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齿轮齿条转向器设计
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目录第1章 转向器的总体结构设计11.1转向器类型的选择11.2计算载荷的确定11.2.1转向力矩的计算21.2.2转向器传动比的计算21.2.3作用在转向盘上的力31.2.4转向横拉杆的计算31.2.5主动齿轮轴的计算41.3齿轮齿条的设计计算41.3.1齿轮齿条式转向器的设计要求41.3.2齿轮齿条转向器部件设计41.4转向器的材料选择及强度校核6第2章 转向器的主要零部件结构设计82.1 转向器的受力分析82.2齿轮轴的设计计算92.3齿轮轴的强度校核11第3章 转向工况校核与验算143.1选择材料143.2计算弹簧丝直径143.3稳定性验算15第4章 转向器其他附件的选择174.1轴承的选择174.2润滑方式的确定174.3密封结构的确定181转向器的总体结构设计1.1转向器类型的选择汽车转向系可按转向能源的不同分为机械式转向系和动力转向系两大类。汽车转向器是用来保持或改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，还要保证各转向轮之间有协调的转角关系。驾驶员通过操纵转向系统，使汽车保持直线或转弯运动状态，或者上述两种运动状态相互转换。机械转向系的能量来源是人力，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构、转向器、转向传动机构三大部分组成。其中转向器是将操纵机构的旋转运动变为传动机构的直线运动的机构，是转向系的核心部件。转向器按结构形式可分为多种类型。历史上曾出现过许多种形式的转向器，目前较常用的有齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式、循环球-齿条齿扇式、循环球曲柄指销式、蜗杆滚轮式等。其中第二、第四种分别是第一、第三种的变形形式，而蜗杆滚轮式则更少见。如果按照助力形式，又可以分为机械式(无助力)，和动力式(有助力)两种，其中动力转向器又可以分为气压动力式、液压动力式、电动助力式、电液助力式等种类通过对不同形式的转向器对比，最终选择采用齿轮齿条式转向器。1.2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。表3.1设计的基本参数名称轴距L前轮距L1后轮距L2方向盘直径数值2750mm1425mm1435mm380mm名称整车质量轮胎气压转弯半径 最小离地间隙数值1325kg200KPa5000mm170mm1.2.1转向力矩的计算 (1.1)其中式中: f轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取f=0.7；G1转向轴负荷，G1=10902.5N,单位为N；P轮胎气压，P=0.2MPa,单位为MPa。1.2.2转向器传动比的计算转向系的传动比由转向系的角传动比i和转向系的力传动比ip组成从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在方向盘上的手力Fh之比称为力传动比ip。方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比称为转向系角传动比i.它又由转向器传动比io转向传动装置角传动比ip所组成=33.3799975.0142537.33cos50002750costan=-=-=oBRLab=44.73式中: L汽车轴距，L=2750,单位为mm；R汽车最小转弯半径，R=5000,单位为mm；B前轮轮距，B=1425,单位为mm；W转向盘转角（速度），W=1260；K转向轮转角（速度），K=78.1；i转向器传动比,i=16.1。图1.1转向原理图1.2.3作用在转向盘上的力 (1.2)式中: L1转向摇臂长，单位为mm；MR原地转向阻力矩，MR=593951.4Nmm；L2转向节臂长，单位为mm；DSW转向盘直径，DSW =380mm； i转向器角传动比，i=16.1； +转向器正效率，+=0.9。 因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂，故L1、L2不代入数值。1.2.4转向横拉杆的计算 (1.3)式中: a=L2；=216MPa MR=593.95Nm取dmin=15mm1.2.5主动齿轮轴的计算 (1.4)式中： =140MPa 取dmin=18mm1.3齿轮齿条的设计计算1.3.1齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条式转向器若用直齿圆柱齿轮则会使运转平稳性降低、冲击大、噪声增加。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m的取值范围多在2-3mm之间，主动小齿轮齿数z多数在5-7个齿范围变化，压力角=20，齿轮螺旋角的取值范围多在9-15之间。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应地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。1.3.2齿轮齿条转向器部件设计 1.齿轮10： 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已操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。 (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 (2)选择齿轮传动精度等级 选用7级精度 (3)初选参数如下表所示表1.2齿轮的设计参数设计名称计算公式计算结果模数mn1-mn1=2.5齿数Z1-Z1=6压力角1-1=20螺旋角-=10斜齿圆柱齿轮直径dd=15.23mm 2.齿条11：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。相互啮合的齿轮的齿距P1=mn1cos1和齿条的齿距P2=mn2cos2必须相等。即mn1cos1=mn2cos2 计算出齿条的压力角为：2=20 (1.5)式中：L齿条行程，95mm； mn2齿条模数，2.5；2齿条压力角，2=20。取：Z2=31齿轮直径：d=mn1Z1/cos=15.23mm取齿宽系数：d=1.2齿宽：b=dd=18.3mm所以齿条宽b2取：20mm，即：b2=20mm齿轮宽：b1=b2+10=30mm，即：b1=30mm1.4转向器的材料选择及强度校核 1选择齿轮齿条材料、热处理方式及计算许用应力 (1)选择材料及热处理方式 齿轮：40Cr C-N共渗淬火、回火 4353HRC 齿条：45钢 调质处理 229286HBS (2)确定许用应力 (1.6) (1.7)1)确定Hlim和Flim经查机械设计手册得：Hlim=1500MPaFlim=300MPa2)确定寿命系数ZN、YN 经查机械设计手册得：ZN=1.4（接触次数取8106次）YN=1（接触次数取8106次）3)计算许用应力取：SHlim=1，SFlim=1.4 (1.8) 经查机械设计手册得：应力修正系数：YST=2 (1.9) 2.强度校核 1)校核齿轮接触疲劳强度: 选取参数，按ME级质量要求取值 经查机械设计手册得:Hlim=1500MPaSHlim=1ZN=1.4（接触次数取8106次） (1.10) 经查机械设计手册得：齿轮使用系数：KA=1.35齿轮动载系数：KV=1.05 齿轮齿向载荷分布系数：K =1.12 齿轮齿间载荷分配系数：K=1.0K= KAKVKK=1.351.051.121.0=1.5876 (1.11) 转矩：TZ=FhL2=2050.16=32.8Nm=32800 Nm m (1.12) 齿面接触疲劳强度校核： (1.13)式中：ZE材料弹性系数，ZE =189.8(由机械设计手册查得)ZH节点区域系数，ZH =2.15(由机械设计手册查得)Z重合度系数，Z=0.94(计算=1.165，=0.55由机械设计手册查得)Z螺旋角系数，Z=0.99(由机械设计手册查得)u齿轮传动比，u =20:6=10/3 得：H =1896.7MPa H=2100 MPa 故齿轮接触疲劳强度满足要求。 2)齿轮弯曲疲劳强度校核： 经查机械设计手册得：F=428.57MPaSFlim=1.4YST=2YN=1(接触次数取8106次) (1.14) (1.15)式中： YF外齿轮的齿形系数，YF =2.8(由机械设计手册查得) YS外齿轮齿根应力修正系数，YS =1.5(由机械设计手册查得) Y螺旋角系数，Y=0.9(由机械设计手册查得) Y重合度系数，Y=0.75(由机械设计手册查得) F =332.6MPa F=428.57MPa 故齿轮弯曲疲劳强度符合要求。第2章 转向器的主要零部件结构设计齿轮轴指支承转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。一般为金属圆杆状，各段可以有不同的直径。机器中作回转运动的零件就装在轴上。2.1 转向器的受力分析若略去齿面间的摩擦力，则作用与节点上的法向力Fa可以分解为径向力Fr和分力F，分力F又可以分为圆周力Ft和轴向力Fa。 受力分析如图2.2所示： 计算力如下：Ft=2TZ/d1=232800/15.23=4307.29N (2.1)Fr=Fttan/cos=4307.29tan20/cos10=1591.1N (2.2)Fa=Fttan=4307.29tan10=759.49N (2.3)式中： 齿轮压力角，=20； 齿轮螺旋角，=10； TZ转向盘扭力矩，TZ =32800Nmm； d1齿轮分度圆直径，d1=15.23mm。2.2齿轮轴的设计计算 经过分析得到：图2.2 齿轮轴的受力分析图 在XY平面上， (2.4) 在XZ平面上， (2.5)图2.3 受力分析图 解得：，图2.4轴的弯矩扭矩图图2.5 齿轮轴的力矩图2.3齿轮轴的强度校核 查得40Cr的机械性能：B=750MPa=550MPa-1=350MPa-1=200MPa=4050MPa 由机械设计（第四版）查得：0=1.6-1=560MPasb=1.4s=770MPas=0.70B=525MPa 对称循环疲劳极限：-1b=0.41B307.5MPa-1=0.30B=225MPa 脉动循环疲劳极限：0b=1.7-1b=522.75MPa0=1.4-1=280MPa 等效系数： (2.6) (2.7) 弯曲应力幅： (2.8) 平均应力幅：m=0 扭转切应力： (2.9) 扭转切应力和平均应力幅：a=m=24.3MPa (2.10) 查得： 应力集中系数：K=1.95，Kx=1.48； 表面状态系数：=1.5； 尺寸系数：x=0.98，=0.91； 安全系数：设为无限寿命，KN=1 (2.11) (2.12) 查得许用安全系数S=1.3，显然SS 故轴的安全系数校核符合安全标准第3章 转向系统工况校核与验算3.1选择材料由弹簧工作条件可知，对材料无特殊要求，选用C组碳素弹簧钢丝。因弹簧的工作次数小于104，载荷性质属II类，=0.45B。3.2计算弹簧丝直径 1)选择旋绕比C 取C=4(查机械设计手册得) 2)估算D2 按D30mm、D116mm， 取D2=24mm 3)计算弹簧丝直径d (3.1) 4)计算曲度系数K (3.2) 5)计算弹簧丝的许用应力=0.45B=0.451700=765MPa (3.3) 6)计算弹簧丝直径d (3.4)取d=6mm 1)工作圈数n (3.5) 2)总圈数n1 各端丝圈取1 故n1=n+2=6.5 3)节距tT=D2tan (3.6)则t=20tan6=7.92mm，取=6 4)自由高度H0H0nt+1.5d=4.437.92+1.55=43.59mm (3.7)3.3稳定性验算 高径比b： (3.8) 故满足稳定性要求。 邻圈间隙：=t-d=7.92-5=2.92mm (3.9) 弹簧单圈的最大变形量： (3.10) 故在最大载荷作用下仍留有间隙1：1=2.92-1.81=1.110.1d (3.11) 弹簧外径D：D=D2+d=24+5=29mm (3.12) 弹簧内径D1：D1= D2-d=24-5=19mm (3.13)s=1.25=1.25765=956.25MPa (3.14) 弹簧的极限载荷Flim： (3.15) 弹簧的安装载荷Fmin：Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N (3.16) 弹簧刚度Cs： (3.17) 安装变形量min： (3.18) 安装高度H1：H1= H0-min=42.59-7.20=35.39mm (3.19) 工作高度H2：H2= H0-max=42.59-8=34.59mm (3.20) 极限高度H3：H3= H0-lim=42.59-9.47=33.12mm (3.21)第4章 转向器其他附件的选择4.1轴承的选择 查机械工程及自动化简明设计手册 ： 轴承选择滚针轴承NA4901和深沟球轴承6203两个型号： 轴承NA4901，滚针轴承，内径d=12mm，外径D=26mm，宽B=13mm，基本额定动载荷Cr=9.6kN，基本额定静负荷Cor=10.8kN，极限转速19000r/min。 轴承6202，深沟球轴承，内径d=17mm，外径D=35mm，宽B=11mm，基本额定动载荷Cr=9.58kN，基本额定静负荷Cor=4.78kN，极限转速20000r/min。4.2润滑方式的确定 转向器的润滑方式：人工定期润滑 润滑脂：石墨钙基润滑脂(ZBE36002-88)中的ZG-S润滑脂。 密封类型的选择 密封件：旋转轴唇形密封圈FB 16 30 GB 138711992. 滚动轴承的润滑：滚动轴承可以用润滑脂或润滑油来润滑。试验说明，在速度较低时，用润滑脂比用润滑油温升低；速度较高时，用润滑油较好。一般情况下，判断的指标是速度因数dn。d为轴承内径(mm)，n为转速(r/min)。各种滚动轴承适用脂润滑或油润滑，油润滑适用什么样的润滑方式的dn值，可以查机床设计手册。 (1)脂润滑12 脂润滑可用于dn值较低，又不需要冷却的场合。脂润滑的结构比较简单，不存在漏油问题。使用润滑脂进行润滑，润滑脂的充填量不宜过多，不能把轴承填满。否则将引起轴承发热并把脂熔化流出，润滑效果将适得其反。另外填充油脂时不要用手抹（因手上有汗，会腐蚀轴承），应该用针筒注入，使滚道和每个滚动体都粘上脂。 (2)油润滑13油润滑适用一切转速，既可以起润滑作用，又能起冲洗降温作用。润滑油的粘度，是随油温的升高而降低的。为了保证滚动体与滚动道接触面内有足够强度的油膜，应使润滑油在轴承工作温度下的粘度为12-23cst。转速越高，粘度应越低；负荷越重，粘度应越高。如果轴系结构中使用普通轴承，而且轴系运行速度不是很高，润滑一般采用油浴方式；对于精度较高的设备，要求使用精密轴承，建议使用滴油或循环方式供油润滑，因为采用这两种润滑方式，可以对润滑油进行更好的过滤，减少赃物进入轴承，同时这两种润滑方式可以使润滑油充分散热，可以更好使轴承降温。4.3密封结构的确定系统中的密封结构，对于油润滑的轴承结构来说，为的是防止润滑油外漏和灰尘屑末切削液等进入；对于脂润滑的轴承结构来说，由于脂不会外泄，主要是防止上述外物。脂润滑的结构对防止外物进入的要求高些。因此对于密封结构的设计主要是考虑防漏和外物的侵入。 润滑油的防漏主要靠疏导，同时也要设计合理的结构。由于角接触轴承有泵油作用，而轴承一般是背靠背安装，所以主轴箱和端盖之间要有回油通道，以便润滑和防漏。甩油环密封结构，在工作时就能起到防漏和疏导作用。润滑油经轴承后，向右经螺母外流。螺母的外圆有锯齿形环槽。主轴旋转时将油泵向压盖内的空腔，然后经回油孔流回主轴箱。锯齿的方向应逆着油流的方向。环形槽应有2-3条。回油孔直径应尽量大一些。 20目录第1章 转向器的总体结构设计11.1转向器类型的选择11.2计算载荷的确定11.2.1转向力矩的计算21.2.2转向器传动比的计算21.2.3作用在转向盘上的力31.2.4转向横拉杆的计算31.2.5主动齿轮轴的计算41.3齿轮齿条的设计计算41.3.1齿轮齿条式转向器的设计要求41.3.2齿轮齿条转向器部件设计41.4转向器的材料选择及强度校核6第2章 转向器的主要零部件结构设计82.1 转向器的受力分析82.2齿轮轴的设计计算92.3齿轮轴的强度校核11第3章 转向工况校核与验算143.1选择材料143.2计算弹簧丝直径143.3稳定性验算15第4章 转向器其他附件的选择174.1轴承的选择174.2润滑方式的确定174.3密封结构的确定181转向器的总体结构设计1.1转向器类型的选择汽车转向系可按转向能源的不同分为机械式转向系和动力转向系两大类。汽车转向器是用来保持或改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，还要保证各转向轮之间有协调的转角关系。驾驶员通过操纵转向系统，使汽车保持直线或转弯运动状态，或者上述两种运动状态相互转换。机械转向系的能量来源是人力，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构、转向器、转向传动机构三大部分组成。其中转向器是将操纵机构的旋转运动变为传动机构的直线运动的机构，是转向系的核心部件。转向器按结构形式可分为多种类型。历史上曾出现过许多种形式的转向器，目前较常用的有齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式、循环球-齿条齿扇式、循环球曲柄指销式、蜗杆滚轮式等。其中第二、第四种分别是第一、第三种的变形形式，而蜗杆滚轮式则更少见。如果按照助力形式，又可以分为机械式(无助力)，和动力式(有助力)两种，其中动力转向器又可以分为气压动力式、液压动力式、电动助力式、电液助力式等种类通过对不同形式的转向器对比，最终选择采用齿轮齿条式转向器。1.2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。表3.1设计的基本参数名称轴距L前轮距L1后轮距L2方向盘直径数值2750mm1425mm1435mm380mm名称整车质量轮胎气压转弯半径 最小离地间隙数值1325kg200KPa5000mm170mm1.2.1转向力矩的计算 (1.1)其中式中: f轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取f=0.7；G1转向轴负荷，G1=10902.5N,单位为N；P轮胎气压，P=0.2MPa,单位为MPa。1.2.2转向器传动比的计算转向系的传动比由转向系的角传动比i和转向系的力传动比ip组成从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在方向盘上的手力Fh之比称为力传动比ip。方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比称为转向系角传动比i.它又由转向器传动比io转向传动装置角传动比ip所组成=33.3799975.0142537.33cos50002750costan=-=-=oBRLab=44.73式中: L汽车轴距，L=2750,单位为mm；R汽车最小转弯半径，R=5000,单位为mm；B前轮轮距，B=1425,单位为mm；W转向盘转角（速度），W=1260；K转向轮转角（速度），K=78.1；i转向器传动比,i=16.1。图1.1转向原理图1.2.3作用在转向盘上的力 (1.2)式中: L1转向摇臂长，单位为mm；MR原地转向阻力矩，MR=593951.4Nmm；L2转向节臂长，单位为mm；DSW转向盘直径，DSW =380mm； i转向器角传动比，i=16.1； +转向器正效率，+=0.9。 因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂，故L1、L2不代入数值。1.2.4转向横拉杆的计算 (1.3)式中: a=L2；=216MPa MR=593.95Nm取dmin=15mm1.2.5主动齿轮轴的计算 (1.4)式中： =140MPa 取dmin=18mm1.3齿轮齿条的设计计算1.3.1齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条式转向器若用直齿圆柱齿轮则会使运转平稳性降低、冲击大、噪声增加。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m的取值范围多在2-3mm之间，主动小齿轮齿数z多数在5-7个齿范围变化，压力角=20，齿轮螺旋角的取值范围多在9-15之间。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应地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。1.3.2齿轮齿条转向器部件设计 1.齿轮10： 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已操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。 (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 (2)选择齿轮传动精度等级 选用7级精度 (3)初选参数如下表所示表1.2齿轮的设计参数设计名称计算公式计算结果模数mn1-mn1=2.5齿数Z1-Z1=6压力角1-1=20螺旋角-=10斜齿圆柱齿轮直径dd=15.23mm 2.齿条11：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。相互啮合的齿轮的齿距P1=mn1cos1和齿条的齿距P2=mn2cos2必须相等。即mn1cos1=mn2cos2 计算出齿条的压力角为：2=20 (1.5)式中：L齿条行程，95mm； mn2齿条模数，2.5；2齿条压力角，2=20。取：Z2=31齿轮直径：d=mn1Z1/cos=15.23mm取齿宽系数：d=1.2齿宽：b=dd=18.3mm所以齿条宽b2取：20mm，即：b2=20mm齿轮宽：b1=b2+10=30mm，即：b1=30mm1.4转向器的材料选择及强度校核 1选择齿轮齿条材料、热处理方式及计算许用应力 (1)选择材料及热处理方式 齿轮：40Cr C-N共渗淬火、回火 4353HRC 齿条：45钢 调质处理 229286HBS (2)确定许用应力 (1.6) (1.7)1)确定Hlim和Flim经查机械设计手册得：Hlim=1500MPaFlim=300MPa2)确定寿命系数ZN、YN 经查机械设计手册得：ZN=1.4（接触次数取8106次）YN=1（接触次数取8106次）3)计算许用应力取：SHlim=1，SFlim=1.4 (1.8) 经查机械设计手册得：应力修正系数：YST=2 (1.9) 2.强度校核 1)校核齿轮接触疲劳强度: 选取参数，按ME级质量要求取值 经查机械设计手册得:Hlim=1500MPaSHlim=1ZN=1.4（接触次数取8106次） (1.10) 经查机械设计手册得：齿轮使用系数：KA=1.35齿轮动载系数：KV=1.05 齿轮齿向载荷分布系数：K =1.12 齿轮齿间载荷分配系数：K=1.0K= KAKVKK=1.351.051.121.0=1.5876 (1.11) 转矩：TZ=FhL2=2050.16=32.8Nm=32800 Nm m (1.12) 齿面接触疲劳强度校核： (1.13)式中：ZE材料弹性系数，ZE =189.8(由机械设计手册查得)ZH节点区域系数，ZH =2.15(由机械设计手册查得)Z重合度系数，Z=0.94(计算=1.165，=0.55由机械设计手册查得)Z螺旋角系数，Z=0.99(由机械设计手册查得)u齿轮传动比，u =20:6=10/3 得：H =1896.7MPa H=2100 MPa 故齿轮接触疲劳强度满足要求。 2)齿轮弯曲疲劳强度校核： 经查机械设计手册得：F=428.57MPaSFlim=1.4YST=2YN=1(接触次数取8106次) (1.14) (1.15)式中： YF外齿轮的齿形系数，YF =2.8(由机械设计手册查得) YS外齿轮齿根应力修正系数，YS =1.5(由机械设计手册查得) Y螺旋角系数，Y=0.9(由机械设计手册查得) Y重合度系数，Y=0.75(由机械设计手册查得) F =332.6MPa F=428.57MPa 故齿轮弯曲疲劳强度符合要求。第2章 转向器的主要零部件结构设计齿轮轴指支承转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。一般为金属圆杆状，各段可以有不同的直径。机器中作回转运动的零件就装在轴上。2.1 转向器的受力分析若略去齿面间的摩擦力，则作用与节点上的法向力Fa可以分解为径向力Fr和分力F，分力F又可以分为圆周力Ft和轴向力Fa。 受力分析如图2.2所示： 计算力如下：Ft=2TZ/d1=232800/15.23=4307.29N (2.1)Fr=Fttan/cos=4307.29tan20/cos10=1591.1N (2.2)Fa=Fttan=4307.29tan10=759.49N (2.3)式中： 齿轮压力角，=20； 齿轮螺旋角，=10； TZ转向盘扭力矩，TZ =32800Nmm； d1齿轮分度圆直径，d1=15.23mm。2.2齿轮轴的设计计算 经过分析得到：图2.2 齿轮轴的受力分析图 在XY平面上， (2.4) 在XZ平面上， (2.5)图2.3 受力分析图 解得：，图2.4轴的弯矩扭矩图图2.5 齿轮轴的力矩图2.3齿轮轴的强度校核 查得40Cr的机械性能：B=750MPa=550MPa-1=350MPa-1=200MPa=4050MPa 由机械设计（第四版）查得：0=1.6-1=560MPasb=1.4s=770MPas=0.70B=525MPa 对称循环疲劳极限：-1b=0.41B307.5MPa-1=0.30B=225MPa 脉动循环疲劳极限：0b=1.7-1b=522.75MPa0=1.4-1=280MPa 等效系数： (2.6) (2.7) 弯曲应力幅： (2.8) 平均应力幅：m=0 扭转切应力： (2.9) 扭转切应力和平均应力幅：a=m=24.3MPa (2.10) 查得： 应力集中系数：K=1.95，Kx=1.48； 表面状态系数：=1.5； 尺寸系数：x=0.98，=0.91； 安全系数：设为无限寿命，KN=1 (2.11) (2.12) 查得许用安全系数S=1.3，显然SS 故轴的安全系数校核符合安全标准第3章 转向系统工况校核与验算3.1选择材料由弹簧工作条件可知，对材料无特殊要求，选用C组碳素弹簧钢丝。因弹簧的工作次数小于104，载荷性质属II类，=0.45B。3.2计算弹簧丝直径 1)选择旋绕比C 取C=4(查机械设计手册得) 2)估算D2 按D30mm、D116mm， 取D2=24mm 3)计算弹簧丝直径d (3.1) 4)计算曲度系数K (3.2) 5)计算弹簧丝的许用应力=0.45B=0.451700=765MPa (3.3) 6)计算弹簧丝直径d (3.4)取d=6mm 1)工作圈数n (3.5) 2)总圈数n1 各端丝圈取1 故n1=n+2=6.5 3)节距tT=D2tan (3.6)则t=20tan6=7.92mm，取=6 4)自由高度H0H0nt+1.5d=4.437.92+1.55=43.59mm (3.7)3.3稳定性验算 高径比b： (3.8) 故满足稳定性要求。 邻圈间隙：=t-d=7.92-5=2.92mm (3.9) 弹簧单圈的最大变形量： (3.10) 故在最大载荷作用下仍留有间隙1：1=2.92-1.81=1.110.1d (3.11) 弹簧外径D：D=D2+d=24+5=29mm (3.12) 弹簧内径D1：D1= D2-d=24-5=19mm (3.13)s=1.25=1.25765=956.25MPa (3.14) 弹簧的极限载荷Flim： (3.15) 弹簧的安装载荷Fmin：Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N (3.16) 弹簧刚度Cs： (3.17) 安装变形量min： (3.18) 安装高度H1：H1= H0-min=42.59-7.20=35.39mm (3.19) 工作高度H2：H2= H
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