计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力

计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力时，推导计算公式的出发点和直齿圆柱齿轮相似，但要考虑其以下特点：啮合的接触线是倾斜的，有利于提高接触强度 ；重合度大，传动平稳。 齿轮的计算载荷

为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷P （单位为N/mm ）为

P= L F n

Fn ——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Fn 为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上， 载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算P ca 位N/mm ）进行计算。即

Pca = KP =K L F n

K ——载荷系数 载荷系数K 包括 ：使用系数AK ，动载系数VK ，齿间载荷分配系数αK 及齿向载荷分布数βK ，即

K =K A K V K αK β

使用系数K A

是考虑齿轮啮合时外部领接装置引起的附加动载荷影响的系数。

查表的K A =1.35

动载系数K V

齿轮传动制造和装配误差是不可避免的，齿轮受载后还要发生弹性变形，因此引入了动载系数

取K V =1.05

齿间载荷系数K α

齿轮的制造精度8精度

K α= 1.1

齿向荷分配系数K β

载荷系数 1.7152A V K K K K K αβ==齿轮： 齿轮： d 1=m n

z/cos β=15.2 齿轮齿顶高：h a1= (h *a1+X n )*m n =2.5

齿轮齿根高：h f1=( h *f2

+c *1-x n )*m n =3.125 齿轮齿全高：h 1= h a1+ h f1=5.625

齿轮齿顶圆：d a1=d 1+2h a1=20.2

齿轮齿根圆：d f1= d 1-2 h f1=8.95

齿轮基圆直径：d b1= d 1*cos αt =14.32

齿轮受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂最大，但力并不是最大，因此弯矩不是最大。根据分析，齿根所受的最大玩具发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合最高点时。因此，齿根弯曲强度也应按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。 斜齿轮啮合过程中，接触线和危险截面位置在不断的变化，要精确计算其齿根应力是很难的，只能近似的按法面上的当量直齿圆柱齿轮来计算其齿根应力。 将当量齿轮的有关参数代入直齿圆柱齿轮的弯曲强度计算公式，考虑螺旋角使接触线倾斜对弯曲强度有利的影响而引入螺旋角系数Y β，可得到斜齿圆

柱齿轮的弯曲疲劳强度计算校核公式

11112283.723F Fa sa Fp n K T Y Y Y Y M Pa bd m εβσσ==<

在本次设计过程中，对转向器进行了设计，对转向系统做了具体的分析，包括转向系的作用、基本构成以及基本要求；转向系的空间位置及结构特点；转向传动机构，主要对转向器结构和强度进行了分析和计算。 本次设计说明书首先借助设计参考书和其他的参考资料对现实汽车转向系统进行了分析，然后进入正题对总体方案进行了设计，进而细化任务，主要是对转向器的设计。 根据该车型对于市场的定位及对制造成本的考虑，同时参考同类车型的转向系统，将该车的转向系统设计为一款机械式转向系统，且转向器设计为齿轮齿条式转向器。因为它结构简单，效率高，易实现自动调隙，转向梯形简单，转向轮转角大，转向刚度高，制造成本低等，很多中级轿车和商用车都用。 本次设计首先对转向系的作用，基本构成和要求进行了简略的分析，同时对转向系的空间位置及结构特点进行分析，确定了转向梯形的型式，对转向传动机构做简单的介绍。根据转向器的参数，进行转向器设计，在这期间，借鉴了多本参考书籍，并对齿轮齿条进行强度校核 绘图过程中，由于自己绘图水平有限，没有对齿轮齿条式转向器进行3D 图绘制。 此外存在一些其他的问题需要解决，比如没有对转向器传动副的传动间隙分析，没有考虑到转向系统和悬架的动干涉问题，运动部件与车身上其他部件的干涉问题等。