车辆工程课程设计任务书1．课程设计题目：汽车齿轮齿条式转向器设计及零件加工工艺制定2．课程设计目的：此课程设计是《汽车设计》、《汽车制造工艺学》课程教学重要实践环节，其目的是：1）培养学生理论联系实际的设计思想，巩固和加强所学的相关专业课程的知识；2）熟悉和掌握车辆设计和制造工艺制定的一般过程和方法，提高综合运用所学的知识进行车辆设计与制造的能力；3）熟练掌握和运用设计资料（指导书、图册、标准和规范等）以及经验数据进行设计的能力，培养学生机械制图、设计计算和编写技术文件等的基本技能。
3．课程设计时间：2010年8月30日~2010年9月23日（4周）4．整车性能参数：车型：一汽佳宝（面包车）基本参数（网络搜索得到）：名称轴距L 前轮距L1 后轮距L2最小转弯半径R数值2500mm 1350mm 1360mm 4600mm名称车长车宽车高车质量数值3930mm 1585mm 1857mm 1123kg 5．汽车齿轮齿条式转向器设计的基本要求：1）技术参数：线角传动比：41.8mm/rad齿轮法向模数：2.2方向盘总圈数：3.5齿条行程：61.5mm2）设计要求：仅设计转向器部分。
6．齿轮齿条式转向器的零件加工制造工艺部分的要求零件名称：齿轮1）生产纲领：1000~10000件，生产类型：批量生产；应保证零件的加工质量，尽量提高生产率和降低消耗率。
2）尽量降低工人的劳动强度，使其有良好的工作条件；在充分利用现有生产条件的基础上，采用国内外先进工艺技术；主要的工艺要进行必要的分析论证和计算。
7．提交的文件资料：1）装配图1张（A1）、零件图2张（A3）；2）零件毛配图1张（A3）；3）零件加工工艺过程卡片1套、零件加工工序卡片1套；4）课程设计说明书1份（20页左右）（A4）。
一．齿轮齿条转向器的优缺点：齿轮齿条转向器是由转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。
优点：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器质量比较小，传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损而出现间隙后，利用装在齿条背部的、靠近主动小齿轮的处的压紧弹簧能自动消除间隙，不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用体积小，没有转向摇臂和直拉杆，所以转向转角可以增大，制造成本低。
缺点：齿轮齿条转向器因逆效率高（60%~70%），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至方向盘，称之反冲现象。
反冲会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车的行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。
二．齿轮齿条转向器的输入形式及特点：1．侧面输入，中间输出：与齿条固连的左右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近，由于拉杆长度增加，车轮上下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮的上下跳动时转向系与悬架系的运动干涉，拉杆与齿条用螺栓固连在一起，因此，两拉杆与齿条同时向左或向右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了他的强度。
2．采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。
3．侧面输入，一端输出的齿轮齿条转向器，常用在平头车上。
齿轮齿条转向器采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合，增加运转平稳性，降低冲击和噪声。
齿条断面有圆形、V形和Y形三种。
圆形断面制造简单；V形和Y形节约材料，质量小而且位于齿条下面的两斜面与齿条托坐接触，可以用来防止齿条绕轴线转动。
三．齿轮齿条转向器计算载荷的确定。
1、引言：为了保证行驶安全，组成转向器的各零部件有足够的强度，欲验算转向器各零件的强度，首先需要确定各零件所承受的力及扭矩，影响这些力的主要因素为轴向载荷、路面阻力和轮胎胎压等。
为转动各转向轮需克服阻力，包括主销传动阻力和车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中各摩擦阻力等。
2、用半经验公式来计算汽车在沥青路面上的原地转向力矩MR=①式中：f：轮胎与地面间滑动阻力系数G1：转向轴负荷，NP：轮胎气压，MPa将查资料所得数值：胎与地面间滑动阻力系数f=0.7；整车整备质量m=1123kg；该车容纳乘客数6人；每人质量约60kg；前置后驱转向轴负荷率为55%。
G1=（1123+60×6）×9.8×55%=7993.37N将数据代入①式中，得：MR==372869.33N.mm3. 转向器角传动比iw的计算：sinα==②式中：L：汽车轴距，2500mmR：汽车最小转弯半径，4600mm将数据代入②式，得：α=32.92。
tanβ=③式中：L：汽车轴距，2500mmR：汽车最小转弯半径，4600mmB：前轮轮距，1350mm将数据代入③式，得：β=44.87。
角传动比iw=④式中：ωw：转向盘转角（速度），3.5×360。
ωk：转向轮转角（速度），α+β=77.79。
将数据代入④式中，得：iw=16.24.根据MR计算转向盘上的手力Fh：Fh=⑤式中：L1：转向摇臂长度，mmMR：原地转向阻力矩，372869.33N.mmL2：转向节臂长度，mmDsw：转向盘直径，设计为320mmiw：转向器角传动比，16.2η+：转向器的正效率，90%由于齿轮齿条转向器无转向摇臂和转向节臂，故不代入数值。
将数据代入⑤式，得：Fh=159.84N5.转向盘扭力矩Tz：Tz=⑥式中：Fh：转向盘上的手力，159.84NDsw：转向盘直径，设计为320mm将数据代入⑥式，得：Tz=25574N.mm6．转向横拉杆直径的计算：d⑦式中：MR：原地转向阻力矩，372869.33N.mmL1：前轮距1350mm[σ]:材料许用应力216MPa将数据代入⑦式，中：d 4.04mm7．主动齿轮轴的计算：d⑧式中：Mn：方向盘扭矩，25574N.mm[τ]：材料许用切应力，140MPa将数据代入⑧式，得：d9.30mm四．齿轮齿条式转向器的齿轮的设计：线角传动比：41.8mm/rad齿轮法向模数：2.2方向盘总圈数：3.5齿条行程：61.5mm齿轮齿条式转向器若用直齿圆柱齿轮则会使运转平稳性降低、冲击大、噪声增加。
故齿轮齿条式转向器的齿轮多采用斜齿圆柱齿轮。
齿轮的模数取值范围在2~3mm 之间。
主动小齿轮齿数在5~7个范围变化，压力角取值200，齿轮螺旋角多为90~150,。
设计齿轮模数mn1=2.2设计齿轮齿数z1=6设计齿轮压力角α1=200斜齿圆柱齿轮直径d=mn1z1/cosβ五．齿轮齿条式转向器的齿条的设计：相互啮合的齿轮的齿距p1=πmn1cosα1和齿条的齿距p2=πmn2cosα2必须相等。
即：πmn1cosα1=πmn2cosα2设计齿条的模数：mn2=2.25计算出齿条的压力角为：α2=23014‘50’‘六．齿轮齿条式转向器的综合分析设计及计算：由《汽车设计课程设计指导书》知道：转向器转向盘的单位转角增量与齿条位移增量的反比定义为齿轮齿条转向器的线角传动比。
如图示：假设齿轮有足够的啮合长度，且齿轮在齿条上滚动而齿条不动的啮合情况，当齿轮啮合一周时，齿轮中心线由O-O位置移动到O‘-O’位置。
这时可以知道AB=πd，齿轮在齿条上移动了AC距离：AC=ABcosθ=πdcosθ式中：θ：齿轮安装角，（0）d：齿轮分度圆直径（mm）齿轮在垂直于齿条中心线MM的方向上移动了BC距离：BC=ABsinθ=πdsinθ在齿条实际工作中是运动的，齿轮只是绕轴承中心线转动，并不移动。
只能是齿条沿其轴线移动，可见BC在实际工作中不存在，从中可知：CD=BCtanβr在齿轮转动一周，齿条实际移动距离AD为：AD=AC-CD=πdcosθ-πdsinθtanβr式中：βr：齿条倾角（0）AD就是齿轮齿条式转向器的线角传动比：即：i=πdcosθ-πdsinθtanβr=⑨将设计数据：i=41.8mm/rad；d= mn1z1/cosβ；mn=2.2；z1=6；代入⑨式，得：βr=7.44090=7026‘27’‘设计为中间输入，安装角θ=3.50；将θ=00代入⑨式，得：β=10.989192410=10059‘35‘’齿条的齿数计算z2：Z 2=○10式中：L：齿条行程，61.5mm Mn2:齿条模数，2.25α2：齿条压力角，α2=23014‘50’‘将数据代入○10式，得：z 2=18.95；取整数值z2=20齿轮直径d= mn1z1/cosβ=13.45mm取齿宽系数Ψd=1.2齿宽b=Ψd×d=16.2mm所以齿条宽b2取30mm，即b2=30mm；齿轮宽b1=b2+10=40mm，即b1=40mm齿顶高ha ha= ha×mn2.2 2.25齿根高hf hf= （ha*+c*-x n）×mn0.55 2.8125齿顶圆直径da da=d-2×ha17.85 -齿根圆直径df df=d-2×hf12.35 -螺旋角β- 10059‘35‘’7026‘27’‘齿宽 b - 40 30七．齿轮齿条式转向器的材料选择及强度校核：1．材料选择：齿轮：40C r C-N 共渗淬火、回火 齿条：45钢 调制处理2．强度校核：1）齿轮接触疲劳极限σ校核： 经查《机械设计手册》得： σHlim = 1580MPa S Hlim = 1.3Z N =1.4【接触次数取8×106次，由《机械设计手册》查得】 [σH ]===1701.54MPa《机械设计手册》查得：齿轮使用系数：K A =1.35【原动机轻微冲击，工作机轻微冲击】 齿轮动载系数：K V =1.05【齿轮IT7级精度】齿轮齿向载荷分布系数：K β=1.12【非对称布置，齿宽系数Ψd =1.2】 齿轮齿间载荷分配系数：K α=1.0【斜齿轮，未经表面硬化，经修齿】 K= K A K V K βK α=1.35×1.05×1.12×1.0=1.5876 齿面接触疲劳强度校核： σH =Z E Z H Z εZ β[σH ] ○11 式中：Z E ：材料弹性系数，189.8【由《机械设计手册》查得】 Z H ：节点区域系数，2.15【由《机械设计手册》查得】Z ε：重合度系数，0.94【计算εα=1.165，εβ=0.55，由《机械设计手册》查得】 Z β：螺旋角系数，0.99【由《机械设计手册》查得】 U ：齿轮传动比，20:6=10/3 将数据代入○11式，得：σH =189.8×2.15×0.94×0.99×=1674.8MPa σHMPa [σH ]= 1701.54MPa所以齿轮接触疲劳极限强度符合要求。
2)齿轮弯曲疲劳强度校核：经查《机械设计手册》得：σFlim= 580MPaSHlim= 1.05YN=1.25【接触次数取8×106次，由《机械设计手册》查得】[σF] ===473.5MPaσF = YFYSYβYεYF：外齿轮的齿形系数2.8【由《机械设计手册》查得】YS：外齿轮齿根应力修正系数1.5【由《机械设计手册》查得】Yβ：螺旋角系数0.9【由《机械设计手册》查得】Yε：重合度系数，0.75【由《机械设计手册》查得】σF = YFYSYβYε=×2.8×1.5×0.9×0.75 =194.5MPaσF =194.5MPa[σF]= 473.5MPa所以齿轮弯曲疲劳强度极限符合要求。