车辆工程课程设计任务书
1．课程设计题目：汽车齿轮齿条式转向器设计及零件加工工艺制定2．课程设计目的：此课程设计是《汽车设计》、《汽车制造工艺学》课
程教学重要实践环节，其目的是：
1）培养学生理论联系实际的设计思想，巩固和加强所学的相关专业课程的知识；
2）熟悉和掌握车辆设计和制造工艺制定的一般过程和方法，提高综合运用所学的知识进行车辆设计与制造的能力；
3）熟练掌握和运用设计资料（指导书、图册、标准和规范等）以及经验数据进行设计的能力，培养学生机械制图、设计计算和编写技
术文件等的基本技能。
3．课程设计时间：2010年8月30日~2010年9月23日（4周）4．整车性能参数：
车型：一汽佳宝（面包车）
基本参数（网络搜索得到）：
5．汽车齿轮齿条式转向器设计的基本要求：
1）技术参数：
线角传动比：41.8mm/rad
齿轮法向模数：2.2
方向盘总圈数：3.5
齿条行程：61.5mm
2）设计要求：仅设计转向器部分。
6．齿轮齿条式转向器的零件加工制造工艺部分的要求零件名称：齿轮
1）生产纲领：1000~10000件，生产类型：批量生产；应保证零件的加工质量，尽量提高生产率和降低消耗率。
2）尽量降低工人的劳动强度，使其有良好的工作条件；在充分利用现
有生产条件的基础上，采用国内外先进工艺技术；主要的工艺要进
行必要的分析论证和计算。
7．提交的文件资料：
1）装配图1张（A1）、零件图2张（A3）；
2）零件毛配图1张（A3）；
3）零件加工工艺过程卡片1套、零件加工工序卡片1套；
4）课程设计说明书1份（20页左右）（A4）。
一．齿轮齿条转向器的优缺点：
齿轮齿条转向器是由转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。
优点：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器质量比较小，传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损而出现间隙后，利用装在齿条背部的、靠近主动小齿轮的处的压紧弹簧能自动消除间隙，不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用体积小，没有转向摇臂和直拉杆，所以转向转角可以增大，制造成本低。
缺点：齿轮齿条转向器因逆效率高（60%~70%），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至方向盘，称之反冲现象。反冲会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车的行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。
二．齿轮齿条转向器的输入形式及特点：
1．侧面输入，中间输出：与齿条固连的左右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近，由于拉杆长度增加，车轮上下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮的上下跳动时转向系与悬架系的运动干涉，拉杆与齿条用螺栓固连在一起，因此，两拉杆与齿条同时向左或向右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了他的强度。
2．采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。
3．侧面输入，一端输出的齿轮齿条转向器，常用在平头车上。
齿轮齿条转向器采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合，增加运转平稳性，降低冲击和噪声。齿条断面有圆形、V形和Y形三种。圆形断面制造简单；V形和Y形节约材料，质量小而且位于齿条下面的两斜面与齿条托坐接触，可以用来防止齿条绕轴线转动。
三．齿轮齿条转向器计算载荷的确定。
1、引言：为了保证行驶安全，组成转向器的各零部件有足够的强度，欲
验算转向器各零件的强度，首先需要确定各零件所承受的力及扭矩，
影响这些力的主要因素为轴向载荷、路面阻力和轮胎胎压等。为转动
各转向轮需克服阻力，包括主销传动阻力和车轮稳定阻力、轮胎变形
阻力和转向系中各摩擦阻力等。
2、用半经验公式来计算汽车在沥青路面上的原地转向力矩
MR=①
式中：
f：轮胎与地面间滑动阻力系数
G1：转向轴负荷，N
P：轮胎气压，MPa
将查资料所得数值：
胎与地面间滑动阻力系数f=0.7；
整车整备质量m=1123kg；
该车容纳乘客数6人；
每人质量约60kg；
前置后驱转向轴负荷率为55%。
G1=（1123+60×6）×9.8×55%
=7993.37N
将数据代入①式中，得：
MR=
=372869.33N.mm
3. 转向器角传动比iw的计算：
sinα==②
式中：
L：汽车轴距，2500mm
R：汽车最小转弯半径，4600mm
将数据代入②式，得：
α=32.92。
tanβ=③
式中：
L：汽车轴距，2500mm
R：汽车最小转弯半径，4600mm
B：前轮轮距，1350mm
将数据代入③式，得：
β=44.87。
角传动比iw=④
式中：
ωw：转向盘转角（速度），3.5×360。
ωk：转向轮转角（速度），α+β=77.79。
将数据代入④式中，得：
iw=16.2
4.根据MR计算转向盘上的手力Fh：
Fh=⑤
式中：
L1：转向摇臂长度，mm
MR：原地转向阻力矩，372869.33N.mm
L2：转向节臂长度，mm
Dsw：转向盘直径，设计为320mm
iw：转向器角传动比，16.2
η+：转向器的正效率，90%
由于齿轮齿条转向器无转向摇臂和转向节臂，故不代入数值。将数据代入⑤式，得：
Fh=159.84N
5.转向盘扭力矩Tz：
Tz=⑥
式中：
Fh：转向盘上的手力，159.84N
Dsw：转向盘直径，设计为320mm
将数据代入⑥式，得：
Tz=25574N.mm
6．转向横拉杆直径的计算：
d⑦
式中：
M
R
：原地转向阻力矩，372869.33N.mm
L1：前轮距1350mm
[ζ]:材料许用应力216MPa
将数据代入⑦式，中：
d 4.04mm
7．主动齿轮轴的计算：
d⑧
式中：
M
n
：方向盘扭矩，25574N.mm
[η]：材料许用切应力，140MPa
将数据代入⑧式，得：
d9.30mm
四．齿轮齿条式转向器的齿轮的设计：
线角传动比：41.8mm/rad
齿轮法向模数：2.2
方向盘总圈数：3.5
齿条行程：61.5mm
齿轮齿条式转向器若用直齿圆柱齿轮则会使运转平稳性降低、冲击大、噪声增加。故齿轮齿条式转向器的齿轮多采用斜齿圆柱齿轮。齿轮的模数取值范围在2~3mm 之间。主动小齿轮齿数在5~7个范围变化，压力角取值200，齿轮螺旋角多为90~150,。
设计齿轮模数m
n1
=2.2
设计齿轮齿数z
1
=6
设计齿轮压力角α
1
=200
斜齿圆柱齿轮直径d=m
n1z
1
/cosβ
五．齿轮齿条式转向器的齿条的设计：
相互啮合的齿轮的齿距p1=πm
n1cosα
1
和齿条的齿距p2=πm
n2
cosα
2
必须相等。
即：πm
n1cosα
1
=πm
n2
cosα
2
设计齿条的模数：m
n2
=2.25
计算出齿条的压力角为：α
2
=23014‘50’‘
六．齿轮齿条式转向器的综合分析设计及计算：
由《汽车设计课程设计指导书》知道：
转向器转向盘的单位转角增量与齿条位移增量的反比定义为齿轮齿条转向器的线角传动比。
如图示：
假设齿轮有足够的啮合长度，且齿轮在齿条上滚动而齿条不动的啮合情况，当齿
轮啮合一周时，齿轮中心线由O-O位置移动到O‘-O’位置。这时可以知道AB=πd，齿轮在齿条上移动了AC距离：
AC=ABcosθ=πdcosθ
式中：
θ：齿轮安装角，（0）
d：齿轮分度圆直径（mm）
齿轮在垂直于齿条中心线MM的方向上移动了BC距离：
BC=ABsinθ=πdsinθ
在齿条实际工作中是运动的，齿轮只是绕轴承中心线转动，并不移动。只能是齿条沿其轴线移动，可见BC在实际工作中不存在，从中可知：
CD=BCtanβ
r
在齿轮转动一周，齿条实际移动距离AD为：
AD=AC-CD=πdcosθ-πdsinθtanβ
r
式中：
βr：齿条倾角（0）
AD就是齿轮齿条式转向器的线角传动比：
即：i=πdcos θ-πdsin θtan βr = ⑨
将设计数据： i=41.8mm/rad ； d= m n1z 1/cos β； m n =2.2； z 1=6；
代入⑨式，得： βr =7.44090
=7026‘27’‘
设计为中间输入，安装角θ=3.50
； 将θ=00代入⑨式，得： β=10.989192410 =10059‘35‘’
齿条的齿数计算z 2： Z 2=
○
10 式中：
L ：齿条行程，61.5mm M n2:齿条模数，2.25
α2：齿条压力角，α2=23014‘50’‘
将数据代入○10式，得：
z 2=18.95；取整数值z 2=20
齿轮直径d= m n1z 1/cos β=13.45mm 取齿宽系数Ψd =1.2 齿宽b=Ψd ×d=16.2mm
所以齿条宽b 2取30mm ，即b 2=30mm ；
齿轮宽b 1=b 2+10=40mm ，即b 1=40mm
七．齿轮齿条式转向器的材料选择及强度校核：
1．材料选择：
齿轮：40C r C-N 共渗淬火、回火 齿条：45钢 调制处理
2．强度校核：
1）齿轮接触疲劳极限ζ校核： 经查《机械设计手册》得： ζHlim = 1580MPa S Hlim = 1.3
Z N =1.4【接触次数取8×106次，由《机械设计手册》查得】 [ζH ]=
=
=1701.54MPa
《机械设计手册》查得：
齿轮使用系数：K A =1.35【原动机轻微冲击，工作机轻微冲击】 齿轮动载系数：K V =1.05【齿轮IT7级精度】
齿轮齿向载荷分布系数：K β=1.12【非对称布置，齿宽系数Ψd =1.2】 齿轮齿间载荷分配系数：K α=1.0【斜齿轮，未经表面硬化，经修齿】 K= K A K V K βK α=1.35×1.05×1.12×1.0=1.5876 齿面接触疲劳强度校核：
ζH =Z E Z H Z εZ β[ζH ] ○
11 式中：
Z E ：材料弹性系数，189.8
【由《机械设计手册》查得】 Z H ：节点区域系数，2.15【由《机械设计手册》查得】
Z ε：重合度系数，0.94【计算εα=1.165，εβ=0.55，由《机械设计手册》查得】 Z β：螺旋角系数，0.99【由《机械设计手册》查得】 U ：齿轮传动比，20:6=10/3 将数据代入○11式，得：
ζH =189.8×2.15×0.94×0.99×
=1674.8MPa ζ
H
MPa [ζH ]= 1701.54MPa
所以齿轮接触疲劳极限强度符合要求。
2)齿轮弯曲疲劳强度校核：
经查《机械设计手册》得：
ζFlim= 580MPa
S
Hlim
= 1.05
Y
N
=1.25【接触次数取8×106次，由《机械设计手册》查得】
[ζ
F
] ==
=473.5MPa
ζF= Y F Y S YβYε
Y
F
：外齿轮的齿形系数2.8【由《机械设计手册》查得】
Y
S
：外齿轮齿根应力修正系数1.5【由《机械设计手册》查得】
Y
β：螺旋角系数0.9【由《机械设计手册》查得】
Y
ε：重合度系数，0.75【由《机械设计手册》查得】
ζF= Y F Y S YβYε
=×2.8×1.5×0.9×0.75
=194.5MPa
ζF=194.5MPa[ζF]= 473.5MPa
所以齿轮弯曲疲劳强度极限符合要求。
八.齿轮齿条式转向器的受力分析与计算：
若略去齿面间的摩擦力，则作用与节点上的法向力F
n 可以分解为径向力F
r
和分
力F，分力F又可以分为圆周力F
t 和轴向力F
a
。
受力分析如上图所示： 计算力如下：
F t =2T Z /d 1=2×25574÷13.45 =3803N
F r = F t tan α/cos β =1410.1N F a = F t tan β =739.2N 式中
α：齿轮压力角，200
β：齿轮螺旋角，10059‘35‘’ T Z ：转向盘扭力矩，25571N.mm d 1：齿轮分度圆直径，13.45mm
九.齿轮轴的设计计算校核：
轴的尺寸如左图示： 对轴的强度进行校核： 经过分析得到：
在xy 平面上，
F R1”+ F R2”= F r =1410.1N F R1”×（7+20）+F a ×- F R2”×（7+20）=0
在xz 平面上， F R1‘= F R2‘
F R1‘+ F R2‘= F t =3803N 解得：
F R1‘= F R2‘=1901.5N F R2”=797.2N F R1”=612.9N
的机械性能：
查得40C
r
ζB=750MPa
ζs=550MPa
ζ-1=350MPa
η-1=200MPa
[η]=40~50MPa
由《机械设计（第四版）》查得：ζ-1=0.40ζB
ζ0=1.6ζ-1=560MPa
ζ-1b=0.41ζB=307.5MPa
ζ0b=1.7ζ-1b=522.75MPa
ζsb=1.4ζs=770MPa
η-1=0.30ζB=225MPa
η0=1.4η-1=280MPa
ηs=0.70ζB=525MPa
对称循环疲劳极限：
ζ-1b=0.41ζB=307.5MPa
η-1=0.30ζB=225MPa
脉动循环疲劳极限：
ζ0b=1.7ζ-1b=522.75MPa
η0=1.4η-1=280MPa
等效系数：
Ψζ==
=0.1765
Ψη==
=0.61
弯曲应力幅：
ζa=ζ==57678.4÷（0.1×153）=170.9MPa
平均应力幅：
ζm=0
扭转切应力：
η==25574÷（0.2×153）=75.8MPa
扭转切应力幅和平均应力幅：
ηa=ηm=η/2=37.9MPa
查得应力集中系数：
k
ζ=1.95，kη=1.48，
查得表面状态系数：
β=1.5，
查得尺寸系数：
εη=0.98，εζ=0.91
安全系数：
设为无限寿命，K
N
=1
S
ζ=
=
=1.26
S
ζ=
=10.57
S==1.25[S]
所以轴的安全系数校核符合安全标准。
十．齿轮齿条式转向器间隙调整弹簧的设计计算：
根据《机械设计（第四版）》、《机械设计（修订版）》查得圆弹簧丝的设计计算中：
若设计要求弹簧力为F
max =650N，最大间隙λ
max
=8mm，该弹簧在轴径为18mm的轴
上工作，外径小于35mm，自由长度小于50mm设计。
假设弹簧丝直径d=5mm；查表得到旋绕比C=4~8，取6；曲度系数k=1.25（圆丝
拉压弹簧）；ζ
B =1400MPa；[η
T
]=0.4ζ
B
=560MPa
计算弹簧直径d=1.6
=4.72取5mm；
计算弹簧圈数n==2.85，取3加上2圈死圈，共5圈
弹簧外径D=D 2+5=35mm 弹簧最小节距P min =d+
+δ
min
=8.17mm
弹簧在自由状态下的长度H 0=np+(n ’-n+1)d=39.5mm 所以设计的弹簧符的工作图尺寸数据如下： 弹簧工作图
ηs=1.25[η]=1.25×560=700MPa 弹簧的极限载荷 F lim =
=916N
F min =0.9F max =585N 弹簧刚度C s =Gd/8C 3n
=80000×5÷（8×63×3）
=77.16N/mm
安装变形量 λmin = F min /C s
=7.58mm 最大变形量 λmax =F max /C s =8.41mm 极限变形量 λlim = F lim / C s =11.9mm 安装高度
H 1=H 0-λlim =31.92mm 工作高度
H 2=H 0-λmax =31.09 极限高度
H 3=H 0-λlim =27.6mm
十一.轴承的选择：
轴承选择6201和6202两个型号
轴承6201，深沟球轴承，内径d=12mm
轴承6202，深沟球轴承，内径d=15mm ，外径D=35mm ，宽B=11mm 基本额定载荷C r =7.65kN ，C 0r =3.72kN ，脂润滑，极限转速22000r/min
制者制定，中间疏漏部分希望得到各位浏览者斧正！工序卡片的工时计算略，请大家参考其他资料完成。
齿轮齿条传动设计计算 Document serial number【NL89WT-NY98YT-NC8CB-NNUUT-NUT108】
1. 选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1） 选用直齿圆柱齿轮齿条传动。 2） 速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。 3） 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS ， 齿条材料为45钢（调质）硬度为240HBS 。 4） 选小齿轮齿数Z 1=24，大齿轮齿数Z 2=∞。 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 d 1t ≥2.32√K t T 1φd ?u +1u (Z E [σH ])23 (1) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数K t =。 2） 计算小齿轮传递的转矩。（预设齿轮模数m=8mm,直径d=160mm ） T 1=95.5×105P 1n 1=95.5×105×0.24247.96 =2.908×105N ?mm 3) 由表10-7选齿宽系数φd =0.5。 4）由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa 12 。 5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa ;齿条的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。 6）由式10-13计算应力循环次数。 N 1=60n 1jL h =60×7.96×1×(2×0.08×200×4)=6.113×104 7)由图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=1.7。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 [σH ]1= K HN1σHlim1S =1.7×600MPa =1020MPa (2) 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径d t1,代入[σH ]1。
汽车齿轮齿条式转向器 设计分解 -CAL-FENGHAI-(2020YEAR-YICAI)_JINGBIAN
汽车设计课程设计说明书题目：汽车齿轮齿条式转向器设计(3) 系别：机电工程系 专业：车辆工程 班级： 姓名： 学号： 指导教师： 日期： 2012年7月 汽车齿轮齿条式转向器设计
摘要 根据对齿轮齿条式转向器的研究以及资料的查阅，着重阐述了齿轮齿条式转向器类型选择，不同类型齿轮齿条式转向器的优缺点，和各种类型齿轮齿条式转向器应用状况。根据原有数据首先分析转向器的特点，确定总体的结构方案，并确定转向器的计算载荷以及转向器的主要参数，然后确定齿轮齿条的形式，接着对齿轮模数的选择确定，主动小齿轮齿数的确定、压力角的确定、齿轮螺旋角的确定，通过确定转向器的线传动比计算其力传动比以及齿轮齿条的结构参数，在以上的基础上选择主动齿轮、齿条的材料，受力分析，及对齿轮齿条的疲劳强度校核、齿根弯曲疲劳强度校核。修正齿轮齿条式转向器中不合理的数据。通过对齿轮齿条式转向器的设计，选取出相关的零件如：螺钉、轴承等，并在说明书中画出相关零件的零件图。通过说明书并画出齿轮齿条式转向器的零件图2张、装配图1张。 关键词：齿轮齿条，转向器，设计计算 目录
序言........................................................................................错误!未定义书签。 1.汽车转向装置的发展趋势 .....................................................错误!未定义书签。 2.课程设计目的........................................................................错误!未定义书签。 3.转向系统的设计要求 ............................................................错误!未定义书签。 4.齿轮齿条式转向器方案分析 .................................................错误!未定义书签。 5.确定齿轮齿条转向器的形式 .................................................错误!未定义书签。 6.齿轮齿条式转向器的设计步骤..............................................错误!未定义书签。 已知设计参数........................................................................ 错误!未定义书签。 齿轮模数的确定、主动小齿轮齿数的确定、压力角的确定、齿轮螺旋角的确定........................................................................................ 错误!未定义书签。 确定线传动比、转向器的转向比........................................ 错误!未定义书签。 小齿轮的设计........................................................................ 错误!未定义书签。 小齿轮的强度校核................................................................ 错误!未定义书签。 齿条的设计............................................................................ 错误!未定义书签。 齿条的强度计算.................................................................... 错误!未定义书签。 主动齿轮、齿条的材料选择................................................ 错误!未定义书签。 7.总结 ......................................................................................错误!未定义书签。参考文献..................................................................................错误!未定义书签。致谢........................................................................................错误!未定义书签。
《机械设计基础课程》习题 第1章机械设计基础概论 1-1 试举例说明机器、机构和机械有何不同？ 1-2 试举例说明何谓零件、部件及标准件？ 1-3 机械设计过程通常分为几个阶段？各阶段的主要内容是什么？ 1-4 常见的零件失效形式有哪些？ 1-5 什么是疲劳点蚀？影响疲劳强度的主要因素有哪些？ 1-6 什么是磨损？分为哪些类型？ 1-7 什么是零件的工作能力？零件的计算准则是如何得出的？ 1-8 选择零件材料时，应考虑那些原则？ 1-9 指出下列材料牌号的含义及主要用途：Q275 、40Mn 、40Cr 、45 、ZG310－570 、QT600－3。 第2章现代设计方法简介 2-1 简述三维CAD系统的特点。 2-2 试写出优化设计数学模型的一般表达式并说明其含义。 2-3 简述求解优化问题的数值迭代法的基本思想。 2-4 优化设计的一般过程是什么？ 2-5 机械设计中常用的优化方法有哪些？ 2-6 常规设计方法与可靠性设计方法有何不同？ 2-7 常用的可靠性尺度有那些？ 2-8 简述有限元法的基本原理。 2-9 机械创新设计的特点是什么？ 2-10 简述机械创新设计与常规设计的关系。 第3章平面机构的组成和运动简图 3-1 举实例说明零件与构件之间的区别和联系。 3-2 平面机构具有确定运动的条件是什么? 3-3 运动副分为哪几类？它在机构中起何作用？ 3-4 计算自由度时需注意那些事项？ 3-5 机构运动简图有何用途？怎样绘制机构运动简图？ 3-6 绘制图示提升式水泵机构的运动简图，并计算机构的自 由度。 3-7 试绘制图示缝纫机引线机构的运动简图，并计算机构的 自由度。 3-8 试绘制图示冲床刀架机构的运动简图，并计算机构的自 由度。 3-9 试判断图a、b、c所示各构件系统是否为机构。若是，
汽车设计课程设计说明书 题目：重型载货汽车转向器设计 姓名：席昌钱 学号：5 同组者：严炳炎、孔祥生、余鹏、李朋超、郑大伟专业班级：09车辆工程2班 指导教师：王丰元、邹旭东
设计任务书 目录 1.转向系分析 (4) 2.机械式转向器方案分析 (8) 3.转向系主要性能参数 (9) 4.转向器设计计算 (14) 5.动力转向机构设计 (16) 6.转向梯形优化设计 (22) 7.结论 (24) 8.参考文献 (25)
1转向系设计 基本要求 1.汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。 2.操纵轻便，作用于转向盘上的转向力小于200N。 3.转向系的角传动比在23~32之间，正效率在60%以上，逆效率在50%以上。 4.转向灵敏。 5.转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构。 6.转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 基本参数 1.整车尺寸： 11976mm*2395mm*3750mm。 2.轴数/轴距 4/（1950+4550+1350）mm 3.整备质量 12000kg 4.轮胎气压 2.转向系分析 对转向系的要求[3] (1) 保证汽车有较高的机动性，在有限的场地面积内，具有迅速和小半径转弯的能力，同时操作轻便; (2) 汽车转向时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，不应有侧滑; (3) 传给转向盘的反冲要尽可能的小; (4) 转向后，转向盘应自动回正，并应使汽车保持在稳定的直线行驶状态; (5) 发生车祸时，当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时，转向系统最好有保护机构防止伤及乘员. 转向操纵机构 转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装置位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图2-1。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应有转向动力系统。但对于中级以下的轿车和前轴负荷不超过3t的载货汽车，则多数仅在用机械转向系统而无动力转向装置。
第四章 齿轮设计 4.1 齿轮参数的选择[8] 齿轮模数值取值为m=10，主动齿轮齿数为z=6，压力角取α=20°，齿轮螺旋角为β=12°，齿条齿数应根据转向轮达到的值来确定。齿轮的转速为n=10r/min ，齿轮传动力矩２221Ｎm ?，转向器每天工作８小时，使用期限不低于５年． 主动小齿轮选用20MnCr5材料制造并经渗碳淬火，而齿条常采用45号钢或41Cr4制造并经高频淬火，表面硬度均应在56HRC 以上。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。 4.2 齿轮几何尺寸确定[2] 齿顶高 ha = () ()mm h m n an n 25.47.015.2=+?=+* χ,ha=17 齿根高 hf () ()mm c h m n n an n 375.17.025.015.2=-+?=-+=* *χ ,hf 齿高 h = ha+ hf =17+5.5=22.5 分度圆直径 d =mz/cos β=mm 337.1512cos 6 5.2=? d=61.348 齿顶圆直径 da =d+2ha =61.348+2×17=95.348 齿根圆直径 df =d-2hf =61.348-2×11 基圆直径 mm d d b 412.1420cos 337.15cos =?== α db=57.648 法向齿厚为 5 .2364.07.022tan 22???? ????+=??? ??+=παχπn n n n m s mm 593.4=×4=18.372 端面齿厚为 5253.2367.0cos 7.022tan 222????? ????+=??? ??+=βπαχπt t t t m s mm 275.5=×4=21.1 分度圆直径与齿条运动速度的关系 d=60000v/πn1=?v 0.001m/s 齿距 p=πm=3.14×10=31.4 齿轮中心到齿条基准线距离 H=d/2+xm=37.674（7.0） 4.3 齿根弯曲疲劳强度计算[11] 4.3.1齿轮精度等级、材料及参数的选择 （1） 由于转向器齿轮转速低，是一般的机械，故选择8级精度。 （2） 齿轮模数值取值为m=10，主动齿轮齿数为z=6，压力角取α=20°. （3） 主动小齿轮选用20MnCr5或15CrNi6材料制造并经渗碳淬火，硬度在56-62HRC 之间，取值60HRC. （4） 齿轮螺旋角初选为β=12° ，变位系数x=0.7
" 汽车设计课程设计说明书 题目：汽车齿轮齿条式转向器设计(3) - 系别：机电工程系 专业：车辆工程 班级： 姓名： 学号： 指导教师： 、 日期： 2012年7月
汽车齿轮齿条式转向器设计 摘要 根据对齿轮齿条式转向器的研究以及资料的查阅，着重阐述了齿轮齿条式转向器类型选择，不同类型齿轮齿条式转向器的优缺点，和各种类型齿轮齿条式转向器应用状况。根据原有数据首先分析转向器的特点，确定总体的结构方案，并确定转向器的计算载荷以及转向器的主要参数，然后确定齿轮齿条的形式，接着对齿轮模数的选择确定，主动小齿轮齿数的确定、压力角的确定、齿轮螺旋角的确定，通过确定转向器的线传动比计算其力传动比以及齿轮齿条的结构参数，在以上的基础上选择主动齿轮、齿条的材料，受力分析，及对齿轮齿条的疲劳强度校核、齿根弯曲疲劳强度校核。修正齿轮齿条式转向器中不合理的数据。通过对齿轮齿条式转向器的设计，选取出相关的零件如：螺钉、轴承等，并在说明书中画出相关零件的零件图。通过说明书并画出齿轮齿条式转向器的零件图2张、装配图1张。 关键词：齿轮齿条，转向器，设计计算 ^ 。
` 目录 序言............................................. 错误!未定义书签。 1.汽车转向装置的发展趋势........................... 错误!未定义书签。 2.课程设计目的..................................... 错误!未定义书签。 3.转向系统的设计要求............................... 错误!未定义书签。 4.齿轮齿条式转向器方案分析......................... 错误!未定义书签。… 5.确定齿轮齿条转向器的形式......................... 错误!未定义书签。 6.齿轮齿条式转向器的设计步骤....................... 错误!未定义书签。 已知设计参数.................................... 错误!未定义书签。 齿轮模数的确定、主动小齿轮齿数的确定、压力角的确定、齿轮螺旋角的确定.............................................. 错误!未定义书签。 确定线传动比、转向器的转向比.................... 错误!未定义书签。 小齿轮的设计.................................... 错误!未定义书签。 小齿轮的强度校核................................ 错误!未定义书签。 齿条的设计...................................... 错误!未定义书签。 ~ 齿条的强度计算.................................. 错误!未定义书签。 主动齿轮、齿条的材料选择........................ 错误!未定义书签。 7.总结............................................. 错误!未定义书签。参考文献........................................... 错误!未定义书签。致谢............................................. 错误!未定义书签。 $
齿轮齿条传动机构的设计和计算 1. 齿轮1，齿轮2与齿轮3基本参数的确定 由齿条的传动速度为500mm/s,可以得到齿轮3的速度为500m/s,即 ,/5003s mm V =又()160 d 3 33n V π= ，取,25,25.3202131mm B B mm m Z Z =====，由此可 得()265d 31mm mZ d ===，由（1）与（2）联立解得min /r 147n 32==n ，取4i 12=则由4i 2 1 1212=== n n z z 得80min,/58821==z r n 2. 齿轮1齿轮2与齿轮3几何尺寸确定 齿顶高 ()()mm x h m h h h n an a a a 525.57.0125.3321=+?=+===* 齿根高 ()()mm x c h m h h n n an f f f 79.17.025.0125.3h 321=-+?=-+===** 齿高 mm h h h h f a 315.7h 321=+=== 分度圆直径 mm mz d mm mz d 84.26512cos /8025.3cos /,46.6612cos /2025.3cos /d 0220131=?===?===ββ 齿顶圆直径 mm h d d mm h d d a a a a a 34.2772,51.772d 2221131=+==+== 齿根圆直径 mm h d d mm h d d f f f f f 26.2622,88.622d 2221131=-==-== 基圆直径 mm d d mm d d b b b 8.249cos ,45.6220cos 46.66cos d 220131===?===αα 法向齿厚为 mm m x s s n n n n n n 759.625.3364.07.022tan 22s 1321=??? ? ????+=??? ??+===παπ
3.3齿轮齿条式转向器的设计与计算 3.3.1 转向系计算载荷的确定 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M(N?mm)。 R 表3-1 原地转向阻力矩M的计算 R 设计计算和说明计算结果 33Gf0.710902.51f=0.7 M,,,627826.2N,mm R3p30.179 G=10902.5N 1式中 f——轮胎和路面间的滑动摩擦因数; p=0.179 MPaG——转向轴负荷，单位为N; 1 M=627826.2 N,mmRP——轮胎气压，单位为。 MPa 作用在转向盘上的手力F为: h 表3-2 转向盘手力F的计算 h 设计计算和说明计算结果 22，627826.2LM1R F,,,290.7Nh,，320，15，90%iLD2SWW M=627826.2 N,mmL式中——转向摇臂长, 单位为mm; R1 D=400mm M——原地转向阻力矩, 单位为N?mm SWR
iw=15 L——转向节臂长, 单位为mm; 2 =90% ,，D——为转向盘直径,单位为mm; SW F=290.7N Iw——转向器角传动比; h ,——转向器正效率。 + LL因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂，故、不12 代入数值。 对给定的汽车，用上式计算出来的作用力是最大值。因此，可以用此值作为计算载荷。 L: 梯形臂长度的计算2 表3-3 梯形臂长度L的计算 2 设计计算和说明计算结果 R轮辋直径= 16in=16×25.4=406.4mm LW RLL梯形臂长度=×0.8/2= 406.4×0.8/2 =160mm LW22 L=162.6mm,取=160mm 2 轮胎直径的计算R: T 表3-4 轮胎直径R的计算 T 设计计算和说明计算结果 R,R，0.55，205=406.4+0.55×205=518.75mm TLWR=520mm TR 取=520mm T 转向横拉杆直径的确定: 表3-5 转向横拉杆直径的计算 设计计算和说明计算结果 44，627.83MR,3d,,，m,4.811mm 10,,,a[]0.16，，216d=15mm 取 minL[,],216MPa;M,627.83N,m=; a2R 初步估算主动齿轮轴的直径:
5.2转向器的结构型式选择及其设计计算 根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构型式有多种。常见的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。 对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。中、小型轿车以及前轴负荷小于1.2t 的客车、货车，多采用齿轮齿条式转向器。球面蜗杆滚轮式转向器曾广泛用在轻型和中型汽车上，例如：当前轴轴荷不大于2.5t 且无动力转向和不大于4t 带动力转向的汽车均可选用这种结构型式。循环球式转向器则是当前广泛使用的一种结构，高级轿车和轻型及以上的客车、货车均多采用。轿车、客车多行驶于好路面上，可以选用正效率高、可逆程度大些的转向器。矿山、工地用汽车和越野汽车，经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式动力转向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器，因为路面的冲击可由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象。 关于转向器角传动比对使用条件的适应性问题，也是选择转向器时应考虑的一个方面。对于前轴负荷不大的或装有动力转向的汽车来说，转向的轻便性不成问题，而主要应考虑汽车高速直线行驶的稳定性和减小转向盘的总圈数以提高汽车的转向灵敏性。因为高速行驶时，很小的前轮转角也会导致产生较大的横向加速度使轮胎发生侧滑。这时应选用转向盘处于中间位置时角传动比较大而左、右两端角传动比较小的转向器。对于前轴负荷较大且未装动力转向的汽车来说，为了避免“转向沉重”，则应选择具有两端的角传动比较大、中间较小的角传动比变化特性的转向器。 下面分别介绍几种常见的转向器。 5.2.1循环球式转向器 循环球式转向器又有两种结构型式，即常见的循环球-齿条齿扇式和另一种即循环球-曲柄销式。它们各有两个传动副，前者为：螺杆、钢球和螺母传动副以及落幕上的齿条和摇臂轴上的齿扇传动副；后者为螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的销座与摇臂轴的锥销或球销传动副。两种结构的调整间隙方法均是利用调整螺栓移动摇臂轴来进行调整。 循环球式转向器的传动效率高、工作平稳、可靠，螺杆及螺母上的螺旋槽经渗碳、淬火及磨削加工，耐磨性好、寿命长。齿扇与齿条啮合间隙的调整方便易行，这种结构与液力式动力转向液压装置的匹配布置也极为方便。 5.2.1.1循环球式转向器的角传动比w i 由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动?角时，转向螺母及其齿条的移动量应为 t s )360/(?= （5－21） 式中t ——螺杆或螺母的螺距。 这时，齿扇转过β角。设齿扇的啮合半径w r ，则β角所对应的啮合圆弧长应等于s ，即 s r w =?πβ2)360/( （5－22） 由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比w i 为
轮系传动比计算(机械基础)教案
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科目：机械基础（第四版）授课班级：08级模具（1）班 授课地点：多媒体教室（一）室课时：2课时
课题：§6—2 定轴轮系的传动比 授课方式：讲授 教学内容：定轴轮系的传动比及其计算举例 教学目标：能熟练进行定轴轮系传动比的计算方法及各轮回转方向的判定 选用教具：三角板、圆规、平行轴定轴轮系模型、非平行轴定轴轮系模型 教学方法：演示法、循序渐进教学法、典型例题法 第一部分：教学过程 一、复习导入新课（约7分钟） （一）组织教学（2分钟） 学生点名考勤，课前6S检查，总结表扬上次优秀作业学生，调节课堂气氛，调动学生主动性。 （二）教学回顾（2分钟） 1、什么是轮系？ 2、轮系有什么应用特点？ 3、轮系的分类依据是什么？可分为哪几类？ 4、什么是定轴轮系？（让学生回顾上次课的内容） （三）复习，新课导入（2分钟） 演示减速器、车床主轴箱、钟表机构等，我们看到的这些都是定轴轮系的应用，请问：我们生活中常见钟表里的时针走一圈，分针走了12圈，秒针走了720圈，那么由时针到秒针是如何实现传动的？时针把运动传到秒针时，其转速大小有何变化？具体比值如何确定？ （四）教学内容介绍（1分钟） 重点：定轴轮系的传动路线的分析、传动比的计算及各轮回转方向的判定。 难点：非平行轴定轴轮系传动比公式推导及各轮回转方向的判定。 二、新课讲解（约32分钟） （一）定轴轮系的传动比概念（2分钟） 教师先展示定轴轮系模型，引导学生参与到演示教学中来，通过一对齿轮的传动比概念，教师提出问题：定轴轮系的传动比是否就是输入轴的转速与输出轴的转速之比？引发学生思考。演示得出定轴轮系的概念：定轴轮系的传动比是指首末两轮的转速之比。 （二）知识分解（12分钟）
7）由图10-19取接触疲劳寿命系数 HN1 1.7。 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS 齿条 材料为45钢（调质）硬度为240HBS 6）由式10-13计算应力循环次数。 N 1 60n 1 jL h 60 7.96 1 2 0.08 200 4 6.113 10 4 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1) 选用直齿圆柱齿轮齿条传 动。 2 ） 速度不高，故选用7级精度（GB10095-88。 3） 4） 选小齿轮齿数1=24,大齿轮齿数 2=x 。 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 d it I 2 ccc (K" u 1 Z E 2.323 |— ----------------------- --- V u (1) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数t 2） 计算小齿轮传递的转矩。 （预设齿轮模数 m=2mn 直径d=65mm T 1 95.5 1O 5 R n 1 95.5 105 O. 2424 2.908 105N mm 7.96 3) 由表10-7选齿宽系数d =。 4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数 1 E 189.8 MPa 2 5） 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600M Pa ；齿 条的接触疲劳强度极限 Hlim 2 500 Mpa 。
8）计算接触疲劳许用应 力。 取失效概率为1%安全系数S=1,由式（10-12）得 K HN 1 Hlim1 S 1.7 600M Pa 1020MPa 计算 1 ） 试算小齿轮分度圆直径d ti，代入 2）d1t 2.323{K.T1 u 1 68.89mm 计算圆周速度V。 Z E 60 1000 3）计算齿宽b o d d1t 0.5 4）计算齿宽与齿高之 比。 模数 m t d1t 68.89 Z1 24 齿高 2.25m t 2.25 卜 3 2.908 105 1 189.8 2 0.5 1020 68^1^ 0.026m/s 60 1000 68.89 34.445mm 2.87 2.27 6.46 34.445 6.46 5.33
第一节概述 转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。 机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。 对转向系提出的要求有： 1)汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。 2)汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。 3)汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。 4)转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。 5)保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。 6)操纵轻便。 7)转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。 8)转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。 9)在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 10)进行运动校核，保证转向盘与转向轮转动方向一致。 正确设计转向梯形机构，可以使第一项要求得到保证。转向系中设置有转向减振器时，能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，并要达到按前外轮车轮轨迹计算，其最小转弯半径能达到汽车轴距的2～2．5倍。通常用转向时驾驶员作用·在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。没有装置动力转向的轿车，在行驶中转向，此力应为50—100N；有动力转向时，此力在20—50N。当货车从直线行驶状态，以10km ／h速度在柏油或水泥的水平路段上转入沿半径为12m的圆周行驶，且路面干燥，若转向系内没有装动力转向器，上述切向力不得超过250N；有动力转向器时，不得超过120N。轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过2．0圈，货车则要求不超过3．0圈。·近年来，电动、电控动力转向器已得到较快发展，不久的将来可以转入商品装车使用。电控动力转向可以实现在各种行驶条件下转动转向盘的力都轻便。
齿轮齿条的材料选择 齿条材料的种类很多，在选择过程中应考虑的因素也很多，主要以以下几点作为参考原则： 1）齿轮齿条的材料必须满足工作条件的要求。 2）应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成形方法及热处理和制造工艺。 3）正火碳钢，不论毛坯制作方法如何，只能用于制作载荷平稳或轻度冲击 工作下的齿轮，不能承受大的冲击载荷；调制碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。 4）合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮。 5）飞行器中的齿轮传动，要求齿轮尺寸尽可能小，应采用表面硬化处理的 高强度合金钢。 6）金属制的软齿面齿轮，配对两轮齿面的硬度差应保持为30～50HBS 或者更多。 钢材的韧性好，耐冲击，还可通过热处理或化学热处理改善其力学性能及提高齿面硬度，故适用于来制造齿轮。由于该齿轮承受载荷比较大，应采用硬齿面（硬度≥350HBS ），故选取合金钢，以满足强度要求，进行设计计算。 齿轮齿条的设计与校核 1．2．1起升系统的功率 设V 为最低起钻速度（米/秒），F 为以V 起升时游动系统起重量（理论起重量，公斤）。 起升功率 V F P ?= F=N 5 106? 1V 取（米/秒）
KW P 4808.01065=??= 由于整个起升系统由四个液压马达所带动，所以每部分的平均功率为 KW KW P P 1204 4804 == =' 转矩公式： 595.510P T n ?= 所以转矩 T= mm N n .120 105.955?? 式中n 为转速（单位r/min ） 1.2.2 各系数的选定 计算齿轮强度用的载荷系数K ，包括使用系数A K 、动载系数V K 、齿间载荷分配系数K α及齿向载荷分配系数K β，即 K=A V K K K K αβ 1）使用系数A K 是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加载荷影响的系数。 该齿轮传动的载荷状态为轻微冲击，工作机器为重型升降机，原动机为液压装置，所以使用系数A K 取。 2）动载系数V K 齿轮传动不可避免地会有制造及装配误差，轮齿受载后还要产生弹性变形，对于直齿轮传动，轮齿在啮合过程中，不论是有双对齿啮合过渡到单对齿啮合，或是有单对吃啮合过渡到双对齿啮合的期间，由于啮合齿对的刚度变化，也要引起动载荷。为了计及动载荷的影响，引入了动载系数V K ，如图2-1所示。
1. 选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1）选用直齿圆柱齿轮齿条传动。 2）速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。 3）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS ，齿条 材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS 。 4）选小齿轮齿数 Z 1 =24，大齿轮齿数 Z 2 = ∞。 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 3 K t T 1 u + 1 Z E d 1t ≥ 2.32 √ ?( ) 2 φd u [ σ ] H (1) 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 K t =1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩。 （预设齿轮模数 m=8mm,直径 d=160mm ） T 1 = 95.5 ×105 P 1 = 95.5 ×105 ×0.2424 n 1 7.96 = 2.908 ×105 N ?mm 3) 由表 10-7 选齿宽系数 φ = 0.5。 d 1 4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8MPa 2 。 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ = 600MPa;齿 Hlim1 条的接触疲劳强度极限 σ = 550MPa 。 Hlim2 6）由式 10-13 计算应力循环次数。 N 1 = 60n 1 jL h = 60 × ( 2× 0.08× 200 × ) = × 4 7.96 ×1 × 4 6.113 10 7)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN1 = 1.7。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 [ σH ] 1 = K HN1 σHlim1 ×600MPa = 1020MPa = 1.7 S (2) 计算 1）试算小齿轮分度圆直径 d ,代入 [σ ] 。 t1 H 1
车辆工程课程设计任务书 1．课程设计题目：汽车齿轮齿条式转向器设计及零件加工工艺制定2．课程设计目的：此课程设计是《汽车设计》、《汽车制造工艺学》课 程教学重要实践环节，其目的是： 1）培养学生理论联系实际的设计思想，巩固和加强所学的相关专业课程的知识； 2）熟悉和掌握车辆设计和制造工艺制定的一般过程和方法，提高综合运用所学的知识进行车辆设计与制造的能力； 3）熟练掌握和运用设计资料（指导书、图册、标准和规范等）以及经验数据进行设计的能力，培养学生机械制图、设计计算和编写技 术文件等的基本技能。 3．课程设计时间：2010年8月30日~2010年9月23日（4周）4．整车性能参数： 车型：一汽佳宝（面包车） 基本参数（网络搜索得到）： 5．汽车齿轮齿条式转向器设计的基本要求： 1）技术参数： 线角传动比：41.8mm/rad 齿轮法向模数：2.2 方向盘总圈数：3.5 齿条行程：61.5mm 2）设计要求：仅设计转向器部分。 6．齿轮齿条式转向器的零件加工制造工艺部分的要求零件名称：齿轮 1）生产纲领：1000~10000件，生产类型：批量生产；应保证零件的加工质量，尽量提高生产率和降低消耗率。
2）尽量降低工人的劳动强度，使其有良好的工作条件；在充分利用现 有生产条件的基础上，采用国内外先进工艺技术；主要的工艺要进 行必要的分析论证和计算。 7．提交的文件资料： 1）装配图1张（A1）、零件图2张（A3）； 2）零件毛配图1张（A3）； 3）零件加工工艺过程卡片1套、零件加工工序卡片1套； 4）课程设计说明书1份（20页左右）（A4）。 一．齿轮齿条转向器的优缺点： 齿轮齿条转向器是由转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。 优点：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器质量比较小，传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损而出现间隙后，利用装在齿条背部的、靠近主动小齿轮的处的压紧弹簧能自动消除间隙，不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用体积小，没有转向摇臂和直拉杆，所以转向转角可以增大，制造成本低。 缺点：齿轮齿条转向器因逆效率高（60%~70%），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至方向盘，称之反冲现象。反冲会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车的行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。 二．齿轮齿条转向器的输入形式及特点： 1．侧面输入，中间输出：与齿条固连的左右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近，由于拉杆长度增加，车轮上下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮的上下跳动时转向系与悬架系的运动干涉，拉杆与齿条用螺栓固连在一起，因此，两拉杆与齿条同时向左或向右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了他的强度。 2．采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。 3．侧面输入，一端输出的齿轮齿条转向器，常用在平头车上。 齿轮齿条转向器采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合，增加运转平稳性，降低冲击和噪声。齿条断面有圆形、V形和Y形三种。圆形断面制造简单；V形和Y形节约材料，质量小而且位于齿条下面的两斜面与齿条托坐接触，可以用来防止齿条绕轴线转动。 三．齿轮齿条转向器计算载荷的确定。 1、引言：为了保证行驶安全，组成转向器的各零部件有足够的强度，欲 验算转向器各零件的强度，首先需要确定各零件所承受的力及扭矩， 影响这些力的主要因素为轴向载荷、路面阻力和轮胎胎压等。为转动 各转向轮需克服阻力，包括主销传动阻力和车轮稳定阻力、轮胎变形
第四节 机械式转向器的设计与计算 一、转向系计算载荷的确定 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。为此推荐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R M (mm N ?) p G f M R 313 = (7-9)
式中，f 为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取O.7； 1G 为转向轴负荷(N)；p 为轮胎气压(a MP )。 作用在转向盘上的手力为 + ωη= i D L M L F sw R h 212 (7-10) 式中，1L 为转向摇臂长；2L 为转向节臂长；sw D 为转向盘直径；ωi 为转向器角传动比；+η为转向器正效率。 对给定的汽车，用式(7-10)计算出来的作用力是最大值。因此，可以用此值作为计算载荷。然而，对于前轴负荷大的重型货车，用上式计算的力往往超过驾驶员生理上的可能，在此情况下对转向器和动力转向器动力缸以前零件的计算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力为700N 。 二、齿轮齿条式转向器的设计 齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数取值范围多在2～3mm 之间。主动小齿轮齿数多数在5～7个齿范围变化，压力角取20o，齿轮螺旋角取值范围多为 9o～1 5o。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿条压力角，对现有结构在12o～35o范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。 主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。
齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。与其它形式转向器比较，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达90％；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，可自动消除齿间间隙，如图7—1所示，这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用的体积小；没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低。 齿轮齿条式转向器的主要缺点是： 因逆效率高(60％～70％)，汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间的冲击力，大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，对驾驶员造成伤害。 根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出(图7—2a)；侧面输入，两端输出(图7—2b)；侧面输入，中间输出(图7—2c)；侧面输入，一端输出(图7—2d)。
采用侧面输入、中间输出方案时，由图7—3可见，与齿条固连的左、右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定联接(图7—3)，因此，两拉杆与齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向方向的长槽，从而降低了它的强度。 采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。 侧面输入、一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在乎头微型货车上。 如果齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳性降低，冲击大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。 齿条断面形状有圆形(图7—1)、V形(图7—4)和Y形(图7—5)三种。圆形断面齿条制作工艺比较简单。V形和Y形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节省20％，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动；Y形断面齿条的齿宽可