將F=1853.85N，σ=120MPa代入式5.10計算得 d=16>4×1853.853.14×120=4.44mm 故活塞桿直徑滿足強度。 5.2.2 缸筒壁厚的 缸筒壁厚按以下公式校核 t≥D2[σ+0.4pyσ?1.3py?1] (式5.9) 其中：t在公式中代表的是缸筒壁厚； D在公式中代表的是缸筒內徑； py在公式中代表的是缸筒試驗壓力； [σ] 在公式中代表的是缸筒材料許用應力。 缸筒材料許用應力計算公式為 σ=σbn (式5.10) 其中：σb在公式中代表的是材料抗拉強度； n在公式中代表的是安全系數(shù)。 由表5.1知σb=240MPa。安全系數(shù)n=5。代入式5.10計算得σ=40MPa。 由t=10mm，D=25mm，σ=40MPa，py=1.5p=12MPa代入式5.9計算得 t=10>252×40+0.4×1240?1.3×12?1=4.44 所以缸筒壁厚滿足強度。 6 其他零件的設計 6.1 軸承 6.1.1 軸承的選擇 齒輪軸的尺寸是已知的，現(xiàn)在需要選用兩個軸承，滾針軸承選擇為NA4901 表6.1 滾針軸承（摘自GB/T 5081-1994） 深溝球軸承為6002, 表6.2 深溝球軸承 6.1.2 軸承的校核 軸承校核的目的是為了看他的正常工作年限，我們期望達到的年限是兩萬五千個小時。軸承的工作壽命L? L?=10660n(ftCfpP)ε (式6.1) n為軸承工作時的轉動速度速； ft為軸承的是溫度系數(shù)； fp在公式中代表的是載荷系數(shù)； C在公式中代表的是基本額定動載荷； 滾針軸承來說的話是當量動載荷P=Fr即 P1=813.42N 而對于深溝球軸承來說，我們要先要確定e的值，即 FaC0r=789.265020=0.157 查表得e=0.30，又FaFr=789.26814.42=0.97>e，所以X=0.56，Y=1.45。則深溝球軸承的當量動載荷P2為 P2=XFr+YFa=0.56×813.42+1.45×789.26=1599.95N 查表知ft=1，fp=1.2，球軸承ε=3，滾子軸承ε=103，C1=9.6kN，C2=5.58kN。又n=15r/min，P1=813.42N，P2=1599.95N。代入式6.1計算得 L?1=10660×15(1×96001.2×813.42)103=0.516×106? L?2=10660×15(1×55801.2×1599.95)3=0.291×106? 深溝球軸承和滾針軸承能工作的時間都遠遠的超出了要求工作的壽命，所以說深溝球軸承和滾針軸承都合格。 6.2 間隙調整彈簧 我還需要設計一個彈簧，需要的類型是圓柱螺旋，用壓塊壓住，在需要工作時使他們嚙合，不需要她工作時，彈開齒輪和齒條之間的間隙，使得他們的工作壽命有一定提高，減少他們一直之間的磨損。 6.2.1 彈簧的材料選擇 其實總體來看，齒輪的齒條給的力并沒有想象中的那么大，所以說在選擇彈簧時并不需要太高的質量，只需要工作要求能達到就行，考量過齒輪軸他的受力的話，好點的碳素彈簧鋼完全能滿足要求，所選的彈簧抗拉所需要的抗拉極限為C級也足夠了。 6.2.2 彈簧參數(shù)的計算 1） 彈簧所需要的旋繞比c在數(shù)值4到數(shù)值16之間，我們的需要不高。大概取4就完全可以完成工作需求。 2)曲度系數(shù)K K=4C?14C?4+0.615C=4×4?14×4?4+0.6154=1.40 3)鋼絲直徑d 鋼絲中徑的話我們取16毫米，則 d=DC=164=4mm 4)許用切應力[τ] 查表知C級碳素彈簧鋼絲許用切應力τ=0.4σB。鋼絲直徑d=4mm，查表得σB=1520MPa，所以 τ=0.4×1520=608MPa 5)驗算鋼絲直徑 d≥1.6KCFmax[τ] （式6.2） 最大工作壓力Fmax=Fr=813.42N，代入式6.2計算得 d=4mm>1.61.40×4×813.42608=3.8mm 故鋼絲直徑合理。 6）彈簧外徑D1與內徑D2 外徑： D1=D+d=16+4=20mm 內徑： D2=D?d=16?4=12mm 7）彈簧工作圈數(shù)n 彈簧有效圈數(shù)n1 n1=λGd8FmaxC3 （式6.3） 根據(jù)公式中我們可以得到，首先G在這個公式中代表彈簧的的切變模量， G=8×104MPa；其次λ在公式中代表彈簧在軸向所產(chǎn)生的變形，λ取值為4毫米。數(shù)據(jù)代入式6.3計算得 n1=4×80000×48×813.42×43=3.94 取n1=4 總圈數(shù)n=n1+2=4+2=6 8)彈簧間距δ與節(jié)距t 間距： δ=λ0.8n=40.8×6=0.84mm 節(jié)距： t=d+δ=4+0.84=4.84mm 9)彈簧螺旋升角α α=arctantπD=arctan4.843.14×16=5.5° 通常α=5°～9°，合理。 10)彈簧絲展開長度 L=πDncosα=16×3.14×6cos5.5°=302.99mm 11)彈簧自由高度H0 H0=nδ+n+1d=6×0.84+6+1×4=33.04mm 6.2.3 彈簧校核 對于彈簧的校核其中最重要的是他的穩(wěn)定性，因為對于他的抗拉極限或者磨損，我們要求不高，大部分是他的穩(wěn)定性，因為彈簧在工作中他的環(huán)境是被外殼卡住，偏移量幾乎不計算 b=H0D=33.0416=2.07<5.3 所以說彈簧所需要的穩(wěn)定性是符合標準的。 結 論 因為這次設計只有兩三個月左右的時間，個人感覺時間很緊張，壓力也很大，選定設計題目的時候也是很慌忙，沒有很多的準備，找不到設計的方向，導致起初的設計時間多用于向人詢問，白白浪費了很多時間，直到后來詢問同學發(fā)現(xiàn)他們基本都要完成了，我才醒悟過來，開始打起精神開始特別認真的投入進去，開始研究透齒輪齒條轉向器他的工作原理之后以這個數(shù)據(jù)為基準，再次查閱各類資料才終于明確了轉向器的大體情況。 一開始的齒輪齒條轉向器的選擇其實我也糾結了很久，循環(huán)球式轉向器除了空間占用成本較高，其實沒有別的太大問題，但最后還是因為齒輪齒條是現(xiàn)在車輛的主流，還是選擇了他，中間齒輪參數(shù)的計算真的是可以說是絞盡腦汁，實在是不太懂，翻閱了大量的資料，才能稍微做出來點皮毛，也是平時課外學習時專研精神不夠，到真正需要時肚子里沒點墨水。平時還是應該需要把所學知識融會貫通一下才行。 畢業(yè)設計的制作使我充分運用大學兩年生活學習的理論知識與實踐學習的相關經(jīng)驗。在設計中我遇到問題都嚴謹查閱向人咨詢。在說明書的寫作期間感到十分艱辛，不過又樂在其中。我在本次畢業(yè)設計中對轉向系統(tǒng)有了新的了解和看法；在繪制圖的過程里，也會對其說明書的參數(shù)加以修正，讓自己不得不多方查找，對我的檢索能力也有了一定的提高。讓我對繪圖軟件的生疏，到后來基本掌握技巧和功能，讓我感到一股成就感。 因為我個人知識儲備有所不足，在說明書的寫作上也許有些不夠專業(yè)這次是自己挑大梁，對自己有了個突破。不過因為我的基本功不夠扎實，本次的設計也不是十全十美。大學兩年就要過去，在學校里的日子不多了。在做畢業(yè)設計的時候讓我痛苦并快樂著，我學的越多，帶來的疑問也越多，讓我更加明白人的一生在于學習。我在以后的人生里也要虛心好學。  致 謝 本次設計是在導師的教導下完成的。其實現(xiàn)有的能去設計的時間并不算長，多虧了朱老師的督促，給了我很多的指導和建議，在我?guī)缀跬耆欢牡胤剑炖蠋熀臀疑羁烫接懪c解答疑惑。一開始我對設計是感到非常無力的，朱老師引導我們去查閱資料，去觀察現(xiàn)有的實物。使我的獨立思考設計的能力得到一個提升，對我來說收獲頗豐，如同哥倫布發(fā)現(xiàn)新大陸。所以再次對導師致以衷心的感謝。 與此同時，我還要感謝和我一起對本次設計出謀劃策的舍友與同學。盡管自己也對自己的課題有所焦慮，但是在我困難的時候也都盡了最大的可能幫助我，為此我要由衷的感謝他們。 一開始設計的時候，我對轉向設計中的參數(shù)和計算很苦惱，進過朱老師的指點，并且給了我一些方向性的指導，我如今才能順利的完成這次設計。實在是非常感謝。 大學就要結束，對我的人生來說可以是新的起點開始。首先我要感謝我的父母對我的啟迪和成長中的關愛，感謝陪我度過大學的同學和校友，感謝著兩年內教授與我知識的所有老師。兩年說長不長說短不短，但是對于給予我?guī)椭P愛和知識的人我都會保存在我的腦海深處。 最后，感謝能完整閱讀本篇文章的人。  參考文獻 [1]曉青.現(xiàn)代汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展趨勢.上海汽車,2004,40(41) [2]馬東馳.汽車轉向對操縱穩(wěn)定性的影響.中國科技縱橫,2012,8(11) [3]邱峰.萬向節(jié)與傳動軸技術發(fā)展綜述.輕型汽車技術,2001,6(05): [4]余志生.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社,2009 [5]劉鴻文.材料力學I.北京：高等教育出版社,2011 [6]陳家瑞.汽車構造.北京：高等教育出版社，2009 [7]曾東建.汽車制造工藝學.北京：機械工業(yè)出版社，2005 [8]張策.機械原理與機械設計.北京：機械工業(yè)出版社，2011 [9]王霄峰.汽車懸架和轉向系統(tǒng)設計 北京；清華大學出版社，2015 [10]黃天澤,黃金陵主編.汽車車身結構與設計.北京：機械工業(yè)出版設，1992 [11]Bain Mark,John Seby,Hardman Julian,Moore Nin .Flow diverter treatment of cerebral blister aneurysms. 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