汽车与设计课程设计

1、江 苏 大 学汽车设计课程设计说明书设计题目：轿车转向系设计姓名： 班级： 学号： 指导教师： 日期： 20xx年xx月xx日汽车设计课程设计任务书题目：轿车转向系设计内容：1.零件图 1张2.课程设计说明书 1份原始资料：1.整车性能参数驱动形式42前轮轴距2471mm轮距前/后1429/1422mm整备质量1060kg空载时前轴分配负荷60%最高车速180km/h最大爬坡度35%制动距离（初速30km/h）5.6m最小转向直径11m最大功率/转速74/5800kW/rpm最大转矩/转速150/4000kW/rpm 2.对转向系的基本要求1） 汽车转弯行驶时，全部车轮应绕顺时转向中心旋转；2

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1520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。目 录序言4第一节 转向系方案的选择4一、转向盘4二、转向轴5三、转向器6四、转向梯形6第二节 齿轮齿条转向器的基本设计7一、齿轮齿条转向器的结构选择7二、齿轮齿条转向器的布置形式9三、设计目标参数及对应转向轮偏角计算9四、转向器参数选取与计算10五、齿轮轴结构设计12六、转向器材料13第三节 齿轮齿条转向器数据校核13一、齿条强度校核13二、小齿轮强度校

3、核15三、齿轮轴的强度校核18第四节 转向梯形机构的设计21一、转向梯形机构尺寸的初步确定21二、断开式转向梯形机构横拉杆上断开点的确定24三、转向传动机构结构元件24第五节 参考文献25序 言汽车设计课程设计是在学完了汽车设计、汽车理论以及大部分专业课的基础上进行的一个实践性教学环节。在这次设计中，我们以小组的方式，每组选择不同的设计题目，根据已知数据，查阅相关资料，并结合所学知识，设计出合理的结构或总成。这次设计使我们能够综合的运用所学知识，并将其与实践相结合，设计出一套轿车的满足基本要求的转向系，使我们掌握了汽车结构设计的方法和特点，为以后的毕业设计及未来从事的工作打下了良好的基础。由于

4、能力所限，经验尚浅，设计中还有许多不足之处，希望各位老师能够多加指教。第一节 转向系方案的选择一、转向盘转向盘由盘毂、轮缘和轮辐组成。一般轮辐有三根和两根的，也有四根的。本设计采用三辐式方向盘。转向盘的尺寸和形状直接影响转向操纵的轻便型。选用大直径转向盘会使驾驶员进出驾驶室感到困难；选用小直径转向盘转向时要求驾驶员施加较大的力，从而使汽车操纵困难。对新车型的设计可以选用现有的转向盘，也可以根据要求设计新转向盘。新设计的转向盘要符合JB45051986转向盘尺寸标准。该标准规定：转向盘直径尺寸380mm、400mm、425mm、450mm、500mm、550mm。转向盘与转向轴采用圆柱直齿渐开线

5、花键连接形式，可以参照表1选择。本设计选用方向盘直径为380mm，即。表1 各类车型的转向盘直径汽车类型转向盘直径/mm轿车、小型客车、轻型载货汽车380、400、425中型客车、中型载货汽车450、475、500大客车、重型载货汽车550紧急制动或撞车时，由于车身、车架产生变形导致转向轴、转向盘后移，同时人体受惯性作用向前冲，从而使驾驶员的胸部和头部可能撞到转向盘或风窗玻璃，造成人身事故。为了减轻这一伤害，我们采用一种能够吸收冲击能量的转向系统，在撞击时使转向系统零件产生塑性变形、弹性变形或摩擦来吸收碰撞所产生的能量。本设计除采用吸能式方向盘，转向轴分为上下两段并用柔性联轴器连接，如图1所示

6、。图1 转向轴的吸能装置二、转向轴目前大多数汽车转向轴上装置了万向节，是方向盘和转向器在汽车上更为合理，拆装方便，从而提高了操纵方便性、行驶安全性和转向机构的寿命。万向节有柔性和刚性两种。柔性万向节，若刚性很大则不能满足使用要求，刚性太小又不能适应汽车转向要求，故一般应用较少。刚性万向节多是十字轴式，可使用单万向节或双万向节。双万向节要求布置适当，达到等角速运动。条件为：1）第一万向节两轴间的夹角与第二万向节两轴间的夹角相等；2）第一万向节的从动叉的平面与第二万向节主动叉的平面处于同一平面内。本设计采用双十字轴万向节。同时，这种结构在汽车发生正面碰撞时防止转向轴等向乘客舱或驾驶室内移动，如图2

7、所示。图2 防伤转向轴简图三、转向器转向器的种类常见的有：循环球式、球面蜗杆滚轮式、曲柄指销式和齿轮齿条式，目前运用做广泛的就是循环球式和齿轮齿条式两种转向器。齿轮齿条式转向器的正逆效率都很高，属于可逆式转向器，自动回正能力强，结构简单（不需要转向摇臂和横拉杆等）、加工方便、工作可靠、使用寿命长、需要调整齿轮齿条的间隙。循环球式转向器的第一级传动副是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副或滑块曲柄销传动副，正效率很高（最高可达90%95%），操作轻便，使用寿命长，逆向效率也较高，可将地面对转向轮的冲击传给转向盘。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

8、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，而大型车辆则以循环球式转向器为主要结构。故本设计采用齿轮齿条式转向器。四、转向梯形根据转向梯形机构相对于前轴的位置分为前置式和后置式两种：后置转向梯形机构（见图3a、c）是将转向梯形放在前轴之后，简单可靠，应用广泛；前置式转向梯形机构（见图3b、d）是在发动机位置很低或前轴为驱动轴时，转向梯形实在不能布置在转向轴之间时使用。所以本设计采用后置式转向梯形机构。根据前悬架形式的不同，转向梯形机构又可分为整体式和分段式两种：整体式转向梯形机

9、构（见图3a、b）用于非独立悬架的汽车；分段式转向梯形机构（见图3c、d）用于独立悬架的汽车，以保证任一前轮的跳动不致牵动拉杆而涉及另一车轮的偏转。由于在原始资料中并未给出悬架形式，但前轴作为转向驱动轴，必为独立悬架，故本设计采用分段式转向梯形机构。图3 转向梯形结构 a) b) c) d)第二节 齿轮齿条转向器的基本设计一、齿轮齿条转向器的结构选择（1）输入输出形式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3：中间输入，两端输出（图4a）；侧面输入，两端输出（图4b）；侧面输入，中间输出（4c）；侧面输入，一端输出（图4d）图4 齿轮齿条转向器的四种形式采用侧面输入，中间输出

10、方案时，与齿条相连的左、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连接，因此，两拉杆会与齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，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。但其结构简单，节省材料的同时对转向精度较中间输出形式高。现代轿车一般使用两端输出形式。侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头货车上。故本设计采用的是侧面输入，两端输出式齿轮齿条转向器方案。（2） 齿轮形式选择采用齿轮齿条式转向器

11、采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳降低，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。故本设计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。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用角接触球轴承。（3）齿条形式选择齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单。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

12、宽可以做得宽些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有用减磨材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，应选用V形和Y形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿轮、齿条的齿不能正确啮合的情况出现。本设计采用V形断面齿条。在齿条背面设有轴线与齿条垂直的弹簧，可以通过调节螺母改变弹簧预紧力，来消除齿条与齿轮因磨损产生的间隙二、齿轮齿条转向器的布置形式根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，在汽车上有四种布置形式： 1 转向器位于前轴后方，后置梯形（图5a）；2 转向器位于前轴后方，前置梯形（图5b）；3 转向器位于前

13、轴前方，后置梯形（图5c）；4 转向器位于前轴前方，前置梯形（图5d）。图5 齿轮齿条转向器的四种布置形式现阶段大多数轿车都采用第一种布置方式：转向器位于前轴后方，后置梯形，本设计也采用转向器位于前轴后方，后置梯形的布置方式。三、设计目标参数及对应转向轮偏角计算（1）所需设计目标参数如表2：表2 汽车总布置部分参数发动机位置及驱动方式前置前驱前轮悬架形式麦弗逊式独立悬架转向器位置前轴之后，后置梯形满载轴荷分配前/后790/645轮胎规格195/50 R15 80S主销偏移距a100mm轮胎压力p0.25MPa方向盘直径380mm以上数据部分由原始资料给出，部分根据资料查找得知。（2）转向轮侧偏

14、角的计算由原始资料得知，汽车最小转弯半径为5.5m，所以转向轮外轮最大转角式中L为轴距，L=2471mm；B为前轮轮距，B=1429mm；为转向轮内轮转角。四、转向器参数选取与计算齿轮齿条转向器的齿轮采用斜齿。按照汽车设计课程设计指导书所指，齿轮模数多在之间，主动小齿轮齿数多数在个齿范围变化，压力角取，齿轮螺旋角的取值范围多为。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。变速比的齿轮压力角，对现有结构在范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。正确啮合条件：；根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见表3：表3 齿轮齿条主要参数名称齿轮齿条齿数z631模数

15、2.52.5压力角螺旋角转向时需要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、转向轮稳定阻力（即转向轮的回正力矩）、轮胎变形阻力以及转向系中的内摩擦阻力矩。通常用以下的经验公式来计算汽车在沥青或混泥土路面上的原地转向阻力矩式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取0.7；G1为为转向轴负荷，取前轴满载790Kg。方向盘转动圈数 式中，为初选传动比，。方向盘上的操纵载荷力 式中，为转向系正效率，。要求作用在转向盘上的操纵载荷对轿车不应超过50100N，46.48N50N，所以满足要求。作用在转向盘上的力矩转向系力传动比取齿宽系数，齿轮分度圆直径齿条宽度，圆整取=16mm，则齿轮宽度=。根据转向器本

16、身结构特点以及中心距的要求，应合理选取齿轮轴的变位系数。对于齿轮齿条转向器中齿轮齿条结构特点，齿轮一般都采用斜齿轮，对于变位齿轮，为了避免齿顶过薄，而又能满足齿轮啮合的要求，一般齿轮的齿顶高系数取偏小值。据此，初步选定齿轮和齿条齿顶高系数，顶隙系数，齿轮的变位系数。其基本参数如表4所示：表4 齿轮齿条基本参数名称符号公式齿轮齿条齿数631分度圆直径15.335变位系数0.65齿顶高4.1252.5齿根高1.53.125齿顶圆直径23.585齿根圆直径12.335齿轮中圆直径18.585螺旋角12°（右旋）12°（左旋）齿宽2616五、齿轮轴结构设计本设计根据齿轮的尺寸，设计

17、成齿轮轴形式，如图6所示。因为本设计采用斜齿轮结构，在传动的时候有轴向力存在。所以轴承选取角接触球轴承，齿轮轴与转向轴之间用万向节连接，所以齿轮轴轴端设计花键。图6 齿轮轴零件图六、转向器材料（1）齿轮齿条材料选择齿轮通常选用国内常用、性能优良的20CrMnTi合金钢，热处理采用表面渗碳淬火工艺，齿面硬度为HRC5863。而齿条选用与20CrMnTi具有较好匹配性的40Cr作为啮合副，齿条热处理采用高频淬火工艺，表面硬度HRC5056。（2）轴承的选择轴承1：角接触球轴承7004AC（=）d=20mm，D=42mm，B=12mm轴承2：角接触球轴承7001AC（）d=20mm，D=42mm，B

18、=12mm按GB/T292-1994标准。（3）转向器的润滑方式和密封类型的选择转向器的润滑方式：人工定期润滑润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S润滑脂。 密封件： 旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 138711992第三节 齿轮齿条转向器数据校核一、齿条强度校核（1）齿条受力分析 在本设计中，转向器输入端施加的扭矩T= 8.83N.m，齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小，计算轮齿受力时，可不予考虑。齿轮齿条的受力状况类似于斜齿轮，齿条的受力分析如图6：图6齿条的受力分析作用于齿条齿面上的法向力Fn，垂直于齿面，将Fn分解成沿齿条径向的分力（径向

19、力）Fr，沿齿轮周向的分力（切向力）Ft，沿齿轮轴向的分力（轴向力）Fx 。各力的大小为：Ft=Fr=Fx=Fn =式中为齿轮轴分度圆螺旋角；为法面压力角。齿轮轴受到的切向力Ft = =1151.6 N 式中T为作用在转向器输入轴上的扭矩；d为齿轮轴分度圆的直径。 齿条齿面的法向力Fn= =1252.88N齿条齿部受到的切向力=1177.33N （2）齿条齿部弯曲强度的计算齿条的单齿弯曲应力=549N/mm式中，为齿条齿面切向力；b为危险截面处沿齿长方向齿宽；为齿条计算齿高；S 为危险截面齿厚。上式计算中只按啮合的情况计算的，即所有外力都作用在一个齿上了，实际上齿轮齿条的总重合系数是2.63（

20、理论计算值），在啮合过程中至少有2对齿同时啮合，因此每个齿的弯曲应力应分别降低一倍，则 = 275N/mm齿条的材料是40Cr：抗拉强度 735N/mm (没有考虑热处理对强度的影响)。齿部弯曲安全系数 S = / =2.75因此，齿条设计满足弯曲疲劳强度设计要求，又满足了齿面接触强度，符合本次设计的具体要求。二、小齿轮强度校核（1） 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 =式中Fn为作用在齿面接触线上的法向载荷；L为沿齿面的接触线长，单位mm。法向载荷Fn 为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的

21、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Pca （单位N/mm）进行计算。即Pca=KP=K式中K为载荷系数，包括：使用系数，动载系数，齿间载荷分配系数及齿向载荷分布数，即K=使用系数是考虑齿轮啮合时外部装置引起的附加动载荷影响的系数，=1.0；动载系数，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，=1.0；齿间载荷系数，齿轮的制造精度7级精度，=1.2；齿向荷分配系数，齿宽系数为

22、d = = 16/15.335 = 1.04=1.12+0.18(1+0.6d) + 0.2310b=1.42所以载荷系数 K= 111.21.5 =1.704斜齿轮传动的端面重合度 = bsin= 1.65 在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度 Pca = KP =K因为，Fn = 所以 =1.7042757.5/16/1.65/0.67= 204.9N/mm可以认为一对斜齿圆柱齿轮啮合相当于它们的当量直齿轮啮合，利用赫兹公式，代入当量直齿轮的有关参数后，得到斜齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度校核公式： = 式中： Z为弹性系数 ，主动小齿轮选用材料20CrMnTi合金钢制造，根据材料选取

23、，均为0.28， E，E都为合金钢，取189.8 MPa为节点区域系数，可根据螺旋角查得，= 2.44。齿轮与齿条的传动比 u ，u趋近于无穷， 所以= 56.2 MPa小齿轮接触疲劳强度极限=1000MPa，应力循环次数N=210，所以 = 1.1。取失效概率为1%，安全系数S = 1，可得计算接触疲劳许用应力 = 1.11000MPa = 1100MPa式中，K为接触疲劳寿命系数。由此可得 < 所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。（2） 齿轮齿根弯曲疲劳强度计算齿轮受载时，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

24、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，齿根所受的最大弯矩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，可得到斜齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度计算校核公式： 齿间载荷分配系数= 1.2；齿向载荷分配系数 = 1.33；载荷系数K= =111.21.3=1.56；齿形系数；校正系

25、数= 1.4；螺旋角系数，查得。 校核齿根弯曲强度= = =231.68 MPa弯曲强度最小安全系数，=1.5；弯曲疲劳许用应力为 =1000 MPa式中为弯曲疲劳寿命系数，= 1.5。 所以 <因此，本次设计既满足了小齿轮的齿面接触疲劳强度又满足了小齿轮的弯曲疲劳强度，符合设计要求。综上所述，齿轮设计满足强度要求。三、齿轮轴强度校核（1）轴的受力分析若略去齿面间的摩擦力，则作用于节点P的法向力Fn可分解为径向力Fr和分力F，分力F又可分解为圆周力Ft和轴向力Fa。=2×8.83×1000/15.335=1151.61；=428.52；=244.78N 画轴的受力简图

26、图7 轴的受力简图 计算支承反力在垂直面上在水平面上 画弯矩图(见图8)在水平面上，a-a剖面左侧、右侧在垂直面上，a-a剖面左侧a-a剖面右侧合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧 画转矩图（见图8）转矩=1156.61×15.335/2=8868.31（2）判断危险剖面显然，a-a截面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险剖面。（3）轴的弯扭合成强度校核查得：，=60/100=0.6。a-a截面左侧（4）轴的疲劳强度安全系数校核查得， ，a-a截面左侧查得；查得绝对尺寸系数轴经磨削加工，查得质量系数=1.0。则弯曲应力应力幅平均应力切应力安全系数查得许用安全系数S=1.

27、31.5，显然S>S，故a-a剖面安全。图8 轴的受力分析图第四节 转向梯形机构的设计一、转向梯形机构尺寸的初步确定转向梯形机构用来保证转弯行驶时汽车的车轮均能绕同一瞬时转向中心在不同半径的圆周上作无滑动的纯滚动。同时，为了达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。为此，转向梯形应保证内、外转向车轮的理想转角关系。所以必须正确选择转向梯形参数。为了使汽车转向时转向轮只有纯滚动而无滑移，应如图9所示，两转向轮应绕后轴延长线上的O点转动，且内、外转向轮的转角应保证下列关系：图9 理论转向特性式中，o为外转向轮转角，i为内转向轮转角；K是两主销延长线至地面交点间的距离；L为主销

28、延长线与地面交点至后轴的距离。若自变角为o，则因变角i的期望值为:在图上作辅助用虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角式中，m为梯形臂长；为梯形底角。所设计的转向梯形给出的实际因变角，应尽可能接近理论上的期望值。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损；而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子，构成评价设计优劣的目标函数为 （1）由以上可得： （2）式中，x为设计变量，；omax为外转向车轮最大转角，由图9得 （3）式中，Dmin为汽车最小转弯直径；a为主销偏移距。考虑到多数使用工况下转角o小于20°，且10°以内的小转角使用得更加频繁，因此取： （4）建立约束条件时应考虑到：设计变量m及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当m过大时，将使梯形布置困难，故对m的上、下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而优化过程是求的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范