1、毕业设计说明书轿车转向系统设计2022年6月轿车转向系统设计摘要在任何路况、任何速度下，车辆转向系统都能满足驾驶员的要求，增强车辆在不同工况下的安全性能，提高驾驶环境。这是保证车辆安全运行的关键部分。本文以现有的转向系统为研究对象，结合其工作原理、设计方法和相关的性能参数，设计了一套齿轮齿条式液压转向系统。本文的主要内容有：汽车转向系统的总体概况、主要性能参数的确定、齿条式转向机构的设计、有关零件的检查、转向系统其他部分的设计，并利用3D软件来进行三维建模。关键词：转向系统，齿轮齿条，转向器，液压助力1绪论11.1 课题研究的目的和意义11.2 国内转向系统的研究现状21.3 国外转向系统的研
2、究现状21.4 常见的转向器类型21.5本章小结42转向系统的主要性能参数的确定52.1转向盘回转总圈数52.2转向系的效率52.3转向系的传动比62. 3.1力传动比与转向系角传动比的关系73. 3.2转向系角传动比74. 3.3转向器角传动比及其变化规律85. 3.4转向器传动副的传动间隙&92.4本章小结103机械式转向器方案确定及设计计算116. 1转向器的选择116.2 齿轮齿条转向器的设计116.2.1 、输入输出形式选择116.2.2 齿轮、齿条形式选择126.3 齿轮齿条转向器的布置方式及其选择126.4 转向轮偏转角计算136.5 齿轮齿条参数选取和计算146.6 转向器材料
3、及其他零件选择173.6.1齿轮齿条材料选择173.6.2轴承的选择173.6.3转向器的润滑方式和密封类型的选择173. 7本章小结184齿轮齿条强度计算及校核194.1齿条受力分析及强度计算194. 1.1齿条的受力分析194 .1.2齿条齿部的强度计算205 .2小齿轮的强度计算214. 2.1齿面接触疲劳强度计算214 .2.2齿轮齿根弯曲疲劳强度计算245 .3齿轮轴的强度校核254. 3.1轴的受力分析254. 3.2计算支承反力264. 3.3轴的弯扭合成强度的校核274. 3.4轴疲劳强度安全系数校核274. 4本章小结285其他部件的设计295. 1防伤安全机构的设计295.
4、2转向盘305.3球头销305.4转向梯形机构设计325.4.1整体式转向梯形机构分析335.4.2整体式转向梯形机构模型分析345.5本章小结38结束语38参考文献39致谢错误!未定义书签。第U页共n页1绪论1.1 课题研究的目的和意义自从汽车问世以来，汽车已经成为人们日常生活和工作的一个重要组成部分。一部完整的车，必须包含一个控制系统，这是构成一部车的关键部件。车辆的转向系统是车辆在日常驾驶过程中的一个关键环节，因此，如何使车辆具有良好的转向性能和良好的驾驶性能，是当前我国汽车工业发展的一个重要问题。汽车转向是指汽车在行驶时，按照司机的意愿和需要，改变其行驶方向。在车辆行驶过程中，在遇到车
5、辆转向时，必须采用转向控制装置，将方向盘与车辆纵轴呈一定角度，从而实现车辆转向。在车辆运行中，当车辆处于直线状态时，由于横向作用力和方向干扰，导致车辆发生偏移。在这个例子中，你要开一辆车，不要改变司机的原始行驶方向，把方向盘转向相反的方向。这种转向装置称为车辆的转向装置。图1T转向系统车辆在行驶中，由于车辆的转向系统工作环境的多变，其速度和负载也会随之发生变化，长期的弯曲、扭转、剪切以及路面情况的不同，会导致车辆的行驶性能、经济性和安全性的降低。如今的公路上，各种不同的交通工具，不同的司机，不同的道路，都会对车辆的行驶造成一定的影响，这个时候，汽车的操控就变得至关重要了。汽车的转向系统也像是一
6、棵正在茁壮成长的小树苗，经过了纯粹的机械式、液压式、电动式、电动式、线控式，随着它的不断发展，汽车的操纵性、安全性、稳定性，都会得到极第1页共40页中北大学2022届本科毕业设计说明书大的提升，司机们也会更加放心的驾驶。本课题的研究，不但可以使我们更好地了解课题，而且可以使我们顺利地从学业向工作的转变，使我们能够把所学的知识应用于实际的问题，从而使我们的语言和写作能力得到进一步的提高，从而建立起我们的科学思想体系，提高我们的工程素养。1.2 国内转向系统的研究现状我国的汽车配件产业与汽车业一同成长，而转向工业也在不断地被检验，自1950年代至今，转向工业迅速发展。原始的转向装置，球蜗杆，指针式
7、转向装置，结构简单，安全性低；在二十世纪七十年代初期，人们思想开放，后来又发明了齿轮齿条，技术日新月异，直到九十年代，才有了水力操纵。我国的汽车技术也在跟上世界的脚步，不断地在增强国内的汽车工业。目前，我国的液压转向装置已经占据了国内一半的市场，目前已经有了液压转向技术，今后的研究重点将是车辆EPS,同时也是国内外的环境。1.3 国外转向系统的研究现状国外汽车工业发展较快，技术水平也较国内先进。EPS是一种在液压转向系统之后的动力转向装置。EPS技术在二十多年的发展中逐渐成熟，逐渐由小型轿车向大型轿车、商用客车应用，并逐渐向更广阔的领域发展。美国通用公司在二二年九月的巴黎国际汽车展览会上，第一
8、款电动转向动力燃料电池概念车Hy-Wire,这款概念车是由氢燃料和线性控制组成，它没有任何操纵踏板，只有一个电控控制面板，叫做X-Drive。它抛弃了转向、加速、制动等机械操作，全部由电子控制，这使得车辆的内部空间设计、总布局设计和车身设计都发生了翻天覆地的变化，同时也表明了电子转向技术的发展潜力。1.4 常见的转向器类型齿条式转向机构是一种比较简单的传动机构，它包括两个部件：齿轮和齿条。其工作时，齿条与齿条相啮合，在转向轴驱动下，齿条沿直线移动，而不能完成回转；通过齿条驱动操纵杆，驱动轮子转动，完成转向。其优势在于：结构简单、制作方便、造价低廉、操纵快速、占用空间少、与横拉杆直接相连。广泛用
9、于汽车。第2页共40页中北大学2022届本科毕业设计说明书齿轮齿条式转向工作原理图图-2齿轮齿条转向器蜗杆曲轴销式舵的主动件是蜗杆，随动件是一根曲轴销。部分蜗杆加工为带有轴承支撑的圆锥指针的梯形螺纹，曲柄和转向摇臂是一体的。其工作时，转向力矩通过转向盘传给蜗杆，蜗杆的螺旋状螺旋驱动锥形销，锥形销的移动包括旋转和围绕着转向摇臂的弧形运动，弧形运动驱动曲轴和转向悬臂，将扭矩传递给转向机构,从而实现转向轮的偏转，从而完成转向。由于该转向装置能够承受很大的转向力，所以经常被用于货车上。循环式转向装置是利用传动装置将方向盘上的旋转速度减慢，再由方向盘的旋转带动涡轮机旋转，螺杆的螺钉与螺母啮合，并在齿槽中
10、装入一颗钢珠，蜗杆的旋转会推动滚珠在凹槽中流动，从而带动螺母的直线运动，当螺母与扇形齿轮啮合时,直线运动就会变成弧形，而圆弧则会摆动转向臂，转向臂与横拉杆相连，横向拉杆移动，实现方向盘的左右方向。这是一种传统的车体构造，现在大部分的现代车辆都没有采用，它采用了最先进的方法来辅助驾驶。它的基本原理就是利用螺帽和螺钉进行相对移动，而在螺钉与螺钉之间的球体进入球内，以减少阻力，所有的球体都会在封闭的螺旋形内滚动，这就是循环球式的由来。图4循环球式转向器与齿条转向系统相比，齿条式转向系统中的齿轮齿条液压转向系统，它主要包括转向泵、转向、转向、转向阀、转向油缸等。中国在十几年的发展过程中，已经在豫北光洋
11、转向器股份有限公司等领域形成了较为成熟的技术研发与生产厂家。1.5 本章小结这一章主要介绍了汽车转向系的发展历程，同时也介绍了目前国内外汽车转向系的研究状况，以便更好地理解和指导未来的设计。2转向系统的主要性能参数的确定表2-1转向系统设计基本参数参数名称具体参数值前后轮距1590mm/1585mm轮胎型号215/60R16轴距2800mm主销偏移距lOOnun整车装备质量1450kg转向轴的扭矩300Nm前后满载周和分配950/850(kg)最高时速200km/h轮胎压力0.24Mpa最大转向角左右45转向盘直径380mm2.1转向盘回转总圈数方向盘转动的次数有限，既要考虑转向系统的角度传动
12、比，也要考虑最大的转向角度。就大部分客车来说，方向盘转到左边或右边最大，然后再转到对方的最大,方向盘的旋转次数不能超过4次，卡车只能转6次。2.2转向系的效率式(2.1)转向系的效率为由转向器的效率和传动机构的效率决定，即转向器的效率有正效率乙和逆效率/两种。正效率式(2.2)逆效率式(2.3)式中：6一作用在转向盘上的功率；尸2一转向器中的摩擦功率；P3一一转向摇臂轴的功率大小。关于蜗杆类和螺杆类转向器，假如只针对啮合副的摩擦损失，忽略轴承和其他部件的摩擦损失，其效率可以用下面的公式计算：式(2.4)式(2.5)_tana。+tan(a0+P)_tan(a0-p)九=tan4式中：tz0蜗杆
13、或螺杆的导程角，劭=/=10；p摩擦角，/?=arctan/；f摩擦系数，取/=0。4(查得淬火钢对淬火钢的摩擦副摩擦系数/=0.030.05,选取/=0.04)；则:p - arc tan/ = arctan0.04式(2.6)_tan4_tan10_削0tan(a0+p)tan(10+arctan0.04)式(2.7)2.3转向系的传动比转向系的传动比由转向系的角传动比。和转向系的力传动比ip两部分组成。转向系的力传动比。是地面作用在转向轮的合力2月和驾驶员作用在转向盘上的力罪之比。转向系的角传动比乙。为转向盘转过的角度与位于驾驶室旁的转向轮转过的角度之比。.它包含转向器的角传动比乙、转向
14、传动装置的角传动比。两部分。2.3.1力传动比与转向系角传动比的关系轮胎与地面之间的转向阻力兄和作用在转向节上的转向阻力矩叫之间有如下关系乙.=”式(2.8)a式中：a为主销偏移距，指从关节销的主销轴的延伸线到支撑平面到车轮中心与支撑平面交点的距离。作用在转向盘上的手力6可用下式表示招=也式(2.9)0sw式中，为作用在转向盘上的力矩；Aw为转向盘直径。将式(2.8)、(2.9)代入i0=黄后得到式(2.10)分析式(2-8)可知，当主销偏移距a小时，力传动比应取大些才能保证转向轻便。大多数乘用车的a值是转向轮轮胎宽面尺寸的0.40.6倍，而货车的a值则被限制在4060mm内。如若不计摩擦损耗
15、，有能量守恒定律可得，2例，可用下式表示式(2.11)将式(2.11)代入(2.10)后得到.=LhAv式(2.12)p2a当a和不变时，随着力传动比i。增大，驾驶员的转向作用力越小，但也会导致蒋。也越大，使得转向灵敏度降低。2.3.2 转向系角传动比转向传动机构角传动比，除用用表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长L2与摇臂臂长L1之比来表示，即。现代汽车结构中,L2与L1的比值大约在0.851.1之间，可近似认为其比值为=o由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比1及其变化规律即可。2.3.3 转向器角传动比及其变化规律式（2.10）表明：增大角传动比可以增加力传动比。从=
16、2/招式可知，当凡一定时，增大i?能减小作用在转向盘上的手力暴，使操纵轻便。考虑到由的定义可知：对于一定的方向盘角速度，方向盘偏转角速度度与转向角比成反比。当角度比增加时，方向盘偏转角对方向盘的角速度的响应变慢，转向操作时间增加，车辆的转向灵敏度降低。因此，“轻”和“灵”是矛盾的。要解决这个矛盾，你可以使用变速比转向器。变速比转向器可以由齿轮齿条转向器、循环球式转向器、蜗杆指销式转向器制造而成，下面就齿轮齿条转向器变速比工作情况进行分析。根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即必=&2。其中齿轮基圆齿距%=/cos/,齿条基圆齿距2=2cosa2o由上述两式可知：当齿轮具有标准模数叫和标准压力角
17、/与一个具有变模数m2、变压力角的齿条相啮合，并始终保持叫cos%=牲cos4时，它们就可以啮合运转。如果齿条中间的压力角（相当于直线行进位置）最大，两端逐渐减小（模数减小），则驱动齿轮的啮合半径也减小，导致相同转向方向盘，机架行程也减少。因此，转向装置的转向比是可变的。图2T是根据上述原理的齿条和小齿轮的齿条压角的变化的示例。从图中可以看出，齿条中间的齿具有较大的压力角，齿轮具有较大的节圆半径，齿具有较宽的齿根和较浅的齿；牙齿较细，牙齿较陡。图2T齿条齿压力角变化简图a）齿条中部齿b）齿条两端齿转向器角传动比随着方向盘的改变而改变，因此，它可以被设计成保持不变、增加或减少。另外，汽车的转向轴
18、载荷和汽车的操纵性需求是决定其角传动比规律的重要因素。在全角度的方向盘上，如果转向轴的负荷较少，驾驶员在驾驶过程中不会感觉到沉重。在以上两个条件下，应使用更小的转向角，减少转向盘的总转数,从而提高汽车的驾驶性能。由于转向阻力矩基本上与“车轮偏转角度改变”成正比，因此，在低速转弯时,驾驶员的操控性问题尤为突出，因此必须选用较大的转向角。在高速转弯时，方向盘的转角、转向阻力、方向盘的反应都很好，转向角的变速比应该更低。从这一点可以看出，在选用变速比时，应该选用转向器的转向器，该转向器的转向器具有较大的转向器和较大的转向器，如下图2-2所示。Ap图2-2转向器角传动比变化特性曲线2. 3.4转向器传
19、动副的传动间隙At每一种转向装置的传动副都有一个空隙，这种空隙称为传动空隙。方向盘角度的改变会导致这种间隙的尺寸改变，这种改变叫做转向机构的齿轮间隙，见图2-3。这对研究汽车在直线行驶中的平稳性和转向装置的使用寿命具有重要的意义。若转向机构的传动副存在着一定的间隙，那么当方向盘受到侧向力的作用时，车轮将会发生偏移，从而导致车辆失去平衡。为了防止这一点，变速器的间隙应该是最小的，最好是在中间位置，或者接近中间的位置。在公路上，倒计时时需要调整方向盘，所以会经常用到旋转副的中部和邻近部位，这个部位的磨损要比两边都要快。在靠近中部的地方，因磨损而产生的空隙过大，需要进行调节，以消除空隙。经过调节后，
20、方向盘能平稳地左右转动，不会出现卡顿。图2-3转向器传动副传动间隙特性如图所示，曲线1是指转向装置处于磨损状态时的空隙特征；曲线2是磨损后的空隙特征，如图所示，最大的是中部；弧形3是在去除了间隙之后的间隙特征。2.4本章小结该章以原始资料为基础，对转向系的主要性能指标进行了计算，其中主要内容有：方向盘总圈数、转向系传动比、转向器角度比的改变、传动副的传动间隙等。3机械式转向器方案确定及设计计算3.1 转向器的选择从这个名称来看，转向装置是最重要的，也是最重要的。其作用是通过增大方向盘扭矩来克服车轮与地面的摩擦力矩；降低转向轴转速,将摇臂轴运动到靶位置;方向盘与方向盘的转动配合良好。转向机构的设
21、计，根据汽车种类、前桥载荷、工况等因素，以及在不同工况下,如转向、转向等性能，如效率、转矩、转向等。对于前桥负荷在1.2t以下的中小型轿车、货车，则采用齿条传动装置。传动装置容易，传动装置简单，适合汽车使用。所以，选用了齿条式转向机。3.2 齿轮齿条转向器的设计1、 2.1、输入输出形式选择在齿条加工过程中，由于齿位的不同，输入齿轮的排列形式也不尽相同，如中间输入和侧面输入；从中间输入，然后在图3-1a中显示的两个端子上输出；从侧面输入，可以从两端输出，中间输出，或一部分输出，如图3T所示。图3.1齿轮齿条转向器的四种形式中间输出模式采用侧向输入方式，使左右极点在汽车纵向对称平面上延伸。随着摇
22、杆长度的增大，摆轮倾角降低，对降低车轮、转向系统、悬挂后的下一次跳跃都是有益的。所述杆与所述的齿条紧固螺栓相结合，以使所述两根所述杠杆沿所述机架的左右方向运动，以在所述转向架的外壳上形成一条轴向的狭槽，由此减小了所述转向架的强度。采用侧向输入，两端输出的方案容易受到转向杆长度的影响，并且容易与悬挂系统的导向装置发生干扰，但是该方案结构简单、材料少、转向精度高，因而被广泛地用于车辆。而普通的平头货车，则是一种以一端为输出的方式。3、 2.2齿轮、齿条形式选择如果齿轮、齿条均为直线，则齿条传动机构工作时，传动机构的啮合稳定性下降，齿条间的碰撞较大，噪音较大。另外，直齿啮合齿轮齿条的轴向角度是直线的
23、，会对整个转向系统的整体布局造成不便，因而被淘汰。采用螺旋齿条与螺旋齿条相配合，使传动机构的重合度增大，运转顺畅，振动和工作噪声减小，齿条轴与齿条的夹角易于达到总体设计的要求。由于螺旋齿在轴向上的作用力，所以转向装置应该使用角接触球轴承，但存在着轴承使用寿命短、磨损相对大等问题。本设计采用了斜齿啮合模式。框架的横断面为圆形、V型、Y型。圆形断面的加工方法相对来说较为简便。V、Y型断面与圆型断面相比，其耗材更少，节约20%左右，因此，其产品质量非常低；在齿轮下面的两个斜面和齿条架的接触可以阻止齿条绕着轴转动；能增加Y型齿条的齿宽，增加其强度。在机架与机架之间，一般采用聚四氟乙烯等耐磨材料作为衬垫
24、，以降低滑移的摩擦力。在轮子打滑、转向或操纵时，如果车架的动作可以用来转动车架的转矩，应该采用V型和Y型的齿条，以避免齿轮转动，破坏齿轮的齿牙无法正确啮合。本设计选用的型式为圆端面架。3.3 齿轮齿条转向器的布置方式及其选择转向器与转向梯形之间存在一定的关系，以转向轴为参照，根据转向器、转向梯形的前后位置，可以划分为四类：1、后置转向器，后置梯形（图3-3a）；2、后置转向器，前置梯形（图3-3b）；3、前置转向器，后置梯形（图3-3c）；3、前置转向器，前置梯形（图3-3d）。图3-2齿轮齿条转向器的四种布置形式在当前的汽车业中，大部分的汽车都是采用第一种布局（图3-2a）：后向转向架，后向
25、梯形。此设计亦是如此。3.4 转向轮偏转角计算在最大拐弯处，最小转弯半径是22.5倍的轴距。这款车的轴距是2800毫米,所以这款车的转向半径应该在5.6-7.0米之间，并且尽量保持较低的价格，以保证更好的机动性能。最小转弯半径m取6.3m。%,ax=msinL/（Rmm-a）式（3.1）式中：a为主销偏移距，大部分客车的a值是方向盘轮胎宽度的0.40.6倍，而卡车的a值是4060毫米，且由表2-1得，主销偏距为100mm,夕为转向内轮转角。图3.3转向角由图3.3可计算出转向轮外轮的最大转角。tan/?=式（3.2）RxcosaB由公式（3.1）、（3.2）计算可得，a=26.8,=34.8。
26、3.5 齿轮齿条参数选取和计算目前，用于轿车的齿条转向装置多为斜齿轮和齿条转向装置。齿轮模数范围在23mm,活动齿轮齿数在5s7齿范围内，压力角。=20,齿轮螺旋角范围在915。齿条的数目应该是在转向角最大时，应达到相应的齿条运动冲程。传动比传动的压力角度，目前的结构为1235度。此外，还应该对齿轮的弯曲和啮合强度进行检测。为了让齿轮齿条的齿啮合达到最佳，那么齿轮齿条的齿的要求为：=m2=m,a=a，B、/32o为了设计出合理的齿轮齿条，则相应参数如表3-1所示：表3T齿轮齿条主要参数名称齿轮齿条齿数Z731模数Mn2.52.5压力角a“2020螺旋角夕乩=12。=12变位系数0.650由于车
27、辆在转向过程中，由于地面摩擦、机械摩擦等因素的影响，必须克服转向轮的阻力、转向轮的稳定阻力、轮胎的变形阻力、转向系统的摩擦阻力。以下公式用于计算车辆在沥青或混凝土路面上的原位阻力（N-mm）。用下列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%=匡式（3.3）3VP式中：f转向轮胎和地面的滑动摩擦系数，取07P为轮胎气压（MPa）,取0.24MPa；所以，M,. =441018.3N - mm方向盘的转动圈数：n =，破3 + &）= 3.42 360其中，ieo为初选传动比。方向盘上的操纵载荷力：广 2LMr2x441018 .3rl =A22M,i“+380 x 20 x 0.80
28、9式中：L为转向摇臂长；%为转向节臂长，在现有的大多数汽车构造中式（3.4）143.5N式（3. 5），转向机传动机构的角传动比G,转向轴负荷（N）,取前轴满载950Kg；为L = %；其值在0.851. 10之间，一般取由公式招=也得，可计算方向盘上的力矩为： ，swMh = FhDsw = 54530 Nmm力传动比为：MrDw 441018 .3 x 380 。八= -= 30.p Mha 54530 x 100齿宽系数取% =1.2式（3.6）式（3. 7）4= =*589小式（3.8）齿条宽度b2=%=1.2*17.89=21.47加圆整取b2=22M。则齿轮齿宽为b,=b2+10=
29、32nun。针对转向机构的结构特性及轴距的需要，合理地选取齿轮轴的位移系数。由于齿轮和齿条转向架的结构特性，通常采用斜齿轮，以防止齿顶太薄，并达到齿轮的啮合要求，通常选用较小的齿高系数。据此，初步选定齿轮和齿条齿顶高系数h：=1顶隙系数c*=0-25；齿轮的变位系数乙=065。相应基本参数如下表3-2所示。表3-2名称符号公式齿轮齿条齿数Zz731分度圆直径dd=-cos17.89-变位系数Zn0.65-齿顶高4.1252.5齿根高h/1.53.125齿顶圆直径dad=d+2426.14-齿根圆直径d/df=d2%14.89-齿轮中圆直径ddm=d+2%“m”21.14-螺旋角P-12(右旋)
30、12齿宽bb=匕32223.6转向器材料及其他零件选择3.6.1齿轮齿条材料选择小齿轮：齿轮一般选用国内常用的性能优良的20CrMnTi合金，经热处理后，其齿面硬度可达HRC5863。而选择与20CrMnTi配合良好的40Cr齿条，采用高频淬火处理，使其表面硬度达到HRC5056。3.6.2轴承的选择轴承1：选择角接触球轴承7004C(GB/T292-1994)；轴承2：选择角接触球轴承7001C(GB/T292-1994)。3. 6.3转向器的润滑方式和密封类型的选择转向器的润滑方式：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；密封件：旋转轴唇形密封圈(
31、FBI630GB138711992)03.7本章小结这一章的内容是决定了主要的转向机的方案，并且已经决定了转向机的参数。主要内容有：最小转弯半径、齿轮齿条的选取、齿轮齿条参数的选取、转向器材质的选用等，为以后的强度计算奠定了基础。第41页共40页4齿轮齿条强度计算及校核4.1 齿条受力分析及强度计算4.1.1 齿条的受力分析根据上述公式3-6,可以看出，在该结构中，转向装置的输入力矩是T=54.5Nm,在啮合时，会产生摩擦，故齿轮齿条经常被润滑，因而摩擦力远小于其它力。齿条的受力状态与斜齿啮合，其受力状态见图4-1。图4-1齿条的受力分析正如图4.1所示，在齿轮齿条表面上施加的法向力F“，垂直
32、于齿面，将工分解成沿齿条径向的分力（径向力）Fr,沿齿轮周向的分力（切向力）Ft,沿齿轮轴向的分力（轴向力）Fxo各力的大小为:式(4. 1)式(4.2)r2T一F*%COS力工=*吆四式(4. 3)cosa cos1式(4. 4)式中：力为齿轮轴分度圆半径，a,为法面压力角。齿轮轴受到的切向力：耳=*=6092. 8N式（4. 5）d式中：T为施加到转向输入轴上的扭矩，T=54530Nmm； d为齿轮轴的分度圆直径。齿条齿面的法向力:F = 6628.7 Ncosacos式(4. 6)齿条齿部受到的切向力:Fxl = Fn cosa” = 6228.9N式(4. 7)4. 1.2齿条齿部的强
33、度计算齿条的单齿弯曲应力:式(4.8)式中：工,齿条齿面切向力;b危险截面处沿齿长方向齿宽;/?,齿条计算齿高；s危险截面齿厚.根据以上提供的公式可计算出齿条齿根弯曲应力:7x6228.9x5.62520x3.162l22SN/mm2式(4.9)上面所作的计算仅限于对齿的啮合应力。事实上，齿条与齿轮的总交迭系数是2.63（理论计算），并且至少有两对齿，以便每一齿的弯曲应力应该被减小一倍,那么：b尸01=式（4.10）齿条的材料为40Cr,抗拉强度735Mmm2（暂不考虑热处理对材料强度的影响）齿部弯曲安全系数：式（4.11）S=-=1.2/01因此，该齿条结构的设计完全达到了弯承载力设计的要求
34、，同时也达到了齿面接触强度的要求。图4-2齿条4.2小齿轮的强度计算4.2.1齿面接触疲劳强度计算在对斜齿圆柱齿轮进行接触应力的计算时，所导出的计算方法与直齿圆柱齿轮类似，但必须考虑到其特征：啮合时接触线为倾斜，从而提高了接触强度；重合度大，传动平稳。为方便分析和计算，一般采用在每根齿面上的每一根接触线上所承受的荷载。沿着齿面接触线的每一单元长度的平均负载P（单位为N/mm）是：P=”式（4.12）L式中工一一作用在齿面接触线上的法向载荷；L沿齿面的接触线长，单位mm。法向载荷F,为公称载荷，在实际的传动过程中，由于齿形、基节、齿形等因素的存在，会导致齿面负荷增加。另外，当齿与齿之间同时啮合时
35、，负载分布并不均匀，甚至在一对齿上，负载也不能均匀地沿接触线上分布。所以，在计算负荷强度时，必须以每根接触线的最大负荷为基准，即对匕,(单位N/rnm)进行计算。即：p=KP=K式(4.13)式中:K载荷系数。载荷系数K包括:使用系数Ka,动载系数Kv,齿间载荷分配系数Ka及齿向载荷分布数K勿即:K=KsKvKaKp式(4.14)使用系数长八是考虑外设对齿轮啮合的额外动态负荷的影响，K/l.O；动载系数齿轮传动加工与组装存在一定的误差，而且在载荷作用下，齿轮也会产生弹性变形，因此引入了动载系数，%=1.0;齿间载荷系数K&齿轮的制造精度7级精度,K“a=1.2。式(4. 15)式(4. 16)
36、式(4. 17)式(4. 18)齿向荷分配系数K齿宽系数为：K/磔=1.12+0.18*(1+0.6内2)+0.23*10%=15所以载荷系数K=KAKvKaKfi=1*1*1.2*1.5=1.8斜齿轮传动的端面重合度幺2=bsinP)=1.65在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度为：PKP=K?因为L=-COS!式（4.19）F“=白-式（4.20）COSgcos%所以KFnKF,瓯式（4.21）L&cos4cosgbqcosa,=1.8*6092,8/22/1.65/0.67=450.9N/mm=r;-y X X J 1-/ , I-/； | sin,cosa, H)= ZeZ 断x
37、归父分式中：ZE弹性系数Ze-* +JV 1 Ey E-用20 CrMnTi合金作为主动小齿轮的材料, 巴,心都为合金钢，Zg取189.8MPa2。ZH节点区域系数Z“=J 2cos/, sin a cos/可根据螺旋角夕查得，ZH =2. 44o齿轮齿条的传动比u, u趋于无穷u +1 ,1U所以劭=56. 2MPa。bd遂以式(4. 22)-式(4. 23)根据材料选取 1，也，均为6 28,式(4. 24)式(4. 25)r I 2cos.KF,u采用赫兹公式，将等效的直齿圆柱齿轮的相关参数代入，得出了其齿面接触疲劳强度的计算公式：小齿轮接触疲劳强度极限为鹏=1000,应力循环次数N=2
38、x105,所以Khn1以遥的失效几率和S=1的安全度，可以求出许用的接触疲劳应力crw=卬小加=ixlOOOMPa=1lOOMPa式（4.26）s式中：Khn接触疲劳寿命系数由此可得外口/，因此，齿轮的选取符合齿轮的齿面接触疲劳强度的要求。图4-3斜齿轮4. 2.2齿轮齿根弯曲疲劳强度计算齿根在载荷作用下受到的最大弯矩最大，因而齿根处的疲劳强度最低。在双齿啮合区，在齿顶啮合时，弯矩的力臂最大，而力不是最大，所以扭矩不会达到最大。通过理论计算得出，齿根承受的最大弯矩是在单对齿啮合最高点处产生的。所以，齿根的抗弯强度也应该是以加载到单齿啮合区的最高点来计算的。由于齿面上的齿根处和齿根处的位置经常发
39、生变化，难以准确地求出齿根处的应力，因此，采用等效法面上的等值圆柱齿轮近似求出齿根处的应力。将等效齿轮的相关参量转化为直齿圆柱齿轮的弯曲强度，并在此基础上引入了螺旋角系数，并在此基础上考虑了螺旋角对弯矩的影响，得出了用于计算斜齿轮弯曲疲劳强度的校核公式：弓=卜式（4.27）bm岛齿间载荷分配系数K-a=L2；齿向载荷分配系数K，=L33；载荷系数K=KAKvKFaKFfi=1x1x1.2x1.33=1.56；齿形系数L=341；校正系数4=1%螺旋角系数，查得右=0.83。校核齿根弯曲强度KF弓=厂（外式（4.28）bm总#o-F=L56x6092-8x3.41xl.4x0.83=415.OI
40、MPaf22x2.5x1.65弯曲强度最小安全系数min，Sfmin=1.5；弯曲疲劳许用应力为口=必外式（4.29）SfminKfn一弯曲疲劳寿命系数，Kfn=1.5。r4B11.5x1000rrr*x可得，crF=1OOOA/Ptzo所以，所以剖面a-a安全。4.4本章小结该章主要介绍了齿轮齿条的设计和强度检验，以及对其进行强度检验，以确保工件的强度符合要求。5其他部件的设计5.1防伤安全机构的设计通过对车辆正面撞击的分析，得出方向盘和转向柱是导致司机受伤的重要因素。转向盘、转向管柱等相关零件会发生塑性变形、弹性变形，或通过摩擦来吸收撞击能量，从而避免或减少驾驶员的损伤。当车辆发生碰撞时，转向柱通过万向节连接，通过合理的配置，可以
