转向系统设计

（4） 改善驾驶员的“路感”。由于转向盘和转向轮之间无机械连接，

1.2齿轮齿条式转向器概述

1.2.1齿轮齿条式转向器结构及工作原理

齿轮齿条式转向器分两端输出式和中间（或单端）输出式两种。

图1-1

1. 转向横拉杆 2. 防尘套 3. 球头座 4. 转向齿条 5. 转向器壳体 6. 调整螺塞 7. 压紧弹簧

8. 锁紧螺母 9. 压块 10. 万向节 11. 转向齿轮轴 12. 向心球轴承 13. 滚针轴承

两端输出的齿轮齿条式转向器如图1-1所示，作为传动副主动件的转向齿轮轴11通过轴承12和13安装在转向器壳体5中，其上端通过花键与万向节叉10和转向轴连接。与转向齿轮啮合的转向齿条4水平布置，两端通过球头座3与转向横拉杆1相连。弹簧7通过压块9将齿条压靠在齿轮上，保证无间隙啮合。 弹簧的预紧力可用调整螺塞6调整。当转动转向盘时，转向器齿轮11转动，使与之啮合的齿条4沿轴向移动，从而使左右横拉杆带动转向节左右转动，使转向车轮偏转，从而实现汽车转向。

中间输出的齿轮齿条式转向器如图1-2所示，其结构及工作原理与两端输出的齿轮齿

条式转向器基本相同，不同之处在于它在转向齿条的中部用螺栓6与左右转向横拉杆7相连。在单端输出的齿轮齿条式转向器上，齿条的一端通过内外托架与转向横拉杆相连。

图1-2

1. 万向节叉 2. 转向齿轮轴 3. 调整螺母 4. 向心球轴承 5. 滚针轴承 6. 固定螺栓 7. 转向横拉杆 8. 转向器壳体 9. 防尘套 10. 转向齿条 11. 调整螺塞 12. 锁紧螺母 13. 压紧弹簧 14. 压块

1.2.2齿轮齿条式转向器功能特点

(1)构造筒单, 结构轻巧。由于齿轮箱小, 齿条本身具有传动杆系的作用, 因此, 它不需耍循环球式转向器上所使用的拉杆(2)因齿轮和齿条直接啮合, 操纵灵敏性非常高。(3)滑动和转动阻力小, 转矩传递性能较好, 因此, 转向力非常轻。(4)转向机构总成完全封闭, 可免于维护。 1.3液压助力转向器概述

兼用驾驶员体力和发动机(或电机) 的动力为转向能源的转向系统，它是在机械转向系统的基础上加设一套转向加力装置而形成的。其中属于转向加力装置的部件是：

转向油泵5、转向油管4、转向油罐6以及位于整体式转向器10内部的转向控制阀及转向动力缸等。

图1-3

1. 方向盘 2.转向轴 3.转向中间轴 4.转向油管 5.转向油泵 6.转向油罐 7.转向节臂

8. 转向横拉杆 9.转向摇臂 10.整体式转向器 11.转向直拉杆 12.转向减振器

图1-4

当驾驶员转动转向盘1时，转向摇臂9摆动，通过转向直拉杆11、横拉杆8、转向节臂7，使转向轮偏转，从而改变汽车的行驶方向。与此同时，转向器输入轴还带动转向器内部的转向控制阀转动，使转向动力缸产生液压作用力，帮助驾驶员转向操纵。这样，为

了克服地面作用于转向轮上的转向阻力矩，驾驶员需要加于转向盘上的转向力矩，比用机械转向系统时所需的转向力矩小得多。

在直线行驶时，方向盘处于中间位置，方向盘辐条处于水平位置，阀芯和阀套之间也处于中间位置，所有控制口接通，液压油毫无阻碍地流经转向阀返回到储油罐。方向盘转动时，转向轴带动阀芯相对于阀套运动，由于阀的控制边口位置的变化，液压油将进入转向器的油缸内，推动活塞运动而产生推力。在齿条与小齿轮啮合位置的背面装有由弹簧压紧的压力块，通过调节螺钉来改变弹簧的预紧力，可消除齿轮齿条啮合的间隙。当向右转动方向盘时，转向力矩使得弹性扭力杆扭转，并且转向管柱的转角要比转向机小齿轮转得多一点，这就使得右边旋转柱塞阀芯下移，使得进油通道开大；左边旋转柱塞阀芯上移，关闭进油通道，此时左右旋转柱塞阀芯分别打开和关闭各自的回油通道。根据右边旋转柱塞阀芯进油通道开度大小，来控制流入工作缸左边的液压油的流量和油压。工作缸左边的液压油推动转向机活塞向右运动，起到助力作用。转向机活塞移动距离的大小，则取决于施加在转向盘上转向力矩的大小。转向机工作缸右边的液压油在转向机活塞的作用下，通过打开的回油环槽返回到储油罐中。

当向左转动方向盘时，情况与向右转动方向盘时相反。

动力转向器的阀孔同时也具有节流阻尼的作用，不需要象机械转向器那样另外加转向避振器。在转向回正时，通过阀的阻尼力来防止转向回正速度过快，增加转向回正的舒适性，或者通过阻尼作用减小汽车直线行驶时由于路面的不平对前轮的冲击引起方向盘的抖动和打手，提高其保持直线行驶的能力。

1.6本文主要研究内容

第二章 汽车主要参数的选择

2.1汽车主要尺寸的确定

汽车的主要尺寸参数包括轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离

去角、最小离地间隙等，如图1-1所示。

图2-1 汽车的主要参数尺寸

2.1.1 轴距L

轴距L 的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质量参数和使用性能的影响。轴距短一些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过短也会带来一系列问题，例如车厢长度不足或后悬过长；汽车行驶时其纵向角振动过大；汽车加速、制动或上坡时轴荷转移过大而导致其制动性和操纵稳定性变坏；万向节传动的夹角过大等。因此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。当然，在满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下，将轴距设计得短一些为好。

2.1.1.1普通车的轴距

轿车的轴距与其类型、用途、总长有密切关系。微型及普通级轿车要求制造成本低，使用经济性好，机动灵活，因此汽车应轻而短，故轴距应取短一些；中高级轿车对乘坐舒适性、行驶乎顺性和操纵稳定性要求高，故轴距应设计得长一些。轿车的轴距约为总长的54％—60％。轴距与总长之比越大，则车厢的纵向乘坐空间就愈大，这对改善汽车纵向角振动也有利。但若轴距与总长之比超过62％，则会使发动机、行李箱和备胎的布置困难，外形的各部分比例也不协调。

表2-1提供的数据可供初选轴距时参考

表2-1 各类汽车的轴距和轮距

车型 类别 轴距L/mm 轮距B/mm

乘用车 发动机排量 V/L V

2.5

V>4.0

商用车

4×2货车 客车 城市客车 长途客车 汽车总质量 ≤1.8 1.8～6.0

6.0～14.0

>14.0 2000～2200 2100～2540 2500～2860 2850～3400 2900～3900 4500～5000 5000～6500 1700～2900 2300～3600 3600～5500 4500～5600 1150～1350 1300～1650 1700～2000 1840～2000 1100～1380 1150～1500 1300～1500 1400～1580 1560～1620 1740～2050

2.1.2 前轮距B1和后轮距B2

改变汽车轮距B 会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化、增大轮距则车厢内宽随之增加，并导致汽车的比功率、转矩指标下降，机动性变坏。

受汽车总宽不得超过2.5m 限制，轮距不宜过大。但在选定的前轮距B 1范围内，应能

布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距B 2时，应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽

度和轮胎宽度以及它们之间应留有必要的间隙。

各类汽车的轮距可参考表1-1提供的数据进行初选。

2.1.3 外廓尺寸

汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。它应根据汽车的类型、用途、承载员、道路条件、结构选型与布置以及有关标准、法规限制等因素来确定。在满足使用要求的前提下，应力求减小汽车的外廓尺寸，以减小汽车的质量，降低制造成本，提高汽车的动力性、经济性和机动性。GB1589—1989对汽车外廓尺寸界限作了规定。(附1)

2.2 汽车质量参数的确定

汽车的质量参数包括整车整备质量m 0、载客量装载质量、质量系数、汽车总质量ma 、

轴荷分配等。

2.2.1 整车整备质量m 0

整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水、但没有装货和在人时的整车质量。

整车整备质量对汽车的制造成本和燃油经济型有影响。整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常工作中，收集大量同类汽车各总成、部件和整车的有关质量数据，结合新车设计的特点、工艺水平等初步估算各总成、部件的质量，再累计成整车整备质量。

乘用车和商用客车的整备质量，也可按每人所占汽车整备质量的统计平均值估计，可参考表2-2

表1-2乘用车和商用客车人均整备质量值

乘用车 人均整备质量

值

发动机

排量V/L V ≤1.0 1.0

2.5

V>4.0 0.15～0.16 0.17～0.24 0.21～0.29 0.29～0.34 0.29～0.34

车辆总长La/m >10.0 0.065～0.130 ≤10.0 商用客车 人均整备质量值 0.096～0.160 [2]

2.2.2 汽车的载客量和装载质量

（1）汽车的载客量 乘用车的载客量包括驾驶员在内不超过9座，又称之为M 1类汽车，其他M 2、M 3类汽车的座位数、乘员数及汽车的最大设计总质量见表1-3。

（2）汽车的装载质量m e 汽车的载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定载质量。汽车在碎石路面上行驶时，载质量约为好的行驶路面的75％～85％。越野汽车的载质量是指越野汽车行驶时或在土路上行驶的额定在质量。

商用货车载质量m e 的确定，首先应与企业商品规划符合，其次要考虑到汽车的用途和使用条件。原则上，货流大、运距长或矿用自卸车应采用大吨位货车以利降低运输成本，提高效率；对货源变化频繁、运距短的市内运输车，宜采用中、小吨位的货车比较经济。

2.2.3质量系数ηm 0

质量系数η是指汽车车载质量与整车整备质量的比值，即ηm 0m 0=me 。该系数反映了汽m 0

车的设计水平和工艺水平，η值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。

m 0

2.2.4汽车总质量m a

汽车总质量m a 是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。

乘用车和商用客车的总质量m a 由整备质量m 0、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质

量三部分构成。其中，乘员和驾驶员每人质量按65kg 计，于是

m =m +65n +αn （1-2）a 0

式中，n 为包括驾驶员在内的载客数；α为行李系数。

2.2.5轴荷分配

汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵件和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，在总体设计时应根据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。汽车的布置型式对轴荷分配影响较大，对轿车而言，前置发动机前轮驱动的轿车满载时的前轴负荷最好在55％以上，以保证爬坡时有足够的附着力；前置发动机后轮驱动的轿车满载时的后轴负荷一般不大于52％；后置发动机后轮驱动的轿车满载时后轴负荷最好不超过59％，否则，会导致汽车具有过多转向特性而使操纵性变坏。

2.3轮胎的选择

轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此，在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应考虑与动力—传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数(例如汽车的最小离地间隙、总高等) 的影响

轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮胎负荷系数取为0.9～1.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、轮胎受动负荷大，故它们的轮胎负荷系数应接近下限。

为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。采用高强度尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎直径尺寸也大为缩小。例如装载员4t 的载货汽车在20世纪50年代多用的9.0～20轮胎早己被8.25—20，7.50~20至8.25～

16等更小尺寸的轮胎所取代。越野汽车为了提高在松软地面上的通过能力常采用胎面较宽、直径较大、具有越野花纹的超低压轮胎。山区使用的汽车制动频繁，制动鼓与轮辋之间的间隙应大一些，以便散热，故应采用轮辋尺寸较大的轮胎。轿车都采用直径较小、面形状扁平的宽轮辋低压轮胎，以便降低质心高度，改善行驶平顺性、横向稳定性、轮胎的附着性能并保证有足够的承载能力。

3. 转向系设计概述

3.1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) 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。

3.2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。

图3-1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

1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering wheel

3.3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3-2）

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3-2 转向传动机构

Fig 3-2 the transmission system of steering

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

3.4转向器

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 。

3.5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2~2.5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)条要求，其内、外转向轮理想的转角关系如图3-3所示，由下式决定： cot θo -cot θi =DO -CO K = (3-1) BD L

式中：θo —外转向轮转角；

θi —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3-3 理想的内、外转向轮转角间的关系

汽车的最小转弯半径R min 与其内、外转向轮在最大转角θi max 与θo max 、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：

R m in =L sin o m ax +a (3-2)

通常θi max 为35º～40º，为了减小R min 值，θi max 值有时可达到45º

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来达到。

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。

第四章. 转向系的主要性能参数

4.1转向系的效率

功率p 1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η+表示，；反之称为逆效率，用符号η表示。 -

正效率η计算公式： +

η

逆效率η计算公式：

-+=p -p p 112 （4-1）

η=-p -p p 3

32 （4-2）

式中， p 1为作用在转向轴上的功率；p 为转向器中的磨擦功率；p 为作用在转向摇23

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η +

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，故这种轴向器的效率η+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

η+=tan a 0 （4-3） tan(a 0+ρ)

式中，a 0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f 为磨擦因数。

3.1.2转向器的逆效率η -

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

η-=tan(a 0-ρ) （4-4） tan a 0

-式（4-3）和式（4-4）表明：增加导程角a 0，正、逆效率均增大。受η增大的影响，

a 0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。

4.2传动比变化特性

4.2.1转向系传动比

转向系的传动比包括转向系的角传动比i ω0和转向系的力传动比i p 。

转向系的力传动比: i p =2F W /F （4-5）

转向系的角传动比: i ω0=ωw d ϕ/dt d ϕ （4-6） ==ωk d βk /dt d βk

'组成，转向系的角传动比i ω0由转向器角传动比i ω和转向传动机构角传动比i ω即

i ω0=i ωi ω' （4-7）

转向器的角传动比: i ω

ω=w

ω=d ϕ/dt =d ϕ

β （4-8）

p d βp /dt d p

转向传动机构的角传动比: i '=ωp

ω=d βp /dt

d β=d βp

ω （4-9）

k k /dt d βk

4.2.2力传动比与转向系角传动比的关系

转向阻力F W 与转向阻力矩M r 的关系式：

Fw =M r

a （4-10）

作用在转向盘上的手力F h 与作用在转向盘上的力矩M h 的关系式：

F M h

h =2

D （4-11）

sw

将式（4-10）、式（4-11）代入 i p =2F W /F h 后得到

i r D sw

p =M

M a （4-12）

h

如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh 可用下式表示

2M r

M =d ϕ=i ω0 （4-13）

h d βk

将式（4-10）代入式（4-11）后得到

i p =i ω0D sw （4-14） 2a

当a 和D sw 不变时，力传动比i p 越大，虽然转向越轻，但i ω0也越大，表明转向不灵敏。

4.2.3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4-1转向器角传动比变化特性曲线

4.3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4-2）。

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4-2所示的逐渐加大的形状。

图4-2 转向器传动副传动间隙特性

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。

4.4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。轿车转向盘的总转动圈数较少，一般约在3.6圈以内；货车一般不宜超过6圈。

第五章 机械式转向器方案分析及设计

5.1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5-1所示：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5-1 齿轮齿条式转向起有四种形式

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，从而降低了它的强度。

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。

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。

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。

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5-2 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。

5.2其他转向器

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。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。

5.3齿轮齿条式转向器布置和结构形式的选择

图5-3 采用如图所示的布置形式。

图5-4 采用如图所示的侧面输入两端输出的结构形式。

5.4数据的确定

根据以上的论述，本次设计初选数据如下：

表5-1 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

5. 5设计计算过程

5.5.1 转向轮侧偏角计算

sin α=

L 2750==0.39855 (5-1) R 6900

α=23.4876︒

tan β=

L 2750

==0.56257 (5-2)

R ⨯cos α-B 6900⨯cos α-1440

β=29.3607︒

4.5.2转向器参数选取

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

m =2.5β=10︒5~7之间，压力角取α=20︒，螺旋角在9︒~15︒之间。故取小齿轮z 1=6，n ，

右旋，压力角α=20︒，精度等级8级。

转向节原地转向阻力矩：M R =

==3429.197N ∙mm (4-3) L 180

πm n cos β==3.881 (4-4) 方向盘转动圈数：n =

Z 16

角传动比：i w =

方向盘上的手力：

ωW n ⨯3603.881⨯360︒===26.4372 (4-5) ωK (α+β) (23.4876︒+29.3607︒)

(4-6)

作用在转向盘上的操纵载荷:对轿车该力不应超过150～200N ，对货车不应超过500N 。所以符合设计要求

(4-7)

力传动比：

(4-8)

取齿宽系数ϕd =1.2，d 1=

齿条宽度b 2=ϕd d 1=1.2⨯15.2314=18.278mm 圆整取b 2=20mm ，则取齿轮齿宽

m n z 12.5⨯6

==15.2314mm (4-9) cos βcos10︒

b 1=b 2+10=30mm

4.5.3选择齿轮齿条材料

小齿轮：齿轮通常选用国内常用、性能优良的20CrMnTi 合金钢，热处理采用表面渗碳淬火工艺，齿面硬度为HRc58～63。而齿条选用与20CrMnTi 具有较好匹配性的40Cr 作为啮合副，齿条热处理采用高频淬火工艺，表面硬度HRc50～56。

4.5.4强度校核

（1）、校核齿轮接触疲劳强度 选取参数，按ME 级质量要求取值

σH lim1=1500MPa ， σH lim 2=650MPa ； S H lim1=1.5， S H lim 2=1.3，Z N 1=Z N 2=1 σH lim 2

σHP =

σH lim2Z N 2

S H lim2

=

650⨯1

=500MPa (4-10) 1.3

查得：K A =1.35 ， K V =1.05 ， K α=1.1， K β=1.1； K =K A K V K αK β=1.7152

Z H =2.46， Z E =189.8， Z ε=0.92 ， β

=10 则Z β==0.99，k =12.5

σH =Z H Z E Z εZ β

=483.44MPa

（2）、校核齿轮弯曲疲劳强度

选取参数，按ME 级质量要求取值σF lim1=500MPa ； σF lim 2=280MPa ； S F lim1=2.2；

S F lim 2=1.5 ； Y N 1=Y N 2=1； Y ST =2.0

σF lim 2

σFp =

σF lim2Y ST

S F lim2

Y N 2=

280⨯2

⨯1=373.33MPa (4-12) 1.5

据齿数查表有：Y Fa =3.69； Y sa =1.41； Y ε=0.7； Y β=0.9。则

σF =2KT 1

Y Fa 1Y sa 1Y εY β=283.723MPa

齿轮弯曲疲劳强度合格

4.5.5齿轮齿条的基本参数如下表所示:

4.6齿轮轴的结构设计

图4-6齿轮轴的结构设计

4.7轴承的选择

轴承1 深沟球轴承6004 (GB/T276-1994)

轴承2 滚针轴承 NA4901 (GB/T5801-1994)

4.8转向器的润滑方式和密封类型的选择

转向器的润滑方式：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。 密封类型的选择

密封件： 旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871—1992

5. 动力转向机构设计

5.1对动力转向机构的要求

1. 运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。

2. 随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上的手力必须增大（或减小），称之为“路感”。

3. 当作用在转向盘上的切向力F h ≥0.025～0.190kN 时，动力转向器就应开始工作。 4. 转向后, 转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。 5. 工作灵敏，即转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值。 6. 动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。 7. 密封性能好，内、外泄漏少。

5.2 动力转向机构布置方案

由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成液压式动力转向机构。根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置的不同，它分为整体式(a)和分置式两类。后者按分配阀所在位置不同又分为：分配阀装在动力缸上的称为联阀式(b)，分配阀装在转向器和动力缸之间的拉杆上称为连杆式(c)，分配阀装在转向器上的称为半分置式(d)。

动力转向机构布置方案图

图5-1 1－分配阀2－转向器3－动力缸

在分析比较上述几种不同动力转向机构布置方案时，常从结构上是否紧凑；转向器主要零件是否承受由动力缸建立起来的载荷；拆装转向器是否容易；管路，特别是软管的管路长短；转向轮在侧向力作用下是否容易引起转向轮摆振；能不能采用典型转向器等方面来做比较。例如整体式动力转向器，由于分配阀、转向器、动力缸三者装在一起，因而结构紧凑，管路也短。在转向轮受到侧向力作用时或者发动机的振动不会影响分配阀的振动，因而不能引起转向轮摆振。它的缺点是转向摇臂轴、摇臂等转向器主要零件，都要承受由动力缸所建立起来的载荷，因此必须加大它们的尺寸和质量，这对布置它们带来不利的影

响。同时还不能采用典型转向器，拆装转向器时要比分置式的困难。除此之外，由于对转向器的密封性能要求高，这对转向器的设计，特别是重型汽车的转向器设计带来困难。整体式动力转向器多用于轿车和中型货车。

动力缸的主要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸壳体壁厚。

图5-2 动力缸的布置

综上所述：我选用整体式液压动力转向机构

5.3液压式动力转向机构的计算

5.3.1动力缸尺寸计算

动力缸的主要尺寸有动力缸内径、活塞行程、活塞杆直径和动力缸体壁厚。动力缸产生的推力F 为

F =

1

1

L

式中，L 1为转向摇臂长度；L 为转向摇臂轴到动力缸活塞之间的距离。

推力F 与工作油液压力p 和动力缸截面面积S 之间有如下关系

S =

1

1

pL

因为动力缸活塞两侧的工作面积不同，应按较小一侧的工作面积来计算，即S =

π

22

4

(D -d p ) 式中，D 为动力缸内径；d p 为活塞杆直径，初选d p ＝0.35D ，压力p ＝6.3Mpa 。 (6-1)

（6-2）

联立式(6-1)和式（6-2）后得到

D =

411

πpL

+d p （6-3）

2

=63 mm 所以d=22mm

活塞行程是车轮转制最大转角时，由直拉杆的的移动量换算到活塞杆处的移动量得到的。

图5-3 确定动力缸长度尺寸简图

活塞厚度可取为B=0.3D。动力缸的最大长度s 为

s =10+(0. 5~0. 6) D +0. 3D +s 1 (6-4)

=130mm

动力缸壳体壁厚t, 根据计算轴向平面拉应力σz 来确定，即

σz =p [

s （6-5） ]≤2

n 4(Dt +t )

2

式中，p 为油液压力；D 为动力缸内径；t 为动力缸壳体壁厚；n 为安全系数，n=3.5~5.0;σs 为壳体材料的屈服点。壳体材料用球墨铸铁采用QT500－05，抗拉强度为500MPa, 屈服点为350MPa 。

t=5mm

活塞杆用45刚制造，为提高可靠性和寿命，要求表面镀铬并磨光。

5.3.2分配阀的参数选择与设计计算

分配阀的要参数有:滑阀直径d 、预开隙e 1密封长度e 2、滑阀总移动量e 、滑阀在中间

位置时的液流速度v 、局部压力降和泄漏量等。 5.3.2.1. 油泵排量与油罐容积的确定

转向油泵的排量应保证转向动力缸能比无动力转向时以更高的转向时汽车转向轮转向，否则动力转向反而会形成快速转向的辅加阻力。油泵排量要达到这一要求，必须满足如下不等式：

Q η(1-∆) ≥

V

π

4D d

2c

s t

式中 Q —油泵的计算排量；

η—油泵的容积，计算时一般取η＝0.75～0.85；

V

V

∆—泄漏系数，∆＝0.05～0.10； D c —动力缸缸径；

d /d

s

t

—动力缸活塞移动速度；

d /d

s

t

＝πd s n h tan α

-1

式中

n h —转向盘转动的最大可能频率，计算时对轿车取n h ＝1.5~1.7s ; 则动力转向系

Q ≥2

的油泵排量Q 可表达为

n t a c

2

4(1-∆) s h 0

(6-6)

V

=47L/s

图5-4 预开隙e 1 5.3.2.2. 预开隙e 1

预开隙e 1，为滑阀处于中间位置时分配阀内各环形油路沿滑阀轴向的开启量，也是为使分配阀内某油路关闭所需的滑阀最小移动量。e 1值过小会使油液常流时局部阻力过大；

e 值过大则转向盘需转过一个大的角度才能使动力缸工作，转向灵敏度低。一般要求转向

1

盘转角ϕ=2︒~5︒时滑阀就移动e 1的距离。

e ＝

1

ϕ

360

t ＝

2︒~5︒

t (6-7) 360︒

＝0.2mm

式中 ϕ—相应的转向盘转角，° t —转向螺杆的螺距，mm. 5.3.2.3. 滑阀总移动量

滑阀总移动量e 过大时，会使转向盘停止转动后滑阀回到中间位置的行程长，致使转向车轮停止偏转的时刻也相应“滞后”，从而使灵敏度降低；如e 值过小，则使密封长度

e

2

=e -e 1

过小导致密封不严，这就容易产生油液泄漏致使进、回油路不能完全隔断而使

工作油液压力降低和流量减少。通常，当滑阀总移动量为e 时，转向盘允许转动的角度约为20°左右。

e =

20︒

t (6-8) 360︒

=0.49mm

5.3.2.4. 局部压力降∆p

当汽车宜行时，滑阀处于中间位置，油液流经滑阀后再回到油箱。油液流经滑阀时产生的局部压力降∆p (MPa)为

∆p =ρξ=13. 8⨯10

2

式中 ρ—油液密度，kg/m3 ;

ξ—局部阻力系数，通常取ξ＝3.0； v —油液的流速，m/s。

2

-4

v

2

（6-9）

∆p 的允许值为0.03～0.04MPa 。 5.3.2.5. 油液流速的允许值[v]

由于∆p 的允许值[∆p ]=0.03~0.04MPa,代入上式，则可得到油液流速的允许值

[v]＝

[∆p ]13. 8⨯10

-4

=4. 66~5. 38m /s (6-10)

5.3.2.6. 滑阀直径d

Q Q 1

d = (6-11) ⨯=

2πe v 637. 7e v

m ax 1

m ax 1

=110mm 式中

Q

m ax

—溢流阀限制下的油液最大排量，L/min,—般约为发动机怠速时油泵排量的

1.5倍；

e —预开隙，mm;

1

v —滑阀在中间位置时的油液流速，m/s 5.3.2.7. 滑阀在中间位置时的油液流速v

Q m a x 1

v = (6-12) ⨯=

2πd e 1637. 7d e 1

m a x

Q

=5m/s 5.3.2.8. 分配阀的泄漏量∆Q

∆Q =3

∙∆p ∙πp

12μe 2

-10

（6-13）

=2.26⨯10cm/s

式中 δ—滑阀也阀体建的径向间隙，一般 δ＝0.0005～0.00125cm; ∆p —滑阀进、出口油液的压力差； d —滑阀直径； e 2 —密封长度；

μ—油液的动力粘度。

5.4动力转向的评价指标

5.4.1 动力转向器的作用效能

用效能指标s =F h

s=1~15。

'来评价动力转向器的作用效能。现有动力转向器的效能指标

h

F

5.4.2 路感

驾驶员的路感来自于转动转向盘时，所要克服的液压阻力。液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。在最大工作压力时，轿车：换算以转向盘上的力增加约30~50N。

5.4.3 转向灵敏度

转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值i 来评价

i =

sw

ϕ

2δ

(6-14)

比值i 越小，则动力转向作用的灵敏度越高。

5.4.4 动力转向器的静特性

动力转向器的静特性是指输入转矩与输出转矩之间的变化关系曲线，是用来评价动力转向器的主要特性指标。因输出转矩等于油压压力乘以动力缸工作面积和作用力臂，对于已确定的结构，后两项是常量，所以可以用输入转矩M φ与输出油压p 之间的变化关系曲线来表示动力转向的静特性，如图5-5示。 常将静特性曲线划分为四个区段。在输入转矩不大的时候，相当于图中A 段；汽车原地转向或调头时，输入转矩进入最大区段（图中C 段）；B 区段属常用快速转向行驶区段；D 区段曲线就表明是一个较宽的平滑过渡区间。

图5-5静特性曲线分段示意图

要求动力转向器向右转和向左转的静特性曲线应对称。对称性可以评价滑阀的加工和装配质量。要求对称性大于0.85。

6. 转向传动机构设计

6.1转向传动机构原理

图6-1 转向中心的不同轨迹圆

如上图6-1所示：

转向传动机构的任务是将转向器输出端的摆动转变为左、右转向车轮绕其转向主销的偏转，并使它们偏转到绕同一瞬时转向中心的不向轨迹圆上，实现车轮无滑动地滚动转向。为了使左、右转向车轮偏转角之间的关系能满足这一汽车转向运动学的要求，则要由转向传动机构中的转向梯形机构的精确设计来保证。

图6-2 齿轮齿条式转向器转向原理简图

由于一般齿轮齿条式转向器与左右横拉杆铰接，而左右横拉杆一般直接与转向节下节臂铰接，所以在这里我假定把左右梯形臂转变为转向节的一部分。 由4.4 表1 初选数据得 转向梯形臂长200mm

通过作图计算可得转向齿条左右移动的最大距离为180mm 。

图6-3 作图计算

6.2转向传送机构的臂、杆与球销

转向传动机构的杆件应选用刚性好、质量小的20、30或35号钢的无缝钢管制造，其沿长度方向的外形可根据总布置的需要确定。

转向传动机构的各元件间采用球形铰接．球形铰接的主要特点是能够消除由于铰接处的表而磨损而产生的间隙，也能满足两铰接件间复杂的相对运动。在现代球形铰接的结构中均是用弹簧将球头与衬垫压紧。而且应采用有效结构措施保持住润滑材料及防止灰尘污物进入。

球销与衬垫均采用低碳合金钢如12CrNi3A ，18MnTi ，或20CrN 制造，工作表面经渗碳淬火处理，渗碳层深1.5～3.0mm ，表面硬度HRC 56～63。允许采用中碳钢40或45制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处则用滚压工艺增强。球形铰接的壳体则用钢35或40制造。

6.3转向横拉杆及其端部

转向横拉杆与梯形转向杆系的相似。球头销通过螺纹与齿条连接。当这些球头销依制造厂的规范拧紧时，在球头销上就作用了一个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上，这些防尘套阻止杂物进入球销及齿条中。

转向横拉杆端部与外端用螺纹联接。这些端部与梯形转向杆系的相似。侧面螺母将横拉杆外端与横拉杆锁紧（ 图6-4）。

图6-4转向横拉杆外接头

1- 横拉杆 2-锁紧螺母3-外接头壳体 4-球头销 5-六角开槽螺母 6-球碗 7-端盖 8-梯形臂 9-开口销

表3 转向横拉杆及接头的尺寸设计参数

6.4杆件设计结果

200 281

转向梯形臂/mm 转向横拉杆/mm

图6-5 本文所设计的转向传动机构简图

7. 结论

转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。

本次设计，所选用的转向器为适用于各种车型的齿轮齿条式转向器，对于已知的汽车数据如轴距，整备质量等参数，计算转向系所需要的相关数据，并且对其进行了强度校核的分析。同时还进行了，转向器的正，逆效率计算，转向系传动比，力传动比，角传动比等计算。动力缸的设计计算以及常流式滑阀的设计计算。其计算结果符合设计要求，并且满足强度条件。

还有就是液压助力转向装置与齿轮齿条式转向器的配合及工作原理由于受到相关公司的技术封锁，所以尚不知道其原理。也没有图纸奉上。恳请老师谅解！在这里我只能画出液压缸之类的图纸。谢谢！

汽车转向操作机构简图是参考上海通用别克赛欧转向简图而成。

但由于经验较少，所选用的杆件长度，液压助力转向系统，难免有不当之处，需要今后在实践自中总结经验。

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，尤其是刘志强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，特别是一些与实际联系密切的问题，如怎样设计更能满足操作人员的需要和具体工作环境的要求，还有设计的产品是否有一定的社会需求，通过这些，使我的专业知识更加坚实。

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，为今后工作最后一次在学校充电。

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！

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