齒輪齒條轉(zhuǎn)向器設計論文

1、蘭州工業(yè)高等專科學校畢業(yè)設計說明書摘要本次設計設計一款用于輕型汽車的轉(zhuǎn)向器。論文首先對轉(zhuǎn)向系的作用，基本構成、要求和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的總體性能進行了分析，同時對轉(zhuǎn)向系的空間位置及結構特點進行分析，確定了轉(zhuǎn)向梯形的型式，簡單的概述了轉(zhuǎn)向傳動機構。確定了轉(zhuǎn)向器的結構和布置形式，分析了轉(zhuǎn)向器的嚙合傳動的特點和傳動效率。根據(jù)汽車工程參考某款輕型汽車的轉(zhuǎn)向器的參數(shù)，對轉(zhuǎn)向器進行設計，并對齒輪齒條的齒面接觸強度和齒根彎曲強度進行校核，同時利用autocad軟件繪制裝配圖和零件圖。關鍵詞：汽車 轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 轉(zhuǎn)向器 齒輪齒條式 abstract the vergence implement design is used

2、 for light automobile originally time. effect that the thesis is first to vergence, the population function basically, composing , demanding system has carried out analysis. the characteristic has carried out analysis on space location and structure changing to a department at the same time , simple

3、 summary changing to transmission-mechanism. have ascertained the structure changing to an implement and have arranged a form, have analysed the characteristic and drive efficiency changing to the implement falling-in drive. and the project consults some light automobile of money vergence implement

4、parameters according to the automobile , design that to changing to an implement be in progress, the flank of a tooth to gear wheel rack contacts the intensity and the curved intensity of dedendum carrying out the core of school , makes use of the autocad software to draw assembling picture and part

5、 picture at the same time.key words： automotive steering system steering gear gear and rack 目 錄摘要iabstractii1前言11.1轉(zhuǎn)向系的發(fā)展11.2汽車轉(zhuǎn)向器國內(nèi)外現(xiàn)狀21.3 設計的主要內(nèi)容32轉(zhuǎn)向系系統(tǒng)分析42.1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計要求42.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總體性能52.3轉(zhuǎn)向系的空間位置及結構特點72.4轉(zhuǎn)向傳動機構83轉(zhuǎn)向器總體方案設計103.1轉(zhuǎn)向器的作用103.2 轉(zhuǎn)向器的分類103.4齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的布置形式113.5齒輪齒條嚙合傳動的特點123.6 轉(zhuǎn)向器效率的理論分析134轉(zhuǎn)向器的

6、強度校核154.1齒條的強度計算174.1.1 齒條的受力分析174.1.2 齒條桿部受拉壓的強度計算184.2小齒輪的強度計算194.2.1.齒面接觸疲勞強度計算194.2.2齒輪齒跟彎曲疲勞強度計算22結論24總結與體會25謝辭26參考文獻27261前言1.1轉(zhuǎn)向系的發(fā)展轉(zhuǎn)向系是用來保持或者改變汽車行使方向的機構，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應準確，快速、平穩(wěn)地響應駕駛員的轉(zhuǎn)向指令，轉(zhuǎn)向行使后或受到外界擾動時，在駕駛員松開方向盤的狀態(tài)下，應保證汽車自動返回穩(wěn)定的直線行使狀態(tài)。汽車工業(yè)是國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)，代表著一個國家的綜合國力，汽車工業(yè)隨著機械和電子技術的發(fā)展而不斷前進。到今天，汽車已經(jīng)不是單純機械意義上的

7、汽車了，它是機械、電子、材料等學科的綜合產(chǎn)物。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)也隨著汽車工業(yè)的發(fā)展歷經(jīng)了長時間的演變。傳統(tǒng)的汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是機械式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，汽車的轉(zhuǎn)向由駕駛員控制方向盤，通過轉(zhuǎn)向器等一系列機械轉(zhuǎn)向部件實現(xiàn)車輪的偏轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。 隨著上世紀五十年代起，液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在汽車上的應用，標志著轉(zhuǎn)向系統(tǒng)革命的開始。汽車轉(zhuǎn)向動力的來源由以前的人力轉(zhuǎn)變?yōu)槿肆右簤褐?。液壓助力系統(tǒng)hps（hydraulic power steering）是在機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎上增加了一個液壓系統(tǒng)而成。該液壓系統(tǒng)一般與發(fā)動機相連，當發(fā)動機啟動的時候，一部分發(fā)動機能量提供汽車前進的動能，另外一部分則為液壓系統(tǒng)提供動力。由于

8、其工作可靠、技術成熟至今仍被廣泛應用。這種助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要的特點是液壓力支持轉(zhuǎn)向運動，減小駕駛者作用在方向盤上的力，改善了汽車轉(zhuǎn)向的輕便性和汽車運行的穩(wěn)定性。 近年來，隨著電子技術在汽車中的廣泛應用，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中也愈來愈多地采用電子器件。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)因此進入了電子控制時代，相應的就出現(xiàn)了電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。電液助力轉(zhuǎn)向可以分為兩類 ：電動液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)ehps（electro-hydraulic power steering）和電控液壓助力轉(zhuǎn)向echps（electronically controlled hydraulic power steering）。電動液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在液壓助力系統(tǒng)基礎上

9、發(fā)展起來的，與液壓助力系統(tǒng)不同的是，電動液壓助力系統(tǒng)中液壓系統(tǒng)的動力來源不是發(fā)動機而是電機，由電機驅(qū)動液壓系統(tǒng)，節(jié)省了發(fā)動機能量，減少了燃油消耗。電控液壓助力轉(zhuǎn)向也是在傳統(tǒng)液壓助力系統(tǒng)基礎上發(fā)展而來，它們的區(qū)別是，電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)增加了電子控制裝置。電子控制裝置可根據(jù)方向盤轉(zhuǎn)向速率、車速等汽車運行參數(shù)，改變液壓系統(tǒng)助力油壓的大小，從而實現(xiàn)在不同車速下，助力特性的改變。而且電機驅(qū)動下的液壓系統(tǒng)，在沒有轉(zhuǎn)向操作時，電機可以停止轉(zhuǎn)動，從而降低能耗。雖然電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)克服了液壓助力轉(zhuǎn)向的一些缺點。但是由于液壓系統(tǒng)的存在，它一樣存在液壓油泄漏的問題，而且電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)引入了驅(qū)動電機，使得系統(tǒng)更加

10、復雜，成本增加，可靠性下降。 為了規(guī)避電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的缺點，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)eps（electric power steering）便應時而生。它與前述各種助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大的區(qū)別在于，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中已經(jīng)沒有液壓系統(tǒng)了。原來由液壓系統(tǒng)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向助力由電動機來完成。電動助力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般由轉(zhuǎn)矩傳感器、微處理器、電動機等組成。基本工作原理是 ：當駕駛者轉(zhuǎn)動方向盤帶動轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動時，安裝在轉(zhuǎn)動軸上的轉(zhuǎn)矩傳感器便將轉(zhuǎn)矩信號轉(zhuǎn)化為電信號并傳送至微處理器，微處理器根據(jù)轉(zhuǎn)矩信號并結合車速等其他車輛運行參數(shù)，按照事先在程序中設定的處理方法得出助力電動機助力的方向和助力的大小。自1988年日本鈴木公司首次在其

11、cervo車上裝備該助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)至今，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)己經(jīng)得到人們的廣泛認可。此后，電動助力轉(zhuǎn)向技術得到迅速發(fā)展，其應用范圍已經(jīng)從微型轎車向大型轎車和客車方向發(fā)展。1.2汽車轉(zhuǎn)向器國內(nèi)外現(xiàn)狀轉(zhuǎn)向器是轉(zhuǎn)向系主要構成的關鍵零件，隨著電子技術在汽車中的廣泛應用，轉(zhuǎn)向裝置的結構也有很大變化。從目前使用的普遍程度來看，主要的轉(zhuǎn)向器類型有4種：有蝸桿銷式(wp型)、蝸桿滾輪式(wr型)、循環(huán)球式(bs型)、齒條齒輪式(rp型)。這四種轉(zhuǎn)向器型式，已經(jīng)被廣泛使用在汽車上。據(jù)了解，在世界范圍內(nèi)，汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占45左右，齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器占40左右，蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器占10左右，其它型式的轉(zhuǎn)向器占5。循環(huán)球式

12、轉(zhuǎn)向器一直在穩(wěn)步發(fā)展。在西歐小客車中，齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器有很大的發(fā)展。日本汽車轉(zhuǎn)向器的特點是循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占的比重越來越大，日本裝備不同類型發(fā)動機的各類型汽車，采用不同類型轉(zhuǎn)向器，在公共汽車中使用的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，已由60年代的625，發(fā)展到現(xiàn)今的100了(蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器在公共汽車上已經(jīng)被淘汰)。大、小型貨車大都采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，但齒條齒輪式轉(zhuǎn)向器也有所發(fā)展。微型貨車用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占65，齒條齒輪式占 35。我國的轉(zhuǎn)向器生產(chǎn)，除早期投產(chǎn)的解放牌汽車用蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器，東風汽車用蝸桿肖式轉(zhuǎn)向器之外，其它大部分車型都采用循環(huán)球式結構，并都具有一定的生產(chǎn)經(jīng)驗。目前解放、東風也都在積極發(fā)展循環(huán)球式

13、轉(zhuǎn)向器，并已在第二代換型車上普遍采用了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。由此看出，我國的轉(zhuǎn)向器也在向大量生產(chǎn)循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器發(fā)展 在國外，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器實現(xiàn)了專業(yè)化生產(chǎn)，同時以專業(yè)廠為主、大力進行試驗和研究，大大提高了產(chǎn)品的產(chǎn)量和質(zhì)量。在日本“精工”(nsk)公司的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器就以成本低、質(zhì)量好、產(chǎn)量大，逐步占領日本市場，并向全世界銷售它的產(chǎn)品。德國zf公司也作為一個大型轉(zhuǎn)向器專業(yè)廠著稱于世。它從1948年開始生產(chǎn)zf型轉(zhuǎn)向器，年產(chǎn)各種轉(zhuǎn)向器200多萬臺。還有一些比較大的轉(zhuǎn)向器生產(chǎn)廠，如美國德爾福公司saginaw分部；英國burm#0；an公司都是比較有名的專業(yè)廠家，都有很大的產(chǎn)量和銷售面。專業(yè)化生產(chǎn)已成為一

14、種趨勢，只有走這條道路，才能使產(chǎn)品質(zhì)量高、產(chǎn)量大、成本低，在市場上有競爭力。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，已成為當今世界汽車上主要的兩種轉(zhuǎn)向器；而蝸輪蝸桿式轉(zhuǎn)向器和蝸桿肖式轉(zhuǎn)向器，正在逐步被淘汰或保留較小的地位。在小客車上發(fā)展轉(zhuǎn)向器的觀點各異，美國和日本重點發(fā)展循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，比率都已達到或超過90；西歐則重點發(fā)展齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，比率超過50，法國已高達95。由于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的種種優(yōu)點，在小型車上的應用(包括小客車、小型貨車或客貨兩用車)得到突飛猛進的發(fā)展；而大型車輛則以循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器為主要結構。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點：效率高，操縱輕便，有一條平滑的操縱力特性曲線，布置方便，特別適合

15、大、中型車輛和動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配合使用；易于傳遞駕駛員操縱信號；逆效率高、回位好，與液壓助力裝置的動作配合得好?？梢詫崿F(xiàn)變速比的特性，滿足了操縱輕便性的要求。中間位置轉(zhuǎn)向力小、且經(jīng)常使用，要求轉(zhuǎn)向靈敏，因此希望中間位置附近速比小，以提高靈敏性。大角度轉(zhuǎn)向位置轉(zhuǎn)向阻力大，但使用次數(shù)少，因此希望大角度位置速比大一些，以減小轉(zhuǎn)向力。由于循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器可實現(xiàn)變速比，應用正日益廣泛。通過大量鋼球的滾動接觸來傳遞轉(zhuǎn)向力，具有較大的強度和較好的耐磨性。并且該轉(zhuǎn)向器可以被設計成具有等強度結構，這也是它應用廣泛的原因之一。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主要優(yōu)點：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉(zhuǎn)向器的質(zhì)量比較小

16、；傳動效率高達90%；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，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，能自動消除間隙，這不僅可以提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度，還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉(zhuǎn)向器占用體積?。恢圃斐杀镜?。 基于以上調(diào)查和轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器和齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器將是以后轉(zhuǎn)向器的發(fā)展的趨勢和潮流。1.3 設計的主要內(nèi)容 本次設計的課題來源于長安汽車（集團）有限責任公司，以某款輕型汽車轉(zhuǎn)向器的參數(shù)作為依據(jù)，設計一款適用于本公司某輕型車的轉(zhuǎn)向器。根據(jù)該車型對于市場的定位及對制造成本的考慮，同時參考同類車型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，將該車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計為一款機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，對轉(zhuǎn)向系系統(tǒng)做簡單分析

17、，并進行轉(zhuǎn)向器零件設計、工藝性及尺寸公差等級分析，同時按以下步驟對轉(zhuǎn)向器及零部件進行設計方案論證：第一步對所選的轉(zhuǎn)向器總成進行剖析；第二部利用所學的知識對總成中的零部件進行力學分析和分析；第三步對分析中發(fā)現(xiàn)的不合理的設計進行改進。2轉(zhuǎn)向系系統(tǒng)分析2.1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計要求轉(zhuǎn)向系是用來保持或者改變汽車行使方向的機構，包括轉(zhuǎn)向操縱機構（轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向上、下軸、）、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動機構（轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)）等。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應準確，快速、平穩(wěn)地響應駕駛員的轉(zhuǎn)向指令，轉(zhuǎn)向行使后或受到外界擾動時，在駕駛員松開方向盤的狀態(tài)下，應保證汽車自動返回穩(wěn)定的直線行使狀態(tài)。圖2-1 轉(zhuǎn)向系1-方向盤； 2-轉(zhuǎn)向上軸 ；3-托架

18、； 4-萬向節(jié)； 5-轉(zhuǎn)向下軸； 6-防塵罩 ；7-轉(zhuǎn)向器 ；8-轉(zhuǎn)向拉桿一般來說，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求如下：轉(zhuǎn)向系傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比（方向盤轉(zhuǎn)角與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比）和轉(zhuǎn)向系的力傳動比。在轉(zhuǎn)向盤尺寸和轉(zhuǎn)向輪阻力一定時，角傳動比增加，則轉(zhuǎn)向輕便，轉(zhuǎn)向靈敏度降低；角傳動比減小，則轉(zhuǎn)向沉重，轉(zhuǎn)向靈敏度提高。轉(zhuǎn)向角傳動比不宜低于15-16；也不宜過大，通常以轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)和轉(zhuǎn)向輕便性來確定。一般來說，轎車轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)不宜大于4圈，對轎車來說，有動力轉(zhuǎn)向時的轉(zhuǎn)向力約為2050；無動力轉(zhuǎn)向時為50100n。轉(zhuǎn)向輪應具有自動回正能力。轉(zhuǎn)向輪的回正力來源于輪胎的側偏特性和車輪的定位參數(shù)。汽車的穩(wěn)定行使，必

19、須保證有合適的前輪定位參數(shù)，并注意控制轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的內(nèi)部摩擦阻力的大小和阻尼值。轉(zhuǎn)向桿系和懸架導向機構共同作用時，必須盡量減小其運動干涉。應從設計上保證各桿系的運動干涉足夠小。轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構的球頭處，應有消除因磨損而產(chǎn)生的間隙的調(diào)整機構以及提高轉(zhuǎn)向系的可靠性。轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤應有使駕駛員在車禍中避免或減輕傷害的防傷機構。汽車在作轉(zhuǎn)向運動時，所以車輪應繞同一瞬心旋轉(zhuǎn)，不得有側滑；同時，轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動方向一致。當轉(zhuǎn)向輪受到地面沖擊時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳遞到方向盤上的反沖力要盡可能小在任何行使狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪不應產(chǎn)生擺振。機動性是通過汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑來體現(xiàn)的，而最小轉(zhuǎn)彎半徑由內(nèi)轉(zhuǎn)向車輪的極限轉(zhuǎn)角、汽車的

20、軸距、主銷偏移距決定的，一般的極限轉(zhuǎn)角越大，軸距和主銷偏移距越小，則最小轉(zhuǎn)彎半徑越小。轉(zhuǎn)向靈敏性主要通過轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動圈數(shù)來體現(xiàn)，主要由轉(zhuǎn)向系的傳動比來決定。操縱的輕便性也由轉(zhuǎn)向系的傳動比決定，但其與轉(zhuǎn)向靈敏性是一對矛盾，轉(zhuǎn)向系的傳動比越大，則靈敏性提高，輕便性下降。為了兼顧兩者，一般采用變傳動比的轉(zhuǎn)向器，或者采用動力轉(zhuǎn)向，還有就是提高轉(zhuǎn)向系的正效率，但過高正效率往往伴隨著較高的逆效率。轉(zhuǎn)向時內(nèi)外車輪間的轉(zhuǎn)角協(xié)調(diào)關系是通過合理設計轉(zhuǎn)向梯形來保證的。對于采用齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)向系來說，轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的協(xié)調(diào)關系是通過合理選擇小齒輪與齒條的參數(shù)、合理布置小齒輪與齒條的相對位置來實現(xiàn)的，而且前置轉(zhuǎn)

21、向梯形和后置轉(zhuǎn)向梯形恰恰相反。轉(zhuǎn)向輪的回正能力是由轉(zhuǎn)向輪的定位參數(shù)（主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角）決定的，同時也受轉(zhuǎn)向系逆效率的影響。選取合適的轉(zhuǎn)向輪定位參數(shù)可以獲得相應的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大則會增加轉(zhuǎn)向沉重感，太小則會使回正能力減弱，不能保持穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。轉(zhuǎn)向系逆效率的提高會使回正能力提高，但是會造成“打手”現(xiàn)象。轉(zhuǎn)向系的間隙主要是通過各球頭皮碗和轉(zhuǎn)向器的調(diào)隙機構來調(diào)整的。合理的選擇轉(zhuǎn)向梯形的斷開點可以減小轉(zhuǎn)向傳動機構與懸架導向機構的運動干涉。2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總體性能轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能從整車機動性著手，在最大轉(zhuǎn)角時的最小轉(zhuǎn)彎半徑為軸距的22.5倍。此輕型車的軸距為2.5

22、m，因此其半徑在56.5m，并盡量取小值以保證良好的機動性，最小轉(zhuǎn)彎半徑r取5.5m 。據(jù)此，按汽車設計1： (2-1) 轉(zhuǎn)向輪外輪轉(zhuǎn)角a 主銷偏移距，該值一般取-1030mm, 設計取20mm l 汽車軸距圖2-2轉(zhuǎn)角圖可以得到外輪最大轉(zhuǎn)角： 根據(jù)參考車理論轉(zhuǎn)角查得對應的最大內(nèi)輪轉(zhuǎn)角，其綜合轉(zhuǎn)角為。轉(zhuǎn)向時需要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、轉(zhuǎn)向輪穩(wěn)定阻力（即轉(zhuǎn)向輪的回正力矩）、輪胎變形阻力以及轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力矩。通常用以下的經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或混泥土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩mr（nmm）。 輪胎上的原地轉(zhuǎn)動的阻力矩由經(jīng)驗公式得： mr= (2-2)式中，f輪胎和路面間的滑動摩

23、擦因素，一般取0.7； g1為轉(zhuǎn)向軸負荷（n）；取前軸滿載720kg p為輪胎氣壓（mpa）。取0.3mpa所以 mr = 277 nm為了保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤輕便，要求轉(zhuǎn)向器的正效率高，影響正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質(zhì)量等。為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動返回到直線行使的位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行使時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉(zhuǎn)向盤上盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的正效率隨著輸入力矩的增大而增大，在40%輸入力時一般即可大于70%，在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)內(nèi)的摩擦力和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的自由間隙有關。轉(zhuǎn)向

24、系統(tǒng)的間隙對操縱穩(wěn)定性的影響主要表現(xiàn)在前輪擺振上，設計上最基本的努力方向就是在不增大摩擦力的情況下，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的間隙應盡量小。2.3轉(zhuǎn)向系的空間位置及結構特點本次設計的車型為前置后驅(qū)，前橋懸架為麥弗遜式獨立懸架，且根據(jù)整車設計、前臂板和和轉(zhuǎn)向輪在車身縱向的相對位置等關系，確定該輕型車采用前置斷開式轉(zhuǎn)向梯形，轉(zhuǎn)向器采用齒輪齒條轉(zhuǎn)向器。此車的轉(zhuǎn)向系的空間位置是根據(jù)參照車的掃描數(shù)據(jù)及測量數(shù)據(jù)進行布置的，圖2-2所示的為本次設計車的轉(zhuǎn)向軸、轉(zhuǎn)向器小齒輪、轉(zhuǎn)向器齒條以及拉桿的軸線在車身坐標下的空間位置，此時的車輪轉(zhuǎn)角為零，轉(zhuǎn)向上軸處于上極限位置。圖2-2轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向梯形兩斷開點（即轉(zhuǎn)向橫拉桿的球頭中心）的坐

25、標為（-260.5，145，75）與（260.5，145，75），由此可以根據(jù)橫拉桿球頭座與齒條的配合形式得到齒條的長度。拉桿端接頭球頭中心的坐標為（-618.4，172.1，-3.3）與（618.4，172.1，-3.3），據(jù)此又可以得到此時的轉(zhuǎn)向拉桿兩球頭的間距。將圖2-2進行水平投影，如圖2-3此時轉(zhuǎn)向器齒條處于中間位置。圖中點畫線表示假想的前軸軸線，綠色的線表示轉(zhuǎn)向器與拉桿，紅色的線表示假想的主銷軸（此處的主銷軸是指車輪轉(zhuǎn)向時所圍繞轉(zhuǎn)動的衡擺臂球頭中心與前支柱上安裝點的連線。）轉(zhuǎn)向時，轉(zhuǎn)向拉桿端接頭球頭在一個垂直于主銷軸的平面上作圓周運動，運動中心為此平面于主銷軸的交點，拉桿球頭中心與

26、此圓心的連線就是實際的轉(zhuǎn)向梯形臂。圖中白色的圓即為拉桿端接頭中心的運動軌跡圖2-3轉(zhuǎn)向器投影將齒條的軸線左移到極限位置（此時汽車做右轉(zhuǎn)彎），以齒條與拉桿的鉸接中心為圓心、拉桿兩球頭間距為半徑做一球面，球面與拉桿端接頭球頭運動軌跡在原始位置左面的交點即為此時拉桿球頭中心的位置，如圖2-3中的紅線。此時的端接頭球頭中心與軌跡圓圓心的連線與初始位置時連線間的夾角即為轉(zhuǎn)向輪的內(nèi)外轉(zhuǎn)角，分別為37，27.1。將齒條的軸線右移到極限位置（如圖中前藍色的線），做相同的校核，得到相同的結果。這與實測的參照車內(nèi)外轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角（內(nèi)輪37.5，外輪27.4）十分的接近。 圖2-4轉(zhuǎn)向器投影實際測量值與模擬分析值

27、間存在差異是十分正常的，測量工況的不同得到的結果也不盡相同。此外，我們在進行上述的模擬分析時的坐標原點位于車身上，并且認為坐標原點是固定不動的，而實際測量的坐標原點則位于地面上。由于主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角以及車輪外傾角的存在，轉(zhuǎn)向時車輪中心線在空間的軌跡為一錐面，所以轉(zhuǎn)向時車身相對于地面會抬高或降低，車身坐標的原點與地面的相對位置也就發(fā)生了改變。模擬分析與實際測量的坐標原點不同，所以會導致結果存在差異，只要差異不大（工程要求一般為5%），就可以認為模擬分析符合實際。轉(zhuǎn)向拉桿與齒條軸線在水平面內(nèi)存在夾角，此夾角隨車輪轉(zhuǎn)角的不同而不同。圖2-5示的為在中間位置時轉(zhuǎn)向拉桿與齒條軸線在水平面上的投影，

28、此時的夾角大小為7.3。由于此夾角的存在，在轉(zhuǎn)向時會在拉桿與齒條的鉸接處產(chǎn)生向前或向后的分力，會引起齒輪齒條的嚙合狀態(tài)以及配合副中摩擦阻力矩的變化。這些分力的大小與拉桿作用力的大小以及夾角的大小相關，夾角的大小受拉桿長度以及汽車工況的影響。圖2-5轉(zhuǎn)向器投影轉(zhuǎn)向梯形斷開點的位置（即轉(zhuǎn)向橫拉桿的球頭中心）需要與懸架系統(tǒng)進行校核后才能確定，要盡量避免轉(zhuǎn)向與跳動時與懸架的干涉。2.4轉(zhuǎn)向傳動機構本次設計某輕型汽車的轉(zhuǎn)向傳動機構主要是轉(zhuǎn)向拉桿總成。轉(zhuǎn)向拉桿總成包括：轉(zhuǎn)向橫拉桿總成、轉(zhuǎn)向拉桿端接頭總成、鎖緊螺母以及防塵罩。轉(zhuǎn)向橫拉桿總成與轉(zhuǎn)向拉桿端接頭總成各有一個球頭副，球頭尺寸的選擇應參照汽車的前軸負

29、荷，前軸負荷越大，則相應的球頭尺寸越大。這主要是考慮到在實際使用過程中球頭受到的是交變應力，而且還有磨損，容易產(chǎn)生疲勞破壞。而且球頭必須進行滾擠壓加工。轉(zhuǎn)向拉桿總成裝車后，其兩球頭之間的距離要嚴格控制。因為齒輪齒條轉(zhuǎn)向器在設計上并沒有固定的對稱中心，這就會使得汽車有正確的前束，但左右拉桿的長度不同，使得汽車穩(wěn)定直線行駛的方向盤位置發(fā)生漂移。而且還會使左右拉桿軸線與轉(zhuǎn)向器齒條軸線間的夾角不同，從而使拉桿作用在齒條軸線方向的力左右不相等，此時駕駛者必須在方向盤上施加作用力，否則汽車不能保持穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。轉(zhuǎn)向拉桿總成兩球頭副的旋轉(zhuǎn)力矩及搖動力矩需要嚴格控制。力矩太小則不利于球頭的耐磨性能，太大

30、則會增加轉(zhuǎn)向沉重感與降低車輪的回正能力。轉(zhuǎn)向橫拉桿總成與轉(zhuǎn)向拉桿端接頭總成之間是通過螺紋副聯(lián)接的，要保證足夠的螺紋旋入深度，保證在使用過程中螺紋聯(lián)接傳遞載荷的可靠性。轉(zhuǎn)向拉桿是細而長的桿，在使用過程中會承受較大的壓力，故而需要進行壓桿穩(wěn)定性分析。3轉(zhuǎn)向器總體方案設計3.1轉(zhuǎn)向器的作用轉(zhuǎn)向器是轉(zhuǎn)向系中的重要部分，其主要作用有三個方面：一是增大來自轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)矩，使之達到足以克服轉(zhuǎn)向輪與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力矩；二是減低轉(zhuǎn)向傳動軸的轉(zhuǎn)速，并帶動搖臂軸移動使其達到所需要的位置；三是使轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動方向與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)動方向協(xié)調(diào)一致。3.2 轉(zhuǎn)向器的分類按照轉(zhuǎn)向能源不同，可以將汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分為機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和動力轉(zhuǎn)向

31、系統(tǒng)兩大類。根據(jù)機械轉(zhuǎn)向器的結果特點，可分為齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器、蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器和蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器等 3.3 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的結構 1-轉(zhuǎn)向拉桿總成；2-防塵罩；3-球頭座；4-轉(zhuǎn)向齒條；5-轉(zhuǎn)向器殼體；6-調(diào)整螺塞；7-壓緊彈簧；8-鎖緊螺母；9-壓塊；10-萬向節(jié)；11-轉(zhuǎn)向小齒輪；12-小齒輪軸承；13-滾針軸承 圖3-1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器總成根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種形式：中間輸入，兩端輸也（圖3-2a）；側面輸入，兩端輸出（圖3-2b）；側面輸入，中間輸出（圖3-2c）；側面輸入，一端輸出（圖3-2d）圖3-2 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的四種形式采

32、用側面輸入、中間輸出方案時，由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時位桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉(zhuǎn)向系與懸架系的運動干涉。而采用兩側輸出方案時，容易與懸架系統(tǒng)導向機構產(chǎn)生運動干涉。 拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此兩拉桿與齒條同時向左或者向右移動，為此在轉(zhuǎn)向器殼體上開有軸向的長槽， 從而降低它的強度。側面輸入、一端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，常用在平頭微型貨車上。 采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，重合度增加，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降。 3.4齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的布置形式根據(jù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對前軸位置的不同，在汽車上有四種布置形式：轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，后置梯形；

33、轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，前置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，前置梯形。圖33 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的四種布置形式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器廣泛應用于微型、普通級、中級和中高級轎車上。裝載量不大、前輪采用獨立懸架的貨車和客車也用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。 3.5齒輪齒條嚙合傳動的特點齒條實際上是齒數(shù)為無窮的齒輪的一部分。當齒數(shù)為無窮時，齒輪的基圓直徑也為無窮大，根據(jù)漸開線的形成過程可知，此時漸開線就變成了直線。所以齒條的齒廓為直齒廓（如圖3-4所示），齒廓上各點的法線是平行的，而且在傳動時齒條是平動的，齒廓上各點速度的大小和方向也相同，所以齒條齒廓上個點的壓力角相同，大小等于齒廓的傾斜角。齒條上各

34、齒同側的齒廓是平行的，所以在任何與分度線平行的直線上，周節(jié)都相等。圖3-4齒輪齒輪齒條嚙合傳動時，根據(jù)小齒輪螺旋角與齒條齒傾角的大小和方向不同，可以構成不同的傳動方案。當左旋小齒輪與右傾齒條相嚙合而且齒輪螺旋角1與齒條傾斜角2角相等時，則軸交角=0；若12，則=12；若12，則=12為負值，表示在齒條軸線的另一側。當右旋小齒輪與右傾齒條或左旋小齒輪與左傾齒條相嚙合時，其軸交角均為=1+2。齒輪為普通的漸開線斜齒輪。通常小齒輪與齒條齒廓都采用相同的模數(shù)與壓力角，漸開線齒輪嚙合傳動的條件為嚙合部位兩齒廓基節(jié)相等，即 (3-1) (3-2) (3-3)式中，pb1小齒輪的基節(jié)；pb2齒條的基節(jié)；m1

35、小齒輪模數(shù)；m2齒條模數(shù)；10小齒輪節(jié)圓壓力角；20齒條節(jié)線壓力角可以知道，齒輪與齒條嚙合傳動時，齒輪的節(jié)圓始終與其分度圓重合。當小齒輪軸線與齒條軸線不垂直時，小齒輪齒廓與齒條齒廓間的接觸為點接觸，輪齒所受的壓強較大，產(chǎn)生的接觸應力也比較大，輪齒磨損很快，所以齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的傳動比不能太大。如圖3-5所示，兩齒廓相切于p點，tt為兩齒廓在p處的切線。根據(jù)嚙合傳動的要求，兩齒廓上與點p重合的點的速度在tt 方向的分量相等。圖3-5齒廓假設小齒輪的螺旋角為1，齒條的齒傾角為2，在嚙合處齒輪上的點的切向速度為v1，齒條上的點的速度為v2，則有 （3-4）將上式兩邊對時間進行積分 （3-5） 得 （3

36、-6）上式中：n小齒輪的轉(zhuǎn)動圈數(shù)；dt小齒輪的端面分度圓直徑;l相應的齒條行程。根據(jù)斜齒輪特性，又有 （3-7） （3-8） mn為小齒輪的法面模數(shù)，z為小輪的齒數(shù)。于是就有 （3-9）從而可以得到齒輪齒條傳動的線角傳動比為 i = mnz /cos2 （mm/rev） （3-10）可見齒輪齒條傳動的傳動比只與齒條的齒傾角、小齒輪的法向模數(shù)和小齒輪的齒數(shù)有關。在設計時，只要合理的選取這幾個參數(shù)就可以獲得需要的傳動比。但是小齒輪的模數(shù)不能太小，否則會使齒條齒廓在嚙合時嚙合點離齒頂太近，齒根的彎曲應力增大，易產(chǎn)生崩齒。同時小齒輪的變位系數(shù)不能太大，否則會造成齒條齒頂平面與小齒輪齒根圓柱面的間隙過小

37、，對潤滑不利，而且容易造成轉(zhuǎn)向器卡死的現(xiàn)象。3.6 轉(zhuǎn)向器效率的理論分析轉(zhuǎn)向器的效率分為正效率+與逆效率-。齒條輸出功率與轉(zhuǎn)向器小齒輪軸輸入功率之比稱為轉(zhuǎn)向器的正效率；小齒輪軸的輸出功率與齒條的輸入功率之比稱為轉(zhuǎn)向器的逆效率。轉(zhuǎn)向器的正逆效率主要受轉(zhuǎn)向器內(nèi)摩擦功率的影響，p入=p出+p摩擦，所以當摩擦功率不變時，隨著負載的增大，轉(zhuǎn)向器的效率也增大。但是如果負載的方向與齒條軸線方向重合時，有可能使轉(zhuǎn)向器的內(nèi)摩擦功率增大，是轉(zhuǎn)向器的效率下降。下面的計算認為轉(zhuǎn)向器中摩擦副的摩擦因數(shù)為常數(shù)，而且作用的齒條上的力是沿齒條軸線方向的。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器一般包括五個摩擦副：齒輪齒條副、齒輪軸上的兩個滾動軸承、齒

38、條上的兩個滑動副。1）齒輪齒條副正向傳動時的效率為 = 0.95 （3-12）式中，f齒輪齒條副的摩擦因數(shù)，齒輪與齒條都是用銑齒加工的，f取0.1； 齒輪齒條的壓力角； 齒輪軸線與齒條軸線的交角 逆向傳動時的效率為 = 0.82 （3-13）式中，f齒輪齒條副的摩擦因數(shù)，取0.1；齒輪齒條的壓力角；1齒輪的螺旋角；2齒條的傾斜角。2）移動副齒條的軸向載荷 fy=fttg2;齒條的徑向載荷 fr= fttg/cos2;摩擦力為f= fv(fr + fy);則效率為 對于齒條與殼體 = = 0.99 （3-14）式中，fv當量摩擦系數(shù)，fv=nf，取n=1.2，取f=0.02。對于齒條與托座 =

39、=0.92 （3-15）式中，取f=0.13。3）滾動軸承對于非eps狀態(tài)的轉(zhuǎn)向器，代入?yún)?shù)，計算的其正、逆效率為+=0.91-=0.874轉(zhuǎn)向器的強度校核轉(zhuǎn)向器有eps與非eps兩種狀態(tài)，兩種狀態(tài)都有相應的轉(zhuǎn)向器與之匹配。要求兩種狀態(tài)下轉(zhuǎn)向梯形結構不變，轉(zhuǎn)向器使用相同的殼體，齒條行程相同（均為142mm），小齒輪花鍵規(guī)格相同，齒條直徑以及齒條螺紋部分相同，唯一不同的是齒輪與齒條的參數(shù)。本次設計只考慮非eps狀態(tài)轉(zhuǎn)向器的齒輪齒條參數(shù)小齒輪：mn=1.75，z=6，1=30，=20；齒條：mn=1.75，z=28，2=12, =20；此時轉(zhuǎn)向器的傳動比為 i= mnz/cos2=1.7563.1

40、4/cos30=33.64mm （4-1）轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù)為n=l/i=142/33.64=4.2(圈) （4-2） l轉(zhuǎn)向器的自由行程，取142mm。轉(zhuǎn)向盤和車輪轉(zhuǎn)角比： i = 4.2*360/2/32 = 23.63 （4-3）齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒輪。齒輪模數(shù)多在23mm之間，主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在57個齒范圍變化，壓力角去，齒輪螺旋角的取值范圍多為。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。邊速比的齒輪壓力角，對現(xiàn)有結構在范圍內(nèi)變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度 。齒條選用45鋼制造，而主動小齒輪選用20crmo材料制造，為減輕

41、質(zhì)量殼體用鋁合金壓鑄。根據(jù)設計的要求，齒輪齒條的主要參數(shù)見下表：表1 齒輪齒條的主要參數(shù)名稱齒輪齒條齒數(shù)z628模數(shù)mn1.751.75壓力角螺旋角1= (左旋)2=（左旋）變位系數(shù)xn0.650根據(jù)轉(zhuǎn)向器本身結構特點以及中心距的要求，應合理選取齒輪軸的變位系數(shù)。對于齒輪齒條轉(zhuǎn)向器中齒輪齒條結構特點，齒輪一般都采用斜齒輪正求，對于變位齒輪，為了避免齒頂過薄，而又能滿足齒輪嚙合的要求，一般齒輪的齒頂高系數(shù)取偏小值。據(jù)此，初步選定齒輪： 0.7 0.65 0.25齒條： 0.7 0.25齒條齒部結構尺寸的計算5： 分度圓直徑 齒輪： = = 12.13 （4-4）齒頂高 齒輪： = 2.36 （4

42、-5）齒條：1.23 （4-6）齒根高 齒輪： = 0.61 （4-7）齒條： = 0.85 （4-8）齒全高 h齒輪： （4-9）齒條： （4-10）齒頂圓 齒輪： = 16.85 （4-11）齒根圓 齒輪： （4-12）基圓直徑 由 得 22.8齒輪： （4-13）齒頂圓壓力角 齒輪： （4-14）齒寬根據(jù) 求得 14.12 h齒條中心線至分度線的距離，h = 8.06齒條： b = = 18.12 （4-15） 軸交角，齒條齒部結構尺寸見下表：表2 齒輪齒條的結構尺寸名稱齒輪齒條分度圓直徑12.13齒頂高 2.361.23齒根高 0.611.66齒全高 h2.972.89齒頂圓 16.8

43、5齒根圓 10.91基圓直徑 11.25齒頂圓壓力角 48.11齒寬b18.144.1齒條的強度計算4.1.1 齒條的受力分析駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的切力是轉(zhuǎn)向輕便性的另一個評價標準，對微車來說，有動力轉(zhuǎn)向時的轉(zhuǎn)向力約為2050n；無動力轉(zhuǎn)向時為50100n。據(jù)此可以確定轉(zhuǎn)向盤尺寸和轉(zhuǎn)向器效率要求及轉(zhuǎn)向節(jié)臂尺寸。根據(jù)車型不同，轉(zhuǎn)向盤的直徑在380550mm, 對微車來說，一般選用380mm規(guī)格的轉(zhuǎn)向盤，那么，無轉(zhuǎn)向助力時轉(zhuǎn)向盤上的扭矩為9.519nm。在本設計中，選取轉(zhuǎn)向器輸入端施加的扭矩 t = 20nm，齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計算輪齒受力時，可不予考慮。齒輪齒條

44、的受力狀況類似于斜齒輪，齒條的受力分析如圖圖4-1 齒條的受力分析如圖，作用于齒條齒面上的法向力fn，垂直于齒面，將fn分解成沿齒條徑向的分力（徑向力）fr，沿齒輪周向的分力（切向力）ft，沿齒輪軸向的分力（軸向力）fx 。各力的大小為： ft = 2t/d （4-16） fr = ft*tg/ cos1 （4-17） fx = ft*tg1 （4-18） fn = ft/(cos*cos1) （4-19） 齒輪軸分度圓螺旋角 （由表1查得）法面壓力角 （由表1查得）齒輪軸受到的切向力：ft = 2t/d = 3297.6 n （4-20）t作用在輸入軸上的扭矩，t取20nm 。d齒輪軸分度圓

45、的直徑， 齒條齒面的法向力：fn=ft/(cos*cos1) = 4051n （4-21） 齒條牙齒受到的切向力： = 3807.9n （4-22）齒條桿部受到的力： 2 = 3731.8n （4-23）4.1.2 齒條桿部受拉壓的強度計算 計算出齒條桿部的拉應力： = f / a =11.1n/mm （4-24） f齒條受到的軸向力 a齒條根部截面積 ，a =334.6mm由于強度的需要，齒條長采用45鋼制造，其抗拉強度極限是 = 690n/mm,(沒有考慮熱處理對強度的影響)2。 因此 所以，齒條設計滿足抗拉強度設計要求。4.1.3齒條齒部彎曲強度的計算 圖4-2 齒條齒部示意圖齒條牙齒的

46、單齒彎曲應力： （4-25） 式中： 齒條齒面切向力 b 危險截面處沿齒長方向齒寬 齒條計算齒高 s 危險截面齒厚 從上面條件可以計算出齒條牙齒彎曲應力： =364.5n/mm上式計算中只按嚙合的情況計算的，即所有外力都作用在一個齒上了，實際上齒輪齒條的總重合系數(shù)是2.63（理論計算值），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。 = 182.2n/mm （4-26）齒條的材料我選擇是 45剛制造，因此：抗拉強度 690n/mm (沒有考慮熱處理對強度的影響)。齒部彎曲安全系數(shù) s = / = 3.8 （4-27）因此，齒條設計滿足彎曲疲勞強度設計要求。又滿足了

47、齒面接觸強度，符合本次設計的具體要求。4.2小齒輪的強度計算4.2.1.齒面接觸疲勞強度計算計算斜齒圓柱齒輪傳動的接觸應力時，推導計算公式的出發(fā)點和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于提高接觸強度 ；重合度大，傳動平穩(wěn)。齒輪的計算載荷為了便于分析計算，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進行計算。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷p（單位為n/mm）為 p = （4-28） fn 作用在齒面接觸線上的法向載荷l 沿齒面的接觸線長，單位mm法向載荷fn 為公稱載荷，在實際傳動中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節(jié)誤差和齒形誤差的影響，會使法面載荷增大。此外，在同時嚙合的

48、齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上， 載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計算載荷的強度時，應按接觸線單位長度上的最大載荷，即計算pca （單位n/mmm）進行計算。即 p ca = kp =k （4-29） k載荷系數(shù)載荷系數(shù)k包括 ：使用系數(shù)，動載系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分布數(shù)，即 k = （4-30）使用系數(shù)是考慮齒輪嚙合時外部領接裝置引起的附加動載荷影響的系數(shù)。 = 1.0 動載系數(shù)齒輪傳動制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動載系數(shù)。 = 1.0 齒間載荷系數(shù)齒輪的制造精度7級精度2 = 1.2 齒向荷分配系數(shù) 齒寬系數(shù) d = b/d

49、 = 18.14/12.13 = 1.5 （4-31） = 1.12+0.18(1+0.6d) + 0.23*10b = 1.5 所以載荷系數(shù) k= = 1*1*1.2*1.5 = 1.8斜齒輪傳動的端面重合度 = bsin = 0.318d*ztan = 1.65 （4-32）在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度如下： p ca = kp =k （4-33）因為 （4-34） fn = ft/(cos*cos1) （4-35）所以 （4-36）=1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67= 296n/mm 可以認為一對斜齒圓柱齒輪嚙合相當于它們的當量直齒輪嚙合，利用赫茲公式，代入當量直齒輪的有關參數(shù)后，得