1、江 蘇 大 學汽車設計課程設計說明書設計題目：轎車轉向系設計姓名： 班級： 學號： 指導教師： 日期： 20xx年xx月xx日汽車設計課程設計任務書題目：轎車轉向系設計內容：1.零件圖 1張2.課程設計說明書 1份原始資料：1.整車性能參數驅動形式42前輪軸距2471mm輪距前/后1429/1422mm整備質量1060kg空載時前軸分配負荷60%最高車速180km/h最大爬坡度35%制動距離（初速30km/h）5.6m最小轉向直徑11m最大功率/轉速74/5800kW/rpm最大轉矩/轉速150/4000kW/rpm2.對轉向系的基本要求1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞順時轉向中心旋轉；2）操

2、縱輕便，作用于轉向盤上的轉向力小于200N；3）轉向系的角傳動比在1520之間，正效率在60%以上，逆效率在50%以上；4）轉向靈敏；5）轉向器和轉向傳動機構中應有間隙調整機構；6）轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。目 錄序言 4第一節 轉向系方案的選擇 4一、轉向盤 4二、轉向軸 5三、轉向器 6四、轉向梯形 6第二節 齒輪齒條轉向器的基本設計 7一、齒輪齒條轉向器的結構選擇 7二、齒輪齒條轉向器的布置形式 9三、設計目標參數及對應轉向輪偏角計算 9四、轉向器參數選取與計算 10五、齒輪軸結構設計 12六、轉向器材料 13第三節 齒輪齒條轉向器數據校核 13一、齒條強度校核 13

3、二、小齒輪強度校核 15三、齒輪軸的強度校核 18第四節 轉向梯形機構的設計 21一、轉向梯形機構尺寸的初步確定 21二、斷開式轉向梯形機構橫拉桿上斷開點的確定 24三、轉向傳動機構結構元件 24第五節 參考文獻 25序 言汽車設計課程設計是在學完了汽車設計、汽車理論以及大部分專業課的基礎上進行的一個實踐性教學環節。在這次設計中，我們以小組的方式，每組選擇不同的設計題目，根據已知數據，查閱相關資料，并結合所學知識，設計出合理的結構或總成。這次設計使我們能夠綜合的運用所學知識，并將其與實踐相結合，設計出一套轎車的滿足基本要求的轉向系，使我們掌握了汽車結構設計的方法和特點，為以后的畢業設計及未來從

4、事的工作打下了良好的基礎。由于能力所限，經驗尚淺，設計中還有許多不足之處，希望各位老師能夠多加指教。第一節 轉向系方案的選擇一、轉向盤轉向盤由盤轂、輪緣和輪輻組成。一般輪輻有三根和兩根的，也有四根的。本設計采用三輻式方向盤。轉向盤的尺寸和形狀直接影響轉向操縱的輕便型。選用大直徑轉向盤會使駕駛員進出駕駛室感到困難；選用小直徑轉向盤轉向時要求駕駛員施加較大的力，從而使汽車操縱困難。對新車型的設計可以選用現有的轉向盤，也可以根據要求設計新轉向盤。新設計的轉向盤要符合JB45051986轉向盤尺寸標準。該標準規定：轉向盤直徑尺寸380mm、400mm、425mm、450mm、500mm、550mm。轉

5、向盤與轉向軸采用圓柱直齒漸開線花鍵連接形式，可以參照表1選擇。本設計選用方向盤直徑為380mm，即。表1 各類車型的轉向盤直徑汽車類型轉向盤直徑/mm轎車、小型客車、輕型載貨汽車380、400、425中型客車、中型載貨汽車450、475、500大客車、重型載貨汽車550緊急制動或撞車時，由于車身、車架產生變形導致轉向軸、轉向盤后移，同時人體受慣性作用向前沖，從而使駕駛員的胸部和頭部可能撞到轉向盤或風窗玻璃，造成人身事故。為了減輕這一傷害，我們采用一種能夠吸收沖擊能量的轉向系統，在撞擊時使轉向系統零件產生塑性變形、彈性變形或摩擦來吸收碰撞所產生的能量。本設計除采用吸能式方向盤，轉向軸分為上下兩段

6、并用柔性聯軸器連接，如圖1所示。圖1 轉向軸的吸能裝置二、轉向軸目前大多數汽車轉向軸上裝置了萬向節，是方向盤和轉向器在汽車上更為合理，拆裝方便，從而提高了操縱方便性、行駛安全性和轉向機構的壽命。萬向節有柔性和剛性兩種。柔性萬向節，若剛性很大則不能滿足使用要求，剛性太小又不能適應汽車轉向要求，故一般應用較少。剛性萬向節多是十字軸式，可使用單萬向節或雙萬向節。雙萬向節要求布置適當，達到等角速運動。條件為：1）第一萬向節兩軸間的夾角與第二萬向節兩軸間的夾角相等；2）第一萬向節的從動叉的平面與第二萬向節主動叉的平面處于同一平面內。本設計采用雙十字軸萬向節。同時，這種結構在汽車發生正面碰撞時防止轉向軸等

7、向乘客艙或駕駛室內移動，如圖2所示。圖2 防傷轉向軸簡圖三、轉向器轉向器的種類常見的有：循環球式、球面蝸桿滾輪式、曲柄指銷式和齒輪齒條式，目前運用做廣泛的就是循環球式和齒輪齒條式兩種轉向器。齒輪齒條式轉向器的正逆效率都很高，屬于可逆式轉向器，自動回正能力強，結構簡單（不需要轉向搖臂和橫拉桿等）、加工方便、工作可靠、使用壽命長、需要調整齒輪齒條的間隙。循環球式轉向器的第一級傳動副是螺桿螺母傳動副，第二級是齒條齒扇傳動副或滑塊曲柄銷傳動副，正效率很高（最高可達90%95%），操作輕便，使用壽命長，逆向效率也較高，可將地面對轉向輪的沖擊傳給轉向盤。對轉向其結構形式的選擇，主要是根據汽車的類型、前軸負

8、荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動比變化特性等對使用條件的適應性以及轉向器的其他性能、壽命、制造工藝等。中、小型轎車以及前軸負荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉向器，而大型車輛則以循環球式轉向器為主要結構。故本設計采用齒輪齒條式轉向器。四、轉向梯形根據轉向梯形機構相對于前軸的位置分為前置式和后置式兩種：后置轉向梯形機構（見圖3a、c）是將轉向梯形放在前軸之后，簡單可靠，應用廣泛；前置式轉向梯形機構（見圖3b、d）是在發動機位置很低或前軸為驅動軸時，轉向梯形實在不能布置在轉向軸之間時使用。所以本設計采用后置式轉向梯形機構。根據前懸架形式的不同，轉向梯形機構又可分為整體式

9、和分段式兩種：整體式轉向梯形機構（見圖3a、b）用于非獨立懸架的汽車；分段式轉向梯形機構（見圖3c、d）用于獨立懸架的汽車，以保證任一前輪的跳動不致牽動拉桿而涉及另一車輪的偏轉。由于在原始資料中并未給出懸架形式，但前軸作為轉向驅動軸，必為獨立懸架，故本設計采用分段式轉向梯形機構。圖3 轉向梯形結構a b c d第二節 齒輪齒條轉向器的基本設計一、齒輪齒條轉向器的結構選擇（1）輸入輸出形式根據輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向器有四種形式3：中間輸入，兩端輸出（圖4a）；側面輸入，兩端輸出（圖4b）；側面輸入，中間輸出（4c）；側面輸入，一端輸出（圖4d）圖4 齒輪齒條轉向器的四種形式采

10、用側面輸入，中間輸出方案時，與齒條相連的左、右拉桿延伸到接近汽車縱向對稱平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿會與齒條同時向左或右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。采用兩端輸出方案時，由于轉向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統導向機構產生運動干涉。但其結構簡單，節省材料的同時對轉向精度較中間輸出形式高。現代轎車一般使用兩端輸出形式。側面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉向器，常用在平頭貨車上。故本設計采用的是側面輸入，兩端輸出式齒輪齒條轉向器方案。（2）齒輪形式選擇采

11、用齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運轉平穩降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應而遭淘汰。故本設計采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運轉平穩，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作用，所以轉向器應該采用角接觸球軸承。（3）齒條形式選擇齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節省20%，故質量??；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉動

12、；Y形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的力矩時，應選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現。本設計采用V形斷面齒條。在齒條背面設有軸線與齒條垂直的彈簧，可以通過調節螺母改變彈簧預緊力，來消除齒條與齒輪因磨損產生的間隙二、齒輪齒條轉向器的布置形式根據齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，在汽車上有四種布置形式： 1轉向器位于前軸后方，后置梯形（圖5a）；2轉向器位于前軸后方，前置梯形（圖5b）；3

13、轉向器位于前軸前方，后置梯形（圖5c）；4轉向器位于前軸前方，前置梯形（圖5d）。圖5 齒輪齒條轉向器的四種布置形式現階段大多數轎車都采用第一種布置方式：轉向器位于前軸后方，后置梯形，本設計也采用轉向器位于前軸后方，后置梯形的布置方式。三、設計目標參數及對應轉向輪偏角計算（1）所需設計目標參數如表2：表2 汽車總布置部分參數發動機位置及驅動方式前置前驅前輪懸架形式麥弗遜式獨立懸架轉向器位置前軸之后，后置梯形滿載軸荷分配前/后790/645輪胎規格195/50 R15 80S主銷偏移距a100mm輪胎壓力p0.25MPa方向盤直徑380mm以上數據部分由原始資料給出，部分根據資料查找得知。（2）

14、轉向輪側偏角的計算由原始資料得知，汽車最小轉彎半徑為5.5m，所以轉向輪外輪最大轉角 式中L為軸距，L=2471mm；B為前輪輪距，B=1429mm；為轉向輪內輪轉角。四、轉向器參數選取與計算齒輪齒條轉向器的齒輪采用斜齒。按照汽車設計課程設計指導書所指，齒輪模數多在之間，主動小齒輪齒數多數在個齒范圍變化，壓力角取，齒輪螺旋角的取值范圍多為。齒條齒數應根據轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒輪壓力角，對現有結構在范圍內變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。正確嚙合條件：；根據設計的要求，齒輪齒條的主要參數見表3：表3 齒輪齒條主要參數名稱齒輪齒條齒數

15、z631模數2.52.5壓力角螺旋角轉向時需要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、轉向輪穩定阻力（即轉向輪的回正力矩）、輪胎變形阻力以及轉向系中的內摩擦阻力矩。通常用以下的經驗公式來計算汽車在瀝青或混泥土路面上的原地轉向阻力矩式中，f為輪胎和路面間的滑動摩擦因素，一般取0.7；G1為為轉向軸負荷，取前軸滿載790Kg。方向盤轉動圈數 式中，為初選傳動比，。方向盤上的操縱載荷力 式中，為轉向系正效率，。要求作用在轉向盤上的操縱載荷對轎車不應超過50100N，46.48N50N，所以滿足要求。作用在轉向盤上的力矩轉向系力傳動比取齒寬系數，齒輪分度圓直徑齒條寬度，圓整取=16mm，則齒輪寬度=。

16、根據轉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。對于齒輪齒條轉向器中齒輪齒條結構特點，齒輪一般都采用斜齒輪，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取偏小值。據此，初步選定齒輪和齒條齒頂高系數，頂隙系數，齒輪的變位系數。其基本參數如表4所示：表4 齒輪齒條基本參數名稱符號公式齒輪齒條齒數631分度圓直徑15.335變位系數0.65齒頂高4.1252.5齒根高1.53.125齒頂圓直徑23.585齒根圓直徑12.335齒輪中圓直徑18.585螺旋角12°（右旋）12°（左旋）齒寬2616五、齒輪軸結構設計本設計根據齒輪

17、的尺寸，設計成齒輪軸形式，如圖6所示。因為本設計采用斜齒輪結構，在傳動的時候有軸向力存在。所以軸承選取角接觸球軸承，齒輪軸與轉向軸之間用萬向節連接，所以齒輪軸軸端設計花鍵。圖6 齒輪軸零件圖六、轉向器材料（1）齒輪齒條材料選擇齒輪通常選用國內常用、性能優良的20CrMnTi合金鋼，熱處理采用表面滲碳淬火工藝，齒面硬度為HRC5863。而齒條選用與20CrMnTi具有較好匹配性的40Cr作為嚙合副，齒條熱處理采用高頻淬火工藝，表面硬度HRC5056。（2）軸承的選擇軸承1：角接觸球軸承7004AC（=）d=20mm，D=42mm，B=12m m軸承2：角接觸球軸承7001AC（）d=20mm，D

18、=42mm，B=12m m按GB/T292-1994標準。（3）轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇轉向器的潤滑方式：人工定期潤滑潤滑脂：石墨鈣基潤滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S潤滑脂。密封件： 旋轉軸唇形密封圈 FB 16 30 GB 138711992第三節 齒輪齒條轉向器數據校核一、齒條強度校核（1）齒條受力分析 齒輪齒條的受力狀況類似于斜齒輪，齒條的受力分析如圖6：圖6齒條的受力分析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=Fr=Fx=Fn =式中為

19、齒輪軸分度圓螺旋角；為法面壓力角。齒輪軸受到的切向力Ft = =1151.6 N 式中T為作用在轉向器輸入軸上的扭矩；d為齒輪軸分度圓的直徑。 齒條齒面的法向力Fn= =1252.88N齒條齒部受到的切向力=1177.33N （2）齒條齒部彎曲強度的計算齒條的單齒彎曲應力=549N/mm式中，為齒條齒面切向力；b為危險截面處沿齒長方向齒寬；為齒條計算齒高；S 為危險截面齒厚。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是2.63（理論計算值），在嚙合過程中至少有2對齒同時嚙合，因此每個齒的彎曲應力應分別降低一倍，則 = 275N/mm齒條的材料是40

20、Cr：抗拉強度 735N/mm (沒有考慮熱處理對強度的影響。齒部彎曲安全系數 S = / =2.75因此，齒條設計滿足彎曲疲勞強度設計要求，又滿足了齒面接觸強度，符合本次設計的具體要求。二、小齒輪強度校核（1） 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 =式中Fn為作用在齒面接觸線上的法向載荷；L為沿齒面的接觸線長，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，在同時嚙合的齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上，

21、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/mm）進行計算。即Pca=KP=K式中K為載荷系數，包括：使用系數，動載系數，齒間載荷分配系數及齒向載荷分布數，即K=使用系數是考慮齒輪嚙合時外部裝置引起的附加動載荷影響的系數，=1.0；動載系數，齒輪傳動制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發生彈性變形，因此引入了動載系數，=1.0；齒間載荷系數，齒輪的制造精度7級精度，=1.2；齒向荷分配系數，齒寬系數為d = = 16/15.335 = 1.04=1.12+0.18(1+0.6d + 0.2310b=1.42所以載荷系數 K

22、= 111.21.5 =1.704斜齒輪傳動的端面重合度 = bsin= 1.65 在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度 Pca = KP =K因為，Fn = 所以 =1.7042757.5/16/1.65/0.67= 204.9N/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后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強度校核公式： = 式中： Z為彈性系數 ，主動小齒輪選用材料20CrMnTi合金鋼制造，根據材料選取，均為0.28， E，E都為合金鋼，取189.8 MPa為節點區域系數，可根據螺旋角查得，= 2.44。齒輪與齒條的傳動比 u

23、 ，u趨近于無窮， 所以= 56.2 MPa小齒輪接觸疲勞強度極限=1000MPa，應力循環次數N=210，所以 = 1.1。取失效概率為1%，安全系數S = 1，可得計算接觸疲勞許用應力 = 1.11000MPa = 1100MPa式中，K為接觸疲勞壽命系數。由此可得 < 所以，齒輪所選的參數滿足齒輪設計的齒面接觸疲勞強度要求。（2） 齒輪齒根彎曲疲勞強度計算齒輪受載時，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強度最弱。當齒輪在齒頂處嚙合時，處于雙對齒嚙合區，此時彎矩的力臂最大，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。根據分析，齒根所受的最大彎矩發生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合最高點時。因此，

24、齒根彎曲強度也應按載荷作用于單對齒嚙合區最高點來計算。斜齒輪嚙合過程中，接觸線和危險截面位置在不斷的變化，要精確計算其齒根應力是很難的，只能近似的按法面上的當量直齒圓柱齒輪來計算其齒根應力。將當量齒輪的有關參數代入直齒圓柱齒輪的彎曲強度計算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對彎曲強度有利的影響而引入螺旋角系數，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強度計算校核公式： 齒間載荷分配系數= 1.2；齒向載荷分配系數 = 1.33；載荷系數K= =111.21.3=1.56；齒形系數；校正系數= 1.4；螺旋角系數，查得。 校核齒根彎曲強度= = =231.68 MPa彎曲強度最小安全系數，=1.5；彎曲疲勞許用應

25、力為 =1000 MPa式中為彎曲疲勞壽命系數，= 1.5。 所以 <因此，本次設計既滿足了小齒輪的齒面接觸疲勞強度又滿足了小齒輪的彎曲疲勞強度，符合設計要求。綜上所述，齒輪設計滿足強度要求。三、齒輪軸強度校核（1）軸的受力分析若略去齒面間的摩擦力，則作用于節點P的法向力Fn可分解為徑向力Fr和分力F，分力F又可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。=2×8.83×1000/15.335=1151.61；=428.52；=244.78N1 畫軸的受力簡圖圖7 軸的受力簡圖2 計算支承反力在垂直面上在水平面上3 畫彎矩圖(見圖8在水平面上，a-a剖面左側、右側在垂直面上，a-a

26、剖面左側a-a剖面右側合成彎矩，a-a剖面左側a-a剖面右側1 畫轉矩圖（見圖8）轉矩=1156.61×15.335/2=8868.31（2）判斷危險剖面顯然，a-a截面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險剖面。（3）軸的彎扭合成強度校核查得：，=60/100=0.6。a-a截面左側（4）軸的疲勞強度安全系數校核查得， ，a-a截面左側查得；查得絕對尺寸系數軸經磨削加工，查得質量系數=1.0。則彎曲應力應力幅平均應力切應力安全系數查得許用安全系數S=1.31.5，顯然S>S，故a-a剖面安全。圖8 軸的受力分析圖第四節 轉向梯形機構的設計一、轉向梯形機構尺寸的初步確

27、定轉向梯形機構用來保證轉彎行駛時汽車的車輪均能繞同一瞬時轉向中心在不同半徑的圓周上作無滑動的純滾動。同時，為了達到總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉向輪應有足夠大的轉角。為此，轉向梯形應保證內、外轉向車輪的理想轉角關系。所以必須正確選擇轉向梯形參數。為了使汽車轉向時轉向輪只有純滾動而無滑移，應如圖9所示，兩轉向輪應繞后軸延長線上的O點轉動，且內、外轉向輪的轉角應保證下列關系：圖9 理論轉向特性式中，o為外轉向輪轉角，i為內轉向輪轉角；K是兩主銷延長線至地面交點間的距離；L為主銷延長線與地面交點至后軸的距離。若自變角為o，則因變角i的期望值為:在圖上作輔助用虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所給出的

28、實際因變角式中，m為梯形臂長；為梯形底角。所設計的轉向梯形給出的實際因變角，應盡可能接近理論上的期望值。其偏差在最常使用的中間位置附近小角范圍內應盡量小，以減少高速行駛時輪胎的磨損；而在不經常使用且車速較低的最大轉角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權因子，構成評價設計優劣的目標函數為 （1）由以上可得： （2）式中，x為設計變量，；omax為外轉向車輪最大轉角，由圖9得 （3）式中，Dmin為汽車最小轉彎直徑；a為主銷偏移距?？紤]到多數使用工況下轉角o小于20°，且10°以內的小轉角使用得更加頻繁，因此取： （4）建立約束條件時應考慮到：設計變量m及過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當m過大時，將使梯形布置困難，故對m的上、下限及對的下限應設置約束條件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而優化過程是求的極小值，故可不必對的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的