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3.2 转向器原地转向阻力矩计算
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。
精确地计算出这些力是困难的。为此用足够精确的半经验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MR（N·mm）。
轮胎上的原地转动的阻力矩由经验公式得
fMR?3G13 （3-3） p式中：f—轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取0.7； G1—为转向轴负荷（N）；取前轴满载810kg；
p—为轮胎气压（MPa）。取0.2MPa(一般为0.2~0.24MPa)。
fMR?3G130.781003??380.355N?m （3-4）p30.2
3.3 转向器角传动比与力传动比计算
3.3.1 角传动比与力传动比介绍
转向系的传动比由转向系的角传动比iw和转向系的力传动比ip组成。 力传动比：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 。
角传动比：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
'所组成。 iw。它又由转向器传动比iw转向传动装置角传动比iw3.3.2 角传动比与力传动比确定
方向盘转动圈数取n?4圈，转向盘直径Dsw?400mm，转向正效率?+=90% 转向节臂长L1=200mm。
角传动比为
iw??Wn?3604?360????20.87 （3-5） ?K(???)(37??32?)16
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作用在方向盘上的力
Fh?2MR2?380355（3-6） ??101.25N
DSWi???400?20.87?0.9由公式
Fh?2Mh （3-7）DSW得作用在转向盘上的力矩
MhDSWh?F2?101.25?4002?20249.96N?mm=20.25N?m力传动比与转向系角传动比的关系
i2Fwp?F h而FW和作用在转向节上的转向阻力矩MR有以下关系
FMRw?L (3-10)1作用在方向盘上的手力F可由下式表示
hFMhh?2D SW则力传动比为
iswp?MRDML (3-12)h1又因为
MRM??w?iwo
h???k由此力传动比
iDsw??p?iw?2L?20.87?400?0.9200?18.783 12?3.4 齿轮齿条设计
3.4.1 齿轮齿条啮合传动的特点
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（3-8） （3-9）
3-11）3-13）3-14）
（（（中北大学信息商务学院18 2014届毕业设计说明书
齿条实际上是齿数为无穷的齿轮的一部分。当齿数为无穷时，齿轮的基圆直径也为无穷大，根据渐开线的形成过程可知，此时渐开线就变成了直线。所以齿条的齿廓为直齿廓（如图3-2所示），齿廓上各点的法线是平行的，而且在传动时齿条是平动的，齿廓上各点速度的大小和方向也相同，所以齿条齿廓上个点的压力角相同，大小等于齿廓的倾斜角。齿条上各齿同侧的齿廓是平行的，所以在任何与分度线平行的直线上，周节都相等。
图3-2 齿条的齿廓
齿轮齿条啮合传动时，根据小齿轮螺旋角与齿条齿倾角的大小和方向不同，可以构成不同的传动方案。当左旋小齿轮与右倾齿条相啮合而且齿轮螺旋角β1与齿条倾斜角β2角相等时，则轴交角θ=0°；若β1＞β2，则θ=β1－β2；若β1＜β2，则θ=β1－β2为负值，表示在齿条轴线的另一侧。当右旋小齿轮与右倾齿条或左旋小齿轮与左倾齿条相啮合时，其轴交角均为θ=β1+β2。
齿轮与齿条啮合传动时，齿轮的节圆始终与其分度圆重合。当小齿轮轴线与齿条轴线不垂直时，小齿轮齿廓与齿条齿廓间的接触为点接触，轮齿所受的压强较大，产生的接触应力也比较大，轮齿磨损很快，所以齿轮齿条转向器的传动比不能太大。
齿轮齿条传动的传动比只与齿条的齿倾角、小齿轮的法向模数和小齿轮的齿数有关。在设计时，只要合理的选取这几个参数就可以获得需要的传动比。但是小齿轮的模数不能太小，否则会使齿条齿廓在啮合时啮合点离齿顶太近，齿根的弯曲应力增大，易产生崩齿。同时小齿轮的变位系数不能太大，否则会造成齿条齿顶平面与小齿轮齿根圆柱面的间隙过小，对润滑不利，而且容易造成转向器卡死的现象。 3.4.2 齿轮参数的选择
初选齿轮参数：齿轮齿条转向器的齿轮多采用斜齿轮，齿轮模数在2~3mm之
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间，主动小齿轮齿数在5~7之间，压力角取??20?，螺旋角在9?~15?之间。故取小齿轮z1?6，mn?2.5，??10?右旋，压力角??20?，齿轮的转速为n?10r/min，左旋，精度等级8级，转向器每天工作8小时，使用期限不低于5年。
材料选择：齿轮 16MnCr5，渗碳淬火，齿面硬度54-62HRC 齿条 45#，表面淬火，齿面硬度56HRC
分度圆直径
dnz12.5?61?mcos??cos10??15.2314mm
取齿宽系数?d?1.2 齿条宽度
b2??dd1?1.2?15.2314?18.278mm 圆整取b2?20mm； 则取齿轮齿宽
b1?b2?10?30mm 所以取齿轮齿宽30mm；齿条齿宽20mm。 3.4.3 计算接触疲劳许用应力
确定许用应力
[?Z (3-18)
NH]??HlimSHmin[??FlimYSTYNF]?S Fmin查表确定?Hlim和?Flim
?Hlim1?1500MPa ?Hlim2?1300MPa ?Flim1?425MPa ?Flim2?375MPa
查表确定寿命系数ZN、YN
ZN1?ZN2?1.32 YN1?YN2?1 查表确定安全系数
SHmin?1 SFmin?1.4
19
3-15）3-16）
3-17）
3-19）（ （（
（
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计算接触疲劳许用应力
[?H1]??Hlim1ZN1SHmin 1500?1.32?1980MPa (3-20)?1 1300?1.32?1716MPa (3-21)?[?H2]??Hlim2ZN2SHmin1查表确定应力修正系数YST?2
[?Flim1YSTYN1?425?2?1F1]??S1.4?607.14MPa (3-22)Fmin[?Flim2YSTYN2375?2?1F2]??S?Fmin1.4?535.7MPa (3-23)3.4.4 齿轮的齿根弯曲强度设计
参数查取：
初选Kt?1.4 ??14? Z1=6 Z2=25 ?d=0.8 Y?=0.7 Y?=0.89 当量齿数Z3V?Z/cos3??8/cos14??8.76 复合齿形系数YFS1?3.32 初步计算齿轮模数mn 转矩T1?Mh?20250N?mm
闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。 代入[?F]较小的值
m32KtT1cos2?Y?Y?YFSnt??Z2?? (3-24) d1[F]?32?1.4?20250?cos210??0.7?0.893.321.2?62?535.7 ?1.700mm
初取mnt?2.5mm 确定载荷系数K
查表确定 使用系数KA?1
vt??mntz1n16?1060?1000cos??3.14?2.5?60?1000?cos10??0.0079m/s 20
3-25）
（