小型汽車液壓助力轉向系統(tǒng)設計【含10張CAD圖紙】【含CAD高清圖紙和說明書】

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This paper firstly introduces the development process of automobile power steering system, the working principle of the system and the traditional hydraulic power steering, and on this basis, put forward to control the flow of hydraulic power steering system in this paper, according to the design diagram and control mode of hydraulic system to realize the power steering system aspects. In this paper, in the hydraulic control and mechanical system aspects of power steering control are analyzed, on the rack and pinion steering mechanism is analyzed and design. Keywords: automobile; steering; hydraulic system; mechanical structure 目 錄 1緒 論 1 2液壓助力布置方案的擬定 1 2.1轉向系的功用與要求 1 2.2轉向器方案分析 2 3 液壓助力轉向機構布置方案分析 2 3.1動力轉向機構布置方案 2 3.2動力轉向器結構形式的選擇 4 3.3分配閥的結構方案 4 4液壓系統(tǒng)方案分析 4 4.1常用轉向液壓系統(tǒng)工作原理 4 4.2系統(tǒng)設計工作原理 5 5 轉向器輸出力矩的確定 6 6 軸的設計計算及校核 6 6.1 轉向搖臂軸（即齒形齒扇軸）的設計計算 6 6.1.1材料的選擇 6 6.1.2結構設計 6 6.1.3軸的設計計算 7 6.2 螺桿軸設計計算及主要零件的校核 10 6.2.1材料選擇 10 6.2.2結構設計 10 6.2.3軸的設計計算 10 6.2.4鋼球與滾道之間的接觸應力校核 12 7 齒輪齒條式液壓動力轉向機構設計 13 7.1 齒輪齒條式轉向器結構分析 13 7.2 參考數(shù)據(jù)的確定 18 7.3 轉向輪側偏角計算 18 7.4 轉向器參數(shù)選取 19 7.5 選擇齒輪齒條材料 20 7.6 強度校核 20 7.7 齒輪齒條的基本參數(shù)如下表所示 21 7.8 齒輪軸的結構設計 21 8結 論 22 參考文獻 23 致 謝 24 中國地質大學長城學院2015屆畢業(yè)設計 1緒 論 隨著中國經(jīng)濟的快速發(fā)展，我國的汽車產(chǎn)業(yè)有著快速的成長，據(jù)我國相關部門統(tǒng)計，截至2007年9月底，轎車的銷量數(shù)量已經(jīng)超過400萬輛，同比增長40%。在2006年11月的北京車展上，許多國內(nèi)自主品牌紛紛亮相，比如長城、奇瑞、吉利等。在這場國際汽車展中，我國汽車在外觀、設計風格、技術和品質上，都令人吃驚，但和國外有著近百年發(fā)展歷史的國外汽車工業(yè)相比，我們的汽車在行車性能和舒適體驗方面仍有不小差距。 汽車工業(yè)是我國的主要產(chǎn)業(yè)，在我國的經(jīng)濟中有著重要的地位，汽車工業(yè)隨著機械和電子技術的發(fā)展而不斷前進。就現(xiàn)在來說，汽車已經(jīng)成為先進材料、電子科技等學科的產(chǎn)物。汽車轉向系統(tǒng)也隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展而發(fā)展。 2液壓助力布置方案的擬定 2.1轉向系的功用與要求 轉向系統(tǒng)簡單來說就是用來改變汽車的行駛方向的，它的組成包含轉向器和轉向傳動裝置兩大部分。 根據(jù)轉向系的工作特點，對其提出如下要求： 1.工作可靠。汽車行駛的安全性與轉向系有很大關系，所以汽車的零件需要有足夠的抗磨損能力，適當?shù)膭偠?、強度和足夠的壽命? 2.操縱輕便，這其中包含三方面內(nèi)容： (l)汽車改變方向時作用在方向盤上的手力要小，一般最大極限值是： 小客車 中型載重車 重型載重車 可以采用增加轉向傳動裝置的力傳動比或轉向加力器等這些方法都是減小方向盤手力的有效手段。 (2)汽車在拐彎的時候，方向盤的回轉圈數(shù)要少。當汽車轉最大彎時，方向盤的旋轉圈數(shù)不能超過2.5圈。因此轉向系的角傳動比不宜太大。 (3)汽車在保持直線行駛時，方向盤要穩(wěn)定，不能有抖動和擺動。這就需要轉向系在整車布置上與其他系統(tǒng)相適應；汽車在轉彎后，方向盤可以自己回正，說明轉向器有一定的可逆性，而且要準確的選擇前輪定位角。 3.汽車在轉彎時要保證其車輪是純粹的滾動而不能出現(xiàn)滑動現(xiàn)象。 4.盡量避免過大的車輪轉向力傳到方向盤上，而且需要駕駛員有正確的道路感覺。從而要求適當?shù)乜刂妻D向器的可逆程度。 5.轉向系的調整應盡量少而簡單。 2.2轉向器方案分析 汽車用途可以決定選用哪種效率特性的轉向器，轉向器和轉向系的設計方案有關系。經(jīng)常行駛在好路面上的轎車和市內(nèi)用客車，可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉向器。 綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉向器。 3 液壓助力轉向機構布置方案分析 液壓式動力轉向，其油液具有不能壓縮的性能，而且靈敏度高和油壓工作壓力比較高，動力缸尺寸比較小，結構緊湊等優(yōu)點而得到更多的使用。 3.1動力轉向機構布置方案 轉向動力缸和機械轉向器成一組，然后再與轉向控制閥組在一起，這種組合稱之為整體式動力轉向器（如圖3-1）。另一種方案是只將機械轉向器和轉向控制閥組合成一個部件，該部件稱為半整體式動力轉向器（如圖3-2），轉向動力缸則做成獨立部件。第三個方法，將轉向動力缸和轉向控制閥組成一組，然后再將機械轉向器作為單獨件，這種組合叫轉向加力器（如圖3-3）。 圖3-1 整體式動力轉向器 圖3-2 半整體式動力轉向器 圖3-3 轉向加力器 在分析比較上述幾種不同動力轉向機構方案時， 由于分置式動力轉向器的分開布置，所以機械轉向器可以有很多種方法組成；動力缸助力載荷不能影響轉向器零件；在汽車的轉向橋承受的力過大時，在不影響轉向器基本尺寸的同時，可以增加更多的動力缸或者加大動力缸的缸徑尺寸。由于分置式的管路很復雜，零件數(shù)也很多。所以在分置式的結構中，聯(lián)閥式和半分置式的使用最廣，但連桿式的相對少。 綜上最后本次設計的布置形式選定為半分置式。 3.2動力轉向器結構形式的選擇 動力轉向器的結構形式包括常壓式和常流式。在中間位置的轉向分配閥關閉時，油液持續(xù)屬于高壓狀態(tài)，這種稱為常壓式動力轉向器；在中間的轉向分配閥打開時，油持續(xù)處在常流狀態(tài)時，這種稱為常流式動力轉向器。 與常流式動力轉向器相比較，常壓式的優(yōu)點是有蓄能器，油泵排除的高壓油，儲存到儲能器中，達到一定的壓力后，油泵自動卸載而空轉以此避免液壓系統(tǒng)出現(xiàn)過大載荷。這一點對大型汽車非常重要。所以本文采用常壓式的。 3.3分配閥的結構方案 圖3-4 滑閥的結構和工作原理 分配閥有兩種結構方案：閥體與閥在分配閥中控制油路通過軸向移動方式來完成稱為滑閥式（如圖3-4），以旋轉運動來控制油路的稱為轉閥式。 滑閥式分配閥結構簡單，使用性能好，易于布置，使用廣泛。 轉閥式非常靈敏、其密封件數(shù)少。但轉閥式是通過扭桿彈簧使轉閥回位，因此結構比較復雜。 綜上最后本次設計的控制閥選用滑閥。 4液壓系統(tǒng)方案分析 4.1常用轉向液壓系統(tǒng)工作原理 汽車在保持直線行駛時，轉向器分配閥5處于開啟，液壓泵2關閉，油液進入油箱8。在拐彎時，螺桿稍微前動后動，轉向器內(nèi)滑閥遠離中間位置，從液壓泵里流出的壓力油，通過液壓控制集成元件4穩(wěn)壓后，通過轉向器分配閥5，進入轉向缸6，在液壓缸的作用下，轉向輪開始轉向(如圖4-1所示)。 4.2系統(tǒng)設計工作原理 (1)汽車保持直線行駛時如圖4-2所示：轉向器分配閥處于中間位置時，轉向液壓系統(tǒng)沒有承受負擔。通過液體的工作特性，液體從開式減壓閥5流進轉向分配閥8后，進入油箱1，有兩種原因：一是轉向器分配閥8的中位油路接通結構為“H”型，“A1”“B1”“O1”“P1”口互通，系統(tǒng)沒有建壓；二是開式減壓閥在系統(tǒng)沒有壓力狀態(tài)下，所有支路沒有節(jié)流。另此時液控背壓閥7、液控換向閥8及液壓缸10處于閑暇。 (2)汽車向右轉時：轉向盤向右轉動，轉向器分配閥8處于“交叉”地方時，油液進入液控換向閥9“交叉”處口，完成回路，液控換向閥9的閥芯打開，使液控換向閥9弄到“交叉”處。左右轉向轉換運動過程的特點：汽車在左右轉向轉換時轉向器分配閥9閥芯回到中間后，在到其中左右轉向地方的瞬間時，其液控單向閥3閥芯在回位彈簧和單向節(jié)流閥6的作用下，馬上讓油液流出然后關閉，使支路建壓，馬上控制液控換向閥工作。 5 轉向器輸出力矩的確定 通過半經(jīng)驗公式來計算汽車在混凝土或瀝青路面上行駛時轉向器的輸出力矩。 G1=mg=141410=14140N M= G1L／4=14140 ×135／4 =477225N.mm 式中，G1為汽車前軸負荷，單位是N； M為汽車轉向器的輸出力矩，單位是N.mm； m為汽車的前軸負荷，單位是Kg； g為重力加速度，計算時取g=10N/Kg； L為汽車轉向搖臂中心距，單位是mm。 6 軸的設計計算及校核 6.1 轉向搖臂軸（即齒形齒扇軸）的設計計算 6.1.1材料的選擇 搖臂軸的材料為20CrMnTi鋼，由于前軸擔負的力不大，螺紋、三角花鍵和卡簧槽部表面不滲碳，其表面滲碳層深度在0.8～1.2mm。表面硬度為58～63HRC。 6.1.2結構設計 軸結構如圖6-1所示 錐形漸開線花鍵在軸伸出殼體的部分，同時使用螺母緊固，這樣能夠讓轉向搖臂緊緊壓靠到軸上，使之聯(lián)結緊固、無間隙，加工花鍵的工藝與齒輪相同；因為齒扇和齒條在運動時有摩擦力，因此在運動過一段時間后會發(fā)生間隙，這個間隙的改變工作可以將齒扇設計成變厚齒扇。 6.1.3軸的設計計算 （1）漸開線花鍵的設計計算 花鍵連接的類型和尺寸是由被連接件的尺寸、工作條件和使用要求來確定的，接著進行一定的強度校核計算， 圖6-1轉向搖臂軸結構簡圖 本軸的漸開線花鍵可選擇45°花鍵，齒數(shù)為Z=36，壓力角為45°，模數(shù)為m=0.8。 漸開線花鍵幾何尺寸的計算 分度圓直徑D=mZ=0.836=28.8mm; 基圓直徑Db=mZcos45°=0.836×1.414=20.36mm; 周 節(jié)P=m=3.140.8=2.5mm; 內(nèi)花鍵大徑Dei=m(Z+1.2)=0.8(36+1.2)=29.76mm; 外花鍵大徑Dee= m(Z+0.8)= 0.8(36+0.8)=29.44mm; 外花鍵小徑Die= m(Z-1.2) =0.8(36-1.2)=27.84mm； 漸開線花鍵的校核計算 漸開線花鍵的連接強度可以通過擠壓、彎曲和剪切來計算。主要的是擠壓強度常。其計算過程如下： 漸開線花鍵的平均直徑mm; 漸開線花鍵齒的工作高度=m=0.8mm； 漸開線花鍵齒的工作長度=25mm；漸開線花鍵齒的彎曲應力 ； 許用彎曲應力為 由此可知，漸開線花鍵的設計滿足要求。 （2）變厚齒形齒扇的計算 變厚齒形齒扇的計算，如圖6-2所示，將中間剖面A-A定義為基準平面。進行變厚齒扇計算之前，其參數(shù)有：變厚齒扇的模數(shù)m，參考表4－1選??；齒頂高系數(shù)X1，一般取0.8或1.0；徑向間隙系數(shù)，取0.2；法向壓力角，一般在20°～30°之間；正圓齒數(shù)，在12～15之間選?。积X扇寬度，一般在22mm～28mm。 表6-1 循環(huán)球式轉向器齒扇齒模數(shù) 齒扇齒模數(shù)m/mm 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 6.0 6.5 轎 車 排量/mL 500 1000 ～1800 1600 ～ 2000 2000 2000 前軸負荷/N 3500 ～ 3800 4700 ～ 7350 7000 ～ 9000 8300 ～ 11000 10000 ～11000 貨車和大客車 前軸負荷/N 3000 ～ 5000 4500 ～ 7500 5500 ～ 18500 7000 ～ 19500 9000 ～ 24000 17000 ～ 37000 23000 ～ 44000 最大轉載質量/Kg 350 1000 2500 2700 3500 6000 8000 通過汽車的前軸負荷G1=14140N，從上表可以看出,選取齒扇的模數(shù)m=5mm。 然后，由變厚齒扇的模數(shù)m=5mm,查4-1表選擇轉向器的相關尺寸。 圖6-2 變厚齒形齒扇的計算簡圖 變厚齒扇的幾何尺寸，計算結果如下： 變厚齒扇的模數(shù)m=5mm; 變厚齒扇的法向壓力角=30°； 整圓齒數(shù)為13；齒扇齒數(shù)為z=5； 變位系數(shù)X1=0.082； 分度圓直徑d=mz=513=65mm; 分度圓齒厚S=/2=3.145/2=7.85mm; 齒頂高 ha= X1m=0.85=4mm; 齒根高 hf=( X1+c)=(0.8+0.25)5=5.25mm; 齒頂圓直徑da=d+2ha=65+24=73mm; 齒扇的結構設計 因為齒扇的齒頂圓直徑為da=73mm<500mm，所以可使用鍛造毛坯；又因為齒扇的齒根圓直徑為df=d-2hf=65-25.25=54.75mm，但齒扇的軸徑為32mm,二者的差別比較小，所以能制成一體的齒輪軸，因此軸的材料一定與齒扇齒輪的相同。 5）齒扇齒的應力校核 齒扇齒的受力情況如圖6-3所示。 圖6-3 齒扇齒的受力簡圖 作用在齒扇上的圓周力Fa===14683.85N; （6－1） 齒扇的齒高h=ha+hf=4+5.25=9.25mm; 則齒扇齒的彎曲應力w== （6－2） =508.65N/mm[w]=540 N/mm; 上式中，[w]為許用彎曲應力，[w]= 540 N/mm。 由此可知，齒形齒扇的設計能夠滿足設計要求。 6.2 螺桿軸設計計算及主要零件的校核 6.2.1材料選擇 螺桿軸可以使用20CrMnTi鋼來制造，熱處理鋼球滾道處滲碳層深度在0.8～1.2mm，表面淬火HRC 58～63。其20軸徑硬度HRC40，在漸開線花鍵處不滲碳。 6.2.2結構設計 軸的結構如圖所示 圖6-4 螺桿軸結構簡圖 通過軸向固定，角接觸球軸承的標準，然后了解內(nèi)側采用軸肩，因此左右軸徑均采用d=20mm；左端軸徑長度為14mm，比軸承寬度小4mm，輕松的便可將軸承固定在轉向螺桿軸上；能夠讓汽車轉向萬節(jié)的中心與轉向螺桿軸中心能在一個高度上，因此連接使用漸開線花鍵連接，花鍵的加工工藝和齒輪相同；為了減少螺母和螺桿之間的摩擦，可以通過在螺母和螺桿的滾道之間放置適量的鋼球來提升傳動效率；為了防止鋼球沿滾道滾出，所以要在螺母上增加鋼球返回裝置，這樣使鋼球通過此裝置自動返回入口處，從而形成循環(huán)回路。[5] 6.2.3軸的設計計算 （1）首先由變厚齒扇齒模數(shù)m=5.0mm，通過查表4-1來確定轉向螺桿軸的相關參數(shù)，相關參數(shù)如下： 鋼球中心距D=32mm; 螺桿外徑D1=29mm; 鋼球直徑d=7.144mm; 螺距P=10mm; 工作圈數(shù)2.5； 環(huán)流行數(shù)2； 齒扇齒數(shù)Z=5 ; 齒扇整圓齒數(shù)Z’=13； 螺母長度L=56mm; 齒扇壓力角=27o30′；齒扇寬26mm； （2）其他參數(shù)的設計計算： 螺母內(nèi)徑D2=D+(5% 到10%)D1=32+(5% 到10%)×29=33.5到34.9mm; 圓整后取D2=34.2mm; 每個環(huán)路中的鋼球數(shù); （6－3） 圓整后取n=32; 滾道截面半徑mm; （6－4） 圓整后取R2=4mm; 接觸角選擇=45o； 當方向盤轉過5角時，齒扇節(jié)圓應轉過的弧長等于對應螺母在螺桿上移動的距離S,此時，搖臂軸轉過0.25角，此時，轉向輪轉至最大轉角，則 ==51mm; （6－5） 螺桿螺紋滾道的有效工作長度L’是螺母在螺桿上移動的距離的2倍，即L’=2S=2×51mm=102mm; 考慮到安全性，可以在有效工作長度L’之外的兩端各增加0.5-0.75圈滾道長度。 螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度L L=L’+2(0.5到0.75)d=102+2×(0.5～0.75)×7.144=109.44～112.716mm; 又螺桿螺紋滾道的有效工作長度距兩端面距離5.5mm，即螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度 L L’+25.5=102+25.5=113mm； 圓整后取L=112mm； 螺桿螺線導程角則,則 = = =5.68o; （6－6） 6.2.4鋼球與滾道之間的接觸應力校核 螺桿受力 作用在螺桿上的軸向力F2 （6－7） 上式中d為變厚齒扇的分度圓直徑； 鋼球與螺桿之間的正壓力F3 F3= （6－8） 上式中n為參與工作的鋼球數(shù)；為接觸角，=45o； 螺桿受力簡圖 則 可見接近于0.1，根據(jù)查取K=0.970; （6－9） 表6-2 系數(shù)K與的關系 1.0 0.9 0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 0.3 K 0.388 0.400 0.410 0.440 0.468 0.490 0.536 0.600 0.2 0.15 0.1 0.05 0.02 0.01 0.007 K 0.716 0.800 0.970 1.280 1.8 2.271 3.202 鋼球與滾道之間的接觸應力 =K =2273.15[]； （6－10） 上述，R1為螺桿外半徑；R2為滾道截面半徑；r為鋼球半徑；E為材料彈性模量，等于2.1;[]為許用接觸應力，當接觸表面硬度為58-64HRC時，[]等于25 7 齒輪齒條式液壓動力轉向機構設計 齒輪齒條式液壓動力轉向機構是在純機械式齒輪齒條式轉向向機構的基礎上加上液動加力裝置，輔助轉向。 7.1 齒輪齒條式轉向器結構分析 齒輪齒條式轉向器包括兩端輸出式和中間輸出式兩種。 本論文選擇兩端輸出。因為兩端輸出的轉向器相比中間輸出的轉向器更為簡單，而且容易實現(xiàn)液動助力。 液動齒輪齒條轉向器的功能實現(xiàn)。齒輪齒條式液壓動力轉向機構是在純機械式齒輪齒條式轉向向機構的基礎上加上液動加力裝置，輔助轉向。加力裝置主要包括液壓泵，助力缸，管路以及分配閥等，如圖7-3 圖7-3 齒輪齒條式轉向器爆炸圖 將轉閥接口如圖7-4所示連接輸油管路 圖7-4 轉閥油路連接 液壓助力轉向器助力轉向工作原理如圖7-5所示。 圖7-5 液動齒輪齒條式轉向系統(tǒng)工作原理圖 1、直線行駛 小轎車直線行駛時轉向盤保持不變，動力缸左右兩腔相通如圖7-6所示，系統(tǒng)中只有極小克服流動阻力的油液壓力，助力系統(tǒng)此時無助力。 圖7-6直線行駛時油路工作狀況 2、右轉向行駛 小轎車往右轉彎時，方向盤順時針方向轉動--扭桿扭轉變形--滑閥偏轉--動力油缸左腔進入高壓油，右腔與回油管路連通--轉向輪偏轉--轉向齒輪與轉向軸同向轉動，如圖7-7所示。 圖7-7右轉向行駛時油路工作狀況 3、左轉向行駛 小轎車往左方向轉彎時，轉動方向盤--扭桿扭轉變形--滑閥偏轉--動力油缸右腔進入高壓油，左腔與回油管路連通--轉向輪偏轉--轉向齒輪與轉向軸同向轉動，如圖7-8所示。 圖7-8 左轉向行駛時油路工作狀況 4、動力轉向裝置的其它特性 轉向動力缸有隨轉向盤工作或停止的隨動作用。 在液壓系統(tǒng)工作出現(xiàn)故障不能助力或助力降低的時候，我們可以通過轉向盤直接操作轉向，但出現(xiàn)的操作力會變大。 7.2 參考數(shù)據(jù)的確定 表7-1 上海通用別克賽歐汽車轉向參數(shù) 輪距 1440mm 軸距 2750mm 滿載軸荷分配：前/后 877/1643(kg) 輪胎 175/60R14 主銷偏移距a 50mm 輪胎壓力p/MPa 0.45 方向盤直徑 307mm 最小轉彎半徑 6.9m 轉向梯形臂 200mm 7.3 轉向輪側偏角計算 圖7-9 車輪位置簡圖 （3-1） （3-2） 7.4 轉向器參數(shù)選取 齒輪齒條轉向器的齒輪一般使用斜齒輪，齒輪模數(shù)在之間，主動小齒輪齒數(shù)在之間，螺旋角在之間，壓力角取。故取小齒輪，，右旋，壓力角，精度等級8級。 轉向節(jié)原地轉向阻力矩： （3-3） 方向盤轉動圈數(shù)： （3-4） 角傳動比： （3-5） 方向盤上的手力： （3-6） 出現(xiàn)在方向盤上的操縱載荷:相對轎車來說該力不應超過150～200N，對于貨車不應超過500N。因此符合設計要。 （3-7） 力傳動比： （3-8） 取齒寬系數(shù) （3-9） 齒條寬度圓整取，則取齒輪齒寬 7.5 選擇齒輪齒條材料 小齒輪：齒輪一般選用性能不錯的20CrMnTi合金鋼，熱處理采用表面滲碳淬火工藝，齒面硬度為HRc58～63。齒條的材料使用與20CrMnTi有良好匹配性的40Cr作為嚙合副，齒條熱處理使用高頻淬火工藝，表面硬度HRc50～56。 7.6 強度校核 1、校核齒輪接觸疲勞強度 選取參數(shù)，按ME級質量要求取值 ， ； ， ， 故以 計算 （3-10） 查得： ， ， ， ； ， ， ， 則， （3-11） 齒輪接觸疲勞強度合格。 2、校核齒輪彎曲疲勞強度 選取參數(shù)，按ME級質量要求取值； ； ； ； ； 故以 計算 ： （3-12） 據(jù)齒數(shù)查表有：； ； ； 。則： （3-13） 齒輪彎曲疲勞強度合格。 7.7 齒輪齒條的基本參數(shù)如下表所示 表7-2 齒輪齒條基本參數(shù) 名稱 符號 公式 齒輪 齒條 齒數(shù) 6 31 分度圓直徑 15.2314 — 變位系數(shù) — 1 — 齒頂高 5 2.5 齒根高 0.625 3.125 齒頂圓直徑 25.2314 — 齒根圓直徑 13.9814 — 齒輪中圓直徑 20.2314 — 螺旋角 — 10° 齒寬 30 20 7.8 齒輪軸的結構設計 圖7-10 齒輪軸的結構設計 8結 論 轉向系統(tǒng)是汽車行駛中必不可少的系統(tǒng)，本次設計一開始對汽車轉向系很陌生，但本著對汽車轉向的強烈興趣和此次設計的責任感，通過大量的想關文獻參考和網(wǎng)絡搜索，使我逐漸認識并最終了解了汽車轉向機構。 本文的轉向器是以齒輪齒條式液動助力轉向為中心。根據(jù)任務書所說的要求，本文對轎車助力轉向進行了設計和分析，包括齒輪齒條轉向實現(xiàn)的原理和相關零件的校核等等，同時本文還對汽車轉向系統(tǒng)的一些重要參數(shù)進行了分析，特別是轉向系統(tǒng)的傳動比、最小轉彎半徑、正逆效率等。由于許多參數(shù)我無法得到，還有時間所限等，所以只分析了一些重要參數(shù)但未能進行設計。 為了能夠使轎車轉向后的有自動回正能力，轉向系的主銷許多是向內(nèi)傾和向后傾的，為了使計算相對簡單一點，本優(yōu)化把傾角都設計為零，即設計主銷垂直。再有轉向梯形優(yōu)化是單獨設計的部分因此被放到最后一章了。 因為自己的專業(yè)水平限制和相關數(shù)據(jù)的缺乏，本次設計還有很多不足之處，希望老師批評指正，我會認真改正學習。 參考文獻 [1] 臧杰,閻巖.汽車構造[M].機械工業(yè)出版社,2005,8. [2] 王望予主編.汽車設計[M].機械工業(yè)出版社,2004,8. [3] 劉澤九.軸承應用手冊[S]. 北京.機械工業(yè)出版社1996.3 [4] 《汽車工程手冊編輯》委員會.汽車工程手冊[S]. 北京.人民交通出版社.2001.5 [5] 劉濤主編.汽車設計[M].北京大學出版社,2008,1. [6] 余志生 《汽車理論》機械工業(yè)出版社 [7] 成大先 《機械設計手冊》（第三版） 致 謝 短短的半個學期畢業(yè)設計即將結束，我的大學生活也即將畫上了圓滿的句號。在這次設計過程中得到了許多老師和同學的熱心指導，尤其是老師在百忙之中多次給與指導，在此表示衷心的謝意！ 通過這次畢業(yè)設計，使自己更加清醒地認識到知識的無窮無盡以及自己所學的微小。在實習中學到了許多書上所沒有的東西，知識面得到了極大的擴展和豐富，讓我了解了以前想知道但沒有弄清楚的東西，如為什么汽車那么重駕駛員卻不用費力的就可以撥動方向盤。 畢業(yè)設計是對我們大學四年所學知識的一次總結，同時也是對我們各種能力的一次考驗。設計過程中通過初步嘗試、發(fā)現(xiàn)問題、尋找解決方法、確定方案的步驟，逐漸培養(yǎng)了我們獨立思考問題的能力和創(chuàng)新能力，同時也是我們更加熟悉了一些基本的機械設計知識。本次設計幾乎運用了我們所學的全部機械課程，內(nèi)容涉及到機械設計、機械材料、力學、液壓傳動、機械圖學等知識，以及一些生產(chǎn)實際方面的知識。通過設計鞏固了理論知識，接觸了實際經(jīng)驗，提高了設計能力和查閱文獻的能力，為今后工作最后一次在學校充電。 在我結束畢業(yè)設計的同時，也結束了我的大學生活。這意味著我進入了人生新的起點，我會用我在學校所學到的知識在嶄新的生活中不斷進取，發(fā)奮圖強。用我的事業(yè)成就來報答學校和老師對我的栽培，回報社會對我的關愛！ 25