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机械毕业设计车辆工程

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CL01-031@HGC1050轻型商用车转向系统设计,机械毕业设计车辆工程

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本科生毕业设计说明书及毕业论文撰写规范为保证我院本科生毕业设计（论文）质量，提高其严谨性和规范性，特制定本规范。1. 内容要求 1.1 题名 题名应该是以最恰当、最简明的词语反映毕业设计说明书（论文）中最重要的特定内容的逻辑组合。题名字数要适当，中文题名一般不宜超过20字，必要时可增加副标题；外文题名一般不宜超过10个实词。 1.2 摘要和关键词 1.2.1 摘要 摘要是论文的内容不加注释和评论的简短陈述，一般应说明毕业设计说明书（论文）的目的、方法、结果和最终结论等，其重点是结果和结论。摘要中不宜使用公式、图表、非公知公用的符号和术语。中文摘要以300-400字为宜，并配以相应的外文摘要。1.2.2 关键词 关键词是供检索用的主题词条，应是能覆盖文章主要内容的单词或术语。关键词一般为5-8个，以显著的字符另起一行，排在摘要的左下方。 1.3 目录 目录按照章、节、条三级标题编写，采用阿拉伯数字分级编号，要求标题层次清晰。目录中的标题要与正文中的标题一致。目录中应包括中文摘要、外文摘要、绪论、主体、结论、参考文献、致谢、附录等。1.4 正文 正文是毕业设计说明书（论文）的核心部分，占主要篇幅。一般包括绪论、主体及结论等部分。1.4.1 绪论 绪论一般作为第1章，是正文的开端。绪论应包括：选题的背景、目的及意义；国内外研究状况和相关领域中已有的研究成果；对选题的研究设想、研究方法或实验设计；预期结果和意义等。应注意绪论不能与摘要雷同，不要成为摘要的注释，绪论一般不少于2千字。 1.4.2 主体 主体是毕业设计说明书（论文）的主要部分，应该结构合理、层次清晰、重点突出、文字简练通顺。主体的内容应包括以下几方面： （1）毕业设计（论文）总体方案设计与选择的论证。 （2）毕业设计（论文）各部分（包括硬件与软件）的设计、计算。 （3）实验方案设计的可行性、有效性以及实验数据的处理及分析。 （4）对本研究内容及成果进行较全面、客观的理论阐述，同时，应着重指出本研究内容的创新、改进与实际应用之处。理论分析中，应将所引用的他人研究成果注明出处。 （5）自然科学学科的论文应推理正确，结论清晰、明确。 （6）管理和人文学科的论文应包括对研究问题的论述及系统分析，比较研究，模型或方案设计，案例论证或实证分析，模型运行的结果分析或建议、改进措施等。 （7）除“绪论”一章之外在论文主体的各章之后，要有单独一节概括写出“本章小结”。 1.4.3 结论 结论是毕业设计说明书（论文）的总结，不是主体各章小结的叠加或简单重复。结论应准确、完整、明确、精练地阐述自己的创造性工作或新的见解及其意义、作用，还可以进一步提出需要讨论的问题、提出建议或研究设想等。结论单独作为一章编写，但不加章节号。1.5 参考文献 参考文献是为撰写毕业设计说明书（论文）而引用的有关文献的信息资源。1.6 致谢 致谢中主要感谢指导教师和对毕业设计（论文）有直接贡献及帮助的人士和单位。1.7 附录 附录是主体的补充项目，但不是必需的。对于一些不宜放入正文中，而又不可缺少或有重要参考价值的内容，可编入毕业设计说明书（论文）的附录中。例如：某些重要的原始数据、过长的数学推导、重复性的数据、图表、程序全文及其说明等。2. 撰写规范与打印要求 2.1 文字和字数 除外语专业外，采用标准汉语简化字打印。文管类专业论文正文不少于2万字；理工科专业论文正文不少于2万字；设计说明书不少于1.5万字。2.2 排版及装订 毕业设计说明书（论文）必须采用WORD软件按照本规范的要求排版，使用70gA4标准打印纸单面打印，装订后三面裁切各不超过3mm。一律左侧装订。2.3 字体和字号 题目 一号华文中宋 各章题序及标题 小二号黑体 各节的一级题序及标题 四号黑体 各节的二级题序及标题 小四号黑体 各节的三级题序及标题 小四号黑体 款、项 小四号黑体 正文 小四号宋体 摘要、结论、参考文献标题 小二号黑体 摘要、结论、参考文献内容 小四号宋体 目录标题 小二号黑体 目录内容中章的标题 四号黑体 目录中其它内容 小四号宋体 页码 页面底端居中、阿拉伯数字连续编码 页眉与页脚 页眉五号楷体_GB2312居中，页脚五号Times New Roman体 阿拉伯数字和字母 Times New Roman体 2.4 中文封面毕业设计说明书（论文）封面页边距上下、左右均为2.5厘米，排版样式，见附件。“本科学生毕业设计”或“本科学生毕业论文”选择其一，华文中宋小二号字居中。题目“” 一号华文中宋居中。系部名称：四号华文中宋， 下划线上填加文字小三号楷体_GB2312 ，居下划线中。“专业班级、学生姓名、指导教师、职称”同上，每行之间为1.8倍行距。黑龙江工程学院三号宋体居中加黑，字间一个空格。年 月三号宋体居中不加黑。题目中有数字和字母用Times New Roman体。2.5 外文封面 Times New Roman体，内容、字号与中文封面对应，见附件。 2.6 论文页面设置2.6.1 页眉 除中外文封面外，页眉2.0厘米，“黑龙江工程学院本科生毕业设计”或“黑龙江工程学院本科生毕业论文” 五号楷体_GB2312居中；页脚1.6厘米，页眉中细实线默认，页脚细实线0.75磅，页码在细实线下，居中，见附件。 2.6.2 页边距 上边距：3厘米、下边距：2.5厘米、左边距：2.8厘米、右边距：2.5厘米、页眉：2厘米、页脚：1.6厘米，正文汉字采用小四号宋体，外文采用Times New Roman体，行间距为多倍行距1.35。 2.6.3 页码 页码从绪论部分开始至附录，用阿拉伯数字连续编排，页码位于页面底端，Times New Roman体5号字居中。中外文封面、目录不编入页码。 2.7 摘要2.7.1 中文摘要 中文摘要包括：摘要、摘要正文和关键词。摘要正文下空3行顶格打印“关键词”三字黑体，每一个关键词之间用分号“；”，最后一个关键词后不打标点符号，见附件。 2.7.2 外文摘要 外文（多用英文）摘要应另起一页，其内容及关键词应与中文摘要一致，并要符合外语语法习惯，语句通顺，文字流畅。 外文一律为Times New Roman体，内容、字号与中文摘要相对应，见附件。 2.8 目录 目录的三级标题，建议按（第章 、1.1、1.1.1）的格式编写；目录中各章题序的阿拉伯数字用Times New Roman体，文字字号及字体，见附件。 2.9 论文正文 2.9.1 章节和标题 正文分章节撰写，每章应另起一页。各章标题要突出重点、简明扼要，上下各空一行。字数一般在15字以内，不得使用标点符号。标题中尽量不采用英文缩写词，必须采用时，应使用本行业的通用缩写词。正文汉字采用小四号宋体，外文采用Times New Roman体，行间距为多倍行距1.35。2.9.2 层次 层次以少为宜，根据实际需要进行选择。正文层次的编排和代号要求统一，层次如下：章（如“第1章”）、节（如“1.1”）、条（如“1.1.1”）、款（如“1、”）、项（如“（1）”），层次用到那一层视需要而定，若节后无“条”可直接到“款”、“项” ，正文采用宋体小四号字，1.35倍行距，见附件。 2.10 引用文献 引用文献标示方式应全文统一，采用所在学科领域内通用的方式，并不得将引用文献标示置于各级标题处。2.11 名词术语 科技名词术语及设备、元件的名称，应采用国家标准和部颁标准中规定的术语或名称。标准中未规定的术语或名称要采用行业通用术语或名称。全文名词术语必须统一。一些特殊名词或新名词应在适当位置加以说明或注解。 采用英文缩写词时，除本行业广泛应用的通用缩写词外，文中第一次出现的缩写词应该用括号注明英文全文。 2.12 物理量名称、符号与计量单位 毕业设计说明书（论文）中的物理量名称、符号与计量单位一律采用国际单位制（SI）。 2.13 外文字母的正、斜体用法 物理量符号、物理量常量、变量符号用斜体，计量单位符号均用正体。 2.14 数字 除习惯用中文数字表示的之外，一般均采用阿拉伯数字。年份一概写全数，如2003年不能写成03年。 2.15 公式 公式应另起一行写在稿纸中央，公式和编号之间不加虚线。公式较长时最好在 “=”前转行；如难实现，则可在“+、”运算符号处转行，运算符号应在转行后的行首，公式的编号用圆括号括起来放在公式右边行末。 公式序号按章编排，如第1章第一个公式序号为“（1.1）”，附录中的第一个公式为“A1”等。 文中引用公式时，一般用“见公式（1.1）”或“由公式（1.1）”。 公式中用斜线表示“除”的关系时应采用括号，以免含糊不清，如a/(bcosx)。通常“乘”的关系在前，如acosx/b而不能写成（a/b）cosx。 2.16 表格 每一个表格应有自己的表序和表题并在文中说明，例如：“如表1.1”。 表序一般按章编排，如第1章第一插表的序号为“表1.1”等。表序与表名之间空一格，表名中不允许使用标点符号，表名后不加标点。表序与表名置于表上居中用小4号黑体，数字和字母为小4号Times New Roman体加黑。 表格采用开放式表格，两端不画边框线，表头设计应简单明了，尽量不用斜线；表头与表格为一体，不得拆开排写于两页；全表如用同一单位，将单位符号移至表头右上角。 表中数据应正确无误，书写清楚。数字空缺的格内加“”字线，（占2个字节），不允许用“”、“同上”之类的写法。 表内文字说明（5号宋体），起行空一格、转行顶格、句末不加标点。 表中若有附注时，用小5号宋体，写在表的下方，句末加标点，仅有一条附注时写成“注：”；有多条附注时，附注各项的序号一律用阿拉伯数字，例如：“注1：”，样式见表2.1 参数文献的标识。2.17 图 毕业设计说明书（论文）中的插图应与文字紧密结合，文图相符，技术内容正确，应符合国家标准或行业标准。2.17.1 制图标准 机械工程图：严格按照机械制图标准执行。 电气图：图形符号、文字符号等应符合有关标准的规定。 流程图：原则上应采用结构化程序并正确运用流程框图。 对无规定符号的图形应采用该行业的常用画法。设计图纸的折叠原则上机械类采用A4幅面大小，土建类采用A3幅面大小，有特殊要求的专业可执行本专业的行业标准。需要学生完成的设计图纸数量和设计图纸幅面大小可由本专业教研室和系（部）研究确定。2.17.2 图题及图中说明 每幅插图均应有图题（由图号和图名组成）。图号按章编排，如第1章第一图的图号为“图1.1”等。图题置于图下，用5号宋体，图中文字用6号宋体。图名在图号之后空一格排写。引用图应说明出处，在图题右上角加引用文献号。图中若有分图时，分图号用（a）、（b）等置于分图之下。 图中各部分说明应采用中文（引用的外文图除外）或数字项号，各项文字说明置于图题之上，有分图题者，置于分图题之上。 插图与图题为一个整体，不得拆开排写于两页。插图处的该页空白不够排写该图整体时，可将其后文字部分提前排写，将图移至次页最前面。 2.17.3 坐标与坐标单位 对坐标轴必须进行说明，有数字标注的坐标图，必须注明坐标单位。 2.17.4 论文原件中照片图及插图 毕业设计说明书（论文）中的照片图最好是数码相机拍摄的照片或是原版照片粘贴。照片可为黑白色，应主题突出、层次分明、清晰整洁、反差适中，照片采用光面相纸，不宜采用布纹纸。对金相显微组织照片必须注明放大倍数。 2.18 注释 注释是对毕业论文中有关内容的解释、说明或补充。注释应使用上角标（序号、）标注并采用脚注的方式说明。2.19 参考文献 毕业设计说明书（论文）中参考文献的著录均应符合国家标准文后参考文献著录规则 GB/T 7714-2005。参考文献的序号左顶格，用数字加方括号表示，如1，2，并与正文中的引用顺序一致。每一参考文献条目的最后均以“.”结束。我院毕业论文中参考文献一律采用“顺序编码制”的著录方法。1、参考文献著录项目与著录格式（1）专著 序号主要责任者.题名：其他题名信息文献类型标志.其他责任者.版本项.出版地：出版者，出版年. 示例： 1余敏.出版集团研究M.北京：中国书籍出版社，2001：179-193. 2辛希孟.信息技术与信息服务国际研讨会论文集：A集C.北京：中国社会科学出版社，1994.3PEEBLES P Z,Jr.Probability,random variable,and random signal principlesM.4th ed.New York:McGraw Hill,2001. （2）专著中的析出文献序号析出文献主要责任者. 析出文献题名文献类型标志. 析出文献其他责任者/专著主要责任者.专著题名：其他题名信息.版本项.出版地：出版者，出版年：析出文献的页码. 示例： 1程伟根.1998年长江洪水的成因与减灾对策M/许厚泽，赵其国.长江渡域洪涝灾害与科技对策.北京：科学出版社，1999：32-36. 2陈晋镳，张惠民，朱士兴，等.蓟县震旦亚界研究M/中国地质科学院天津地质矿产研究所.中国震旦亚界.天津：天津科学技术出版社，1980：56-114. 3WEINSTEIN L,SWERTZ M N.Pathogenic properties of invading microorganismM/SODEMAN W A,Jr.,SODEMAN W A.pathologic physiology:mechanisms of diseas.Philadelplila:Saunders,1974:745-772. （3）连续出版物 序号主要责任者.题名：其他题名信息文献类型标志.年.卷(期)-年.卷(期).出版地：出版者，出版年. 示例： 1中国图书馆学会.图书馆学通讯J.1957（1）-1990（4）.北京：北京图书馆，1957-1990. （4）连续出版物中的析出文献 序号析出文献主要责任者.析出文献题名文献类型标志.连续出版物题名：其他题名信息，年，卷（期）：页码引用日期. 示例： 1李晓东，张庆红，叶瑾琳. 气候学研究的若干理论问题J.北京大学学报：自然科学版，1999，35（1）：101-106. 2莫少强.数字式中文全文文献格式的设计与研究J/OL.情报学报，1999，18（4）：1-62001-07-08.3CAPLAN P.Cataloging internet resourcesJ.The Public Access Computer Systems Review,1993,4(2):61-66.（5）专利文献序号专利申请者或所有者.专利题名：专利国别，专利号文献类型标志.公告日期或公开日期引用日期.获取和访问路径. 示例： 1姜锡洲.一种温热外敷药制备方案:中国,88105607.3P.1989-07-26. 2西安电子科技大学.光折变自适应光外差探测方法：中国，01128777.2P/OL.2002-03-062002-05-28. 7/sipoasp/zljs/hyjs-yx-new.asp? Recid=01128777.2&leixin=0. （6）电子文献序号主要责任者.题名.其他题名信息文献类型标志/文献载体标志.出版地：出版者，出版年（更新或修改日期）引用日期.获取和访问路径. 示例： 1PACS-L: the public-access computer system of forumEB/OL. Houston, tex: University of Houston Libraries, 19891995-05-17./pacsl.html. 2Online Computer Library Center, Inc. History of OCLCEB/OL.2000-01-08. http:/www. oclc. Org /about/history/default.htm. 2、电子文献载体类型标志如下：磁带MT，磁盘DK，光盘CD，联机网络OL。引用参考文献类型及其标识说明如表2.1：表2.1参数文献的标识文 献 类 型标 志 代 码普通图书M会议录C汇编G报纸N期刊J学位论文D报告R标准S专利P数据库DB计算机程序CP电子公告EB注：表头前和附注后各空一行。2.20 附录 论文的附录依序用大写正体A，B，C编序号，如：附录A.。其专业目录的三级标题，建议按（附A1、附A1.1、附A1.1.1）的格式编写。附录中的图、表、式等另行编号，与正文分开，也一律用阿拉伯数字编码，但在数码前冠以附录序码，如：图A1；表B2；式（B3）。 2.21 论文印刷与装订 毕业设计论文按以下排列顺序印刷与装订，封皮由学院统一印制： （一） 中文封面 （二） 外文封面（三） 中文摘要 （四） 外文摘要 （五） 目录 （六） 正文（绪论、正文主体、结论）（七） 参考文献 （八） 致谢 （九） 附录 附件：毕业论文及设计说明书排版示例附件：毕业论文排版示例本科学生毕业设计（华文中宋小二号字居中）平板式制动检验台机械部分设计（华文中宋一号字居中）项目名华文中宋四号字，填加文字楷体_GB2312小三号居下划线中 系部名称： 汽车工程系 专业班级： 交通运输 B01-2班 学生姓名： 李长勇 指导教师： 张锦乾 职 称： 副教授 宋体三号字，字间加一个空格，居中加黑，日期不加黑黑 龙 江 工 程 学 院二六年六月论文封面示例，同前本科学生毕业论文汽车新材料的研究与应用系部名称： 汽车工程系 专业班级： 交通运输 B01-2班 学生姓名： 崔志军 指导教师： 刘成明 职 称： 副教授 黑 龙 江 工 程 学 院二六年六月外文封面示例Times New Roman体，字号与中文对应The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of Construction MachineryHydraulic SystemsCandidate：Zhang XianfenSpecialty：Construction MachineryClass：B02-2Supervisor：Associate Prof. Li ChunxiangHeilongjiang Institute of Technology2006-06Harbin外文封面示例Times New Roman体，字号与中文对应The Graduation Thesis for Bachelors DegreeStudy on Construction MachineryHydraulic SystemsCandidate：Zhang XianfenSpecialty：Construction MachineryClass：B02-20Supervisor：Associate Prof. Li ChunxiangHeilongjiang Institute of Technology2006-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计（论文）中文摘要示例摘要（小二号黑体字间加2空格，上下各空一行）本论文是在社会主义市场经济理论的指导下，通过对黑龙江省道路货运市场现状的分析，根据中心城市所处的地位和货运市场的特点，探讨中心城市货运市场建设的发展模式，设计了货运中介服务组织的组织形式及信息传递方式，进而提出货运场站建设的目标及其评价指标体系（宋体小四号字 1.35倍行距）关键词：道路；货运；市场；模式；系统（小四号黑体） （小四号宋体）外文摘要示例ABSTRACT（小二号Times New Roman体，加黑，上下各空一行）Under the direction of socialist market economic theory,through the analysis of current situations of highway freight transport market of Heilongjiang province, this thesis discusses the developing patterns and the organization forms of intermediary service of freight transport and transferring ways of the related information and provides the construction objects and the index system of building freight transport yard, according to the position of central city and the characteristics of its freight market.（Times New Roman体，字号、行间距与中文相同）Key words: Highway；Freight Transport；Market；Pattern；System（加黑）II目录示例目录（小二号黑体，字间加2空格，上下各空一行）摘要Abstract 第1章 绪论11.1 概述2（章的名称四号黑体，其余小四号宋体）第2章 发动机气缸的磨损202.1活塞-缸套振动机理22 2.1.1测点布置22 2.2 本章小结26（章的名称四号黑体，其余小四号宋体）结论33参考文献 36致谢38附录40（四号黑体）正文示例第1章 绪论（小二号黑体居中，上下各空一行）1.1 概述 （四号黑体）本文以EQ6100发动机为实验对象（小四号宋体，1.35倍行距）1.1.1 活塞环径向振动固有频率（小四号黑体）通过实验对本文所提出的理论及技术做进一步（小四号宋体，1.35倍行距）第2章 发动机气缸的磨损（小二号黑体居中，上下各空一行）2.1 活塞-缸套振动机理 （四号黑体）2.1.1 测点布置 （小四号黑体）实验在东北林业大学汽车质量监督检验站发动机实验室进行测试所用的发动机为EQ6100 型发动机，该机主要技术规格为六缸四冲程直列水冷式增压干式汽油机。缸径100mm,活塞行程115mm，最大功率不小于99千瓦。最大转速3000转/分，点火顺序为153624；传感器的安装要考虑实用方便，测点位置的确定主要考虑对故障有一定的敏感性，测点位置如图所示， 为便于数据处理，在测量发机表面振动信号的同时，测取上止点信号和气缸压力信号。（小四号宋体，1.35倍行距）2.2 本章小结（四号黑体）结论（小二号黑体居中，不加章节号，上下各空一行）（小四号宋体，1.35倍行距）参考文献示例参考文献（小二号黑体，上下各空一行）1余敏.出版集团研究M.北京：中国书籍出版社，2001：179-193. 2昂温 G，昂温 P S.外国出版国史M.陈生铮，译.北京：中国书籍出版社，1988. 3全国文献工作标准化技术委员会第七分委员会.GB/T 5795-1986 中国标准书号S.北京：中国标准出版社，1986. 4辛希孟.信息技术与信息服务国际研讨会论文集：A集C.北京：中国社会科学出版社，1994. 5孙玉文.汉语变调构词研究D.北京：北京大学出版社，2000. 6顺炎武.昌平山水记：京东考古录M.北京：北京古籍出版社，1982. 7王夫之.宋论M.刻本.金陵：曾氏，1845（清同治四年）. 8赵耀东.新时代的工业工程师M/OL.台北：天下文化出版社，19981998-09-26.tw/info/ie.newie.htm(Big5). 9PIGGOT T M.The cataloguers way through AACR2:from document receipt to document retrievalM.London:The Library Association,1990. 10PEEBLES P Z,Jr.Probability,random variable,and random signal principlesM.4th ed.New York:McGraw Hill,2001. 11YUFIN S A. Geoecology and computers: proceedings of the Third International Conference on Advances of Computer Methods in Geotechnical and Geoenvironmental Engineering, Moscow, Russia, February 1-4,2000C.Rotterdam: A. A. Balkema,2000. （小四号宋体，1.35倍行距）致谢示例致谢（小二号黑体，上下各空一行）主要内容是表达作者对毕业设计（论文）工作的心得体会，以及对给予各类指导和协助、资助完成毕业设计（论文）工作和提供各种条件的单位及个人表示感谢。300字左右。（小四号宋体，1.35倍行距）附录示例附录（小二号黑体，上下各空一行）对需要收录于论文中且又不适合书写于正文中的附加数据、资料、详细公式推导、计算机程序等有特色的内容，可做为附录排写。（小四号宋体，1.35倍行距）6 1 第 1 章 绪 论 1.1 概述 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。随着现代汽车技术的迅速发展，汽车转向系统已从纯机械式转向系统、液压助力转向系 （ HPS） 、电控液压助力转向系统 （ EHPS） ，发展到利用现代电子和控制技术的电动助力转向系统 （ EPS）及线控转向 系统 （ SBW） 。 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，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。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。 通常，对转向系的主要要求是 : (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。 1.2 汽车转向系统的现 状和发展趋势 汽车 自 19 世纪末诞生以来，已经走过了风风雨雨的一百多年。从卡尔 .本茨造出的第一辆三轮汽车以每小时 18公里的速度行驶，到现在的从零至百公里加速只需要三秒钟的超级跑车，汽车的发展直接影响着时代的进步和社会的繁荣。同时，汽车工业也造就诸如通用、福特、丰田、本田这样一些在各国经济中举足轻重的著名公司。 nts 2 在国家产业政策和与之配套的一系列国家经济政策的支持和引导下，我国汽车无论在数量上，还是在质量、技术和能力等方面都已有了很大发展，但与国民经济需求和世界先进水平相比，差距仍然很大。 直到近年来，中国整体经 济发展迅速，居民收入的持续增长以及扩大内需、拉动消费的财政政策，特别是在中国加入 WTO 以后，汽车关税不断下调，国外知名的汽车巨头也瞄准了中国这个巨大的市场，陆续在华投资设厂，越来越多款式新颖、乘坐舒适安全的汽车随之进入中国市场，加速了轿车进入家庭的步伐。随着我国汽车的销量的猛增，特别是轿车的销量取得了大幅增长，有些产品如雅阁、波罗等还供不应求，甚至有的还出现需要“加价”才能购买的情况。由此可见，中国汽车市场火爆的局面也似乎预示着中国汽车工业迎来了真正发展的春天。 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：有蜗杆曲柄指销式 （ WP型）、蜗杆滚轮式（ WR 型）、循环球式（ BS 型）、齿轮齿条式（ 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发展至今已达 100 (蜗杆滚轮式转向器在公共汽车上已经被淘汰 )。中、轻型商用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，齿轮齿条式占 35。 据资料显示，截至到 2007年，中国生产汽车转向系统产品的企业有 150多家，其中民营企业占 70，国营企业占 14，合资企业占 10，独资企业占 6%。转向行业中，规模较大的企业有上海 ZF、恒隆集团、一汽光洋、新乡豫北和湖北三环等 20多家，生产集中度约为 80%。转向器行业的企业总资产约为 130亿元，年生产能力超过1000万台（套）。 2007 年国内转向器产销量约 940万台（套），总产值约为 120亿元，出口创汇约 2.2亿美元。产品结构基本合理，能覆盖国内全系列汽车，基本满足整车产业发展需求。 转向器发展的趋势是： (1) 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；而蜗杆滚轮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； nts 3 (2) 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； (3)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；而大型车辆以循环球式转向器为主要结构。 1.3 课题研究的目的和意义 1、目的： 改革开放以来，我国汽车工业发展迅猛。作为汽车关键部件之一的转向系统也得到了相应的发展，基本已形成了专业化、系列化 生产的局面。有资料显示，国外有很多国家的转向器厂，都已发展成大规模生产的专业厂，年产超过百万台，垄断了转向器的生产，并且销售点遍布了全世界。随着我国汽车转向器市场的迅猛发展，与之相关的核心生产技术应用与研发必将成为业内企业关注的焦点。了解国内外汽车转向器生产核心技术的研发动向、工艺设备、技术应用及趋势对于企业提升产品技术规格，提高市场竞争力十分关键。 2、 意义 ： 由于汽车转向器属于汽车系统中的关键部件，它在汽车系统中占有重要位置，因而它的发展同时也反映了汽车工业的发展，它的规模和质量也成为了衡量汽车工业发展水平的重要标志之一。随着汽车高速化和超低扁平胎的通用化，过去采用循环球转向器和循环球变传动比转向器只能相对地解决转向轻便性和操纵灵便性的问题，要想从跟本上解决这两个问题只有安装动力转向器。因此，除了重型汽车和高档轿车早已安装动力转向器外，近年来在中型货车、豪华客车及中档轿车上都已经开始安装动力转向器，随着动力转向器的设计水平的提高、生产规模的扩大和市场的需要，其他的一些车型也必须陆续安装动力转向器。虽然液压助力型转向器具有很多优点，在目前的技术水准下它仍然存在某些不足之处，例如助力较小等。因此，目前液压式 动力转向器仍然占据着很大的市场份额，其性能也在不断地提高。对于液压助力型动力转向器的研究有着非常深远的意义。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。 本题是依据现有生产企业在生产车型的主减速器作为设计原型，在给定汽车主要尺寸参数、最低稳定车速等条件下，要 求本人独立设计出符合要求的转向系统，着重nts 4 设计计算转向器的结构参数及对其校核计算，转向操纵机构的参数及校核。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出转向系统装配图及主要零件的零件图。 通过对转向系统的分析提高了我对所学专业的认知度，掌握了一下本人毕业设计的主要工作内容。完成毕业设计有利于综合训练本人的专业知识，为今后的工作打下坚实的基础。通过毕业设计，可以综合训练汽车设计、汽车理论、机械设计等专业知识，也能够帮助自己对 Pro/E 等相关工程软件的理解和掌握。通过设计和撰写设计说明书，增强了本人 对事物的分析和判断能力，加强思维的严密性和科学性。 nts 5 第 2章 转向系设计概述 2.1 对转向系的要求 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.汽车转向行驶时，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.进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。 2.2 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，减小由于装配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 3-1。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。 目前，许多国内外生产的新车型在转向操纵机构中采用了万向传动装置（转向万向节和转向传动轴）。这有助于转向盘和转向器等部件和组件的通用化和系列化。只要适当改变转向万向传动装置的几何参数，便可满足各种变型车的总布置要求。即使在转向盘与转向器同轴线的情况下，其间也可采用万向传动装 置，以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体（驾驶室、车架）的变形所造成的二者轴线实际上的不重合。 转向盘在驾驶室安置位置与各国交通法规规定车辆靠道路左侧还是右侧通行有关。包括我国在内的大多数国家规定车辆右侧通行，相应地应将转向盘安置在驾驶室左侧。这样，驾驶员的左方视野较广阔，有利于两车安全交会。相反，在一些规定车nts 6 辆靠左侧通行的国家和地区使用的汽车上，转向盘则应安置在驾驶室右侧。 图 2.1转向操纵机构 1-转向万向节； 2-转向传动轴； 3-转向管柱； 4-转向轴； 5-转向盘 2.3 转向传动机构 转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。（见图 2.2） 转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。 图 2.2 转向传动机构 1-转向摇臂； 2-转向纵拉杆； 3-转向节臂； 4-转 向梯形臂； 5-转向横拉杆 2.4 转向梯形机构的设计 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。因此，在设计中首先是要确定转向梯形机构的几何尺寸参数，其次是进行零件的强度计算。转向梯形机构有整体式的和分段式的两种。整nts 7 体式的用于非独立悬架的转向轮；分段式的用于独立悬架的转向轮。通常是将转向梯形机构布置在前转向桥之后，且高度不低于前桥横梁或其他防撞件；当布置在前桥之后有困难时，例如当发动机位置很低或汽车前驱动时，也可以布置在前桥之前。 2.4.1 转向梯形理论特性 以整体式转向梯形机构为例：转向梯形机构实际上不能完全精确地满足公式的要求，而只能以足够的工程精度接近该式。即转向梯形机构使公式中的 L值不再是汽车的轴距 L，而是 LL 。若令 / LL ， L愈接近 ，则该转向梯形愈能精确地反映公式的要求，转向亦愈顺畅。 如图 2-3中的 OAB有 )s in (/s ins in)s in (/s ins in)s in (/s inoioioioioiiLKKLKOA （ 2.1） 梯形臂长度与两主销中心距之比在 0.110.15间， m/K=0.110.15 取 0.15 即： m=0.15 1290=193.5 计算结果取 200mm 转向梯形机构的几何尺寸参数有：两转向主销中心线与地面交点间的距离 K，转向横拉杆两端球铰接中心间的距离转向梯形臂长 m和梯形底角 ， 根据汽车的总体布置或转向桥的布置图，首先可找出汽车的轴距 L 及转向主销间距 K ，再按16.0,14.0,12.0/ nmy ，在关系曲线图上找出 x ，则有 ynmyKnKxL)c os21/()5.0/(a rc ta n（ 2.2） 当 K,L确定后根据 y的三种取值方式可求得转向梯形的三种尺寸方案，有了这些方案就可对一系列按大小排列的i值以图解法 确定其相应的0值，进而求出 的值。 计算方案： （ 1） 当 x 取 0.70时，则 7637.76)6452660ar ct an ()12905.0/(7.03800ar ct an 1111取即 （ 2） 当 x 取 0.65时，则 nts 8 7537.75)12905.0/(65.03800ar ct an 111取即 （ 3） 当 x 取 0.6时，则 7423.74)12905.0/(6.03800ar ct an 111取即 第一种方案： 76 x=0.7 y=0.12:2 则 KnnnnyKn11111125203.1/129076c os12.01/1290)c os21/( 第二种方案： 75 x=0.65 y=0.11:3 KnnnnyKn11111127701.1/129075c os037.01/1290)c os21/( 第三种方案： 74 x=0.6 y=0.16 KnnnnyKn111111235045.1/129074c os16.01/1290)c os21/( 2.5 转角及最小转弯半径 汽车的机 动性，常用最小转弯半径来衡量，但汽车的高机动性则应由两个条件保证。即首先应使左、右转向轮处于最大转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的 22.5倍范围内； 其次，应这样选择转向系的角传动比。 两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足上述对转向系的第 (2)nts 9 条要求，其内、外转向轮理想的转角关系如图 2.3所示，由下式决定： LKBD CODOio c o tc o t（ 2.3） 式中： o 外转向轮转角； i 内转向轮转角； K 两转向主销中心线与地面交点间的距离； L 轴距 内、外转向轮转角的合理匹配是由转向梯形来保证。 图 2.3 理想的内、外转向轮转角间的关系 第一种方案： 09.32c ot62 7.0c ot34.028 7.0c ot38 0012 9074c otc ot000000 9.1)09.3274s in (38 00/09.32s in74s in12 90)s in (/s ins in oioi LK 第二种方案： 3.31c ot60 8.0c ot34.026 8.0c ot38 0012 9075c otc ot0000nts 10 99.0)3.3175s in (38 00/3.31s in75s in12 90)s in (/s ins in oioi LK 第三种方案： 5.30c o t59.0c o t34.025.0c o t34.076c o tc o t000092.0)5.3076s in (38 00/5.30s in76s in12 90)s in (/s ins in oioi LK 因此，取第二种方案为最终设计方案。 汽车的最小转弯半径 Rmin与其内、外转向轮在最大转角与、轴距 L、主销距 K 及转向轮的转臂 a 等尺寸有关。在转向过程中除内、外转向轮的转角外，其他参数是不变的。最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成圆周的半径。可按下式计算： 458.75041903.31sin3800sinmi nmi nmaxmi nRRR aLo（ 2.4） 取 7600 通常 maxi 为 35 40，为了减小 Rmin 值， maxi 值有时可达到 45。 703.69703.31383.31m a x38m a x4035m a x70m a xm a x00取通常取iii操纵轻便型的要求是通过合理地选择转向系的角传动比、力传动比和传动 效率。 nts 11 对转向后转向盘或转向轮能自动回正的要求和对汽车直线行驶稳动性的要求则主要是通过合理的选择主销后倾角和内倾角，消除转向器传动间隙以及选用可逆式转向器来达到。但要使传递到转向盘上的反向冲击小，则转向器的逆效率有不宜太高。至于对转向系的最后两条要求则主要是通过合理地选择结构以及结构布置来解决。 转向器及其纵拉杆与紧固件的称重，约为中级以及上轿车、载货汽车底盘干重的1.0% 1.4%；小排量以及下轿车干重的 1.5% 2.0%。转向器的结构型式对汽车的自身质量影响较小。 2.6 汽车转向系方案的选择 机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构。 机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。高级轿车和重型载货汽车为了使转向轻便，多采用这种动力转向系统。采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。 为了避免汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊外，还可在转向系中设置防伤装 置。为了缓和来自路面的冲击、衰减转向轮的摆振和转向机构的震动，有的还装有转向减振器。 多数两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高操纵稳定性和机动性，某些现代轿车采用全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要求，有时要增加转向轮的数目，制止采用全轮转向。 2.6.1 齿轮齿条式转向器 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。与其他形式的转向器比较，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以后，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。能自动消除齿间间隙，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，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，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。 根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向起有四种形式，如图 2.4所示：nts 12 中间输入，两端输出 (a)；侧面输入，两端输出 (b)；侧面输入，中间输出 (c)；侧面输入，一端输出 (d)。 图 2.4 齿轮齿条式转向器有四种形式 采用侧面输入，中间输出方案时，与齿条连的左，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。 采用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。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。 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。 nts 13 为了防止齿条旋转，也有在转向器壳体上设计导向槽的，槽内嵌装导向块，并将拉杆、导向块与齿条固定在一起。齿条移动时导向块在导向槽内随之移动，齿条旋转时导向块可防止齿条旋转。要求这种结构的导向块与导向槽之间的配合要适当。配合过紧会为转向和转向轮回正带来困难，配合过松齿条仍能旋转，并伴有敲击噪声。 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 (a)； 转向器位于前轴后方，前置梯形 (b)；转向器位于前轴前方，后置梯形 (c)；转向器位于前轴前方，前置梯形 (d)。 图 2.5 齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置 齿轮齿条式转向器广泛应用于乘用车上。车载质量不大，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。 2.6.2 其他转向器 除齿轮齿条转向器外，还有循环球式转向器，蜗杆滚轮式转向器，蜗杆指销式转向器等。 循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高 ,因此循环球式转向器主要用于商用车上。 蜗杆滚轮式转向器的主要缺点是：正效率低；工作齿面磨损以后，调整啮合间隙nts 14 比较困难；转向器的传动比不能变化。 固定销蜗杆指销式转向器的结构简单制造容易；但是因销子不能自转，销子的工作部位基本保持不变，所以磨损快、工作效率低。旋转销式转向器的效率高、磨损慢，但结构复杂。 所以我的设计选用齿轮齿条式转向器为动力转向装置。 2.7 齿轮齿条式转向器布置和结构形式的选择 图 2.6 采用如图所示的布置形 式 图 2.7 采用如图所示的侧面输入两端输出的结构形式。 2.8 数据的确定 nts 15 根据以上的论述，本次设计初选数据如下： 轮距 1670mm 轴距 3800mm 满载轴荷分配：前 /后 2200/3255(kg) 总质量 /kg ma 1255(kg) 轮胎 175/60R16 主销偏移距 a 50mm 轮胎压力 p/MPa 0.53 方向盘直径 SW D 400mm 最小转弯半径 7.6m 转向梯形臂 200mm 主销中心距 K 1290mm 表 2.2 初选数据 参考 BJ121 型轻型载货汽车底盘架构和上海通用别克赛欧汽车转向操作机构 2.9 本章小结 本章对转向系统的设计要求进行分析，确定转向梯形的设计方案，并对最小转弯半径进行计算。机械转向器的类型选用齿轮齿条式转向器，因其具有结构简单、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%等优点。最后确定本次设计的初选数据。 nts 16 第 3章 转向系主要性能参数 3.1 转向系的效率 功率 p1 从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号 表示，；反之称为逆效率，用符号 表示。 正效率 计算公式： ppp121 （ 3.1） 逆效率 计算公式： ppp323 （ 3-2） 式中， p1 为作用在转向轴上的功率； p2 为转向器中的磨擦功率； p3 为作用在转向摇臂轴上 的功率。 正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，又要求此逆效率尽可能低。 影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。 3.1.1 转向器的正效率 影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。 （ 1） 转向器类型、结构特点与效率 在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆 滚轮式转向器的正效率要明显的低些。 同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。选用滚针轴承时，除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种轴向器nts 17 的效率 +仅有 54%。另外两种结构的转向器效率分别为 70%和 75%。 转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约 10%。 （ 2） 转向器的结构参数与效率 如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其 效率可用下式计算 )tan(tan00 a a （ 3.3） %85 式中，0a为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角； 为摩擦角， =arctanf； f 为磨擦因 数。 3.1.2 转向器的逆效率 根据逆效率不同，转向器有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。 属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。 不可逆式和极限可逆式转向器 不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不 能传到转向盘的转向器。该冲击力转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。 极限可逆式转向器介于可逆式与不可逆式转向器两者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。 如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算 00tan)tan(aa （ 3.4） 式（ 3.3）和式（ 3.4）表明：增加导程角 0a ，正、逆效率均增大。受 增大的影响， 0a 不宜取得过大。当导程角小于或等于磨擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角。 nts 18 3.2 传动比变化特性 3.2.1 转向系传动比 转向系的传动比包括转向系的角传动比 0i 和转向系的力传动比 pi 。 转向系的力传动比 : FFi Wp /2 （ 3.5） 转向系的角传动比 : kkkw dddtd dtdi /0 （ 3.6） 转向系的角传动比 0i 由转向器角传动比 i 和转向传动机构角传动比 i 组成，即 iii 0 （ 3.7） 转向器的角传动比 : pppw dddtddtdi /（ 3.8） 转向系角传动比商用车约为 1622，轿车约为 1220，此处取 i =20 转向传动机构的角传动比 : kpkpkp dddtddtdi /（ 3.9） 1 3.2.2 力传动比与转向系角传动比的关系 转向阻力 FW 与转向阻力矩 Mr 的关系式： aMFw r （ 3.10） 作用在转向盘上的手力 Fh 与作用在转向盘上的力矩 Mh 的关系式： swhh DMF 2 （ 3.11） 将式（ 3.10）、式（ 3.11）代入 hWp FFi /2 后得到 aM DMi h swrp （ 3.12） 如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理， 2Mr/Mh可用下式表示 nts 19 3427183.4620822000iiiddMMkhr（ 3.13） 将式（ 3.10）代入式（ 3.11）后得到 136502 7 1 82003.4 6 2 0 822 0ppswpiiaDii （ 3.14） 当 a和 Dsw不变时，力传动比 pi 越大，虽然转向越轻，但 0i 也越大，表明转向不灵敏。 3.2.3 转向器角传动比的选择 转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。 若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突 出，应选用大些的转向器角传动比。 汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。 转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图 3.1所示。 图 3.1 转向器角传动比变化特性曲线 Fig 3.1 Change characteristic property curve of Steering angle transmission ratio nts 20 3.3 转向器传动副的传动间隙 t 传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性（图 3.2）。 研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。 传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，最好无间隙。若转向器传动副存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，车轮将偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。 传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间附近位置因磨损造成的间隙过大时，必须经调整消除该处间隙。 为此，传动副传动间隙特性应当设计成图 3-2所示的逐渐加大的形状。 图 3.2 转向器传动副传动间隙特性 Fig 3.2 Drive gap characteristic property of steering 转向器传动副传动间隙特性 图中曲线 1 表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线 2 表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙；曲线 3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。 3.4 转向盘的总转动圈数 转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总 转动圈数。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。乘用车转向盘的总转动阁数较少，一般约在 3.6 圈以内；商用车一般不宜超过 6圈。 本设计为轻型商用车，所以取 4圈。 3.5 本章小结 以上内容是针对转向系的主要参数进行计算，力与角的传动比直接影响到行驶的舒适性和安全性，影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。并对转向器传动副传动间隙特性进行研究，研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。 nts 21 第 4章 转向器设计计算 4.1 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，地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距 Mr （ Nmm),即 53.0220037.03331rrMPGfM(4.1) rM 46208.3 Nmm 式中， f 为轮胎和路面见的摩擦因素，一般取 0.7； 1G 为转向轴负荷 2200（ N） ; p为轮胎气压 0.53（ MPa）。 作用在转向盘上的手力为 85.0202003.4 6 20 82221hwSWrhFiDLMLF （ 4.2） 13.59 N 式中， L1 为转向摇臂长； L2 为转向节臂长； DSW 为转向盘直径； i为转向器角传动比； 为转向器正效率。 作用在转向盘上的力矩为 Fh=Mh / R Mh=13.59x200 2718 Nmm 4.2 齿轮参数的选择 nts 22 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 z 6， mn 2.5， 10 右旋，压力角 20 ， 精度等级 8级。 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。 4.3 齿轮几何尺寸的确定 齿顶高 ha = mmhm nann 25.47.015.2 齿根高 hf mmchm nnann 3 7 5.17.025.015.2 齿高 h = ha+ hf = mm625.5375.125.4 分度圆直径 d =mz/cos = mm337.1512cos65.2 齿顶圆直径 da =d+2ha = mm8 3 7.235.83 3 7.15 齿根圆直径 df =d-2hf = mm587.12475.2337.15 基圆直径 mmdd b 412.1420c o s337.15c o s 法向齿厚为 5.23 6 4.07.022t a n22 nnnn ms mm593.4 端面齿厚为 5253.2367.0c os7.022t a n22 2 tttt ms mm275.5 分度圆直径与齿条运动速度的关系 d=60000v/n1 v 0.001m/s 齿距 p= m=3.142.5=7.85mm 齿轮中心到齿条基准线距离 H=d/2+xm=9.4185mm 4.4 齿根弯曲疲劳强度计算 4.4.1 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=2.5，主动齿轮齿数为 z=6，压力 角取 a=20. nts 23 （ 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 =12 4.4.2 齿轮的齿根弯曲强度设计 32114.12PsFmFn zYkTm（ 1） 试取 K= 3.1 （ 2） 斜齿轮的转矩 T=25 NM （ 3） 取齿宽系数 8.0m （ 4） 齿轮齿数 61z （ 5） 复合齿形系数 sFY= 32.3 （ 6） 许用弯曲应力 FP =0.7 FE =0.7 920=644N/ 2mm FE 为齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值。 23.264468.0 32.3253.14.12 3 2 nm 试取 nm =2.5mm (7) 圆周速度 d= 337.15 mm b= m d= mm226.12337.