齿轮齿条转向器设计_毕业论文

1 届毕业论文说明书 中北大学信息商务学院2014

某汽车操作机构的设计

摘要：本课题的题目是汽车操作系统的设计。主要以齿轮齿条转向器的设计为中心，一是轿车转向系统总述；二是机械转向器的选择；三是齿轮和齿条的合理匹配，以满足转向器的正确传动比和强度要求；四是动力转向机构设计；五是梯形结构设计。因此本课题在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构的齿轮齿条转向轴转向，通过万向节带动转向齿轮轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条直线运动，实现转向。实现了转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现了汽车转向的稳定性和灵敏性。在本文中主要进行了转向器齿轮齿条的设计和对转向齿轮轴的校核，主要方法和理论采用汽车设计的经验参数和大学所学机械设计的课程内容进行设计，其结果满足强度要求，安全可靠。

关键词：轿车 转向系 齿轮齿条设计 转向梯形

2 届毕业论文说明书 中北大学信息商务学院2014

Cars Operating System Design

Abstract：The title of this topic is the design of Car Operating System . Rack and pinion steering gear to the design as the center, first are cars’ steering system overview; Second, Cars steering system performance parameters; third rack gear and a reasonable match to meet the correct steering gear ratio and strength requirements; Fourth, power steering mechanism design; Fifth, the structural design of trapezoidal. Therefore, taking into account the above issues and factors that require study, based on the steering wheel rotary drive transmission shaft of the steering rack and pinion steering, through the universal joint drive shaft rotation gear shift, steering rack and steering gear shaft meshing, thereby encouraging steering rack linear motion to achieve steering. Simple structure to achieve the steering tight, short axial dimension, and the number of parts can increase the advantages of less power in order to achieve the vehicle steering stability and sensitivity. In this article a major design steering rack and pinion steering gear shaft and the check, the main methods and theoretical experience in the use of automotive design parameters and the University of mechanical design school curriculum design and the results meet the strength requirements, safe and reliable.

Keywords: Car; Steering; Mechanical Type Steering Gear and Gear Rack; Steering Trapezoidal

目 录

第1章 绪论 ......................................................................................................................... 5

1.1 概述 ...................................................................................... 错误！未定义书签。

1.2 转向器的作用与分类 .......................................................... 错误！未定义书签。

1.3 汽车转向装置的发展趋势 .................................................. 错误！未定义书签。

1.4 汽车转向器国内外现状 ...................................................... 错误！未定义书签。

1.5 设计的主要内容 .................................................................................................... 8

第2章 齿轮齿条转向器设计方案选择 ............................................................................. 9

2.1 车辆相关数据与设计要求 .................................................................................... 9

2.2 转向器总体方案设计 .......................................................................................... 11

2.2.1 转向器设计方案说明 ............................................................................... 11

2.2.2 转向器输入输出形式 ............................................................................... 11

2.2.3 转向器各种输出形式对比 ....................................................................... 12

2.2.4 齿轮齿条转向器齿轮齿条选择 ............................................................... 12

2.2.5 齿轮齿条转向器齿条断面形状 ............................................................... 12

2.2.6 齿轮齿条式转向器的布置形式 ............................................................... 13

2.2.7 转向器最终方案确定 ............................................................................... 14

第3章 转向器齿轮齿条设计计算过程 ........................................................................... 15

3.1 转向轮侧偏角计算 .............................................................................................. 15

3.2 转向器原地转向阻力矩计算 .............................................................................. 16

3.3 转向器角传动比与力传动比计算 ...................................................................... 16

3.3.1 角传动比与力传动比介绍 ....................................................................... 16

3.3.2 角传动比与力传动比确定 ....................................................................... 16

3.4 齿轮齿条设计 ...................................................................................................... 17

3.4.1 齿轮齿条啮合传动的特点 ....................................................................... 17

3.4.2 齿轮参数的选择 ....................................................................................... 18

3.4.3 计算接触疲劳许用应力 ........................................................................... 19

3.4.4 齿轮的齿根弯曲强度设计 ....................................................................... 20

3.4.5 确定齿轮主要参数和几何尺寸 ............................................................... 21

3.4.6 确定齿条主要参数和几何尺寸 ............................................................... 22

3.4.7 齿面接触疲劳强度校核 ........................................................................... 23

第4章 齿轮轴的设计 ....................................................................................................... 24

4.1 齿轮齿条传动受力分析 ...................................................................................... 24

4.2 齿轮轴最小轴径确定 .......................................................................................... 24

4.3 齿轮轴的强度校核 .............................................................................................. 25

第5章 间隙调整弹簧的设计计算 ................................................................................... 29

5.1 选择材料 .............................................................................................................. 29

5.2 计算弹簧丝直径 .................................................................................................. 29

5.3 弹簧圈数和自由高度的计算 .............................................................................. 30

5.4 弹簧校核与结构尺寸确定 .................................................................................. 30

5.5 弹簧工作时的数据 .............................................................................................. 31

第6章 其他零件的选择与润滑方式确定 ....................................................................... 32

6.1 轴承的选择 .......................................................................................................... 32

6.2 转向器润滑方式 .................................................................................................. 33

总 结 ................................................................................................................................... 36

致 谢 ................................................................................................................................... 37

参考文献 ............................................................................................................................. 38

附图 ..................................................................................................................................... 39

中北大学信息商务学院5 2014届毕业设计说明书

第1章 绪论

1.1 轿车转向系统概述

在转向技术方面,轿车和普通汽车一样，只是由于轿车的体型小，质量轻，在安装空间和转向特性方面与大车有着一定的不同，但轿车的转向系统和通常汽车在转向原理、转向要求和转向效果上都是基本相通的。

1.1.1 转向系统的结构简介

转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、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作用。

按转向力能源的不同，可将转向系分为机械转向系和动力转向系。

机械转向系的能量来源是人力，依靠驾驶员的手力转动方向盘，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构(方向盘)、转向器、转向传动机构三大部分组成，经过转向器和转向传动机构使转向轮偏转。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动(严格讲是近似直线运动)的机构，是转向系的核心部件。

动力转向系除具有以上三大部件外，其最主要的动力来源是转向助力装置。由于转向助力装置最常用的是一套液压系统，因此也就离不开泵、油管、阀、活塞和储油罐，它们分别相当于电路系统中的电池、导线、开关、电机和地线的作用。

1.1.2 轿车转向系统的发展概况

早期的轿车转向是用舵柄或横杆(即一种两端带有手柄的水平杆)进行操纵，转向比是1:1，因而汽车转向时的操作是很吃力的。后来，带有齿轮减速比的转向机构很快被推广使用，但是，这种机构的方向盘不象舵柄或横杆要置放在汽车中线的位置，而是要置放在汽车的左边或右边，这样触发了方向盘位置的争论。这场争论旷日持久，导致了今天的汽车分成了两大类方向盘装置法：一类以美国，中国，俄罗斯等世界上大多数国家和地区采用的左置方向盘，实行右上左下的汽车行驶规则；另一类以英国及英联邦，日本等少数国家和地区采用的右置方向盘，实行右下左上的汽车行驶规则。

转向器是转向系主要构成的关键零件，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转

第1章 绪论

1.1 轿车转向系统概述

在转向技术方面,轿车和普通汽车一样，只是由于轿车的体型小，质量轻，在安装空间和转向特性方面与大车有着一定的不同，但轿车的转向系统和通常汽车在转向原理、转向要求和转向效果上都是基本相通的。

1.1.1 转向系统的结构简介

转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、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作用。

按转向力能源的不同，可将转向系分为机械转向系和动力转向系。

机械转向系的能量来源是人力，依靠驾驶员的手力转动方向盘，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构(方向盘)、转向器、转向传动机构三大部分组成，经过转向器和转向传动机构使转向轮偏转。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动(严格讲是近似直线运动)的机构，是转向系的核心部件。

动力转向系除具有以上三大部件外，其最主要的动力来源是转向助力装置。由于转向助力装置最常用的是一套液压系统，因此也就离不开泵、油管、阀、活塞和储油罐，它们分别相当于电路系统中的电池、导线、开关、电机和地线的作用。

1.1.2 轿车转向系统的发展概况

早期的轿车转向是用舵柄或横杆(即一种两端带有手柄的水平杆)进行操纵，转向比是1:1，因而汽车转向时的操作是很吃力的。后来，带有齿轮减速比的转向机构很快被推广使用，但是，这种机构的方向盘不象舵柄或横杆要置放在汽车中线的位置，而是要置放在汽车的左边或右边，这样触发了方向盘位置的争论。这场争论旷日持久，导致了今天的汽车分成了两大类方向盘装置法：一类以美国，中国，俄罗斯等世界上大多数国家和地区采用的左置方向盘，实行右上左下的汽车行驶规则；另一类以英国及英联邦，日本等少数国家和地区采用的右置方向盘，实行右下左上的汽车行驶规则。

转向器是转向系主要构成的关键零件，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转

向装置的结构也有很大变化。从目前使用的普遍程度来看，主要的转向器类型有4种：有蜗杆销式(WP型)、蜗杆滚轮式(WR型)、循环球式(BS型)、齿条齿轮式(RP型)。这四种转向器型式，已经被广泛使用在汽车上。

据了解，在世界范围内，汽车循环球式转向器占45％左右，齿条齿轮式转向器占40％左右，蜗杆滚轮式转向器占10％左右，其它型式的转向器占5％。循环球式转向器一直在稳步发展。在西欧小客车中，齿条齿轮式转向器有很大的发展。日本汽车转向器的特点是循环球式转向器占的比重越来越大，日本装备不同类型发动机的各类型汽车，采用不同类型转向器，在公共汽车中使用的循环球式转向器，已由60年代的62．5％，发展到现今的100％了(蜗杆滚轮式转向器在公共汽车上已经被淘汰)。大、小型货车大都采用循环球式转向器，但齿条齿轮式转向器也有所发展。微型货车用循环球式转向器占65％，齿条齿轮式占 35％。

我国的转向器生产，除早期投产的解放牌汽车用蜗杆滚轮式转向器，东风汽车用蜗杆肖式转向器之外，其它大部分车型都采用循环球式结构，并都具有一定的生产经验。目前解放、东风也都在积极发展循环球式转向器，并已在第二代换型车上普遍采用了循环球式转向器。由此看出，我国的转向器也在向大量生产循环球式转向器发展

在国外，循环球式转向器实现了专业化生产，同时以专业厂为主、大力进行试验和研究，大大提高了产品的产量和质量。在日本“精工”(NSK)公司的循环球式转向器就以成本低、质量好、产量大，逐步占领日本市场，并向全世界销售它的产品。德国ZF公司也作为一个大型转向器专业厂著称于世。它从1948年开始生产ZF型转向器，年产各种转向器200多万台。还有一些比较大的转向器生产厂，如美国德尔福公司SAGINAW分部；英国BURM#0；AN公司都是比较有名的专业厂家，都有很大的产量和销售面。专业化生产已成为一种趋势，只有走这条道路，才能使产品质量高、产量大、成本低，在市场上有竞争力。

齿轮齿条式转向器和循环球式转向器，已成为当今世界汽车上主要的两种转向器；而蜗轮蜗杆式转向器和蜗杆肖式转向器，正在逐步被淘汰或保留较小的地位。在小客车上发展转向器的观点各异，美国和日本重点发展循环球式转向器，比率都已达到或超过90％；西欧则重点发展齿轮齿条式转向器，比率超过50％，法国已高达95％。由于齿轮齿条式转向器的种种优点，在小型车上的应用(包括小客车、小型货车或客货两用车)得到突飞猛进的发展；而大型车辆则以循环球式转向器为主要结构。

循环球式转向器的优点：效率高，操纵轻便，有一条平滑的操纵力特性曲线， 布置方便，特别适合大、中型车辆和动力转向系统配合使用；易于传递驾驶员操纵信号；逆效率高、回位好，与液压助力装置的动作配合得好。可以实现变速比的特性，满足了操纵轻便性的要求。中间位置转向力小、且经常使用，要求转向灵敏，因此希望中间位置附近速比小，以提高灵敏性。大角度转向位置转向阻力大，但使用次数少，因此希望大角度位置速比大一些，以减小转向力。由于循环球式转向器可实现变速比，应用正日益广泛。通过大量钢球的滚动接触来传递转向力，具有较大的强度和较好的耐磨性。并且该转向器可以被设计成具有等强度结构，这也是它应用广泛的原因之一。

齿轮齿条式转向器的主要优点：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，能自动消除间隙，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；转向器占用体积小；制造成本低。

基于以上调查和转向器的优点，循环球式转向器和齿轮齿条式转向器将是以后转向器的发展的趋势和潮流。

1.2 轿车转向系统的要求

1、轿车转弯行驶时，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、轿车转向行驶后，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、轿车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，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、保证轿车有较高的机动性，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，保证转向轮与转向盘转动方向一致。

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。为了使轿车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轿车车轴距的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。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。

1.5 设计的主要内容

汽车工业已经成为我国国民经济的支柱产业之一。随着我国汽车工业强调进行自主开发，汽车产品的设计、分析、实验技术等都日益受到重视。为了培养汽车零部件设计方向的专业学生利用所学的基础理论知识解决实际工程问题能力，做了这次毕业设计，这对于培养他们的实际工作能力是很重要的。

题目所涉及到的知识都是汽车机械设计的知识，所要求完成的零件的结构、、设计、方法都是很实用的，并且在相当远的未来也是适用的。这些知识对于从事汽车技术工作的人都是很需要的，是他们进行工作和继续学习的基础。

本次设计的课题来源于丰田2012款 2.4AT四驱至臻导航版，设计此车的转向器。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，对转向系统做简单分析，并进行转向器零件设计、工艺性及尺寸公差等级分析，同时按以下步骤对转向器及零部件进行设计方案论证：第一步对所选的转向器总成进行剖析；第二部利用所学的知识对总成中的零部件进行力学分析和分析；第三步对分析中发现的不合理的设计进行改进。

第2章 齿轮齿条转向器设计方案选择

2.1 车辆相关数据与设计要求

表3.1 丰田2012款2.4AT四驱至臻导航版

设计要求：

转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，包括转向操纵机构（转向盘、转向上、下轴、）、转向器、转向传动机构（转向拉杆、转向节）等。转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。

一般来说，对转向系统的要求如下：

1、转向系传动比包括转向系的角传动比（方向盘转角与转向轮转角之比）和转向系的力传动比。在转向盘尺寸和转向轮阻力一定时，角传动比增加，则转向轻便，转向灵敏度降低；角传动比减小，则转向沉重，转向灵敏度提高。转向角传动比不宜低于15-16；也不宜过大，通常以转向盘转动圈数和转向轻便性来确定。一般来说，轿车转向盘转动圈数不宜大于4圈，对轿车来说，有动力转向时的转向力约为20—50；无动力转向时为50—100N。

2、转向轮应具有自动回正能力。转向轮的回正力来源于轮胎的侧偏特性和车轮的定位参数。汽车的稳定行使，必须保证有合适的前轮定位参数，并注意控制转向系统的内部摩擦阻力的大小和阻尼值。

3、转向杆系和悬架导向机构共同作用时，必须尽量减小其运动干涉。应从设计上保证各杆系的运动干涉足够小。

4、转向器和转向传动机构的球头处，应有消除因磨损而产生的间隙的调整机构以及提高转向系的可靠性。

5、 转向轴和转向盘应有使驾驶员在车祸中避免或减轻伤害的防伤机构。

6、汽车在作转向运动时，所以车轮应绕同一瞬心旋转，不得有侧滑；同时，转向盘和转向轮转动方向一致。

7、当转向轮受到地面冲击时，转向系统传递到方向盘上的反冲力要尽可能小

8、在任何行使状态下，转向轮不应产生摆振。

机动性是通过汽车的最小转弯半径来体现的，而最小转弯半径由内转向车轮的极限转角、汽车的轴距、主销偏移距决定的，一般的极限转角越大，轴距和主销偏移距越小，则最小转弯半径越小。

转向灵敏性主要通过转向盘的转动圈数来体现，主要由转向系的传动比来决定。操纵的轻便性也由转向系的传动比决定，但其与转向灵敏性是一对矛盾，转向系的传动比越大，则灵敏性提高，轻便性下降。为了兼顾两者，一般采用变传动比的转向器，或者采用动力转向，还有就是提高转向系的正效率，但过高正效率往往伴随着较高的逆效率。

转向时内外车轮间的转角协调关系是通过合理设计转向梯形来保证的。对于采用齿轮齿条转向器的转向系来说，转向盘与转向轮转角间的协调关系是通过合理选择小齿轮与齿条的参数、合理布置小齿轮与齿条的相对位置来实现的，而且前置转向梯形和后置转向梯形恰恰相反。

转向轮的回正能力是由转向轮的定位参数（主销内倾角和主销后倾角）决定的，同时也受转向系逆效率的影响。选取合适的转向轮定位参数可以获得相应的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大则会增加转向沉重感，太小则会使回正能力减弱，不能保持稳定的直线行驶状态。转向系逆效率的提高会使回正能力提

高，但是会造成“打手”现象。

转向系的间隙主要是通过各球头皮碗和转向器的调隙机构来调整的。

合理的选择转向梯形的断开点可以减小转向传动机构与悬架导向机构的运动干涉。

2.2 转向器总体方案设计

2.2.1 转向器设计方案说明

因为这一次选择的转向器，已经是确定的齿条式转向器，所在在方案的确定上面，更多的是选择齿轮齿条式转向器的输入输出形式、齿轮齿条的齿形与齿条断面的形状的选择，所以在方案的对比上面，主要对比各种输入输出形式的优缺点、齿轮齿条的齿形在转向器上的影响与优缺点和各种齿条断面适用的范围等，还有就是说明转向器的各种布置形式。通过对输入输出形式的对比，选择在保证了转向器性能的基础上尽量的选择制造成本低与制造简单的原则来选择一种最好的输入输出形式；齿轮齿条的齿形的选择，根据重合度，与转向器在各种环境下工作时的反应，比如平稳性，噪音等因素来作出最后的选择；齿条断面的形状，主要根据的时，制造的成本与制造的难道，然后再分析它所受到的力所产生的各种影响来考虑，最终选择一种比较合理的断面形状。

具体的分析过程，与对比过程，在下面一一比较。

2.2.2 转向器输入输出形式

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：中间输入，两端输出（图2-1a）、侧面输入，两端输出（图2-1b）、侧面输入，中间输出(图2-1c)、侧面输入，一端输出(图2-1d)。

图2-1 齿轮齿条转向器输入输了形式

2.2.3 转向器各种输出形式对比

采用两端输出方案时如（图2-1a,图2-1b），由于转向拉杆长度受限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。但其结构简单，制造方便，且成本低等特点，常用于小型车辆上。

采用侧面输入，中间输出方案时，由（图2-1c）可见，与齿条固连的左、右拉杆延伸到接近汽车车轮对称平面附近。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，从而降低了它的强度。

采用侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器（图2-1d），常用在平头货车上。

2.2.4 齿轮齿条转向器齿轮齿条选择

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重合度不高，则运转平稳性降低，冲击力大，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，冲击与噪声均降低，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推力轴承，斜齿轮的滑磨比较大是它的缺点。

2.2.5 齿轮齿条转向器齿条断面形状

齿条断面形状有圆形（图2-2a）、V形（图2-2b）和Y形（图2-2c）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，约节约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形的断面齿条的齿宽可以做的宽一些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有碱性材料（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条、齿轮的齿不能正确啮合的情出现。

a） b）

c）

图2-2 齿条断面形状

2.2.6 齿轮齿条式转向器的布置形式

根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置形式，如（图2-3）所示：转向器位于前轴后方，后置梯形（图2-3a）；转向器位于前轴后方，前置梯形（图2-3b）；转向器位于前轴前方，后置梯

形（图2-3c）；转向器位于前轴前方，前置梯形（图2-4d）。

图2-3 齿轮齿条转向器布置形式

齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、中级和中高级轿车上。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车也用齿轮齿条式转向器。

2.2.7 转向器最终方案确定

综合上面的种种比较，考虑到制造难度与成本，最终在输入与输出形式上选择了结构简单、制造方便、成本低的侧面输入两端输出的形式，同时考虑到直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合重合度不高，运转平稳性差，冲击力大，工作噪声大；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，冲击与噪声均降低，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。故齿轮与齿条选用斜齿。经分析确定在齿条上没有作用有能使齿条旋转的力矩，且考虑到制作工艺的简单性，故齿条断面选择圆形。

最终的布置为：采用侧面输入两端输出的输出形式，齿轮齿条采用斜齿，齿条断面采用圆形断面。

第3章 转向器齿轮齿条设计计算过程

3.1 转向轮侧偏角计算

转向系统的性能从整车机动性着手，在最大转角时的最小转弯半径为轴距的 2—2.5倍。此轻型车的轴距为2660mm，因此其半径在5320—6650mm，并尽量取小值以保证良好的机动性，最小转弯半径Rmin取5500mm。分析如(图3-1)所示。

图3-1 转向轮侧偏角分析图

式中：―转向轮外轮转角；

arcsin(

L

)（3-1） Ra

a―主销偏移距，该值一般取-10—30mm, 设计取20mm；

L―汽车轴距。

arcsin(

L2660)=arcsin()29 （3-2） Ra550020

查得对应的最大内轮转角370，其综合转角为320。

3.2 转向器原地转向阻力矩计算

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MR（N·mm）。

轮胎上的原地转动的阻力矩由经验公式得

f

MR

3

G13

（3-3） p

式中：f—轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取0.7； G1—为转向轴负荷（N）；取前轴满载810kg；

p—为轮胎气压（MPa）。取0.2MPa(一般为0.2~0.24MPa)。

f

MR

3

G130.781003

380.355Nm （3-4）p30.2

3.3 转向器角传动比与力传动比计算

3.3.1 角传动比与力传动比介绍

转向系的传动比由转向系的角传动比iw和转向系的力传动比ip组成。 力传动比：从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在方向盘上的手力Fh之比称为力传动比ip 。

角传动比：方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比称为转向系角传动比

'

所组成。 iw。它又由转向器传动比iw转向传动装置角传动比iw

3.3.2 角传动比与力传动比确定

方向盘转动圈数取n4圈，转向盘直径Dsw400mm，转向正效率+=90% 转向节臂长L1=200mm。

角传动比为

iw

Wn3604360

20.87 （3-5） K()(3732)

作用在方向盘上的力

Fh

2MR2380355

（3-6） 101.25N

DSWi40020.870.9

由公式

Fh

2Mh

（3-7）DSW

得作用在转向盘上的力矩

MhDSWh

F2101.25400

2

20249.96Nmm=20.25Nm力传动比与转向系角传动比的关系

i2Fw

pF h

而FW和作用在转向节上的转向阻力矩MR有以下关系

FMR

w

L (3-10)1

作用在方向盘上的手力F可由下式表示

h

FMh

h

2D SW

则力传动比为

isw

p

MRDML (3-12)h1

又因为

MR

Mwiwo

hk

由此力传动比

iDswpiw

2L20.874000.9

200

18.783 123.4 齿轮齿条设计

3.4.1 齿轮齿条啮合传动的特点

（3-8） （3-9）

3-11）3-13）3-14）

（（（

齿条实际上是齿数为无穷的齿轮的一部分。当齿数为无穷时，齿轮的基圆直径也为无穷大，根据渐开线的形成过程可知，此时渐开线就变成了直线。所以齿条的齿廓为直齿廓（如图3-2所示），齿廓上各点的法线是平行的，而且在传动时齿条是平动的，齿廓上各点速度的大小和方向也相同，所以齿条齿廓上个点的压力角相同，大小等于齿廓的倾斜角。齿条上各齿同侧的齿廓是平行的，所以在任何与分度线平行的直线上，周节都相等。

图3-2 齿条的齿廓

齿轮齿条啮合传动时，根据小齿轮螺旋角与齿条齿倾角的大小和方向不同，可以构成不同的传动方案。当左旋小齿轮与右倾齿条相啮合而且齿轮螺旋角β1与齿条倾斜角β2角相等时，则轴交角θ=0°；若β1＞β2，则θ=β1－β2；若β1＜β2，则θ=β1－β2为负值，表示在齿条轴线的另一侧。当右旋小齿轮与右倾齿条或左旋小齿轮与左倾齿条相啮合时，其轴交角均为θ=β1+β2。

齿轮与齿条啮合传动时，齿轮的节圆始终与其分度圆重合。当小齿轮轴线与齿条轴线不垂直时，小齿轮齿廓与齿条齿廓间的接触为点接触，轮齿所受的压强较大，产生的接触应力也比较大，轮齿磨损很快，所以齿轮齿条转向器的传动比不能太大。

齿轮齿条传动的传动比只与齿条的齿倾角、小齿轮的法向模数和小齿轮的齿数有关。在设计时，只要合理的选取这几个参数就可以获得需要的传动比。但是小齿轮的模数不能太小，否则会使齿条齿廓在啮合时啮合点离齿顶太近，齿根的弯曲应力增大，易产生崩齿。同时小齿轮的变位系数不能太大，否则会造成齿条齿顶平面与小齿轮齿根圆柱面的间隙过小，对润滑不利，而且容易造成转向器卡死的现象。 3.4.2 齿轮参数的选择

初选齿轮参数：齿轮齿条转向器的齿轮多采用斜齿轮，齿轮模数在2~3mm

之

间，主动小齿轮齿数在5~7之间，压力角取20，螺旋角在9~15之间。故取小齿轮z16，mn2.5，10右旋，压力角20，齿轮的转速为n10r/min，左旋，精度等级8级，转向器每天工作8小时，使用期限不低于5年。

材料选择：齿轮 16MnCr5，渗碳淬火，齿面硬度54-62HRC 齿条 45#，表面淬火，齿面硬度56HRC

分度圆直径

dnz12.56

1

mcoscos10

15.2314mm

取齿宽系数d1.2 齿条宽度

b2dd11.215.231418.278mm 圆整取b220mm； 则取齿轮齿宽

b1b21030mm 所以取齿轮齿宽30mm；齿条齿宽20mm。 3.4.3 计算接触疲劳许用应力

确定许用应力

[Z (3-18)

NH]

HlimSHmin

[FlimYSTYN

F]

S Fmin

查表确定

Hlim和

Flim

Hlim11500MPa Hlim21300MPa Flim1425MPa Flim2375MPa

查表确定寿命系数ZN、YN

ZN1ZN21.32 YN1YN21 查表确定安全系数

SHmin1 SFmin1.4

3-15）3-16）

3-17）

3-19）（ （（

（

计算接触疲劳许用应力

[H1]

Hlim1ZN1

SHmin

15001.32

1980MPa (3-20)

1 13001.32

1716MPa (3-21)

[H2]

Hlim2ZN2

SHmin

1

查表确定应力修正系数YST2

[Flim1YSTYN1



42521

F1]

S1.4607.14MPa (3-22)Fmin

[Flim2YSTYN2

37521

F2]

S

Fmin

1.4

535.7MPa (3-23)3.4.4 齿轮的齿根弯曲强度设计

参数查取：

初选Kt1.4 14 Z1=6 Z2=25 d=0.8 Y=0.7 Y=0.89 当量齿数Z3VZ/cos38/cos148.76 复合齿形系数YFS13.32 初步计算齿轮模数mn 转矩T1Mh20250Nmm

闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。 代入[F]较小的值

mnt



1.700mm

初取mnt2.5mm 确定载荷系数K

查表确定 使用系数KA1

vt

mntz1n1

610

601000cos



3.142.5601000cos10

0.0079m/s 20

3-25）

（

根据v0.0079m/s和8级精度，查表得tKV0.4

查表确定 齿向载荷分布系数K1.15 查表确定齿间载荷分布系数KH1.1 所以

KKAKVKHK10.41.11.150.759

确定修正法向模数

mnm2.52.0385mm 取mn2.5mm

3.4.5 确定齿轮主要参数和几何尺寸

齿轮参数：z16，mn2.5，10，压力角20，左旋

取变位系数1 h1 c

nann0.25 齿顶高

h

amnhan

n2.5115mm 齿根高

hfmnhan

cnn2.510.2510.625mm齿高

hhahf50.6255.625mm 分度圆直径

dmnz12.51

cos6

cos1015.231mm 齿顶圆直径

dad12ha15.2312525.231mm 齿根圆直径

dfd12hf15.23120.62513.981mm

基圆直径

dbd1cos15.231cos2014.312mm 21

3-26）

3-27） 3-28）

3-29）

3-30）

3-31）

3-32）

3-33）

3-34）

（（（ （（（（（（

齿轮中心到齿条基准线距离 d15.231H1nmn12.510.1155mm （3-35）

22

齿轮齿宽

b1b210201030mm （3-36）

3.4.6 确定齿条主要参数和几何尺寸

因为齿轮与齿条要相互啮合，所以取齿条模数mn12.5mm 又因为齿轮齿条线角传动比为

imnz1cos2.563.14

cos10

47.827 转向盘总转动圈数为n4圈 又因为

nL1

i

所以齿条长度

L1ni447.827191.306mm 转向盘和车轮转角比 In3604360232232

22.5 式中：32为综合转角

因为齿条齿形角等于压力角 所以齿条齿距

Pmn23.142.57.85mm 齿条齿数

zL1191.308

2P7.85

24.370 所以取齿条齿数z225 实际齿条长度

L1z2P257.85196.25mm 22

（3-37） （3-38）

（3-39）

（3-40）

（3-41）

（3-42）

（3-43）

取齿条长度为200mm。齿条参数： z225，mn2.5，10，压力角20，右旋。



取变位系数n0 han1 cn0.25

齿顶高



n2.5102.5mm ha2mn2han

（3-44）

齿根高

hfmnhan

c

nn2.510.2503.75mm

齿条齿宽

b2dd11.215.23118.218mm 取b220mm。 3.4.7 齿面接触疲劳强度校核

校核公式为

HZEZHZZ

[H] 由上面计算得 [H]1980MPa

查取：

弹性系数

ZE区域系数ZH2.45

重合度系数E0.91

螺旋角系数Z

0.99

HZEZHZZ

2.451800.91 1180.836[H]

经校核：合理

23

（3-45）

（3-46）

（3-47）

（3-48）

第4章 齿轮轴的设计

4.1 齿轮齿条传动受力分析

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。

Ft

2T1220250

2659.051N （4-1）d115.231

Fr

Fttan2659.051tan20 982.746N （4-2）coscos10

FaFttan2659.051tan10468.862N （4-3）

4.2 齿轮轴最小轴径确定

由于齿轮的基圆直径db14.312mm，数值较小，若齿轮与轴之间采用键连接必将对轴和齿轮的强度大大降低，因此，将其设计为齿轮轴．由于主动小齿轮选用16MnCr5材料制造并经渗碳淬火，因此轴的材料也选用16MnCr5材料制造并经渗碳淬火。

查表得：16MnCr5材料的硬度为60HRC，抗拉强度极限B650MPa，弯曲疲劳极限1300MPa，剪切疲劳极限1155MPa，转速n=10r/min，许用弯曲应力

[1]60MPa，许用剪应力[T]65MPa。

最小轴径

d



11.59mm （4-4） 初步确定齿轮轴的基本尺寸如图

4-1所示：

图4-1 齿轮轴的基本尺寸

24

4.3 齿轮轴的强度校核

1、轴的受力分析

（1）画齿轮轴的受力简图，如图4-2a所示。

图4-2 齿轮轴的载荷分析图

（2）计算支承反力 在垂直面上

25

FRAV

L2FrFa

d

21987.746468.8627.6155565.425N L1L22221

(4-5)

FRBVFrFRAV982.746565.425417.321N (4-6)

Ft2659.0511329.525N (4-7)22

在水平面上

FRAHFRBH

（3）画齿轮轴的弯矩图。

水平面上的弯矩MH如图4-2b所示，垂直面上的弯矩Mv如图4-2c所示，总弯矩M如图4-2d所示。

在水平面上，a-a剖面左侧、右侧

FRAHL11329.5252229249.550NmmMaHMaH

（4-8）

在垂直面上，a-a剖面左侧

MaVFRAVL1565.4252212439.350Nmm （4-9）

在垂直面上，a-a剖面右侧

FRBVL2417.321218763.741Nmm （4-10）MaV

合成弯矩，a-a剖面左侧

Ma31784.801Nmm （4-11）

合成弯矩，a-a剖面右侧

30534.232Nmm （4-12）Ma

（4）画转矩图，如图4-2e所示。

转矩

d15.231

TFt2659.05120249.729Nmm （4-13）

222、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

由《机械设计》查得[]95MPa，0.3。 a-a截面左侧

W

d3

32



15.2313

32

26

346.885mm （4-14）

3

（4-15）



e

93.288MPa[]

所以弯扭合成强度合理。

4、轴的疲劳强度安全系数校核

查得B650MPa, 1300MPa,1155MPa；0.2,0.1。a-a截面左侧

Wd3

3

T

16

2W2346.885693.77mm 查得K2.10；K1.72。

由表查得绝对尺寸系数0.91；0.89； 轴经磨削加工，查得质量系数β=1.0。 则弯曲应力

MaW31784.8346.89

90

b1.6M3Pa 应力幅

ab

91.6MPa3 平均应力

m0

切应力

TW20250

T693.77MPa29.19MPa T

T

29.19

am22MPa14.MPa6 安全系数

27

4-16）

4-17）

4-18） 4-19）

4-20）

（ （ （ （ （

S

1

K



300

2.10

91.630.20

1.00.91

155

1.42



S



am

（4-21）

1



14.60.10

5.49

（4-22）

am

1.00.89

S



1.37 查得许用安全系数[S]=1.3，显然S>[S]，故a-a剖面安全。 故此轴设计合理。

28

4-23）

（

第5章 间隙调整弹簧的设计计算

设计要求：

设计一圆柱形压缩螺旋弹簧，载荷平稳，要求Fmax=982.75N时，max

图5-1 弹簧的参数

5.1 选择材料

由弹簧工作条件可知，对材料无特殊要求，采用65#弹簧钢丝，B1700MPa。因弹簧的工作次数小于104，载荷性质属Ⅱ类，[]0.45B。

5.2 计算弹簧丝直径

1、选择旋绕比C4 2、估算弹簧外径D

2

29

按外径D30mm、内径D115mm,取D216mm 3、计算曲度系数K

K

4C10.615

1.4 （5-1）4C4C

4、计算弹簧丝的许用切应力[]

4B5 []0.

0.45170M0Pa7 6 （5-2）

5、计算弹簧丝直径d

d1.75

4.mm2 9 取弹簧丝直径d5mm

5.3 弹簧圈数和自由高度的计算

1、弹簧工作圈数n

n

Gdmax8F38000055982.754

3

3.97 maxC8

2、弹簧节距t

tD2tan3.1416tan76.17mm 3、弹簧自由高度H0

H0nt1.5d3.976.171.5531.625mm 5.4 弹簧校核与结构尺寸确定

1、稳定性验算 高径比

b

H0D31.625

1.975.3

216 满足稳定性要求。

2、几何参数和结构尺寸的确定 弹簧外径

DD2d16521mm 弹簧内径

5-3）

5-4）

5-5）

5-6）

5-7）

5-8）

（（ （ （ （ （

D1D2d16511mm （5-9）

5.5 弹簧工作时的数据

s1.25[]1.25292.5365.625MPa （5-10）

弹簧的极限载荷

Flim

3.1452365.625

（5-11）640.7N

d2s

8CK841.4

弹簧的安装载荷

Fmin0.9Fmax0.9982.75884.475N 弹簧刚度

Cs

Gd8C3n800005

8433.97

196.79N/mm 安装变形量

Fminmin

C884.475

4.5mm

s196.79 最大变形量

Fmaxmax

C982.75

196.795mm

s 极限变形量

Flim1255.69

lim

C6.38mm

s196.79 安装高度

H1H0min31.6254.527.125mm 工作高度

H2H0max31.625526.625mm 极限高度

H3H0lim31.6256.3825.245mm （5-12）

（5-13） （5-14）

（5-15）

（5-16） （5-17）

（5-18）

（5-19）

第6章 其他零件的选择与润滑方式确定

6.1 轴承的选择

1、选用深沟球轴承（GB/T 276―1994）如图6-1所示。 轴承代号：6004 数量：1个 具体尺寸见表6-1所示。

图6-1 深沟球轴承

表6-1 选用深沟球轴承（GB/T 276―1994）

2、选用滚针轴承（GB/T 5801―1994）如图6-2所示。 轴承代号：NA4901 数量：1个 具体尺寸见表6-2所示。

图6-2 滚针轴承

表6-2 滚针轴承（GB/T 5801―1994）

6.2 转向器润滑方式

1、转向器齿轮齿条的润滑，主要有二个目的： （1）促进齿面间的滑动。

（2）抑制齿面间由摩擦所引起的温度上升。即冷却齿面。

要想满足上述两个条件，需要适当地选择润滑方法及润滑油，以避免润滑不良而引起的故障。

2、转向器齿轮齿条的润滑法

齿轮齿条的润滑大致可以分为以下三类： （1）润滑脂润滑法

润滑脂润滑法主要使用在比较低速的开式及闭式齿轮箱传动中。关于润滑脂润滑法，有各种需要注意的问题。这里，主要介绍下列三点。

1）选择合适稠度的润滑脂

选择是密封齿轮箱中和齿条上，要保持润滑脂在润滑部位连续流动，需要选择高流动性润滑脂。

2）不适合使用在高负荷，连续运转的场合

因为润滑脂的冷却效果远远不如润滑油，所以，在高负荷，连续工作的条件下，会出现温度上升的问题。

3）润滑脂的适量使用

润滑脂过少，达不到润滑目的，相反的，在密封齿轮箱中和齿条上，润滑脂过多会造成搅拌损失过大。 （2）飞溅润滑法（油浴润滑）

飞溅润滑法是以齿轮箱做为油箱，将齿轮浸入到润滑中至一定深度，依靠齿轮旋转时溅起的油润滑齿轮及轴承部位，低速传动箱中使用油浴润滑时，圆周速度应在3m/s以上。

使用飞溅润滑法（油浴式）时，有许多需要注意的问题，这里就油面的规定及齿轮箱的最高油温做以说明。 1）油面的高度

使用润滑油的量越多，搅拌损失也随之增大，相反，油量过小则达不到所期待的润滑及冷却效果。油面高度在齿轮开始转动后比静止时要下降，高度差过大时，需要采取对策加以改善。比如，增高静止时的油量或安装油盘等。

2）齿轮箱的极限温度

齿轮箱内的温度，随齿轮及轴承的摩擦损失及润滑油的搅拌损失等上升。温度上升会造成各种不良的影响。

随生产技术的进步，高性能的润滑油不断增加。做为大体上的基准80℃～90℃左右为极限温度。超过这个极限温度使用时，需要采取手段增强齿轮箱的放热性，以达到到冷却齿轮箱的目的。例如，在齿轮箱内安装散热片，或在轴上安装风扇送风。

（3）强制润滑法（循环喷油润滑）

强制润滑法是利用油泵直接对啮合部上油润滑。根据上油的方式，分为滴下式，喷射式和喷雾式三种。

下面就三种方式做以简单的说明。 1）滴下式

利用导管将润滑油直接注入到啮合部。 2）喷射式

利用喷油嘴将润滑油直接喷射到啮合部。

3）喷雾式

利用压缩空气将润滑油转变成雾状，喷入轮齿的啮合部位。这种润滑方法特别常用在高速传动时。

强制润滑法因为需要油槽、油泵、过滤器、配管等一系列的配套装置，所以主要使用在特殊的高速，大型齿轮装置中。

利用强制润滑法，可以把经过过滤、冷却、粘度适宜的润滑油适量地送到啮合部，是最良的齿轮润滑方式。

经过上面的对比，最终选择转向器的润滑方式：润滑脂人工定期润滑

润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S润滑脂。

总 结

转向系是汽车行驶中必不可少的系统，本次设计一开始对汽车转向系很陌生，但本着对汽车转向的强烈兴趣和此次设计的责任感，通过大量的想关文献参考和网络搜索，使我逐渐认识并最终了解了汽车转向机构。

汽车转向机构中，轿车使用的一般都是齿轮齿条式。所以本文主要以齿轮齿条式液动助力转向转向器为中心。按照任务书的要求对轿车助力转向进行了分析和一些的设计，包括齿轮齿条转向实现的原理以及相关零件的校核等等。还对汽车转向系统的一些重要参数进行了分析，尤其像转向系统的正逆效率、传动比、最小转弯半径等。但是由于相关转向设计所需的基本参数本人无法获得，还有时间限制，以及篇幅所限，所以对一些重要参数只进行分析未能进行设计。

由于转向梯形优化是本设计的独立部分故被放入最后一章。为保证轿车转向后的自动回正能力，转向系的主销一般都是向内倾和向后倾的，但为计算简单，本优化把倾角都设计为零，即设计主销垂直。由于水平限制和相关数据的缺乏，本设计

难免有诸多不足之处，肯请老师批评指正。

致 谢

短短的半个学期毕业设计即将结束，我的大学生活也即将画上了圆满的句号。在这次设计过程中得到了许多老师和同学的热心指导，尤其是王悦芳老师在百忙之中多次给与指导，在此表示衷心的谢意！

通过这次毕业设计，使自己更加清醒地认识到知识的无穷无尽以及自己所学的微小。在实习中学到了许多书上所没有的东西，知识面得到了极大的扩展和丰富，让我了解了以前想知道但没有弄清楚的东西，如为什么大汽车那么笨重，驾驶员却不用费力的就可以拨动方向盘。

毕业设计是对我们大学四年所学知识的一次总结，同时也是对我们各种能力的一次考验。设计过程中通过初步尝试、发现问题、寻找解决方法、确定方案的步骤，逐渐培养了我们独立思考问题的能力和创新能力，同时也是我们更加熟悉了一些基本的机械设计知识。本次设计几乎运用了我们所学的全部机械课程，内容涉及到机械设计、机械材料、力学、液压传动、机械图学等知识，以及一些生产实际方面的知识。通过设计巩固了理论知识，接触了实际经验，提高了设计能力和查阅文献的能力，最重要的是提高我的动手能力。

在我结束毕业设计的同时，也结束了我的大学生活。这意味着我进入了人生新的起点，我会用我在学校所学到的知识在崭新的生活中不断进取，发奋图强。用我的事业成就来报答学校和老师对我的栽培，回报社会对我的关爱！

在本设计的最后，我还要感谢和我四年以来一起生活的舍友徐昊、付鹏凯、罗守谦、刘昌、张艳军同学。在设计的过程中，他们给了我很多帮助和建议，也一直鼓励和配合着我的工作，非常感激他们，愿他们前程似锦，辉煌无限！

参考文献

[1] 王望予.汽车设计.第三版.北京：机械工业出版社，2000：173-177.

[2] 濮良贵，纪名刚.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社，2006：198-210.

[3] 刘惟信.汽车构造.北京：人民交通出版社，2001

[4] 陈家瑞.汽车构造.北京：机械工业出版社，2005

[5] 孙桓，陈作模，葛文杰.机械原理.第七版.北京：高等教育出版社，2006：193-197.

[6] 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2006：64-72.

[7] 汽车工程手册编辑委员会编.汽车过程手册.基础篇.北京：人民交通出版社，2001

[8] 汽车工程手册编辑委员会编.汽车过程手册.设计篇.北京：人民交通出版社，2001：575-596

[9] 刘惟信.汽车设计.清华大学出版社，2003：611-615.

[10] 陈家瑞.汽车构造下册.第四版.北京：人民交通出版社，2002.

[11] 冯超等.汽车工程手册.人民交通出版社，2000.

[12] 林秉华.最新汽车设计实用手册.黑龙江人民出版社，2005：1382-1386.

[13] 吕广庶，张远明.工程材料及成形技术基础.高等教育出版社，2001.

附图

图1 装配总成

图2 爆炸图

图3 齿轮轴

图4 齿条

1 届毕业论文说明书 中北大学信息商务学院2014

某汽车操作机构的设计

摘要：本课题的题目是汽车操作系统的设计。主要以齿轮齿条转向器的设计为中心，一是轿车转向系统总述；二是机械转向器的选择；三是齿轮和齿条的合理匹配，以满足转向器的正确传动比和强度要求；四是动力转向机构设计；五是梯形结构设计。因此本课题在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构的齿轮齿条转向轴转向，通过万向节带动转向齿轮轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条直线运动，实现转向。实现了转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现了汽车转向的稳定性和灵敏性。在本文中主要进行了转向器齿轮齿条的设计和对转向齿轮轴的校核，主要方法和理论采用汽车设计的经验参数和大学所学机械设计的课程内容进行设计，其结果满足强度要求，安全可靠。

关键词：轿车 转向系 齿轮齿条设计 转向梯形

2 届毕业论文说明书 中北大学信息商务学院2014

Cars Operating System Design

Abstract：The title of this topic is the design of Car Operating System . Rack and pinion steering gear to the design as the center, first are cars’ steering system overview; Second, Cars steering system performance parameters; third rack gear and a reasonable match to meet the correct steering gear ratio and strength requirements; Fourth, power steering mechanism design; Fifth, the structural design of trapezoidal. Therefore, taking into account the above issues and factors that require study, based on the steering wheel rotary drive transmission shaft of the steering rack and pinion steering, through the universal joint drive shaft rotation gear shift, steering rack and steering gear shaft meshing, thereby encouraging steering rack linear motion to achieve steering. Simple structure to achieve the steering tight, short axial dimension, and the number of parts can increase the advantages of less power in order to achieve the vehicle steering stability and sensitivity. In this article a major design steering rack and pinion steering gear shaft and the check, the main methods and theoretical experience in the use of automotive design parameters and the University of mechanical design school curriculum design and the results meet the strength requirements, safe and reliable.

Keywords: Car; Steering; Mechanical Type Steering Gear and Gear Rack; Steering Trapezoidal

目 录

第1章 绪论 ......................................................................................................................... 5

1.1 概述 ...................................................................................... 错误！未定义书签。

1.2 转向器的作用与分类 .......................................................... 错误！未定义书签。

1.3 汽车转向装置的发展趋势 .................................................. 错误！未定义书签。

1.4 汽车转向器国内外现状 ...................................................... 错误！未定义书签。

1.5 设计的主要内容 .................................................................................................... 8

第2章 齿轮齿条转向器设计方案选择 ............................................................................. 9

2.1 车辆相关数据与设计要求 .................................................................................... 9

2.2 转向器总体方案设计 .......................................................................................... 11

2.2.1 转向器设计方案说明 ............................................................................... 11

2.2.2 转向器输入输出形式 ............................................................................... 11

2.2.3 转向器各种输出形式对比 ....................................................................... 12

2.2.4 齿轮齿条转向器齿轮齿条选择 ............................................................... 12

2.2.5 齿轮齿条转向器齿条断面形状 ............................................................... 12

2.2.6 齿轮齿条式转向器的布置形式 ............................................................... 13

2.2.7 转向器最终方案确定 ............................................................................... 14

第3章 转向器齿轮齿条设计计算过程 ........................................................................... 15

3.1 转向轮侧偏角计算 .............................................................................................. 15

3.2 转向器原地转向阻力矩计算 .............................................................................. 16

3.3 转向器角传动比与力传动比计算 ...................................................................... 16

3.3.1 角传动比与力传动比介绍 ....................................................................... 16

3.3.2 角传动比与力传动比确定 ....................................................................... 16

3.4 齿轮齿条设计 ...................................................................................................... 17

3.4.1 齿轮齿条啮合传动的特点 ....................................................................... 17

3.4.2 齿轮参数的选择 ....................................................................................... 18

3.4.3 计算接触疲劳许用应力 ........................................................................... 19

3.4.4 齿轮的齿根弯曲强度设计 ....................................................................... 20

3.4.5 确定齿轮主要参数和几何尺寸 ............................................................... 21

3.4.6 确定齿条主要参数和几何尺寸 ............................................................... 22

3.4.7 齿面接触疲劳强度校核 ........................................................................... 23

第4章 齿轮轴的设计 ....................................................................................................... 24

4.1 齿轮齿条传动受力分析 ...................................................................................... 24

4.2 齿轮轴最小轴径确定 .......................................................................................... 24

4.3 齿轮轴的强度校核 .............................................................................................. 25

第5章 间隙调整弹簧的设计计算 ................................................................................... 29

5.1 选择材料 .............................................................................................................. 29

5.2 计算弹簧丝直径 .................................................................................................. 29

5.3 弹簧圈数和自由高度的计算 .............................................................................. 30

5.4 弹簧校核与结构尺寸确定 .................................................................................. 30

5.5 弹簧工作时的数据 .............................................................................................. 31

第6章 其他零件的选择与润滑方式确定 ....................................................................... 32

6.1 轴承的选择 .......................................................................................................... 32

6.2 转向器润滑方式 .................................................................................................. 33

总 结 ................................................................................................................................... 36

致 谢 ................................................................................................................................... 37

参考文献 ............................................................................................................................. 38

附图 ..................................................................................................................................... 39

中北大学信息商务学院5 2014届毕业设计说明书

第1章 绪论

1.1 轿车转向系统概述

在转向技术方面,轿车和普通汽车一样，只是由于轿车的体型小，质量轻，在安装空间和转向特性方面与大车有着一定的不同，但轿车的转向系统和通常汽车在转向原理、转向要求和转向效果上都是基本相通的。

1.1.1 转向系统的结构简介

转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、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作用。

按转向力能源的不同，可将转向系分为机械转向系和动力转向系。

机械转向系的能量来源是人力，依靠驾驶员的手力转动方向盘，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构(方向盘)、转向器、转向传动机构三大部分组成，经过转向器和转向传动机构使转向轮偏转。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动(严格讲是近似直线运动)的机构，是转向系的核心部件。

动力转向系除具有以上三大部件外，其最主要的动力来源是转向助力装置。由于转向助力装置最常用的是一套液压系统，因此也就离不开泵、油管、阀、活塞和储油罐，它们分别相当于电路系统中的电池、导线、开关、电机和地线的作用。

1.1.2 轿车转向系统的发展概况

早期的轿车转向是用舵柄或横杆(即一种两端带有手柄的水平杆)进行操纵，转向比是1:1，因而汽车转向时的操作是很吃力的。后来，带有齿轮减速比的转向机构很快被推广使用，但是，这种机构的方向盘不象舵柄或横杆要置放在汽车中线的位置，而是要置放在汽车的左边或右边，这样触发了方向盘位置的争论。这场争论旷日持久，导致了今天的汽车分成了两大类方向盘装置法：一类以美国，中国，俄罗斯等世界上大多数国家和地区采用的左置方向盘，实行右上左下的汽车行驶规则；另一类以英国及英联邦，日本等少数国家和地区采用的右置方向盘，实行右下左上的汽车行驶规则。

转向器是转向系主要构成的关键零件，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转

第1章 绪论

1.1 轿车转向系统概述

在转向技术方面,轿车和普通汽车一样，只是由于轿车的体型小，质量轻，在安装空间和转向特性方面与大车有着一定的不同，但轿车的转向系统和通常汽车在转向原理、转向要求和转向效果上都是基本相通的。

1.1.1 转向系统的结构简介

转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、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作用。

按转向力能源的不同，可将转向系分为机械转向系和动力转向系。

机械转向系的能量来源是人力，依靠驾驶员的手力转动方向盘，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构(方向盘)、转向器、转向传动机构三大部分组成，经过转向器和转向传动机构使转向轮偏转。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动(严格讲是近似直线运动)的机构，是转向系的核心部件。

动力转向系除具有以上三大部件外，其最主要的动力来源是转向助力装置。由于转向助力装置最常用的是一套液压系统，因此也就离不开泵、油管、阀、活塞和储油罐，它们分别相当于电路系统中的电池、导线、开关、电机和地线的作用。

1.1.2 轿车转向系统的发展概况

早期的轿车转向是用舵柄或横杆(即一种两端带有手柄的水平杆)进行操纵，转向比是1:1，因而汽车转向时的操作是很吃力的。后来，带有齿轮减速比的转向机构很快被推广使用，但是，这种机构的方向盘不象舵柄或横杆要置放在汽车中线的位置，而是要置放在汽车的左边或右边，这样触发了方向盘位置的争论。这场争论旷日持久，导致了今天的汽车分成了两大类方向盘装置法：一类以美国，中国，俄罗斯等世界上大多数国家和地区采用的左置方向盘，实行右上左下的汽车行驶规则；另一类以英国及英联邦，日本等少数国家和地区采用的右置方向盘，实行右下左上的汽车行驶规则。

转向器是转向系主要构成的关键零件，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转

向装置的结构也有很大变化。从目前使用的普遍程度来看，主要的转向器类型有4种：有蜗杆销式(WP型)、蜗杆滚轮式(WR型)、循环球式(BS型)、齿条齿轮式(RP型)。这四种转向器型式，已经被广泛使用在汽车上。

据了解，在世界范围内，汽车循环球式转向器占45％左右，齿条齿轮式转向器占40％左右，蜗杆滚轮式转向器占10％左右，其它型式的转向器占5％。循环球式转向器一直在稳步发展。在西欧小客车中，齿条齿轮式转向器有很大的发展。日本汽车转向器的特点是循环球式转向器占的比重越来越大，日本装备不同类型发动机的各类型汽车，采用不同类型转向器，在公共汽车中使用的循环球式转向器，已由60年代的62．5％，发展到现今的100％了(蜗杆滚轮式转向器在公共汽车上已经被淘汰)。大、小型货车大都采用循环球式转向器，但齿条齿轮式转向器也有所发展。微型货车用循环球式转向器占65％，齿条齿轮式占 35％。

我国的转向器生产，除早期投产的解放牌汽车用蜗杆滚轮式转向器，东风汽车用蜗杆肖式转向器之外，其它大部分车型都采用循环球式结构，并都具有一定的生产经验。目前解放、东风也都在积极发展循环球式转向器，并已在第二代换型车上普遍采用了循环球式转向器。由此看出，我国的转向器也在向大量生产循环球式转向器发展

在国外，循环球式转向器实现了专业化生产，同时以专业厂为主、大力进行试验和研究，大大提高了产品的产量和质量。在日本“精工”(NSK)公司的循环球式转向器就以成本低、质量好、产量大，逐步占领日本市场，并向全世界销售它的产品。德国ZF公司也作为一个大型转向器专业厂著称于世。它从1948年开始生产ZF型转向器，年产各种转向器200多万台。还有一些比较大的转向器生产厂，如美国德尔福公司SAGINAW分部；英国BURM#0；AN公司都是比较有名的专业厂家，都有很大的产量和销售面。专业化生产已成为一种趋势，只有走这条道路，才能使产品质量高、产量大、成本低，在市场上有竞争力。

齿轮齿条式转向器和循环球式转向器，已成为当今世界汽车上主要的两种转向器；而蜗轮蜗杆式转向器和蜗杆肖式转向器，正在逐步被淘汰或保留较小的地位。在小客车上发展转向器的观点各异，美国和日本重点发展循环球式转向器，比率都已达到或超过90％；西欧则重点发展齿轮齿条式转向器，比率超过50％，法国已高达95％。由于齿轮齿条式转向器的种种优点，在小型车上的应用(包括小客车、小型货车或客货两用车)得到突飞猛进的发展；而大型车辆则以循环球式转向器为主要结构。

循环球式转向器的优点：效率高，操纵轻便，有一条平滑的操纵力特性曲线， 布置方便，特别适合大、中型车辆和动力转向系统配合使用；易于传递驾驶员操纵信号；逆效率高、回位好，与液压助力装置的动作配合得好。可以实现变速比的特性，满足了操纵轻便性的要求。中间位置转向力小、且经常使用，要求转向灵敏，因此希望中间位置附近速比小，以提高灵敏性。大角度转向位置转向阻力大，但使用次数少，因此希望大角度位置速比大一些，以减小转向力。由于循环球式转向器可实现变速比，应用正日益广泛。通过大量钢球的滚动接触来传递转向力，具有较大的强度和较好的耐磨性。并且该转向器可以被设计成具有等强度结构，这也是它应用广泛的原因之一。

齿轮齿条式转向器的主要优点：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，能自动消除间隙，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；转向器占用体积小；制造成本低。

基于以上调查和转向器的优点，循环球式转向器和齿轮齿条式转向器将是以后转向器的发展的趋势和潮流。

1.2 轿车转向系统的要求

1、轿车转弯行驶时，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、轿车转向行驶后，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、轿车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，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、保证轿车有较高的机动性，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，保证转向轮与转向盘转动方向一致。

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。为了使轿车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轿车车轴距的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。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。

1.5 设计的主要内容

汽车工业已经成为我国国民经济的支柱产业之一。随着我国汽车工业强调进行自主开发，汽车产品的设计、分析、实验技术等都日益受到重视。为了培养汽车零部件设计方向的专业学生利用所学的基础理论知识解决实际工程问题能力，做了这次毕业设计，这对于培养他们的实际工作能力是很重要的。

题目所涉及到的知识都是汽车机械设计的知识，所要求完成的零件的结构、、设计、方法都是很实用的，并且在相当远的未来也是适用的。这些知识对于从事汽车技术工作的人都是很需要的，是他们进行工作和继续学习的基础。

本次设计的课题来源于丰田2012款 2.4AT四驱至臻导航版，设计此车的转向器。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，对转向系统做简单分析，并进行转向器零件设计、工艺性及尺寸公差等级分析，同时按以下步骤对转向器及零部件进行设计方案论证：第一步对所选的转向器总成进行剖析；第二部利用所学的知识对总成中的零部件进行力学分析和分析；第三步对分析中发现的不合理的设计进行改进。

第2章 齿轮齿条转向器设计方案选择

2.1 车辆相关数据与设计要求

表3.1 丰田2012款2.4AT四驱至臻导航版

设计要求：

转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，包括转向操纵机构（转向盘、转向上、下轴、）、转向器、转向传动机构（转向拉杆、转向节）等。转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。

一般来说，对转向系统的要求如下：

1、转向系传动比包括转向系的角传动比（方向盘转角与转向轮转角之比）和转向系的力传动比。在转向盘尺寸和转向轮阻力一定时，角传动比增加，则转向轻便，转向灵敏度降低；角传动比减小，则转向沉重，转向灵敏度提高。转向角传动比不宜低于15-16；也不宜过大，通常以转向盘转动圈数和转向轻便性来确定。一般来说，轿车转向盘转动圈数不宜大于4圈，对轿车来说，有动力转向时的转向力约为20—50；无动力转向时为50—100N。

2、转向轮应具有自动回正能力。转向轮的回正力来源于轮胎的侧偏特性和车轮的定位参数。汽车的稳定行使，必须保证有合适的前轮定位参数，并注意控制转向系统的内部摩擦阻力的大小和阻尼值。

3、转向杆系和悬架导向机构共同作用时，必须尽量减小其运动干涉。应从设计上保证各杆系的运动干涉足够小。

4、转向器和转向传动机构的球头处，应有消除因磨损而产生的间隙的调整机构以及提高转向系的可靠性。

5、 转向轴和转向盘应有使驾驶员在车祸中避免或减轻伤害的防伤机构。

6、汽车在作转向运动时，所以车轮应绕同一瞬心旋转，不得有侧滑；同时，转向盘和转向轮转动方向一致。

7、当转向轮受到地面冲击时，转向系统传递到方向盘上的反冲力要尽可能小

8、在任何行使状态下，转向轮不应产生摆振。

机动性是通过汽车的最小转弯半径来体现的，而最小转弯半径由内转向车轮的极限转角、汽车的轴距、主销偏移距决定的，一般的极限转角越大，轴距和主销偏移距越小，则最小转弯半径越小。

转向灵敏性主要通过转向盘的转动圈数来体现，主要由转向系的传动比来决定。操纵的轻便性也由转向系的传动比决定，但其与转向灵敏性是一对矛盾，转向系的传动比越大，则灵敏性提高，轻便性下降。为了兼顾两者，一般采用变传动比的转向器，或者采用动力转向，还有就是提高转向系的正效率，但过高正效率往往伴随着较高的逆效率。

转向时内外车轮间的转角协调关系是通过合理设计转向梯形来保证的。对于采用齿轮齿条转向器的转向系来说，转向盘与转向轮转角间的协调关系是通过合理选择小齿轮与齿条的参数、合理布置小齿轮与齿条的相对位置来实现的，而且前置转向梯形和后置转向梯形恰恰相反。

转向轮的回正能力是由转向轮的定位参数（主销内倾角和主销后倾角）决定的，同时也受转向系逆效率的影响。选取合适的转向轮定位参数可以获得相应的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大则会增加转向沉重感，太小则会使回正能力减弱，不能保持稳定的直线行驶状态。转向系逆效率的提高会使回正能力提

高，但是会造成“打手”现象。

转向系的间隙主要是通过各球头皮碗和转向器的调隙机构来调整的。

合理的选择转向梯形的断开点可以减小转向传动机构与悬架导向机构的运动干涉。

2.2 转向器总体方案设计

2.2.1 转向器设计方案说明

因为这一次选择的转向器，已经是确定的齿条式转向器，所在在方案的确定上面，更多的是选择齿轮齿条式转向器的输入输出形式、齿轮齿条的齿形与齿条断面的形状的选择，所以在方案的对比上面，主要对比各种输入输出形式的优缺点、齿轮齿条的齿形在转向器上的影响与优缺点和各种齿条断面适用的范围等，还有就是说明转向器的各种布置形式。通过对输入输出形式的对比，选择在保证了转向器性能的基础上尽量的选择制造成本低与制造简单的原则来选择一种最好的输入输出形式；齿轮齿条的齿形的选择，根据重合度，与转向器在各种环境下工作时的反应，比如平稳性，噪音等因素来作出最后的选择；齿条断面的形状，主要根据的时，制造的成本与制造的难道，然后再分析它所受到的力所产生的各种影响来考虑，最终选择一种比较合理的断面形状。

具体的分析过程，与对比过程，在下面一一比较。

2.2.2 转向器输入输出形式

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：中间输入，两端输出（图2-1a）、侧面输入，两端输出（图2-1b）、侧面输入，中间输出(图2-1c)、侧面输入，一端输出(图2-1d)。

图2-1 齿轮齿条转向器输入输了形式

2.2.3 转向器各种输出形式对比

采用两端输出方案时如（图2-1a,图2-1b），由于转向拉杆长度受限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。但其结构简单，制造方便，且成本低等特点，常用于小型车辆上。

采用侧面输入，中间输出方案时，由（图2-1c）可见，与齿条固连的左、右拉杆延伸到接近汽车车轮对称平面附近。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，从而降低了它的强度。

采用侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器（图2-1d），常用在平头货车上。

2.2.4 齿轮齿条转向器齿轮齿条选择

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重合度不高，则运转平稳性降低，冲击力大，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，冲击与噪声均降低，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推力轴承，斜齿轮的滑磨比较大是它的缺点。

2.2.5 齿轮齿条转向器齿条断面形状

齿条断面形状有圆形（图2-2a）、V形（图2-2b）和Y形（图2-2c）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，约节约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形的断面齿条的齿宽可以做的宽一些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有碱性材料（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条、齿轮的齿不能正确啮合的情出现。

a） b）

c）

图2-2 齿条断面形状

2.2.6 齿轮齿条式转向器的布置形式

根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置形式，如（图2-3）所示：转向器位于前轴后方，后置梯形（图2-3a）；转向器位于前轴后方，前置梯形（图2-3b）；转向器位于前轴前方，后置梯

形（图2-3c）；转向器位于前轴前方，前置梯形（图2-4d）。

图2-3 齿轮齿条转向器布置形式

齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、中级和中高级轿车上。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车也用齿轮齿条式转向器。

2.2.7 转向器最终方案确定

综合上面的种种比较，考虑到制造难度与成本，最终在输入与输出形式上选择了结构简单、制造方便、成本低的侧面输入两端输出的形式，同时考虑到直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合重合度不高，运转平稳性差，冲击力大，工作噪声大；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，冲击与噪声均降低，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。故齿轮与齿条选用斜齿。经分析确定在齿条上没有作用有能使齿条旋转的力矩，且考虑到制作工艺的简单性，故齿条断面选择圆形。

最终的布置为：采用侧面输入两端输出的输出形式，齿轮齿条采用斜齿，齿条断面采用圆形断面。

第3章 转向器齿轮齿条设计计算过程

3.1 转向轮侧偏角计算

转向系统的性能从整车机动性着手，在最大转角时的最小转弯半径为轴距的 2—2.5倍。此轻型车的轴距为2660mm，因此其半径在5320—6650mm，并尽量取小值以保证良好的机动性，最小转弯半径Rmin取5500mm。分析如(图3-1)所示。

图3-1 转向轮侧偏角分析图

式中：―转向轮外轮转角；

arcsin(

L

)（3-1） Ra

a―主销偏移距，该值一般取-10—30mm, 设计取20mm；

L―汽车轴距。

arcsin(

L2660)=arcsin()29 （3-2） Ra550020

查得对应的最大内轮转角370，其综合转角为320。

3.2 转向器原地转向阻力矩计算

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MR（N·mm）。

轮胎上的原地转动的阻力矩由经验公式得

f

MR

3

G13

（3-3） p

式中：f—轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取0.7； G1—为转向轴负荷（N）；取前轴满载810kg；

p—为轮胎气压（MPa）。取0.2MPa(一般为0.2~0.24MPa)。

f

MR

3

G130.781003

380.355Nm （3-4）p30.2

3.3 转向器角传动比与力传动比计算

3.3.1 角传动比与力传动比介绍

转向系的传动比由转向系的角传动比iw和转向系的力传动比ip组成。 力传动比：从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在方向盘上的手力Fh之比称为力传动比ip 。

角传动比：方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比称为转向系角传动比

'

所组成。 iw。它又由转向器传动比iw转向传动装置角传动比iw

3.3.2 角传动比与力传动比确定

方向盘转动圈数取n4圈，转向盘直径Dsw400mm，转向正效率+=90% 转向节臂长L1=200mm。

角传动比为

iw

Wn3604360

20.87 （3-5） K()(3732)

作用在方向盘上的力

Fh

2MR2380355

（3-6） 101.25N

DSWi40020.870.9

由公式

Fh

2Mh

（3-7）DSW

得作用在转向盘上的力矩

MhDSWh

F2101.25400

2

20249.96Nmm=20.25Nm力传动比与转向系角传动比的关系

i2Fw

pF h

而FW和作用在转向节上的转向阻力矩MR有以下关系

FMR

w

L (3-10)1

作用在方向盘上的手力F可由下式表示

h

FMh

h

2D SW

则力传动比为

isw

p

MRDML (3-12)h1

又因为

MR

Mwiwo

hk

由此力传动比

iDswpiw

2L20.874000.9

200

18.783 123.4 齿轮齿条设计

3.4.1 齿轮齿条啮合传动的特点

（3-8） （3-9）

3-11）3-13）3-14）

（（（

齿条实际上是齿数为无穷的齿轮的一部分。当齿数为无穷时，齿轮的基圆直径也为无穷大，根据渐开线的形成过程可知，此时渐开线就变成了直线。所以齿条的齿廓为直齿廓（如图3-2所示），齿廓上各点的法线是平行的，而且在传动时齿条是平动的，齿廓上各点速度的大小和方向也相同，所以齿条齿廓上个点的压力角相同，大小等于齿廓的倾斜角。齿条上各齿同侧的齿廓是平行的，所以在任何与分度线平行的直线上，周节都相等。

图3-2 齿条的齿廓

齿轮齿条啮合传动时，根据小齿轮螺旋角与齿条齿倾角的大小和方向不同，可以构成不同的传动方案。当左旋小齿轮与右倾齿条相啮合而且齿轮螺旋角β1与齿条倾斜角β2角相等时，则轴交角θ=0°；若β1＞β2，则θ=β1－β2；若β1＜β2，则θ=β1－β2为负值，表示在齿条轴线的另一侧。当右旋小齿轮与右倾齿条或左旋小齿轮与左倾齿条相啮合时，其轴交角均为θ=β1+β2。

齿轮与齿条啮合传动时，齿轮的节圆始终与其分度圆重合。当小齿轮轴线与齿条轴线不垂直时，小齿轮齿廓与齿条齿廓间的接触为点接触，轮齿所受的压强较大，产生的接触应力也比较大，轮齿磨损很快，所以齿轮齿条转向器的传动比不能太大。

齿轮齿条传动的传动比只与齿条的齿倾角、小齿轮的法向模数和小齿轮的齿数有关。在设计时，只要合理的选取这几个参数就可以获得需要的传动比。但是小齿轮的模数不能太小，否则会使齿条齿廓在啮合时啮合点离齿顶太近，齿根的弯曲应力增大，易产生崩齿。同时小齿轮的变位系数不能太大，否则会造成齿条齿顶平面与小齿轮齿根圆柱面的间隙过小，对润滑不利，而且容易造成转向器卡死的现象。 3.4.2 齿轮参数的选择

初选齿轮参数：齿轮齿条转向器的齿轮多采用斜齿轮，齿轮模数在2~3mm

之

间，主动小齿轮齿数在5~7之间，压力角取20，螺旋角在9~15之间。故取小齿轮z16，mn2.5，10右旋，压力角20，齿轮的转速为n10r/min，左旋，精度等级8级，转向器每天工作8小时，使用期限不低于5年。

材料选择：齿轮 16MnCr5，渗碳淬火，齿面硬度54-62HRC 齿条 45#，表面淬火，齿面硬度56HRC

分度圆直径

dnz12.56

1

mcoscos10

15.2314mm

取齿宽系数d1.2 齿条宽度

b2dd11.215.231418.278mm 圆整取b220mm； 则取齿轮齿宽

b1b21030mm 所以取齿轮齿宽30mm；齿条齿宽20mm。 3.4.3 计算接触疲劳许用应力

确定许用应力

[Z (3-18)

NH]

HlimSHmin

[FlimYSTYN

F]

S Fmin

查表确定

Hlim和

Flim

Hlim11500MPa Hlim21300MPa Flim1425MPa Flim2375MPa

查表确定寿命系数ZN、YN

ZN1ZN21.32 YN1YN21 查表确定安全系数

SHmin1 SFmin1.4

3-15）3-16）

3-17）

3-19）（ （（

（

计算接触疲劳许用应力

[H1]

Hlim1ZN1

SHmin

15001.32

1980MPa (3-20)

1 13001.32

1716MPa (3-21)

[H2]

Hlim2ZN2

SHmin

1

查表确定应力修正系数YST2

[Flim1YSTYN1



42521

F1]

S1.4607.14MPa (3-22)Fmin

[Flim2YSTYN2

37521

F2]

S

Fmin

1.4

535.7MPa (3-23)3.4.4 齿轮的齿根弯曲强度设计

参数查取：

初选Kt1.4 14 Z1=6 Z2=25 d=0.8 Y=0.7 Y=0.89 当量齿数Z3VZ/cos38/cos148.76 复合齿形系数YFS13.32 初步计算齿轮模数mn 转矩T1Mh20250Nmm

闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。 代入[F]较小的值

mnt



1.700mm

初取mnt2.5mm 确定载荷系数K

查表确定 使用系数KA1

vt

mntz1n1

610

601000cos



3.142.5601000cos10

0.0079m/s 20

3-25）

（

根据v0.0079m/s和8级精度，查表得tKV0.4

查表确定 齿向载荷分布系数K1.15 查表确定齿间载荷分布系数KH1.1 所以

KKAKVKHK10.41.11.150.759

确定修正法向模数

mnm2.52.0385mm 取mn2.5mm

3.4.5 确定齿轮主要参数和几何尺寸

齿轮参数：z16，mn2.5，10，压力角20，左旋

取变位系数1 h1 c

nann0.25 齿顶高

h

amnhan

n2.5115mm 齿根高

hfmnhan

cnn2.510.2510.625mm齿高

hhahf50.6255.625mm 分度圆直径

dmnz12.51

cos6

cos1015.231mm 齿顶圆直径

dad12ha15.2312525.231mm 齿根圆直径

dfd12hf15.23120.62513.981mm

基圆直径

dbd1cos15.231cos2014.312mm 21

3-26）

3-27） 3-28）

3-29）

3-30）

3-31）

3-32）

3-33）

3-34）

（（（ （（（（（（

齿轮中心到齿条基准线距离 d15.231H1nmn12.510.1155mm （3-35）

22

齿轮齿宽

b1b210201030mm （3-36）

3.4.6 确定齿条主要参数和几何尺寸

因为齿轮与齿条要相互啮合，所以取齿条模数mn12.5mm 又因为齿轮齿条线角传动比为

imnz1cos2.563.14

cos10

47.827 转向盘总转动圈数为n4圈 又因为

nL1

i

所以齿条长度

L1ni447.827191.306mm 转向盘和车轮转角比 In3604360232232

22.5 式中：32为综合转角

因为齿条齿形角等于压力角 所以齿条齿距

Pmn23.142.57.85mm 齿条齿数

zL1191.308

2P7.85

24.370 所以取齿条齿数z225 实际齿条长度

L1z2P257.85196.25mm 22

（3-37） （3-38）

（3-39）

（3-40）

（3-41）

（3-42）

（3-43）

取齿条长度为200mm。齿条参数： z225，mn2.5，10，压力角20，右旋。



取变位系数n0 han1 cn0.25

齿顶高



n2.5102.5mm ha2mn2han

（3-44）

齿根高

hfmnhan

c

nn2.510.2503.75mm

齿条齿宽

b2dd11.215.23118.218mm 取b220mm。 3.4.7 齿面接触疲劳强度校核

校核公式为

HZEZHZZ

[H] 由上面计算得 [H]1980MPa

查取：

弹性系数

ZE区域系数ZH2.45

重合度系数E0.91

螺旋角系数Z

0.99

HZEZHZZ

2.451800.91 1180.836[H]

经校核：合理

23

（3-45）

（3-46）

（3-47）

（3-48）

第4章 齿轮轴的设计

4.1 齿轮齿条传动受力分析

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。

Ft

2T1220250

2659.051N （4-1）d115.231

Fr

Fttan2659.051tan20 982.746N （4-2）coscos10

FaFttan2659.051tan10468.862N （4-3）

4.2 齿轮轴最小轴径确定

由于齿轮的基圆直径db14.312mm，数值较小，若齿轮与轴之间采用键连接必将对轴和齿轮的强度大大降低，因此，将其设计为齿轮轴．由于主动小齿轮选用16MnCr5材料制造并经渗碳淬火，因此轴的材料也选用16MnCr5材料制造并经渗碳淬火。

查表得：16MnCr5材料的硬度为60HRC，抗拉强度极限B650MPa，弯曲疲劳极限1300MPa，剪切疲劳极限1155MPa，转速n=10r/min，许用弯曲应力

[1]60MPa，许用剪应力[T]65MPa。

最小轴径

d



11.59mm （4-4） 初步确定齿轮轴的基本尺寸如图

4-1所示：

图4-1 齿轮轴的基本尺寸

24

4.3 齿轮轴的强度校核

1、轴的受力分析

（1）画齿轮轴的受力简图，如图4-2a所示。

图4-2 齿轮轴的载荷分析图

（2）计算支承反力 在垂直面上

25

FRAV

L2FrFa

d

21987.746468.8627.6155565.425N L1L22221

(4-5)

FRBVFrFRAV982.746565.425417.321N (4-6)

Ft2659.0511329.525N (4-7)22

在水平面上

FRAHFRBH

（3）画齿轮轴的弯矩图。

水平面上的弯矩MH如图4-2b所示，垂直面上的弯矩Mv如图4-2c所示，总弯矩M如图4-2d所示。

在水平面上，a-a剖面左侧、右侧

FRAHL11329.5252229249.550NmmMaHMaH

（4-8）

在垂直面上，a-a剖面左侧

MaVFRAVL1565.4252212439.350Nmm （4-9）

在垂直面上，a-a剖面右侧

FRBVL2417.321218763.741Nmm （4-10）MaV

合成弯矩，a-a剖面左侧

Ma31784.801Nmm （4-11）

合成弯矩，a-a剖面右侧

30534.232Nmm （4-12）Ma

（4）画转矩图，如图4-2e所示。

转矩

d15.231

TFt2659.05120249.729Nmm （4-13）

222、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

由《机械设计》查得[]95MPa，0.3。 a-a截面左侧

W

d3

32



15.2313

32

26

346.885mm （4-14）

3

（4-15）



e

93.288MPa[]

所以弯扭合成强度合理。

4、轴的疲劳强度安全系数校核

查得B650MPa, 1300MPa,1155MPa；0.2,0.1。a-a截面左侧

Wd3

3

T

16

2W2346.885693.77mm 查得K2.10；K1.72。

由表查得绝对尺寸系数0.91；0.89； 轴经磨削加工，查得质量系数β=1.0。 则弯曲应力

MaW31784.8346.89

90

b1.6M3Pa 应力幅

ab

91.6MPa3 平均应力

m0

切应力

TW20250

T693.77MPa29.19MPa T

T

29.19

am22MPa14.MPa6 安全系数

27

4-16）

4-17）

4-18） 4-19）

4-20）

（ （ （ （ （

S

1

K



300

2.10

91.630.20

1.00.91

155

1.42



S



am

（4-21）

1



14.60.10

5.49

（4-22）

am

1.00.89

S



1.37 查得许用安全系数[S]=1.3，显然S>[S]，故a-a剖面安全。 故此轴设计合理。

28

4-23）

（

第5章 间隙调整弹簧的设计计算

设计要求：

设计一圆柱形压缩螺旋弹簧，载荷平稳，要求Fmax=982.75N时，max

图5-1 弹簧的参数

5.1 选择材料

由弹簧工作条件可知，对材料无特殊要求，采用65#弹簧钢丝，B1700MPa。因弹簧的工作次数小于104，载荷性质属Ⅱ类，[]0.45B。

5.2 计算弹簧丝直径

1、选择旋绕比C4 2、估算弹簧外径D

2

29

按外径D30mm、内径D115mm,取D216mm 3、计算曲度系数K

K

4C10.615

1.4 （5-1）4C4C

4、计算弹簧丝的许用切应力[]

4B5 []0.

0.45170M0Pa7 6 （5-2）

5、计算弹簧丝直径d

d1.75

4.mm2 9 取弹簧丝直径d5mm

5.3 弹簧圈数和自由高度的计算

1、弹簧工作圈数n

n

Gdmax8F38000055982.754

3

3.97 maxC8

2、弹簧节距t

tD2tan3.1416tan76.17mm 3、弹簧自由高度H0

H0nt1.5d3.976.171.5531.625mm 5.4 弹簧校核与结构尺寸确定

1、稳定性验算 高径比

b

H0D31.625

1.975.3

216 满足稳定性要求。

2、几何参数和结构尺寸的确定 弹簧外径

DD2d16521mm 弹簧内径

5-3）

5-4）

5-5）

5-6）

5-7）

5-8）

（（ （ （ （ （

D1D2d16511mm （5-9）

5.5 弹簧工作时的数据

s1.25[]1.25292.5365.625MPa （5-10）

弹簧的极限载荷

Flim

3.1452365.625

（5-11）640.7N

d2s

8CK841.4

弹簧的安装载荷

Fmin0.9Fmax0.9982.75884.475N 弹簧刚度

Cs

Gd8C3n800005

8433.97

196.79N/mm 安装变形量

Fminmin

C884.475

4.5mm

s196.79 最大变形量

Fmaxmax

C982.75

196.795mm

s 极限变形量

Flim1255.69

lim

C6.38mm

s196.79 安装高度

H1H0min31.6254.527.125mm 工作高度

H2H0max31.625526.625mm 极限高度

H3H0lim31.6256.3825.245mm （5-12）

（5-13） （5-14）

（5-15）

（5-16） （5-17）

（5-18）

（5-19）

第6章 其他零件的选择与润滑方式确定

6.1 轴承的选择

1、选用深沟球轴承（GB/T 276―1994）如图6-1所示。 轴承代号：6004 数量：1个 具体尺寸见表6-1所示。

图6-1 深沟球轴承

表6-1 选用深沟球轴承（GB/T 276―1994）

2、选用滚针轴承（GB/T 5801―1994）如图6-2所示。 轴承代号：NA4901 数量：1个 具体尺寸见表6-2所示。

图6-2 滚针轴承

表6-2 滚针轴承（GB/T 5801―1994）

6.2 转向器润滑方式

1、转向器齿轮齿条的润滑，主要有二个目的： （1）促进齿面间的滑动。

（2）抑制齿面间由摩擦所引起的温度上升。即冷却齿面。

要想满足上述两个条件，需要适当地选择润滑方法及润滑油，以避免润滑不良而引起的故障。

2、转向器齿轮齿条的润滑法

齿轮齿条的润滑大致可以分为以下三类： （1）润滑脂润滑法

润滑脂润滑法主要使用在比较低速的开式及闭式齿轮箱传动中。关于润滑脂润滑法，有各种需要注意的问题。这里，主要介绍下列三点。

1）选择合适稠度的润滑脂

选择是密封齿轮箱中和齿条上，要保持润滑脂在润滑部位连续流动，需要选择高流动性润滑脂。

2）不适合使用在高负荷，连续运转的场合

因为润滑脂的冷却效果远远不如润滑油，所以，在高负荷，连续工作的条件下，会出现温度上升的问题。

3）润滑脂的适量使用

润滑脂过少，达不到润滑目的，相反的，在密封齿轮箱中和齿条上，润滑脂过多会造成搅拌损失过大。 （2）飞溅润滑法（油浴润滑）

飞溅润滑法是以齿轮箱做为油箱，将齿轮浸入到润滑中至一定深度，依靠齿轮旋转时溅起的油润滑齿轮及轴承部位，低速传动箱中使用油浴润滑时，圆周速度应在3m/s以上。

使用飞溅润滑法（油浴式）时，有许多需要注意的问题，这里就油面的规定及齿轮箱的最高油温做以说明。 1）油面的高度

使用润滑油的量越多，搅拌损失也随之增大，相反，油量过小则达不到所期待的润滑及冷却效果。油面高度在齿轮开始转动后比静止时要下降，高度差过大时，需要采取对策加以改善。比如，增高静止时的油量或安装油盘等。

2）齿轮箱的极限温度

齿轮箱内的温度，随齿轮及轴承的摩擦损失及润滑油的搅拌损失等上升。温度上升会造成各种不良的影响。

随生产技术的进步，高性能的润滑油不断增加。做为大体上的基准80℃～90℃左右为极限温度。超过这个极限温度使用时，需要采取手段增强齿轮箱的放热性，以达到到冷却齿轮箱的目的。例如，在齿轮箱内安装散热片，或在轴上安装风扇送风。

（3）强制润滑法（循环喷油润滑）

强制润滑法是利用油泵直接对啮合部上油润滑。根据上油的方式，分为滴下式，喷射式和喷雾式三种。

下面就三种方式做以简单的说明。 1）滴下式

利用导管将润滑油直接注入到啮合部。 2）喷射式

利用喷油嘴将润滑油直接喷射到啮合部。

3）喷雾式

利用压缩空气将润滑油转变成雾状，喷入轮齿的啮合部位。这种润滑方法特别常用在高速传动时。

强制润滑法因为需要油槽、油泵、过滤器、配管等一系列的配套装置，所以主要使用在特殊的高速，大型齿轮装置中。

利用强制润滑法，可以把经过过滤、冷却、粘度适宜的润滑油适量地送到啮合部，是最良的齿轮润滑方式。

经过上面的对比，最终选择转向器的润滑方式：润滑脂人工定期润滑

润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S润滑脂。

总 结

转向系是汽车行驶中必不可少的系统，本次设计一开始对汽车转向系很陌生，但本着对汽车转向的强烈兴趣和此次设计的责任感，通过大量的想关文献参考和网络搜索，使我逐渐认识并最终了解了汽车转向机构。

汽车转向机构中，轿车使用的一般都是齿轮齿条式。所以本文主要以齿轮齿条式液动助力转向转向器为中心。按照任务书的要求对轿车助力转向进行了分析和一些的设计，包括齿轮齿条转向实现的原理以及相关零件的校核等等。还对汽车转向系统的一些重要参数进行了分析，尤其像转向系统的正逆效率、传动比、最小转弯半径等。但是由于相关转向设计所需的基本参数本人无法获得，还有时间限制，以及篇幅所限，所以对一些重要参数只进行分析未能进行设计。

由于转向梯形优化是本设计的独立部分故被放入最后一章。为保证轿车转向后的自动回正能力，转向系的主销一般都是向内倾和向后倾的，但为计算简单，本优化把倾角都设计为零，即设计主销垂直。由于水平限制和相关数据的缺乏，本设计

难免有诸多不足之处，肯请老师批评指正。

致 谢

短短的半个学期毕业设计即将结束，我的大学生活也即将画上了圆满的句号。在这次设计过程中得到了许多老师和同学的热心指导，尤其是王悦芳老师在百忙之中多次给与指导，在此表示衷心的谢意！

通过这次毕业设计，使自己更加清醒地认识到知识的无穷无尽以及自己所学的微小。在实习中学到了许多书上所没有的东西，知识面得到了极大的扩展和丰富，让我了解了以前想知道但没有弄清楚的东西，如为什么大汽车那么笨重，驾驶员却不用费力的就可以拨动方向盘。

毕业设计是对我们大学四年所学知识的一次总结，同时也是对我们各种能力的一次考验。设计过程中通过初步尝试、发现问题、寻找解决方法、确定方案的步骤，逐渐培养了我们独立思考问题的能力和创新能力，同时也是我们更加熟悉了一些基本的机械设计知识。本次设计几乎运用了我们所学的全部机械课程，内容涉及到机械设计、机械材料、力学、液压传动、机械图学等知识，以及一些生产实际方面的知识。通过设计巩固了理论知识，接触了实际经验，提高了设计能力和查阅文献的能力，最重要的是提高我的动手能力。

在我结束毕业设计的同时，也结束了我的大学生活。这意味着我进入了人生新的起点，我会用我在学校所学到的知识在崭新的生活中不断进取，发奋图强。用我的事业成就来报答学校和老师对我的栽培，回报社会对我的关爱！

在本设计的最后，我还要感谢和我四年以来一起生活的舍友徐昊、付鹏凯、罗守谦、刘昌、张艳军同学。在设计的过程中，他们给了我很多帮助和建议，也一直鼓励和配合着我的工作，非常感激他们，愿他们前程似锦，辉煌无限！

参考文献

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[13] 吕广庶，张远明.工程材料及成形技术基础.高等教育出版社，2001.

附图

图1 装配总成

图2 爆炸图

图3 齿轮轴

图4 齿条