(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

2023年11月29日发(作者：帝豪gse怎么样)

(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

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

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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

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序 言 ....................................................... 0

1.汽车转向装置的发展趋势 ..................................... 1

2。课程设计目的 .............................................. 3

3。转向系统的设计要求 ........................................ 4

4。齿轮齿条式转向器方案分析................................... 6

5.确定齿轮齿条转向器的形式.................................... 7

6。齿轮齿条式转向器的设计步骤 ................................ 10

6。1已知设计参数 ......................................... 11

6.2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 11

6。3确定线传动比、转向器的转向比 ......................... 12

6。4小齿轮的设计 ......................................... 13

6.5小齿轮的强度校核 ...................................... 16

6.6齿条的设计 ............................................ 18

6。7齿条的强度计算 ....................................... 19

6.8主动齿轮、齿条的材料选择 .............................. 22

7.总结 ...................................................... 23

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

错误!未定义书签。

致 谢 ...................................................... 25

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序 言

转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，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。

汽车工业是国民经济的支柱产业，代表着一个国家的综合国力，汽车工业随着机械和电子

技术的发展而不断前进。到今天,汽车已经不是单纯机械意义上的汽车了，它是机械、电子、材

料等学科的综合产物。汽车转向系统也随着汽车工业的发展历经了长时间的演变.

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。

基于以上的优点，齿轮齿条式转向器将是以后转向器的发展的趋势和潮流。

本次设计以乘用车转向器的参数作为依据，设计一款某轻型车的转向器。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。

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1。汽车转向装置的发展趋势

随着汽车工业的迅速发展,转向装置的结构也有很大变化。汽车转向器的结构很多，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（BP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%.

综合上述对有关转向器品种的使用分析，得出以下结论：

循环球式转向器和齿轮齿条式转向器，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销式转向器,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。

从发展趋势上看，国外整体式转向器发展较快，而整体式转向器中转阀结构是目前发展的

方向。由于动力转向系统还是新的结构,各国的生产厂家都正在组织力量，大力开展试验研究工

作，提高使用性能、减小总成体积、降低生产成本、保证产品质量稳定，以便逐步推广和普及。

1

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随着科学技术的发展，国际经济形势的变化对汽车乃至汽车转向器的生产都有很大影响。

特别是西方国家实行石油禁运以来，世界经济形势受冲击很大。随着能源危机的发展，汽车工

业首当其冲，其发展方向有很大变化。从汽车设计、制造到各总成部件的生产都随着能源危机

的发生而变化，表现在能源消耗、材料消耗、操纵轻便等各个方面。我国加入WTO，给汽车工业

带来新的机遇,也带来挑战，国产汽车及零部件将会得到进一步发展。

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2.课程设计目的

1。课程设计是一次综合性训练，通过课程设计，既有助于巩固学生们所学专业知识，培养

独立设计能力，提高综合运用知识的能力，同时也有助于为以后的毕业设计打下基础。

2.通过这次课程设计使学生们懂得理论知识与实际相结合是很重要的,只有理论知识是远

远不够的，只有把所学的理论知识与实际相结合，从理论中得出结论,才是真正的知识，才能提

高自己的实际动手能力和独立思考的能力。

3. 通过设计，获得根据原始数据的要求，设计出高效、经济、合理、能保证设计产品的能

力。

4.学会使用手册及图表资料。培养查阅各种资料的能力,同时掌握与本设计有关的各种资

料。

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3。转向系统的设计要求

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,在任何行使状

4

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态下，转向轮不应产生摆振。

(8)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.

（9）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。

(10）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。

(11）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。

（12)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。

5

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4.齿轮齿条式转向器方案分析

1-方向盘; 2—转向上轴 ；3-托架； 4—万向节; 5-转向下轴; 6—防尘罩 ；7—转向器 ;8-转向拉杆

图4.1 转向系

[2]

齿轮齿条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。

与其它形式的转向器比较，齿轮齿条式转向器的优点：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％；转向灵敏；齿轮与齿条之间因磨损出

现间歇后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节弹簧，能自动消除齿间间

歇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；

6

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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。特别适于与烛式和麦费逊式悬

架配用,便于布置等优点。因此，目前它在轿车、微型、轻型货车上得到广泛的应用。例如，一

汽的红旗CA7220 型轿车、奥迪100型轿车、捷达轿车、上海桑塔纳轿车、天津夏利轿车以及天

津 TJ1010 型微型货车和南京依维柯轻型货车等，都采用了这种齿轮齿条式转向器。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

路面之间冲击力的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,方向盘突然转动会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。

5.确定齿轮齿条转向器的形式

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

5.1a）、侧面输入,两端输出（图5.1b）、侧面输入，中间输出（图5。1c)、侧面输入,一端输出

(图5.1d).

采用侧面输入，中间输出方案时，由图5。2可见，与齿条固连的左、右拉杆延伸到接近汽

车总想对称平面附近。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。

采用两端输出方案时,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，一端输出的齿轮

齿条式转向器,常用在平头货车上。

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

7

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作时有轴向力作

用，所以转向器应该采用推力轴承，是轴承寿命降低,还有斜齿轮的滑磨比较大事它的缺点。

图5。1 齿轮齿条转向器的四种形式

［2]

根据对四种不同类型转向器的对比选择，本课题将采用侧面输入两端输出的齿轮齿条转向

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。使轴承寿命降低，还有斜齿轮的滑磨比较大是它的缺点.

图5.2 拉杆与齿条的连接

［2］

齿条断面形状有圆形（图5.3）、V形(图5。4)和Y形（图5.5）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％,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

8

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图5.3 圆形断面齿条

[2］

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

的情况出现。

图5。4 V形断面齿条 图5.5 Y形断面齿条

［2][2］

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：转向器位于前轴后方，后置梯形;转向器位于前轴后方，前置梯形;转向器位于前轴

前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形。齿轮齿条式转向器广泛用于乘用车上，载

质量不大，前轮采用独立悬架的货

车和客车有些也用齿轮齿条式转向器。

根据设计的成本与要求而定。

9

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图5.6 齿轮齿条式转向器的四种布置形式

［2]

6.齿轮齿条式转向器的设计步骤

①确定齿轮齿条的形式

②齿轮模数的确定

③主动小齿轮齿数的确定

④压力角的确定

⑤齿轮螺旋角的确定

⑥确定线传动比、转向器的转向比

⑦齿轮齿条结构参数的确定

⑧验算齿轮的齿轮的抗弯强度和接触强度

⑨主动齿轮、齿条的材料选择

最后作课程设计总结。

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6。1已知设计参数

适用车辆相关数据:

乘用车FF4×2、发动机位置:前置、横置、前盘后鼓、机械式转向器、两轴式、手动五挡；

表6.1 原始数据表

长×宽×高（mm）4249×1690×1505

轴距(mm)2665

前轮距/后轮距(mm）1462/1457

发动机最大转矩

[Ｎ·m/(r/min)］

发动机最大功率

[(kw/（r/min）]

最高车速(km/h）170

最小转弯直径（m）10。5

整备质量(kg）1060

总质量（kg)1435

满

载

空

载

131/4200

76/6000

55％

60％

175/65 R14轮胎型号

前轴负荷率

6.2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

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20，齿轮螺旋角取值范围多为9—15.齿条

000

齿数应根据转向轮达到最大偏转角是,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12-35

00

范围内变化。此外，设计是应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。

根据以上的要求选取齿轮的模数m为2mm，主动小齿轮齿数z为8(根据经验公式）,压力角

取20，齿轮螺旋角取12。

00

11

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6.3确定线传动比、转向器的转向比

（1)原地转向阻力矩（N·mm)，即

M

R

= （6.1）

M

R

f

3p

G

1

3

[4]

式中，为轮胎和路面间的滑动摩擦因素,一般取0。7；为转向轴负荷（N），=55%；

f

GG

11

mg

a

。为轮胎气压（MPa)，这里取0.35Mpa（根据GB/2977—2008）

p

将数据代人6。1式中，得：

0.7(55%?1435?9.8)

3

M

R

==268289。56 N·mm

?

30.35

(2）作用在转向盘上的手力(N）为：

F

h

2LM

1R

(6.2）

F?

h

LDi

2sw?

?

?

[4]

式中，为转向摇臂长；为转向节臂长；因为齿轮齿条式转向器无转向摇臂和转向节臂，

LL

1

2

所以无数值，都视为“1”计算；转向盘的直径有一系列尺寸。选用大的直径尺寸时，会使

D

sw

驾驶员进出驾驶室感若选用小的直径尺寸，转向时,驾驶员要施加较大的力量，从而使汽车难于

操纵，根据车型的不同,转向盘直径在380—550mm的标准系列内选取，因而取400mm；为

D

sw

i

?

转向器角传动比，在齿轮齿条式转向器中称线角传动比，根据汽车设计课程设计指导书取36。

i

?

84；为转向器的正效率，齿轮齿条式转向器的正效率可达90%,故取85％。

?

?

将数据代人6。2式中，得：

F???42.84N

h

2M2? 268289.56

R

Di400? 36.84? 85%

sw?

?

?

（3）轮胎与地面之间的转向阻力（N）：

F

w

= (6.3）

F

w

M

R

a

[4]

式中,为主销偏移距,指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与

a

12

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支承平面交线间的距离。

通常乘用车的值在0。4—0.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取,这里取0.5倍轮胎的胎

a

面宽度尺寸，已知轮胎型号为175/65 R14，所以值为：

a

a

=0。5×175mm=87。5mm

则：

F

w

=

M268289.56

R

??3066.17N

a87.5

（4）作用在转向盘上的手力为：

F

h

（6。4)

F?

h

2M

h

D

sw

[4]

式中，为作用在转向盘上的力矩；为转向盘直径值为400mm。

MD

hsw

则：

FD

hsw

42.84?400

??8568 N?mmM?

22

(5）转向系的力传动比的计算（将式6.3与式6.4代入后）得到：

i

p

i?

p

2F

w

h

2MD

Rsw

i?

p

M

h

?

[4]

F

h

（6。5）

代入数据得：

i??143.14

p

2MD

Rsw

M

h

?

6。4小齿轮的设计

由6。2选取齿轮的模数m为2mm，主动小齿轮齿数z为8，压力角取20，齿轮螺旋角

0

取12，顶隙系数为0。25，齿顶高系数为1.由于设计的是斜齿轮,所以法向模数为2mm。

0

c

?

h

a

?

m

n

齿轮分度圆直径：

d

= （6.6）

mzcos

n

?

代入数据：

13

[4]

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d

= =16。4mm

mzcos

n

?

齿顶高：

h

a

= (6.7）

h

a

m

n

?

[4]

代入数据：

齿根高：

代入数据:

齿轮齿顶圆直径：

代入数据：

齿轮齿根圆直径：

代入数据:

齿轮全齿高：

代入数据：

齿轮的齿宽：

b

h

a

=2mm

h

?

?

f

=(+） （6。8)

h

a

c

m

[4]

n

h

f

=2。5mm

d?2hm?d

[4]

aan

（6.9）

d?20.4mm

a

d?d?2h

[4]

ff

6。10）（

d?11.4

f

mm

h?h?h

af

[4]

6。11）（

h

=4.5mm

b?d

?

[4]

d

6.12）（

14

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代入数据：

b

=14mm

齿轮的齿距：

P?m

?

n

（6。13）

[4]

代入数据：

P?

2s?2e

=6。28 （为分度圆上的齿厚，为分度圆上的齿槽宽)

es

在斜齿轮的传动中，作用于齿面上的法向载荷仍垂直于齿面，作用于主动轮上的位于

FF

nn

法面内,与节圆柱的切面倾斜一法向啮合角为20，力可沿齿轮的周向、径向及轴向分成三

aF

nn

0

个垂直的分力（、、）：

F

t

F

r

F

a

轮齿上的作用力：

圆周力：

2T

F

t

= （6.14）

1

d

[4]

T

1

为小齿轮上的转矩，其值等于，则:

M

h

F

t

=1044。88N

径向力：

F

r

= （6。15)

Ftana

tn

cos

?

[4]

则：=388。81N

F

r

轴向力：

F

a

= （6.16）

Ftan

t

?

[4]

则:=222。10N

F

a

15

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6.5小齿轮的强度校核

1。齿轮齿跟弯曲疲劳强度计算

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，齿根所受的最大玩具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,可得到斜齿圆柱齿轮的弯曲疲

劳强度计算校核公式:

（6。17）

??

FF

??

使用系数=1.0

K

A

动载荷系数=1。2

K

V

齿间载荷分配系数

K

?

K

?

= 1.0

2KTYYY

FaSa

?

bdm

n

?

?

??

[4]

齿向载荷分配系数

K

?

K

?

= 1。4

载荷系数

K= = 1。68

K

A

KK

V

?

K

?

齿形系数

Y

F

a

Y?2.92

F

a

校正系数

Y

S

a

16

(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

= 1。4

Y

S

a

Y

?

为螺旋角影响系数

Y

?

=0.7

?

?

端面重合度

=1。211

?

?

校核齿根弯曲强度：

?

2KTYYY

FaSa

?

F

?

bdm

n

?

?

== 148.15Mpa

2?1.68? 8568? 2.92? 1.4? 0.7

14?16.4? 2? 1.211

选取20Cr为齿轮材料；

弯曲强度最小安全系数

S

Fmin

S

Fmin

=1。25

计算弯曲疲劳许用应力：

??

?

FEFN

F

?

K

?

S

Fmin

KK

FNFN

—-弯曲疲劳寿命系数 = 1.5

可得， = 1。5×850/1。25 = 1020MPa

??

?

F

所以 〈

?

F

??

?

F

因此，本次设计及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，齿轮齿条式转向器的设计满足设计的强度要求。

2.齿面接触疲劳强度计算

校核公式:

17

(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

（6。18）

?

HEH

?ZZZ

?

弹性系数=189.8MPa

Z

E

区域系数=2。5

Z

H

螺旋角系数

Z?cos?0.979

?

?

?

HEH

?ZZZ

?

2KT?1

?

bd

2

?

[4]

2KT?1

?

2

?

bd

2?1.68?85683.32?1

? ?189.8? 2.5? 0.979?

2

14? 16.43.32

?1467.09MPa

小齿轮接触疲劳强度极限许用接触应力：

??

?

H

?

Hlim1

= 1500 MPa

计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S = 1，可得：

??

?

H

?? 1500Mpa/1 ? 1500MPa

?

Hlim

S

由此可得 :

?

H

〈

??

?

H

虽然齿轮所选的参数粗略满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求，但是非常接近最高许用

值，根据经验公式选取齿宽=40mm.

b

6。6齿条的设计

根据小齿轮的分度圆直径可以求出齿条的长度：

L

L?4d

?

（6。19）

代入数据:

L

=206mm

其它参数考虑：

18

(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

考虑到转型过程中的自由间隙，实际取220mm。由于齿条与小齿轮是相啮合的，所以轮齿

L

的尺寸是大致相同的，对于齿条的直径,通过查表，根据设计的需要以及小齿轮的直径,取值为

30mm.

表6。2 齿轮齿条的结构尺寸

齿轮名称齿条

16。4

分度圆直径

d

1

2 2

齿顶高

h

a

齿根高

h

f

齿全高 4。54。5

h

齿顶圆

d

a

名称齿轮齿条

齿宽4024.72

b

2。5 2.5

20.4

名称齿轮齿条

齿数Z832

模数Mn22

压力角

?

n

螺旋角

?

表6。3 齿轮齿条的主要参数

2020

00

1212

00

6.7齿条的强度计算

在本设计中，选取转向器输入端施加的扭矩==8568N·mm,齿轮传动一般均加以润滑，

T

1

M

h

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。4，作用于齿条齿面上的法向力，垂直于齿面，将Fn分解成沿齿

F

n

条径向的分力（径向力)，沿齿轮周向的分力（切向力）,沿齿轮轴向的分力（轴向力）.

F

r

FF

tx

19

(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

各力的大小为：

[4]

=

F

2T

t

1

d

[4]

F

F?tan

tn

?

r

=

cos

?

F

?tanF

?

[4]

x

=

T

F

[4]

F

t

n

=。20) (6

coscos

??

n

?

——齿轮轴分度圆螺旋角

?

n

—-法面压力角

齿轮轴受到的切向力：

F

T2

1

t

= = 1044.88N

d

TT

11

为作用在输入轴上的扭矩，取8568 Nmm。为齿轮轴分度圆的直径。

d

齿条齿面的法向力:

F

n

= = 1136.78N

F

t

coscos

??

n

齿条牙齿受到的切向力：

F?Fcos

xtnn

?

=1068.23N

齿条杆部受到的力：

F?Fcos

xt

?

= 1044.88N

计算出齿条杆部的拉应力:

?

?

F

A

=2.50N/mm

2

——齿条受到的轴向力

F

——齿条根部截面积 ,=426.67mm

AA

2

20

(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

图6.4齿条的受力分析

［2]

2

由于强度的需要,齿条长采用45钢制造,其抗拉强度极限是= 690N/mm，(没有考虑热处

?

b

理对强度的影响）。

因此 〈

?

?

b

所以，齿条设计满足抗拉强度设计要求。

齿条牙齿的单齿弯曲应力:

(6。21）

?

F0xt1

?6?F?h/b?s

2

式中： ——齿条齿面切向力

F

xt

—— 危险截面处沿齿长方向齿宽

b

——齿条计算齿高

h

1

-—危险截面齿厚

S

从上面条件可以计算出齿条牙齿弯曲应力：

?

F0

?

6? 1068.23? 4.5

2

N/mm

?118.34

2

24.72? 3.14

[4]

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

21

(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

重合系数是2.63（理论计算值），在啮合过程中至少有2个齿同时参加啮合，因此每个齿的弯曲

应力应分别降低一倍。

??

F01F0

?2

= 59。17N/mm

2

齿条的材料我选择是 45刚制造,因此:

抗拉强度 690N/mm (没有考虑热处理对强度的影响）。

?

b

?

齿部弯曲安全系数

S

= / = 11.67

?

b

?

F01

2

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.

6。8主动齿轮、齿条的材料选择

通过计算所得，根据强度的需要以及常规的选取与做法,主动小齿轮选取的材料是20Cr，并

经渗碳淬火，齿条选取的材料是45钢。由于转向器齿轮转速低,是一般的机械,故选8级精度.

22

(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

7。总结

两周的课程设计结束了，在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了我如

何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在设计过程中，与同学分工设

计，和同学们相互探讨，相互学习,相互监督.学会了合作，学会了运筹帷幄，学会了宽容,学会

了理解,也学会了做人与处世.

课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，这是我们迈向社会，从事职业工作前

一个必不少的过程。通过这次课程设计，“千里之行始于足下\"我深深体会到这句千古名言的真

正含义。我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会

大潮中奔跑打下坚实的基础。通过这次齿轮齿条式转向器的设计，本人在多方面都有所提高。

通过这次齿轮齿条式转向器设计，综合运用本专业所学课程的理论和生产实际知识进行一

次设计工作的实际训练,从而培养和提高学生团体工作能力，巩固与扩充了汽车设计、汽车制造

工艺学、机械制图与机械制造等课程所学的内容，掌握设计的方法和步骤，懂得了怎样分析零

件的工艺性，怎样确定相应的尺寸，了解了被设计体的基本结构，提高了计算能力，绘图能力，

熟悉了规范和标准，同时各科相关的课程都有了全面的复习，独立思考的能力也有了提高。

在这次设计过程中，体现出自己与团队成员设计的能力以及综合运用知识的能力，体会了

学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节，从而加

以弥补。

恳请老师们多多指教,我十分乐意接受你们的批评与指正，本人将万分感谢。

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(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

参考文献

[1]王国权、龚国庆.汽车设计课程设计指导书。机械工业出版社。2009.11.

[2]王望予。汽车设计.机械工业出版社。2004。8。

[3］高雪强。机械制图。机械工业出版社.2008。8。

［4］杨可桢、程光蕴、李仲生。机械设计基础.高等教育出版社.2006.5.

［5］丁柏群、王晓娟.汽车制造技术工艺技术。国防工业出版社。2008.7.

[6]王凡.实用机械制造工艺设计手册.机械工业出版社.2008。5。

周凤云。工程材料及应用。华中科技大学出版社.2002。11. [7]

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(完整word版)汽车齿轮齿条式转向器设计

致 谢

在此感谢我们的胡老师与谭老师。，老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中

的榜样；老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪；这次模具设计的每个实验

细节和每个数据，都离不开老师您的细心指导.而您开朗的个性和宽容的态度,帮助我能够很顺

利的完成了这次课程设计.

同时感谢对我帮助过的同学们,谢谢你们对我的帮助和支持，让我感受到同学的友谊。

由于本人的设计能力有限，在设计过程中难免出现错误，恳请老师们多多指教，我十分乐

意接受你们的批评与指正，本人将万分感谢.

在此，我再一次向你们说声“谢谢”。

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