车辆工程毕业设计（论文）转向柱式电动助力转向系统设计【全套图纸】.doc

第1章 绪 论1.1 汽车的发展趋势自1886年德国人卡尔.本茨(CarlBenZ)研制成功世界上第一台单缸两冲程汽油三轮汽车以来，汽车工业已经走过了一个多世纪曲折而辉煌的历程。上个世纪二十年代汽车工业已经开始大规模生产，随着相关技术的发展，特别是在第二次世界大战中的技术更新，进一步促进了汽车工业的迅速发展和进步。今天，汽车产业在世界上大多数国家的国民经济中都成为了支柱产业。据统计，2000年世界汽车产量己达到5733万辆，比1999年增长2.8%。我国2000年生产汽车206.82万辆，2003年生产汽车444万辆，目前已成为美国、日本、德国之后的世界第四大汽车生产国。不久前，商务部公布中国汽车近三年来的年产量正以50%的速度增长。由于中国及其他发展中国家汽车市场的扩大，全球汽车这种增长趋势还会持续下去。但是，这种快速增长也带来了一些负面影响，如空气污染、交通事故和能源紧张等问题。随着人们对汽车特别是轿车的经济性、舒适性、环保性和安全性的日益重视，低排放汽车(LEV)、混合动力汽车(HEv)、燃料电池汽车(FCEV)、电动汽车(EV)这四大类型汽车将构成未来汽车发展的主体。全套图纸，加1538937061.2 汽车转向技术的发展汽车在行驶过程中，经常需要改变行驶的方向，称为转向。轮式汽车行驶是通过转向轮(一般是前轮)相对于汽车纵向轴线偏转一定的角度来实现的。汽车转向系统是用于改变或保持汽车行驶方向的专用机构。其作用是使汽车在行驶过程中能按照驾驶员的操纵要求而适时地改变其行驶方向，并在受到路面传来的偶然冲击及汽车意外偏离行驶方向时，能与行驶系统配合共同保持汽车继续稳定行驶。因此，转向系统的性能直接影响着操纵稳定性和安全性。按转向动力能源不同，汽车转向系统可分为机械式转向系统和动力转向系统两大类。机械式转向系统是以人的体力为转向能源的，其中所有的传力件都是机械的，它主要由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三部分组成。汽车转向器作为汽车转向系统的重要零部件，其性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性和可靠性。汽车动力转向系统是在机械转向系的基础上增设了一套转向加力装置所构成的转向系(如液压动力转向系统中的转向油罐、油泵、控制阀、动力缸等)，它兼用驾驶员的体力和发动机动力作为转向能源。在正常的情况下，汽车转向所需的力大部分由发动机通过转向加力装置提供，只有一小部分由驾驶员提供。但在动力转向失效时，驾驶员仍能通过机械转向系统实现汽车的转向操纵。长期以来，汽车转向系统一直存在着“轻”与“灵”的矛盾。为缓和这一矛盾，过去人们常将转向器设计成可变速比，在转向盘小转角时以“灵”为主，在转向盘大转角时以“轻”为主。但“灵”的范围只在转向盘中间位置附近，仅对高速行驶有意义，并且传动比不能随车速变化，所以不能根本解决这一矛盾。随着动力转向系统的产生，液压动力转向系统(HPS)以其具有的转向操纵灵活、轻便，设计汽车时对转向器结构形式的选择灵活性增大，并可吸收路面对前轮产生的冲击等优点，自20世纪50年代以来，在各国汽车上得到普遍采用。但传统的液压动力转向系统需消耗一定的能量，增加了汽车的燃油消耗量，液压动力转向系统所引起的燃油消耗量约占整车燃油消耗量的约30%。随着电子技术的发展，电子控制式机械液压动力转向系统(EHPS)应运而生，该系统在某些性能方面优于传统的液压动力转向系统，但仍然无法根除液压动力转向系统的固有缺憾。此外，传统液压动力转向系统在选定参数完成设计之后，转向系统的性能就确定了，不能再对其进行调节与控制。因此，传统液压动力转向系统协调转向力与操纵“路感”的关系困难。低速转向力小时，高速行驶时转向力往往过轻、“路感”差，甚至感觉汽车发“飘”，从而影响操纵稳定性;而按高速性能要求设计转向系统时，低速时转向力往往过大。电动助力转向系统(Electric Power Steering System，简称EPS)，是继液压动力转向系统后产生的一种新的动力转向系统。电动助力转向系统由电机提供助力，助力大小由电控单元(ECU)实时调节与控制，可以较好地解决上述液压动力转向系统所不能解决的矛盾。目前，电动助力转向系统有代替液压动力转向系统的趋势。1.3 电动助力转向系统研究的状况及发展趋势1988 年2 月日本铃木公司首次在其Cervo 车上装备EPS , 随后还用在了其Alto 车上。在此之后, 电动助力转向技术如雨后春笋般得到迅速发展。日本的大发汽车公司、三菱汽车公司、本田汽车公司, 美国的Delphi 汽车系统公司、TRW公司, 德国的ZF 公司, 都相继研制出各自的EPS。比如: 大发汽车公司在其Mi2ra 车上装备了EPS , 三菱汽车公司则在其Minica 车上装备了EPS ; 本田汽车公司的Accord 车目前已经选装EPS , S2000 轿车的动力转向也将倾向于选择EPS ;Delphi 汽车系统公司已经为大众的Polo 、欧宝的318i以及菲亚特的Punto 开发出EPS 。TRW从1998 年开始, 便投入了大量人力、物力和财力用于EPS 的开发。他们最初针对客车开发出转向柱助力式EPS , 如今小齿轮助力式EPS 开发也已获成功。1999 年3 月, 他们的EPS 已经装备在轿车上, 如Ford Fiesta 和Mazda 323F 等 。Mercedes OBenz 和Siemens Automotive 两大公司共同投资6500万英镑用于开发EPS , 他们的目标是到2002 年装车, 年产300 万套, 成为全球EPS 制造商。他们计划开发出适用于汽车前桥负荷超过1200kg的EPS，因此货车也将可能成为EPS的装备目标。而我国在2002 年才开始研制开发汽车EPS 产品, 目前已经知道的有13 家企业和科研院校正在研制中。其中南摩股份有限公司( 生产转向柱式的EPS 产品) 在2003 年开始进入小批量生产阶段, 其他厂家和科研院校均在开发阶段中。EPS当前已经较多应用在排量在1.3L-1.6L(含MMPV 微型多功能车) 的各类轻型轿车上,其性能已经得到广泛的认可。随着直流电机性能的提高和42V电源在汽车组件上的应用,其应用范围将进一步扩宽,并逐渐向微型车、轻型车和中型车扩展。另外EPS 的控制信号将不再仅仅依靠车速与扭矩, 而是根据转向角、转向速度、横向加速度、前轴重力等多种信号进行与汽车特性相吻合的综合控制, 以获得更好的转向路感。未来的EPS将朝着电子四轮转向的方向发展, 并与电子悬架统一协调控制。1.4 电动助力转向系统设计的目的和意义随着汽车行业的蓬勃发展，人们对于汽车功能的要求变得越来越高，EPS系统也迎来了巨大的市场需求，许多厂商都以EPS系统作为一个卖点，来吸引顾客买车。所谓电动转向( EPS) , 就是在机械转向系统中,用电池作为能源, 电动机为动力, 以转向盘的转速和转矩以及车速为输入信号, 通过电子控制装置, 协助人力转向, 并获得最佳转向力特性的伺服系统。EPS汽车转向系统的性能直接影响到汽车的操纵稳定性, 对于确保车辆的安全行驶、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要的作用。特别是EPS用电动机直接提供助力，助力大小由电子控制单元（ECU）控制。它能在汽车低速行驶转向时减轻转向力使转向轻便、灵活; 在汽车高速行驶转向时, 适当加重转向力, 从而提高了高速行驶时的操纵稳定性, 增强了路感 。不仅如此,EPS的能耗是HPS能耗的1 /3以下, 且前者比后者使整车油耗下降可达3% - 5%, 因而, 它能节约燃料，提高主动安全性，且有利于环保。1.5 研究的主要内容1、对电动助力转向系统进行分析确定其布置形式。2、电动机、电磁离合器、扭距传感器的选取。3、在对EPS系统机构进行分析的基础上，设计了一套减速机构。4、设计齿轮齿条式转向器。第2章 电动助力转向系统主要参数的确定2.1 电动助力转向系统的分析2.1.1 电动助力转向系统的工作原理EPS 主要由扭矩传感器、车速传感器、电子控制单元( ECU) 、电动机和减速机构组成。其主要工作原理是: 汽车在转向时, 扭矩传感器会“ 感觉”到转向盘的力矩和拟转动的方向。这些信号会通过数据总线发给电子控制单元, 电控单元会根据传动力矩、拟转的方向和车辆速度等数据信号, 向电动机控制器发出动作指令。电动机就会根据具体的需要输出相应大小的转动力矩以产生助动力, 从而实现了助力转向的实时控制。如果不转向, 则本套系统处于休眠状态等待调用。由于它不转向时不工作, 所以也节省了能源。图2.1 EPS结构系统图2.1.2 电动助力转向系统的类型EPS的类型通常可以按其电动机的减速机构的形式不同或电动机的布置位置不同进行分类。EPS系统一般都有减速机构，电动机转矩输出经过减速机构减速增矩对EPS进行助力。根据汽车上转向器结构形式不同，EPS可分为:循环球螺母式(图2.2)、蜗轮蜗杆式(图2.3)、齿轮齿条式(图2.4)三种。循环球螺母式EPS电动机力矩的传递路线为:电动机循环球螺母齿轮条。蜗轮蜗杆式EPS电动机力矩的传递路线为:电动机蜗轮一齿轮条。齿轮齿条式EPS的电动机力矩的传递路线为:电动机行星齿轮副另设齿轮齿条。 1力矩传感器 1电磁离合器 2循环球螺母 2电动机 3功率放大器 3扭矩传感器 4电控单元 4转向轴 5齿条 5蜗轮蜗杆机构 6转向盘 6齿轮齿条机构 7电动机 8转向减速机构图2.2 循环球螺母式 图2.3 蜗轮蜗杆式 1扭矩传感器 2转接盘3电动机 4电磁离合器5齿轮齿条机构 图2.4 齿轮齿条式根据电动机布置位置不同，EPS可分为:转向轴助力式、齿轮助力式、齿条助力式三种，如图2.5所示。转向轴助力式EPS的电动机固定在转向柱一侧，通过减速机构与转向轴相近，直接驱动转向轴助力转向。齿轮助力式EPS的电动机和减速机构与小齿轮相近，直接驱动齿轮助力转向。齿条助力式EPS的电动机和减速机构则直接驱动齿条提供助力。图2.5 电动机布置位置不同的EPS的类型2.2 助力电动机的选择2.2.1 电动机的概述助力电动机是EPS 系统的动力源, 它根据ECU 输出的控制指令, 在不同的工况下输出不同的助力转矩, 对整个EPS 性能影响很大, 因此需要具备良好的动态特性、调速特性和随动特性并易于控制, 而且要求输出波动小、低转大转矩、转动惯量小、尺寸小质量轻等, 因此, 常采用无刷式永磁直流电动机。为改善操纵感、降低噪音和减少振动, 在电动机转子外表面开出斜槽或螺旋槽, 而改变定子磁铁的中心处或端部厚度, 将定子磁铁设计成不等厚。2.2.2 电动机的参数计算根据任务书上的基本参数可知 式中 f轮胎和路面间的滑动摩擦因数；转向轴负荷，单位为N；P轮胎气压，单位为；原地转向阻力矩；作用在转向盘的手力矩为 式中 转向摇臂长, 单位为mm；原地转向阻力矩, 单位为N·mm转向节臂长, 单位为mm；为转向盘直径,单位为mm；Iw转向器角传动比；+转向器正效率；因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂，故、不代入数值。从而可知，人所需用的转矩为T=Fh=103.847200=20769.4N·mm设此力矩完全由电动机提供可得电动机转矩。蜗杆=1 蜗轮 =30T2=T1300.7故选电动机为：无刷永磁直流电动机。额定电压（V）12额定扭矩（N.m）1.76额定电流（A）30额定转速（V/min）1210最大外形尺寸（mm）60115根据电动机额定转矩可知蜗轮T2=1.761000300.7=36N.m2.3 电磁离合器的选择电动式EPS转向助力一般都是工作在一个设定的范围。当车速低于某一设定值时，系统提供转向助力，保证转向的轻便性; 当车速高于某一设定值时，系统提供阻尼控制，保证转向的稳定性；而当车速处于两个设定值之间时，电动机停止工作，系统处于Standy状态，此时为了不使电动机和电磁离合器的惯性影响转向系统的工作，离合器应及时分离，以切断辅助动力。另外，当EPS系统发生故障时，离合器应自动分离，此时仍可利用手动控制转向，保障系统的安全性。EPS系统中电磁离合器应用较多的为单片干式电磁离合器，其工作原理如图所示图2.6 电磁离合器离合器 类型 干式单片电磁式额定电压（V）12v额定传递扭矩15/12v绕阻（）19.5/20 c2.4 扭矩传感器的选择扭矩传感器的功能是测量驾驶员作用在转向盘上的力矩大小与方向，以及转向盘的大小和方向。目前采用较多的是在转向轴位置加以扭杆，通过测量扭杆的变形得到扭矩。另外也有采用非接触式扭距传感器。图2.7所示的非接触式扭矩传感器中有一对磁极环，其原理是：当输入轴与输出轴之间发生相对扭转位移时，磁极环之间的空气间隙发生变化，从而引起电磁感应系数变化。非接触式扭矩传感器的优点是体积小精度高，缺点是成本高。图2.7 非接触式扭距传感器扭矩传感器额定电压 5V额定输出电压 2.5最大阻抗 2.180.662.5 本章小结本章主要对电动助力转向系统进行了分析，并对其结构组成有了深入的了解。同时还进行了电动机电磁离合器扭矩传感的选取，并对其工作原理进行了分析。 第3章 电动助力转向系统减速机构参数的设计3.1 减速机构的分析及布置形式的确定电动助动转向系统的机构部分是该系统不可缺少的重要组成部分，其减速机构把电动机的输出，经过减速增扭传递到动力辅助单元，实现助力。因此，减速机构的设计是EPS系统的关键技术之一。目前常用的减速机构有多种结构形式，主要分为蜗轮蜗杆式、行星齿轮式和循环球螺母式等三种。而我选用了蜗轮蜗杆式减速机构。采用蜗轮蜗杆减速机构，见图3.1，其传动机构有如下两大优点：（1）实现大的传动比。在动力传动中，一般传动比i=580;在分度机构或手动机构的传动中，传动比可达300；若只传递运动，传动比可达1000由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。（2）在蜗杆传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它的蜗轮是逐渐进入啮合逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对数较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪音低。图3.1 减速机构3.2 蜗轮蜗杆材料的选择考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗轮螺旋面要求淬火并且调质处理，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZcuSn10Pb，金属模铸造。这种材料耐磨性好，但价格较高，用于滑动速度3m/s的重要传动。为了尽量节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用铸铁HT150制造。为了防止变形，常对蜗轮进行时效处理。3.3 普通圆柱蜗杆传动的主要参数及几何尺寸计算3.3.1 设计要求普通圆柱蜗杆闭式传动（用于EPS系统中电机输出到转向轴），蜗杆转速=1210r/min，扭矩=1760N·mm，传动比i=30.双侧工作，工作载荷较稳定，冲击不大。要求寿命为5年（按每年365天，每天8小时），则使用寿命=53658=14600h3.3.2 选择蜗杆传动类型根据GB10085-88的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。传动比i介于580之间，由表3.1可确定蜗杆头数=1。表3.1 蜗杆头数 蜗轮齿数推荐值传动比i=z1/z25871615323083蜗杆头数z16421涡轮齿数z23048286430643083单头蜗杆传动的传动比大，但效率低，发热量大，易自锁。不过，蜗杆头数过多，导程角大，制造困难。蜗轮的齿数=i。当传递动力时，为保证传动平稳性，应不少于28。但过过大将使蜗轮尺寸增大，蜗杆跨距随之增大，降低蜗杆的刚度，影响啮合精度。通常取=2880，一般不大于100。故取=303.3.3 蜗杆模数及分度圆直径的确定蜗杆头数=1 蜗轮=30因载荷平稳载荷系数K=1.11.3之间取故K=1.2表3.2 锡青铜蜗轮许用接触应力 蜗轮材料铸造方法适用的滑动速度V/(m.s)蜗杆齿面硬度45HRC>45HRCZCuSn10Pb1砂型金属型1225150220180268ZCuSn5Pb5Zn5砂型金属型1012113128135140 MK () （3.1）M1.236960()M171.5304经查表3.3可知m=2.5 q=11.2 =28 表3.3 普通圆柱蜗杆传动的基本尺寸和参数模数m/mm分度圆直径d/mm直径系数q蜗杆头数Md/mm模 数m/mm分度圆直径d/mm直径系数q蜗杆头数Md/mm 11818.000 1 18 6.3(80)12.6981,2,431751.252016.000 1 31.2511217.7781444522.417.920 1 35 8(63)7.8751,2,440321.62012.5001,2,451.28010.0001,2,4,653762817.500 171.68(100)12.5001,2,46400 2(18) 9.0001,2,4 7214017.5001896022.411.2001,2,4,689.6 10(71)7.1001,2,47100(28)14.0001,2,4112909.0001,2,4,6900035.517.750 1 142(112)11.2001,2,411200 2.5(22.4) 8.9601,2,414016016.0001160002811.2001,2,4,617512.5(90)7.2001,2,414062(35.5)14.0001,2,4221.91128.9601,2,4175004518.000 1281(140)11.2001,2,421875 3.15(28) 8.8891,2,427820016.00013125035.511.2701,2,4,6352 16(112)7.0001,2,4286724514.2861,2,4447.51408.7501,2,4358405617.778 1556(180)11.2501,2,446080 4(31.5) 7.8751,2,450425015.6251560004010.0001,2,4,6640 20(140)7.0001,2,456000(50)12.5001,2,48001608.0001,2,4640007117.740 11136(224)11.2001,2,489600 5(40) 8.0001,2,4100031515.75011260005010.0001,2,4,61250 25(180)7.2001,2,4112500(63)12.6001,2,415752008.0001,2,41250009018.000 12250(280)11.2001,2,41750006.3(50) 7.9361,2,4198540016.00012500006310.0001,2,4,62500 3.3.4 蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸的确定蜗杆蜗杆分度圆直径=2.8齿顶圆直径=m(q+2)= 2.5(11.2+2) =33=m(q-2.4) =2.5(11.2-2.4) =22齿顶高=m=2.5齿根高=1.2m=1.22.5=3顶隙C=0.2m=0.242.5=0.5蜗轮分度圆柱的导程角r=arctan=arctan5.1中心距a=m(q+) = 2.5(11.2+30) =51.5蜗杆齿宽（11+0.06）m(11+0.00630)2.532=32蜗轮蜗轮分度圆直径=mz=2.530=75齿顶圆直径d=m(z+2) =2.5(30+2) =80齿根圆直径d=m(z-2.4) =2.5(30-2.4) =69齿顶高h=m=2.5齿根高h=1.2m=3蜗轮齿宽z3时 b0.75 0.7533 24.75b=203.4 蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核=YY （3.2）Y 螺旋角影响系数,Y=1-；Y 蜗轮齿形系数，按当量齿数z=z/cos查取；蜗轮的许用弯曲应力，单位为MPa。Y=1-=1-=0.94z=30.35914403经查表3-4可知，Y=2.52表3.4 齿形系数及应力修正系数z17181920212223242526272829Y2.972.912.852.82.762.722.692.652.622.62.572.552.53Y1.521.531.541.551.561.571.5751.581.591.5951.61.611.62z303540455060708090100150200Y2.522.452.42.352.322.282.242.222.22.182.142.122.06Y1.6251.651.671.681.71.731.751.771.781.791.831.8651.97 应力循环次数N=60114600=35332000寿命系数K=0.85由表3.5查得 =40MPa =K =0.8540 =34表3.5 蜗轮的基本许用弯曲应力 蜗轮材料铸锡磷青铜ZCu5nlOP1铸锡铅锌青铜ZCuSn5Pb5Zn5铸造铝铁青铜ZCuAlloFe3灰铸铁HT150HT200铸造方法砂模铸造金属模制造砂模铸造金属模铸造砂模铸造金属模铸造砂模铸造单侧工作4056263280904048双侧工作2940222657642834=YY （3.3）=2.520.964=31.39<3.5 本章小结本章主要对减速机构的布置形式进行了确定，蜗轮蜗杆材料选取，对蜗轮蜗杆主要参数进行了选取与计算，确定了蜗杆与蜗轮的几何尺寸，并进行了蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核。第4章 减速机构轴和轴承的设计及校核4.1 轴的概述轴的主要功用是支承机器中的旋转零件（如齿轮、带轮、链轮、铣刀等），保证旋转零件有确定的工作位置，并传递运动和动力。根据轴的受载情况不同，轴可以分为心轴，转轴和传动轴。心轴是工作中只承受弯矩作用，不传递动力的轴。根据心轴是否转动，心轴又分为固定心轴和转动心轴。转动心轴工作时，弯曲应力一般是对称循环变化的，而固定心轴工作时，其弯曲应力的方向一般不变。转轴既支撑转动零件又传递动力，它是既承受弯矩又承受转矩作用的轴。传动轴是只承受转矩而不承受弯矩作用或弯曲作用很小的轴。4.2 转向轴的设计与校核4.2.1 转向轴的设计由材料力学可知，实心圆轴的扭转强度条件为 = （4.1）由此得轴的基本直径的估算式 d=C （4.2）式中 d 轴的估算基本直径（mm） 轴的扭矩切应力（MPa） T 轴传递的转矩（N.mm） P 轴传递的功率（KW） n 轴的转速（r/min） W轴的抗扭截面系数（mm）。对实心圆轴，W=d/160.2d 许用扭转切应力（MPa） C 计算常数，取决于轴的材料及受载情况，见表4.1。.表4.1 轴常用材料的C值轴的材料Q235.20Q275.354540Cr.35SiMnC126-149112-135103-12697-112 i=30=n=40.3r/minP=0.155KW转向轴选用45钢，正火处理，估计直径d<100mm,由表4.2查的=600MPa，查表4.1，取C=118。 dC=118=18.48mm表4.2 轴的常用材料及主要力学材料及热处理毛坯直径/mm硬度（HBS）抗拉强度屈服点弯曲疲劳极限应用说明 MPaQ235-A430235175用于不重要或载荷不大的轴35正火100143-187520270250有好的塑性和适当的强度，可做一般曲轴.转轴等35调质100163-20756030026545正火100170-217600355260用于较重要的轴，应用最广泛45调质200217-22565036027040Cr调质25241-286980785480用于载荷较大而无很大冲击的重要的轴100735540350>100-30068049032040MnB调质25207980785480性能接近于40Cr，用于重要的轴200241-28675050033535CrMo调质100207-269735540350用于重载荷的轴20Cr渗碳淬火回火 15表面50-60HRC835540370用于要求强度.韧性及耐磨性均较高的轴60635390280 第一轴段 轴径为20，轴长为38第二轴段 放轴承轴径为25，轴长为16第三轴段 轴径为25，轴长为12第四轴段 轴径为26，轴长为38第五轴段 轴径为25，轴长为12第六轴段 放轴承轴径为25，轴长为184.2.2 转向轴的校核F=-F=125.71F=-F=985.6F=-F=358.729(1) 绘制轴承受力简图（图a）(2) 绘制垂直面弯矩图（图b） 轴承支反力： F=118.142 F=F+F=-358.729+118.142=-240.587截面C右侧弯矩M=F.=240.587=9262.5995截面C左侧弯矩M=F.=118.142=4548.467（3）绘制水平弯矩图（图C）轴承支反力：F=F=492.8截面C处的弯矩：M=F=492.8=18972.8(4)绘制合成弯矩图（图d）M=21113.09758M=19510.39958(5)绘制转矩图（图e）(6)绘制当量弯矩图（图f）转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取a=0.16截面C处的当量弯矩力M=30619.24012校核危险截面C的强度=9.34<55MPa强度足够图4.1 转向轴的受力图和弯矩图4.3 蜗杆轴的设计及校核4.3.1 蜗杆轴的设计蜗杆用45号钢，正火处理硬度为170-217HBS。蜗杆轴的基本直径估计<100mm由表4.2查得=600mm查表4.1取C=118D=C=118=6.715mmP=0.223KW因蜗杆齿根圆直径d大于轴径d故选用车制蜗杆轴径d= d-(24)mm=22-(24)= 2018mm所求d为最小轴径，因为该处开一键槽应将该轴段直接增大3%7%即d=6.7151.19=8mm放轴承位置的轴径定为20，退刀槽径为20，退刀槽长度为12，蜗杆齿宽为32。4.3.2 蜗杆轴键的选取选取A型键公称尺寸bh=44=120MPa= （4.3）l=1.833式中 T传递的转矩，单位N.mm d轴的直径，单位mm l键的接触长度，单位mm K键与轮毂接触高度，Kh/2,单位mm 许用挤压应力，单位为MPa故l=6,L=104.3.3 蜗杆轴的校核F=125.71F=985.6F=Ftan=985.6tan20=358.729(1) 绘制轴受力简图（图a）(2) 绘制垂面弯矩图（图b）轴承支反力F=-11.09F=F- F=358.729-11.09=347.639计算弯矩： 截面C右侧弯矩 M= F=247.639=1453.199 M= F=11.09=454.69(3) 绘制水平面弯矩图（图c）轴承支反力：F=F=62.855截面C处的弯矩M= F=62.855=2577.005(4) 绘制合成弯矩图（图d） M=14484.29819N.mm M=2616.8598(5) 绘制转矩图（图e）(6) 绘制当量弯矩图（图f）转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩为M=14522.74182（7）校核危险截面C的强度= =4.04<55MPa强度足够图4-2 蜗杆轴的受力图和弯矩图4.4 轴承的选取与校核4.4.1 轴承的选取球轴承的抗冲击能力弱，极限转速较高，价格便宜，故当轴承的工作载荷较小.转速较高.载荷较平稳时，选用球轴承较为合适。滚子轴承的承载能力和抗冲击能力较强，但极限转速和旋转精度不如球轴承，适合于两轴孔能严格对中，载荷较大或受冲击载荷的中低速轴。根据载荷方向选择轴承时，除只承受径向或轴向载荷而分别选择径向接触轴承和轴向接触轴承之外，对于既有径向载荷又有轴向载荷轴承来说，如以径向载荷为主则可选用深沟球轴承；若径向载荷和轴向载荷和轴向载荷均较大时，可选用向心角接触轴承；而当径向载荷比轴向载荷大很多或要求轴向变形小时，可先用轴向接触轴承和径向接触轴承组合形式，分别承受轴向和径向载荷较为合理。故选轴承为7204AC对称布置。4.4.2 轴承的校核 轴传送的转矩T=1.761000=1760N.mm求轴上力F=125.71429F=985.6F=Ftan=985.6tan20=358.7290629根据竖直方向力的平衡公式以及合力矩为0，可知F=F+F-42F+84 F=0