汽车齿轮齿条式转向系设计

汽车齿轮齿条式转向系设计 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 1 绪论 1.1汽车齿轮齿条式转向系统的概述 汽车行驶中，驾驶员通过操纵转向盘，经过一套传动机构，使转向轮在路面上偏转一定的角度来改变其行驶方向，确保汽车稳定安全的正常行驶。能使转向轮偏转以实现汽车转向的一整套机构成为汽车转向系。在现代汽车上，转向系统是必不可少的最基本的系统之一，它也是 决定 郑伟家庭教育讲座全集个人独资股东决定成立安全领导小组关于成立临时党支部关于注销分公司决定 汽车主动安全性的关键总成，如何设计汽车的转向特性，使汽车具有良好的操纵性能，，始终是各汽车厂家和科研机构的重要课 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 。特别是在车辆高速化、驾驶人员非职业化、车流密集化的今天，针对更多不同的驾驶人群，汽车的操纵性设计显得尤为重要。 1.2齿轮齿条式转向系统的发展概况 齿轮齿条式转向系统是整车系统中必不可少的最基本的组成系统，驾驶员通过方向盘来操纵和控制汽车的行进方向，从而实现自己的驾驶意图。一百多年来，汽车工业随着机械和电子技术的发展而不断前进。到今天，汽车已经不是单纯机械意义上的汽车了，它是机械、电子、材料等学科的综合产物。汽车齿轮齿条转向系统也随着汽车工业的发展历经了实践的演变。 1.3齿轮齿条式转向器背景、研究意义及国内外发展情况 齿轮齿条式转向器最早出现在1902年，当时由于其本身结构不够完善，整车布置的限制以及道路条件差等因素，导致路面反冲激烈，噪音较大以及转向性能较差等缺陷，使此种转向器的应用受到很大的限制。然而近几十年来，特别是最近几年，却有了很大发展，其发展速度超过循环球式转向器，国际舆论甚至认为:目前汽车工业正在抛弃有70年历史的摇臂型转向器。这种看法的主要依据是: a. 国外大部分主要汽车在制造厂大规模地推荐横置发动机、前轮驱动的小客车，这样对齿轮齿条式转向系的布置十分灵活方便，比摇臂式转向器的传动机构更为简化。 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 b. 高速公路发展使车辆速度大大提高，为获得良好的路感，对转向器的刚性要求愈来愈高，而循环球式转向器在刚性上远远不如齿轮齿条式转向器。 c. 齿轮齿条式转向器本身具备的优点如结构简单、成本低、高达80%以上的传动效率、具有多种输入输出形式便于布置、重量轻(转向器壳多数采用压铝合金、有的厂还在研制塑料壳体)、刚性好等等，能使高速车辆的驾驶者获得良好的路感。 此外、由于齿轮齿条式转向器自身结构的发展，如采用新型的手动变速比和动力转向，其使用范围已从轿车、微型车及轻型汽车逐步发展到中型和重型汽车转向系。 从目前情况看，国际上汽车工业发达国家生产的汽车转向器结合基本上可归为两大类:摇臂式转向器和齿轮齿条式转向器，前者主要型式有球面蜗杆滚轮式、循环球式和曲柄指销式三种，其中循环球式较为主要，在美国和日本的汽车中使用较多。而西欧国家，尤其是法国的汽车中则以齿轮齿条式转向器为主。日本NSK公司的统计资料表明了世界上各种转向器的采用比率及变化趋势，1968年到1975年循环球式转向器比率在40%,46%之间变化，而齿轮齿条式转向器的比率则由31%增加到43%，发展较快。此外，日本和美国循环球式转向器的产量占90%以上，而西欧国家齿轮齿条式转向器则占较大的百分比，西德为57%，英国为77%，法国为96%。 从目前国外著名转向器厂制造的齿轮齿条式转向器主要应用于轿车，微型和轻型汽车方面，加美国TRW公司的齿轮齿条式转向器用于前轴负载700,1250公斤的车辆，西德ZF厂的同类产品用于前轴负载荷为900,2400公斤的车辆，但该厂新设计的7856型齿轮齿条式动力转向器可用于前轴负载荷达6500公斤的汽车。从产量看，ZF厂1980年生产了30万套，占机械转向器的一半。英国伯曼厂日产1200套，为其生产的各种转向器之首。 日本汽车转向器虽然以循环球式为主，但近年随着微型汽车的迅速发展，也开始大量采用齿轮齿条式转向器。如大发、三菱微型汽车等。 齿轮齿条式转向器长期以来是我国汽车转向器生产中的一项空白，直到最近几年由于大量进口汽车组装件，技术引进以及与国外合资企业的发展，才开始研制开发和生产这种转向器。其中主要有与西德大众汽车公司合资生产的桑塔纳中级轿车，日本大发公司的微型汽车以及意大利菲亚特公司的依维柯轻型客货车系列等。仅从以上三种车型的最终生产纲领统计就达40余万辆，再加上其它进口车型的修配任务，估计齿轮齿条式转向器产量将达50余万套，可以估计到90年代时这种转向器将占我国汽车转向器产量的40%,50%。因此，国内转向器行业对此都十分重视。如上海汽车底盘厂为了配套生产桑塔纳轿车和SH110微型机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 汽车的齿轮齿条式转向器，已经大力进行工厂技术改造和技术设备的引进工作，要在90年代达到以齿轮齿条式转向器为主的各种转向器产量共50万套的年生产纲领。 1.4汽车齿轮齿条式转向原理及基本特性 图1.1 车轮的运动轨迹 a. 平行四边形转型机构 b. 梯形转型机构 图1.2 前轮运动轨迹 若使汽车能顺利转向，各个轮不产生滑动，转向车轮须同向偏转，且所有车轮需要绕一个转向中心转动，保证各车轮在转向过程中均为纯摇滚。如图1.1所示，汽车四个车轮A、B、C和D转轴的延长线相较于一点O，O点即为车轮的转动中心，四个车轮的运动轨迹形成同心圆。这就是汽车转向基本特性。 当车轮转向机构的几何关系为平行四边形转向机构时，转向车轮的偏转角度相同(见图1.2a)，四个车轮转轴延长线交汇点有两个，因而形成两个转动中心，转向车轮不能实现纯滚动，其转向过程异常。为满足汽车转向基本特性，运用阿克曼原理，转向机构的几何关系呈梯形(见图1.2b)。梯形转向机构由梯形臂和横拉杆组成。梯形转向机构使两侧转向车轮偏转时形成一个转向中心，即汽车的四个车轮绕着一个点转动。此时内、外侧转向车轮偏转角度不相等，内侧 ,车轮偏转角比外侧车轮偏转角大(见图1.3)。在车轮为刚体的假设条件下，, 内、外侧转向车轮偏转角的理想关系为: 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 图1.3 转向车轮偏转角的转向差 ,=cot+B/L (1.1) cot, 式中:B----两侧主销轴线与地面交点之间的距离，也称为轮距; L----汽车轴距。由转向中心O到外转向轮与地面接触的距离称为汽车的转弯半径。 XXXXXXXXXX......此处删除无数+N个字，完整设计请加扣扣:二二壹五八玖一壹五一 m,870kg B,1330mm L,2345mm m,2mm z,8 ,,20: ,,12: h,1an *c,0.25 4.3.2齿轮轴和齿条的设计计算 a. 选择齿轮材料、热处理方式及计算需用应力 (1) 选择材料及热处理方式 280HBS45小齿轮(调质处理)硬度为,条钢(调质处理)硬度为40Cr 240HBS (2) 转向器为一般工作机器，速度不高，选用斜圆柱齿轮传动 180,,19.1(3) 小齿轮的齿数设计为8，齿条齿数?齿条的行程/齿轮的周节 3.14，3设计时取30 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 (4) 确定需用应力 (4.7) 式中:----接触疲劳强度极限; ,H ----弯曲疲劳强度极限; ,FE ---- 接触疲劳强度安全系数; SH ---- 弯曲疲劳强度安全系数; SF ----疲劳寿命系数; KHN ----弯曲寿命系数; KFN -----试验齿轮应力校正系数。 YST 由《机械设计手册》 查得: 按齿面硬度小齿轮的接触疲劳强度极; ,,1100MPalim1 弯曲疲劳强度极限 ,,500MPaFE1 齿条的接触疲劳强度极限 ,,1100MPalim2 弯曲疲劳强度极限 ,,380MPaFE2 (5) 计算应力循环次数，确定寿命系数、 NNN12 8，， (4.8) N,60njL,60，60，1，2，8，300，15,2.592，10h11 8 N2.592，1081N,,0.6912，102 u3.75 式中:n----齿轮的转速，单位为r/min; j----齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的齿数; L---齿轮的工作寿命，单位为h; h u----齿数比=30/8=3.75。 (6) 查表可得接触疲劳寿命系数 、 K,0.95K,1HN1HN2 (7) 计算接触疲劳强度许用应力 取失效率为1%，安全系数为1 K，0.95，1100,HN1lim1 ,,,,,990MPa,H1S1 K，,1，1100HN2lim2,,,,,1100MPa, H2S1 ，,,,,,,H1H2,,,,1000MPa,H (4.9) 2 b. 按齿面接触疲劳强度设计 (1) 计算小齿轮分度圆直径 d1t2KTuZZ，，，，2，1tHE13d,t12,,,d,u,aH机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 (4.10) 2 2，1.2，24857.6，4.75，188，2.475，，3,,23.18mm 0.8，1.64，3.75，1000 式中:----动载荷系数，查《机械设计手册》选取1.2; Kt ----区域系数，查《机械设计手册》选取2.475;Z H1 2 ----材料的弹性影响系数，查《机械设计手册》选取188MPa ZE -----齿数比; u ,d -----齿宽系数，查《机械设计手册》选取0.8; ----接触疲劳强度许用应力; ,,,H , -----齿轮转矩，T=155.36160=24857.6Nmm。 ，T11 ----标注圆柱齿轮传动的断面重合度查《机械设计手册》得,a ,,,，,,0.77，0.87,1.64aa1a2 (2)计算圆周速度 v ,dn3.14，23.18，601tv,,,0.072m/s60，100060，1000 (3)计算齿宽、齿高h及模数 bmnt b,,d，d,0.8，23.18,18.544mm1t ,d，cos23.18，cos12:t1 m,,,2.83mmntZ81 h,2.25m,2.25，2.83,6.368mmnt b18.544,,2.91 h6.368 ,d式中:----齿宽系数，查《机械设计手册》选取0.8; ----小齿轮的分度圆直径; d1t ----小齿轮的模数; mnt , ----小齿轮的螺旋角; ----小齿轮的齿数。 Z1 ,(4)计算纵向重合度 , ,0.318dZtan,,,,1 (4.11) ,0.318，0.8，8，tan12:,0.433 (5)计算载荷系数 v,0.072m/s已知使用系数,根据，选用7级精度，由《机械设计手册》K,1A K,1.2K,1.18查得动载荷系数,齿向载荷分布系数,,齿间载荷分配K,1.0H,F,V 系数 K,K,1.1H,F, 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 故载荷系数 (4.12) K,KKKK,1.0，1.0，1.2，1.1,1.32AVH,H, (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 K1.3233d,d,23.18,23.88mmt11 (4.13) K1.2t (7)计算模数 mn d，cos,23.88，cos12: 1m,,,2.92mmnZ81 c. 按齿根弯曲强度设计 2 KTY,YY2cosFaSa1,3m,n2 (4.14) ,,,dZ,,aF1 (1) 弯曲疲劳强度极限，弯曲疲劳强度极限 ,,500MPa,,380MPaFE1FE2 (2) 查表得弯曲疲劳寿命系数 , K,0.88K,0.85FN1FN2 (3) 计算弯曲疲劳许用应力 弯曲安全系数 S,1.4 K，0.85，500, FN1FE1,,,,,303.57MPa,F1S1.4 K，0.88，380,FN2FE2,,,,,238.86MPa,F2 (4.15) S1.4 (4) 计算载荷系数 K,K，K，K，K,1.0，1.0，1.2，1.18,1.416 AVF,F, 式中:---- 使用系数; KA ---- 动载系数; KV ----齿间载荷分配系数; KF, K----齿向载荷分布系数。 F, (5) 根据纵向重合度,,0.433，由《机械设计手册》中查得螺旋角影响系, Y,0.95数 , (6) 计算当量齿数 Z8 1Z,,,8.55V133coscos12:, Z30 2Z,,,32.06V233coscos12:, (4.16) (7) 查取齿形系数，应力校正系数 由《机械设计手册》查得; Y,2.552Y,2.482Fa1Fa2 由《机械设计手册》查得; Y,1.645Y,1.635Sa1Sa2 Y，YFaSa ,,,F机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 (8) 计算齿轮、齿条的 并加以比较 YY，2.552，1.645Fa1Sa1,,0.01382 ,,,303.57F1 YY，，2.4821.635Fa2Sa2,0.01698 (4.17) ,,238.86,F2 齿轮的数值大 (9)设计计算 22，1.416，24857.6，0.95，cos12:，2.482，1.6353m,,2.35mm n20.8，8，1.64，238.86 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强mn度计算的法面模数，取可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳m,3.0mmn 强度，需按解除疲劳强度计算得的分度圆直径来计算应有的齿数。d,23.88mm1于是由 d，cos,23.88，cos12:17.8Z,,1 33 取,则 Z,8Z,u，Z,3.75，8,30121 d. 几何尺寸计算 (1) 分度圆直径 d1m，Z3，8n1d,,,24.54mm 1,coscos12: (2) 基圆直径 db d,，cos,,24.54，cos20:,23.06mm bd1 (3) 齿顶圆直径 da1 *d,d，2hm,24.54，2，1，3,30.54mm aan11 *式中:h----齿顶高系数; a (4) 齿根圆直径d f1 **，，，，d,d,2mh，c,24.54,2，31，0.25,17.04mm fna11 *h式中:----齿顶高系数; a *c -----顶隙系数。 (5) 齿宽 齿轮，圆整后取20mm b,,d，d,0.8，24.54,19.632mm11 齿条 b,b，6,26mm21 注:齿条的实用齿宽，在按计算后再作适当圆整，而且常将小齿b,,d，d1 轮的齿宽在圆整值的基础上人为地加宽5~10mm，以防止齿轮、齿条因装配误 差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小二增大轮齿单位齿宽的工作载荷。 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 因为相互啮合的齿轮、齿条的基圆齿距必须相等。即 p,pb1b2 齿轮法面基圆齿距为 p,,，m，cos,b1n11 齿条法面基圆齿距为 p,,，m，cos,b2n22 取，所以，齿条的模数 m,3mm,,,,,,20:n212 式中:----齿轮的压力角; ,1 ----齿条的压力角。 ,2 (6) 齿条的齿顶高 ha2*h,m，h,3，1,3.0mm 22ana (7) 齿条的齿根高 hf2**，，，，h,m，h，c,3，1，0.25,3.75mm 22fna (8) 法面齿厚 sn2 , ,,s,，2xtana，m,4.7mm,,n2nnn2,, 式中:----变为系数; xn ----法向压力角。 an (9) 中心距 m，Zd3，8n11a,,,,12.268mm,22，cos2，cos12: e. 校核齿面疲劳强度 K (1) 计算载荷系数 K,K，K，K，K,1.0，1.0，1.2，1.0,1.32 AV,, 式中:----使用系数; KA ----动载系数; KV ----齿间载荷分配系数; K, K----齿向载荷分布系数。 , (2) 沿齿轮周向分力 Ft 2，T2，155.36，1601F,,,2025.88Ntd24.54 1 (3) 校核齿面接触疲劳强度 KFuZZ，，,，，，，1tHE,,,,,,HH (4.18) bdu，，,，1a 1.32，2025.88，3.75,1，2.475，188，，, 20，24.54，1.64，3.75 ,954.52MPa,,,,H 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 故满足设计要求。 式中:----区域系数，设计时取2.475; ZH ----弹性影响系数，设计时取188。 ZE (4)校核齿根弯曲疲劳强度 KFYYY FaSat,,,,,,,FFmb, (4.19) na 1.416，2025.88，2.52，1.625，0.95 ,,,113.4MPa,272.215MPaF20，3，1.64 故满足设计要求。 4.4齿轮齿条式转向器转向横拉杆的运动分析 图4.2 转向横拉杆的运动分析简图 如图:当转向盘从锁紧点转动，每只轮大约从其正前方开始最大转向角度为42:42:，因而，前轮从左到右总共转动约为84:。当转向轮右转，即转向节由OC EEA绕圆心O转至OA时，齿条左端点移至的距离为 L1 OD,OA，cos42:,160，cos42:,98.095mm DC,OC,OD,132,98.095,33.905mm AD,OA，sin42:,160，sin42:,88.325mm AA',DCAEA,CE,BEB,340mmAC',AD 2222 A'EA,AEA,AA',340,33.905,338.305mm CEA,A'EA,A'C,338.305,88.325,249.98mm L1,CE,CEA,340,249.98,90.02mm 42: 同理计算转向轮左转最大角度OCOOB，转向节由绕圆心转至时，齿条 EEB左端点移动到的距离为 L2 DB,DA,88.325mmDC,BB' 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 22 BEB,340,33.905,338.305mm L,CB'，B'EB,CE,86.63mm2 齿轮齿条的啮合长度应大于左右移动的距离，即 L,L1，L2 L,90.02，86.63,176.63mm 4.5齿轮齿条传动的受力分析 若略去齿面摩擦力，则作用于节点P的法向力可分解为径向力和分力FFnrFF,分力有可分解为圆周力和轴向力。 FFta (4.20) 2，T2，155.36，1601F,,,2025.88Ntd24.54 1 F，tana2025.88，tan20:tn (4.21) F,,,753.83Nr,coscos12: F,F，tan,,2025.88，tan12:,430.61N (4.22) at 4.6齿轮轴的强度校核 4.6.1轴的受力分析 a. 画轴的受力简图 b. 计算支撑反力 在垂直面上: d24.541 l，F，F，36，754，431，21ra22F,,,421N (4.23) RAVl，l41，3612 F,F,F,754,421,333NRBVr1RAV F2026r1 在水平面上: F,F,,,1013NRAHRBH22 c. 画弯矩图 在水平面上，剖面左侧、右侧 a,a 'M,M,F，l,1013，41,41533N,mmaH (4.24) aHRAH1 在垂直面上，剖面左侧 a,a M,F，l,421，41,17261N,mm (4.25) aRAV1V 剖面右侧 a,a 'M,F，l,333，36,11988N,mmaV (4.26) FRBV2 合成弯矩，剖面左侧 a,a 2222M,M，M,41533，17261,44977N,mmaHa (4.27) Va 剖面右侧 a,a 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 ''2'222M,M，M,41533，11988,43228N,mmaaa (4.28) HV d. 画转矩图 d1 转矩: (4.29) T,F，,2026，12.27,24859N,mmr12 4.6.2判断危险剖面 剖面左侧合成弯矩最大，扭矩为T，该截面左侧可能是危险剖显然，a,a 面。 4.6.3轴的弯扭合成强度校核 a. 由《机械设计手册》 查得:, ,,,,100MPa,,,,,,,,60MPa0,1,60,,1, 折合系数 ,,,,0.6,,,1000 式中:----对称循环变应力时州的需用弯曲应力; ,,,,1 -----不是对称循环变应力时州的许用扭曲应力。 ,,,0 注:当扭转切应力为静应力时，取;当扭转切应力为脉动循环变应,,0.3力时，取;若扭转切应力亦为对称循环变应力时，取。 ,,0.6,,1 b. 计算轴的抗弯截面系数 对于直径为的圆轴，弯曲应力为 d M (4.30) ,,W TT (4.31) ,,,W2WT 扭转切应力为 3 ,，d,，24.5431W,,,1450.1mm (4.32) 3232 则轴的弯扭合成强度条件及计算 2222 ，，MTMT,,，，，,,,,4,,,,，,,,,,,,,,ca,1 (4.33) W2WW,,,,,,，， 22449770.624859，，，，, 1450.1 ,32.7MPa,,,,,1 故安全，满足设计要求。 MPa,式中: -----轴的计算应力，单位为; ca N,mmM -----轴所受的弯矩，单位为; N,mmT -----轴所受的扭矩，单位为; 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 3mmW ----轴的抗弯截面系数，单位为; ,,,,1 ----对称循环变应力时州的需用弯曲应力。 4.6.4轴的疲劳强度安全系数校核 轴的材料为钢，调制处理。由《机械设计手册》 查得抗拉强度极限45 ，弯曲疲劳强度极限,剪切疲劳强度极限,,640MPa,,275MPaB,1 。 ,,155MPa,1 剖面左侧 a,a33，d，d,,11W,,,2900.2MPa34) (4.T1616 截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数为 ， ,,1.31,,2.0,, 又由《机械设计手册》附图查得轴的材料敏性系数为 ， q,0.82q,0.85,, 故有效应力集中系数按式为 ，，，，,K1，q,,1,1，0.82，2.0,1,1.82 ,,, ，，，，,1K，q,1,1，0.85，1.31,1,1.26, (4.35) ,,, ,,0.67由《机械设计手册》附图查得尺寸系数 ，扭转尺寸系数。 ,,0.82,,轴按磨削加工，由《机械设计手册》附图查得表面质量系数为 ,,,,0.92 ,, M44977则弯曲应力为 ,,,,30.77MPabW1450.1 ,,,,30.77MPa 应力幅 平均应力 ,,0abm T24859 切应力 ,,,,8.57MPaTW2900.2T ,T,,,4.285MPa,, am2 ,,1轴未经表面硬化处理，即，则按式得综合系数为 q 11.821k, ,，,1,，,1,2.80K,,,0.670.92,, 11.261k, (4.36) ,，,1,，,1,1.62K,,,0.820.92,, 又查得碳钢的特性系数 ,,0.1~0.2,,0.1， 取 ,, ,0.05~0.1,,,0.05 ， 取 ,, 于是，计算安全系数的值，按式计算得 Sca ,275,1 (4.37) S,,,3.166,k,,,，2.80，30.77，0.1，0,,am 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 ,155,1 (4.38) S,,,21.66,K,,,，1.62，4.285，0.05，4.285,,am SS31.92，21.66,, (4.39) S,,,3.13,S,1.5ca2222S，S31.92，21.66,, 故可知设计安全。 图4.3 齿轮轴校核分析图 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 4.7齿轮轴轴承的校核 校核深沟球轴承，轴承间距,轴承转速，预期寿命620472mmn,125r/min'L,12000h。 h 4.7.1求比值 F430.61a,,0.57 753.83Fr 根据《机械设计手册》可知，深沟球轴承的最大值为0.44，故此时 e Fa (4.40) ,eFr4.7.2初步计算当量动载荷 p 根据公式 ，， (4.41) P,fXF，YFpra 查《机械设计手册》可得，，取。 f,1.0~1.2f,1.2pp Y查《机械设计手册》可得，,值需在已知型号和基本额定载荷后X,0.56C0才能求出。现暂时选一近似值，取,则 Y,1.5 ，，P,1.2，0.56，753.83，1.5，430.61,1281.67N 式中: ----轴承所受的径向载荷，单位为; NFr ----轴承所受的轴向载荷，单位为N; Fa f----轴承的载荷系数; p X----轴承径向动载荷系数; Y ---- 轴承轴向动载荷系数。 4.7.3根据式，计算轴承应有的额定动载荷值 'P60nL1281.6760，125，12000h,3C,,,5748.3N (4.42) 66f101.010t ,C式中:----温度系数，单位为; ft -----轴承的转速,单位为r/min; n 'L ----轴承预期计算寿命，单位为h。 h 4.7.4 6204轴承的校核 。 此轴承的基本额定静载荷C,6550N0 Ya. 计算相对轴向载荷对应的值与值。相对轴向载荷为 e F430.61 (4.43) a,,0.06574C65500 0.040~0.070在《机械设计手册》动载荷系数中介于之间，对应的值为e机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 ，Y值为。 0.24~0.271.8~1.6 b. 用线性插值法求Y值 (4.44) 1.8,1.6，0.07,0.06574，，，，Y,1.6，,1.6284 0.07,0.04 X,0.56Y,1.6284 c. 计算当量动载荷P ，， P,1.2，0.56，753.83，1.6284，430.61,1347.66N d. 验算6204轴承的寿命 3,6610C1012700,,,, (4.45) 'L,,,111586,L,12000h,,,,h60nP60，1251347.66,,,, 故所选轴承寿命满足寿命要求。 4.8间隙调整弹簧的设计计算 设计要求:设计一圆柱形压缩螺旋弹簧，冲击载荷平稳，要求时，F,754Nmax 35,510~100.25，10弹簧总的工作次数在，弹簧两端自由回转，工作频率为，外径，自由高度60mm。 D,30mm2 4.8.1根据工作情况及具体条件选定材料，并查取其力学性能数据 由弹簧工作条件可知，对材料有特殊要求，因此，选用常在汽车工业上广泛运用，而且有良好的力学性能的硅锰弹簧钢，载荷性质属?类。 4.8.2弹簧丝直径d的设计计算 a. 选择旋转比C 根据《机械设计手册》选取C,6 'Db. 根据安装空间初设弹簧中径 'D,24mm按 ，，取 D,30mmD,16mm21 'dc. 初算弹簧丝直径 'D24'd,,,4mm (4.46) C6 K d. 计算曲度系数 4C,10.615K,，,1.25254C,4C (4.47) e. 计算弹簧丝的许用切应力 ,,, 查取弹簧材料的需用切应力，可知 ,,,,640MPa d f. 计算弹簧丝的直径 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 KCF1.2525，6，754 (4.48) maxd,1.6,1.6,4.26mm,,,800 取 d,4.5mm 4.8.3弹簧工作圈数和自由高度的设计计算 a. 工作圈数 n 3'3 (4.49) 8FCn8，754，6，5max,,,,18mmmaxGd80000，4.5 取 ,16mm 式中:---- 弹簧受载后轴向最大变形量，单位为; ,mmmax -----弹簧承受的最大工作载荷，单位为; NFmax 'n -----弹簧的有限圈数; -----弹簧材料的切变模量，单位为。 GMPa Gd80000，4.5 (4.50) n,,,，16,4.4233FC88，754，6max b. 计算总圈数 n1 根据公式， 取 (4.51) n,6.5，，n,n，1.5~2.5,5.92~6.9211 P c. 计算节距 根据公式， 取P,10mm (4.52) ，，P,0.25~0.28D,6.16~11 d. 自由高度 H0 根据公式， (4.53) ，，，，H,nP，1.5~2.5d,4.42，10，1.5~2.5，4.50 ,50.95~55.45 取 H,55mm0 4.8.4验算稳定性 对于压缩性弹簧，如其长度较大时，则受力后容易失去稳定性，这在工作中 H0是不允许的。为了便于制造及避免失稳现象，建议一般压缩弹簧的长细比 b,Db,5.3按下列情况选取:当两端固定时，取;当一段固定，另一端自由旋转时， 取b,3.7;当两端自由转动时，取b,2.6。 H550 压缩弹簧细长比 (4.54) b,,,2.5,2.6 D22 故满足稳定性要求。 ,4.8.5检查及 ,1 ,,P,d,10,4.5,5.5mm 轴向间距 (4.55) 16,max,,3.62弹簧单圈的最大变形量 (4.56) n4.42 故在最大载荷作用下仍留有间隙 ,,5.5,3.62,1.88,0.1d1 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 4.8.6弹簧几何参数和结构尺寸的确定 弹簧外径 D,D，d,22，4.5,26.5mm2 D,D,d,22,4.5,17.5mm1 4.8.7疲劳强度和静应力强度的验算 a. 材料的剪切屈服极限 (4.57) ,,1.25,,,,1.25，800,1000MPas b. 弹簧的极限载荷 22d,,3.14，4.5，10000s (4.58) F,,,1057.63Nlim8CK8，6，1.2525 c. 弹簧结构设计 Gd80000，4.5 弹簧刚度 (4.59) K,,,47.13N/mmF338Cn8，6，4.42 F377min,,,,7.99mmmin安装变形量 K47.13F F754max,,,,15.98mm最大变形量 maxK47.13F F1057.63lim,,,,22.44mm极限变形量 (4.60) limK47.13F安装高度 H,H,,,55,7.99,47.01mm10imin 工作高度 H,H,,,55,15.99,39.01mm20max 极限高度 (4.61) H,H,,,55,22.44,32.56mm3Olim d. 疲劳强度验算 弹簧在变载荷作用下的应力变化状，为安装载荷，为工作时间的最大FF12 载荷，当弹簧所受载荷在和之间不断变化时，则根据式可得弹簧材料内部FF12 所产生的最大和最小循环切应力为 F,F,0.5F,377N (4.62) 1minmax 8KD8，1.2525，22 ,,F,，754,580.89MPamax233,d3.14，4.5 8KD8，1.2525，22,,F,，377,290.45MPamin133 (4.63) ,d3.14，4.5 对于上述变应力作用下的普通圆柱螺旋压缩弹簧，疲劳强度安全系数计算值S及强度条件安可按下式计算 ca ,,，0.750minS,,ScaF (4.64) ,max N式中:----弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限，按变载荷作用次数,由表查取; ,0 ----弹簧疲劳强度的设计安全系数，当弹簧的设计计算和材料的力学性SF 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 能数据精确性高时，取; 当精确性底时，取。 S,1.3~1.7S,1.8~2.2FF 0.45，1700，0.75，290.45S,,1.69,ScaF (4.65) 580.89 故满足设计要求 e. 静应力强度计算 静应力强度安全系数计算值的计算公式及强度条件为 SSca , sS,,SScaS,max (4.66)式中:----弹簧材料的剪切屈服极限; ,s ----静应力强度设计的安全系数，选取与相同。 SSSF 故满足设计要求。 4.8.8弹簧振动验算 承受变载荷的援助螺旋弹簧常是在加载频率很高的情况下工作的。为了避免引起弹簧的谐振而导致弹簧的破坏，需对弹簧惊醒振动验算，以保证其临界工作频率远低于其基本自振频率。 圆柱螺旋弹簧的基本自振频率(单位为)为 fHbZ 1kF (4.67) f,b2m 式中:----弹簧的刚度，单位为; N/mmkF kg ----弹簧的质量，单位为 ms 将,的关系式代入公式，并取则 mkn,nsF1 43 ,1Gd/，，8DndGcos,,fb222 (4.68) ，，,,,,2dDn/4cos8.9Dn11 4.580000，cos6:,4,,5.17，10HZ2 8.9，22，6.57700 式中:G-----弹簧材料的切变模量，单位为MPa; 3, -----为弹簧钢材料的密度，单位为; kg/mm -----弹簧的螺旋升角。 , 弹簧的基本自振频率应不低于其工作频率的15~20倍，以免引起严重ffbW 的振动，即 ,4,4，， f,15~20f,3.75，10~5，10， (4.69) bW 故满足设计要求。 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 5 结论 本课题的以齿轮齿条转向器的设计为中心，研究利用转向盘的旋转带动传动机构的齿轮齿条转向轴转向，通过万向节带动转向齿轮轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条直线运动，实现转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现汽车转向的稳定性和灵敏性。 在这次毕业设计，我系统接触并了解了汽车转向器尤其是齿轮齿条式转向器的工作原理以及基本构造。通过对转向器的设计，我对当今汽车转向器也有了大概的了解。在这次毕业设计中，我还系统地复习了机械理论、机械力学机械制图等方面的知识。这对我即将到来的工作有着极大的帮助。 通过这次毕业设计，我发现以前在课堂上所学的知识比较散，经过这次毕业设计，我发现自己以前掌握的知识还不能很好的运用到实际的工作中。通过这次毕业设计，我认识到学习知识重要，但运用知识更重要。 同时在设计的过程中也发现了自己的问题。在设计过程中，我查阅了大量的资料，和同学之间相互交流探讨设计方法，多次向老师请教疑难问题，使自己学到了很多知识，并且提高了动手能力和设计创新过程中的艰辛和成功的喜悦。虽然设计中还存在问题，但在设计中学到的知识方法才是最大的收获。 脚踏实际，认真严谨，实事求是的学习态度，不怕苦难、坚持不懈、吃苦耐劳的精神是我在这次设计中的最大收益。我想这是一次意志的磨练，是对我实际能力的一次提升，也会对我未来的学习和工作有很大的帮助。 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 参考文献 [1] 陈益良(齿轮齿条式转向器简介[J](汽车与配件，1986，(6): 17-19. 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Automobile Technology.1994，(6).致 谢 短短的一个学期毕业设计即将结束，我的大学生活也即将画上圆满的句号。在这次设计过程中得到了许多老师的热心指导，尤其是XXXX和曹岩老师在百忙之中多次给与指导，在此表示中心的感谢～ 通过这次毕业设计，使自己更加清醒的认识到知识的无穷无尽以及自己所学的微小。在实习中得到了许多书上所没有的东西，知识面得到了极大的扩展和丰富，特别是一些与实际联系密切的问题，如怎样设计更能满足操作人员的需要和具体工作环境的要求，还有设计的产品是否有一定的社会需求。通过这些使我的专业知识更加坚实。 毕业设计是对我们大学四年所学知识的总结，同时也是对我们各种能力的一次考验。设计过程中通过初步尝试、发现问题、寻求解决方法、确定 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的步骤，逐渐培养了我们独立思考问题的能力和创新能力，同时也是我们更加熟悉了一些基本的机械设计知识。本次设计几乎运用了我们所学的全部机械课程，内容涉及到机械设计、材料力学、理论力学、机械原理、机械制图等知识，以及一些生产实际方面的知识。通过设计巩固了理论知识，接触了实际经验，最令我印象深刻的就是，为了取得有关转向横拉杆的长度，我自己来到修车厂，向一些自身的师傅寻求答案，这样不仅提高了我的设计能力和查阅文献的能力，为今后的工作打下良好的基础。 在我结束毕业设计的同时，也结束了我的大学生活。这意味着我进入了人生的新起点，我会用我在学校所学到的知识在崭新的生活中不断进取，发愤图强。用我的事业成就来报答学校和老师的对我的栽培，回报社会对我的关爱～ 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 毕业设计(论文)知识产权声明 本人完全了解XXXX大学有关保护知识产权的 规定 关于下班后关闭电源的规定党章中关于入党时间的规定公务员考核规定下载规定办法文件下载宁波关于闷顶的规定 ，即:本科学生在校攻读学士学位期间毕业设计(论文)工作的知识产权属于XXXX大学。本人保证毕业离校后，使用毕业设计(论文)工作成果或用毕业设计(论文)工作成果发表论文时署名单位仍然为XXXX大学。学校有权保留送交的毕业设计(论文)的原文或复印件，允许毕业设计(论文)被查阅和借阅;学校可以公布毕业设计(论文)的全部或部分内容，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存毕业设计(论文)。 (保密的毕业设计(论文)在解密后应遵守此规定) 毕业设计(论文)作者签名: 指导教师签名: 日期: 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制 毕业设计(论文)独创性声明 秉承学校严谨的学风与优良的科学道德，本人声明所呈交的毕业设计(论文)是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，毕业设计(论文)中不包含其他人已经发表或撰写过的成果，不包含他人已申请学位或其他用途使用过的成果。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了致谢。 毕业设计(论文)与资料若有不实之处，本人承担一切相关责任。 毕业设计(论文)作者签名: 指导教师签名: 日期: 机械/机电/模具/数控毕业、课程设计QQ_2947387549 现成资料CAD/Proe/Solidworks图，另可定制