循環(huán)球式轉向器計算說明書

1、汽車循環(huán)球式轉向器設計摘要循環(huán)球式轉向器是由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副總成。循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：在螺桿與螺母 之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可達到 75%85%;在結構和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗 糙度，螺桿和螺母上的螺旋槽經淬火和磨削加工， 使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可 保證有足夠的使用壽命；轉向器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的 間隙調整工作容易進行；適合來做整體式動力轉向器。本文的主要內容即是設計一款機械式循環(huán)球式轉向器。通過查閱相關文

2、獻資料， 進行循環(huán)球式轉向器的尺寸的設計計算與強度校核，然后進行循環(huán)球式轉向器的三維 CATIA建模，最后繪制轉向器的二維裝配圖及其重要零件的零件圖。關鍵詞：循環(huán)球式轉向器；三維建模；螺桿螺母傳動副1Circulati ng Ball Type Steeri ng of the VehicleDesig nAbstractCirculati ng ball type steeri ng gear is formed by the screw and nut of the spiral groove ball in side the tran smissi on, vice, and the n

3、ut on the rack and con stitute of the rocker arm shaft gear fan drive assembly.Theadvantage of circulating ball type steering gear :Between the screw and nut because of circulating ball,change the sliding friction to rolling friction,so transmission efficiency can reach 75% 85%;On the structure and

4、process measures,i nclud ing improve the manu facturi ng accuracy, and improve the surface rough ness of the work surface,the spiral groove on the screw and nut for que nching and grindin g.Make it has eno ugh hard ness and wear resista nee, to en sure adequate service life;Steeri ng gear ratio can

5、change;Stable and reliable;Rack and gear clearanee between fan adjustment work easily;Suitable for in tegrated power steeri ng.The main content of this title is to design a mechanical circulating ball type steering gear.Through con sult ing releva nt literature,to desig n and calculati on of the siz

6、e of the circulati ng ball type steeri ng gear and stre ngth check.The n the circulati ng ball type steeri ng gear three-dime nsio nal modeli ng using CATIA.Fi nally draw the redirector assembly draw ing and part draw ing of importa nt parts.Key words: Circulating ball type steering gear;3 d modelin

7、g;The screw and nut comb in ati on1目錄摘要 1Abstract 1第1章緒論 11.1 課題背景 11.2 國內外研究現(xiàn)狀 21.3 研究的目的及意義 31.4 研究內容和設計方法 4第2章轉向器的設計 52.1 轉向器的組成與分類 52.2 循環(huán)球式轉向器方案分析 62.3 轉向器主要性能參數(shù) 72.3.1 轉向器的效率 82.3.2 傳動比的變化特性 92.3.3 轉向器傳動副的傳動間隙 ：t 122.4 循環(huán)球式轉向器設計與計算 132.4.1 轉向器計算載荷的確定 132.4.2 循環(huán)球式轉向器主要尺寸參數(shù)的確定 132.4.3 零件的強度校核 20

8、第3章 基于CATIA的三維造型 233.1 CATIA簡介 233.2 循環(huán)球式轉向器的三維建模 233.2.1 轉向螺桿的建模 233.2.2 轉向器的裝配設計 24總結 27致謝 28參考文獻 29附件一 31附件二 341第1章 緒論1.1 課題背景21世紀的開局十年，既是我國改革開放經濟高速增長的十年，也是我國的汽車工 業(yè)快速發(fā)展的十年。2009年，我國汽車工業(yè)產銷量突破1000萬量大關，躍居世界第一 位。在這樣的大環(huán)境下，汽車零部件也得到了飛速的發(fā)展。 汽車零部件行業(yè)是汽車工業(yè) 發(fā)展的基礎，其帶動的產業(yè)很多，比如上游的鋼材、有色金屬、石油、橡膠及其他的材 料行業(yè)，還有處于下游的整車

9、裝配行業(yè)和汽車的服務維修行業(yè)。隨著我國整車消費市場和汽車保有量的大幅提升，不僅僅吸引了國外的汽車品牌來中國合資建廠，同時許多的國際知名汽車零部件廠商也把目光聚焦在了中國這片市場上，包括電裝、博世、馬勒、 博澤、法雷奧等等。當然國內也成長起來一大批汽車配套零部件企業(yè)。全球汽車行業(yè)的整車廠和零部件廠關系大體分為三種模式，一是以歐美為代表的平 行發(fā)展模式，即零部件企業(yè)完全與整車廠是相互獨立的， 零部件企業(yè)通過自由競爭來贏 取市場，獲得發(fā)展；二是以日韓為代表的塔式模式，整車企業(yè)與零部件企業(yè)之間是利益 共同體的關系，兩種企業(yè)之間的合作關系很深，相互依存，共同發(fā)展；三是中國計劃經 濟時代的模式，即零部件廠

10、附屬于整車廠，比如一汽，東風這些國有企業(yè)。目前在國內 仍有部分企業(yè)采取這種模式。然而隨著國際化浪潮的不斷推進，經濟全球化已經成為世 界經濟發(fā)展的主流趨勢，這種整車廠和零部件企業(yè)的關系也在不斷地豐富和變換著?，F(xiàn)在歐美企業(yè)也越來越強調整車企業(yè)和零部件企業(yè)共同合作的關系；而在一些日韓的汽車企業(yè)當中，也有全球化采購零部件的傾向。如今，整車廠對零部件廠提出越來越高的要 求，零部件企業(yè)已經不是傳統(tǒng)的意義上的單純的零部件供應商，二是能夠給整車廠提供系統(tǒng)的解決方案的供應商。也就是說，在整車廠研發(fā)設計產品階段會對各個總成零部件 提出限定和要求，或者在產品的研發(fā)過程中產生問題的時候， 這時候都要求零部件供應 商來

11、協(xié)作，提供配套的解決方案。這就對零部件企業(yè)提出了更高的要求， 比如要有很強 的創(chuàng)新能力和設計經驗等?；谶@樣的趨勢，零部件企業(yè)要想獲得更好的發(fā)展， 就必須 在前沿技術開發(fā)的早期，就與整車廠進行緊密的合作，共同發(fā)展，合作共贏。從長遠的 眼光看，這種模式下的整車廠和零部件企業(yè)之間是共創(chuàng)未來的關系，為整車廠和零部件企業(yè)創(chuàng)造了和諧發(fā)展的環(huán)境和廣闊空間。經過多年的努力發(fā)展，國有品牌零部件質量有了很大的提高， 但是整體的質量水平 與外資企業(yè)相比還是有一定的差距的，尤其是在產品的一致性和可靠性方面還有很多需 要盡快提升的。當然，這也是有原因的。由于部分國內零部件企業(yè)仍然處在粗放式的生 產管理方式階段，缺少對

12、工藝系統(tǒng)的研究與持續(xù)改進， 過程控制能力不足，產品質量不 穩(wěn)定，很難形成高質量的產品，這樣在市場的競爭方面就很難形成優(yōu)勢。產品的技術實 力是企業(yè)參與市場競爭的核心要素，國外的零部件企業(yè)的來源于不斷地研發(fā)投入和持續(xù) 的技術創(chuàng)新。而反觀國內，由于起步比較晚，國內零部件企業(yè)在這一方面仍有欠缺。目 前，國內的零部件供應商大多采用“來圖加工”的模式，即整車廠商將產品數(shù)據及圖樣 提供給零部件供應商，后者按照圖樣進行生產加工制造。多數(shù)企業(yè)沒有完全掌握核心技 術，產品市場多面向中低端，高端產品較少。尤其是在涉及動力系統(tǒng)、油耗、排放、安 全等電控零部件方面技術落后，部分領域甚至處于空白?？梢哉f，汽車零部件產業(yè)的

13、發(fā)展水平直接影響著我國汽車工業(yè)的未來，因此，加強零部件的設計，提高其質量和技術水平便顯得尤為重要。轉向器是轉向系統(tǒng)中的重要組成的部件， 對其進行深入的研究意義重大。而循環(huán)球 式轉向器由于具有較高的傳動效率，磨損較小，使用壽命長，近年來得到了廣泛的應用。1.2 國內外研究現(xiàn)狀隨著國內汽車行業(yè)的發(fā)展，作為汽車關鍵部件之一的轉向器也得到了相應的發(fā)展， 基本上形成了專業(yè)化、系列化的生產局面。汽車轉向器的結構很多，但從目前的使用的 普遍程度來看，主要有四種類型：循環(huán)球式、齒輪齒條式、蝸桿滾輪式、蝸桿銷式1 0而且齒輪齒條式轉向器和循環(huán)球式轉向器也是應用最廣泛的兩種轉向器。汽車車速的不斷提高，需要在高速時

14、有更加良好的轉向穩(wěn)定性，這就要求轉向器具有較高的剛度。 循環(huán)球式轉向器由于通過鋼球的滾動來傳遞轉向力，具有較高的強度，并且該轉向器可以被設計成具有等強度結構，適用于高速車輛。當齒條齒扇傳動副產生磨損后，可以重新 調整間隙，使其保持合適的傳動間隙，從而減少振動，提高轉向器壽命。目前，汽車上廣泛采用循環(huán)球式轉向器。 在循環(huán)球式轉向器的設計過程中，主要包 括齒輪齒條傳動副，螺桿螺母傳動副以及導球機構的設計。 所謂導球機構，是指將螺桿 螺母之間的滾球，經導向管組成首尾相接的循環(huán)線路的裝置。 這裝置包括螺母螺桿，滾 球及導管。正確設計的導球機構，可保證在不發(fā)生任何干涉且阻力較小的情況下，引導滾球在該機構

15、中順利流通。相反，如設計不合理，就可能產生過大的阻力，使傳動效率 降低，甚至會發(fā)生幾何干涉，使導管損壞。目前設計導球機構的方法，一般是參照現(xiàn) 有結構選擇幾何參數(shù)，試制出樣品以后再根據滾球流通情況進行修正。螺母滾球與螺桿組成行星機構，滾球相當于行星輪。當螺母不動而螺桿旋轉時，滾 球一方面繞自身的中心自轉，同時又繞螺桿的中心公轉。滾球公轉時，其球心的運動軌 跡是一條螺旋線。螺母上如裝有導管，導管阻止?jié)L球沿滾道運動，使其改變方向而沿導 管運動。滾球由沿螺旋運動改為由導管運動時，會使運動阻力增加。如果設計不當，則 會發(fā)生運動干涉現(xiàn)象。如何使?jié)L球運動通暢，關鍵問題是設計合理的幾何尺寸。 影響滾 球運動通

16、暢的主要幾何因素為滾道截面形狀，螺旋導程角，導管的布置，滾球直徑以及 螺母，螺桿傳動副的尺寸。螺母的螺旋槽與螺桿的螺旋槽形成滾球的運動軌道，或稱為 滾道。假定滾道與滾球間沒有間隙，在滾道上任意位置的滾球，有的運動為沿該點螺旋 線切線方向的移動及繞滾球本身球心的轉動0導管的作用即是限制其螺旋線上的運動 而引導其沿導管運動。導管限制滾球沿螺旋線運動而引導其沿導管運動特性，稱為導管導球特性。滾球的運動，可用其球心的運動軌跡來描述，導管導球特性即為描述滾球球 心軌跡的方程式或曲線。導管在鋼球旋轉中起著至關重要的作用，故在設計制造時應給 予充分重視。試驗證明，轉向器的可靠性主要取決于導管的設計和制造質量

17、。導管進出 孔與鋼球的間隙一般為0.8mm左右，這是為了補償螺母導管孔與滾道間的偏移誤差， 以及導管本身的形狀與尺寸誤差。為減少鋼球在導管中排列不規(guī)則而引起的流通阻力， 推薦導管采用變截面，縮小二導管孔之間的斷面尺寸，使之與鋼球之間的間隙控制在 0.20.4mm 為宜。循環(huán)球式轉向器是汽車轉向器中唯一采用滾動摩擦和二級轉速的轉向器，目前國內外所有后輪驅動，以及以后輪驅動主驅動裝置的四輪驅動汽車中的手動轉向器和動力轉 向器普遍采用循環(huán)球式，由于采用滾動摩擦，其加工精度高于其他轉向器。循環(huán)球式轉 向器的螺母、螺母滾道的加工精度，直接關系到轉向盤的自由行程和轉動力矩， 鋼球應 該能保證在螺桿和螺母

18、45°圓弧角上運行，運行軌跡越窄，轉向越輕。加工第一個螺 桿和螺母后，必須對其滾道尺寸進行精密測量，根據測量結果選擇合適的鋼球，螺桿、 螺母滾道與循環(huán)球的間隙應控制在 0.02mm以內。轉向螺桿支撐軸承分為向心球軸承和圓錐滾子軸承，其中向心球軸承轉向較輕，進口轉向器均采用這類軸承。選用向心球軸承必須保證上下軸承蓋的同軸度誤差小于 0.1mm，如果向心球軸承上、下軸承蓋同軸度誤差過大，使用中可能會使相對比較單薄 的轉向器上蓋破裂，導致轉向失效，極易引發(fā)交通事故3。國內加工精度較一般的轉向 器廠通常選用圓錐滾子軸承，該軸承雖比向心球軸承滾動阻力大， 但對上下軸承蓋的同 軸度誤差要求略微寬

19、松。螺桿支承軸承預緊力的調整，分為調整墊和調整螺母兩種。采 用調整墊調整時，必須使用鋼制調整墊。墊與墊之間必須抹密封膠，防止油的泄露，預 緊力調整到軸向間隙小于0.05m m,旋轉起來十分輕松即為合適。轉向盤的自由行程即為轉向盤的自由轉動量， 它是指汽車在直線位置上轉向盤的空 行程，即轉向盤轉動，而轉向輪無轉動的過程。轉向盤的自由行程是整個轉向系統(tǒng)綜合 間隙在轉向盤上的反應，其間隙主要是指轉向器齒條和齒扇之間的嚙合間隙。手動齒扇轉向器為5個齒，動力轉向器齒扇為3個齒。調整其自由行程時，應將齒扇中央點（齒 扇中間的齒）對準齒條，此時齒扇和齒條之間的嚙合間隙為最小，在此點（即汽車在直 線行駛的位置

20、上）處調整自由行程。通常情況下，轉向盤自由行程調整的越小越好。進 口汽車循環(huán)球式轉向器轉向盤自由行程通常不超過10°，以轎車為例，轉向盤自由行程應該控制在37mm之內。國產輕型汽車轉向盤自由行程通常規(guī)定不得超過15°，即左右個7.5°，轉向盤自由行程應該在54mm之內。中型汽車轉向盤自由行程通常規(guī)定 不得超過20°，即左右各10°轉向盤自由行程應該在80mm之內（中型汽車的轉向盤 直徑大）4。如果轉向盤自由行程較大時，轉向器較輕，但調整到規(guī)定的行程時，轉向 器明顯變重，說明螺母、螺桿滾道加工精度不夠。轉向盤保持適當?shù)淖杂尚谐炭梢允共?縱柔和，減

21、小轉向機構的沖擊載荷。但自由行程必須適當，過大則影響轉向操縱的靈敏 度，過小使轉向機構吃力。在汽車運行的過程中，尤其是在一些路面質量較差的路段行 駛時，轉向機構受沖擊載荷頻繁，致使轉向機構各結合部位極易磨損， 齒條和齒扇之間 的嚙合間隙增大，轉向直拉桿上球頭銷和球頭座磨損增大，轉向盤自由行程也勢必增大， 影響操縱靈敏度。因此必須定期對方向盤自由行程進行檢查和調整。在進行轉向盤自由行程檢查調整時，一般先調整轉向螺桿的軸承預緊度， 轉向盤應無明顯的軸向竄動，否 則可用增減墊片來調整；齒條和扇形齒輪的嚙合間隙的調整用擰動調整螺釘來調整。1.3 研究的目的及意義本次畢業(yè)設計主要是針對汽車循環(huán)球式轉向器

22、， 根據一些指定的參數(shù)，并且結合汽 車設計和其他相關書籍中關于轉向器的理論知識設計一款循環(huán)球式轉向器，確定其相關參數(shù)，使設計出的轉向器符合使用要求。另外，也是通過本次畢業(yè)設計，熟悉掌握設 計步驟與理念，為以后在專業(yè)領域的發(fā)展奠定堅實的基礎。1.4 研究內容和設計方法研究內容：(1) 調研收集課題相關資料，結合畢業(yè)設計課題進行必要的文獻檢索， 查閱、歸納、 整理相關資料；(2) 深入學習并掌握汽車設計、汽車構造等專業(yè)知識，了解循環(huán)球式轉向器設計的 指導思想和設計原則；(3) 掌握汽車設計的方法和步驟，參考相關資料、標準和手冊，對各零部件進行選 型。計算、校核等；(4) 計算循環(huán)球式轉向器的主要參

23、數(shù)，并對其重要部件進行強度校核，確定相關參 數(shù)、材料以及裝配要求。繪制循環(huán)球式轉向器的三維模型，按照標準和生產工藝要求， 繪制汽車轉向器總裝配圖和主要零件圖。設計方法：根據設計中已知參數(shù)并結合已學的理論知識，分析并計算得到循環(huán)球式轉向器的基本結構參數(shù)，然后利用相關經驗公式對轉向器的重要部件進行強度校核，校核的結果不符合國家相關要求則需要重新計算， 當結果滿足要求的時候，可確定其相關幾何 尺寸并完成圖紙的繪制，結束本論文的設計工作。4第2章轉向器的設計2.1 轉向器的組成與分類汽車在行駛過程中，需按駕駛員的意志經常改變其行駛方向，即所謂汽車轉向。就 輪式汽車而言，實現(xiàn)汽車轉向的方法是，駕駛員通過

24、一套專設的機構，使汽車轉向橋上 的車輪相對于汽車縱軸線偏轉一定角度。在汽車直線行駛時，往往轉向輪也會受到路面 側向干擾力的作用，自動偏轉而改變行駛方向。此時，駕駛員也可利用這套機構使轉向 輪向相反方向偏轉，從而使汽車恢復原來的行駛方向。這一套用來改變或恢復汽車行駛 方向的專設機構，即稱為汽車轉向系統(tǒng)。轉向系即是用來保持或者改變汽車行駛方向的 機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。汽車轉向系可按轉向能源的不同分為機械式轉向系和動力轉向系兩大類。機械轉向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉向操縱機構、轉向器、轉向傳動機 構三大部分組成。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動

25、轉變?yōu)閭鲃訖C構的直線運動的 機構，是轉向系的核心部件。動力轉向系除具有以上三大部件外， 其最主要的動力來源 是轉向助力裝置。由于轉向助力裝置最常用的是一套液壓系統(tǒng)， 因此也離不開泵、油管、 閥、活塞和儲油罐。轉向盤即通常所說的方向盤。轉向盤內部有金屬制成的骨架，是用 鋼、鋁合金或鎂合金等材料制成。由圓環(huán)狀的盤圈、插入轉向軸的轉向盤轂，以及連接 盤圈和盤轂的輻條構成。采用焊接或鑄造等工藝制造，轉向軸是由細齒花鍵和螺母連接 的。骨架的外側一般包有柔軟的合成橡膠或樹脂， 也有采用皮革包裹以及硬木制作的轉 向盤。轉向盤外皮要求有某種程度的柔軟度，手感良好，能防止手心出汗打滑的材質， 還需要有耐熱、耐候

26、性。轉向盤位于司機的正前方，是碰撞時最可能傷害到司機的部件， 因此需要轉向盤具有很高的安全性， 在司機撞到轉向盤上時，骨架能夠產生變形，吸收 沖擊能，減輕對司機的傷害。轉向盤的慣性力矩也是很重要的，慣性力矩小，我們就會 感到“輪輕”，操作感良好，但同時也容易受到轉向盤的反彈的影響，為了設定適當?shù)?慣性力矩，就要調整骨架的材料或形狀等?，F(xiàn)在的轉向盤與以前的看似沒有太大變化， 但實際上已經有了改進。由于轉向助力裝置的普及，轉向盤外徑變小了，而手握處卻變 粗了，采用柔軟材料，使操作感得到了改善。現(xiàn)在有越來越多的汽車在轉向盤里安裝了 安全氣囊，也使汽車的安全性大大提高了 。當汽車轉向時，駕駛員對轉向力

27、矩。該力 矩通過轉向軸、轉向萬向節(jié)、和轉向傳動軸輸入轉向器。經轉向器放大后的力矩和減速 后的運動傳到轉向搖臂，再通過轉向直拉桿傳給固定于左轉向節(jié)上的轉向節(jié)臂， 使左轉 向節(jié)和它所支撐的左轉向輪偏轉。從轉向盤到轉向傳動軸這一系列零件和部件，均屬于 轉向操縱機構。有轉向搖臂至轉向梯形這一系列零件和部件，均屬于轉向傳動機構。 對轉向系提出的要求有：（1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉， 任何車輪不應有側滑。不 滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。（2）汽車轉向行駛后，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行 駛位置，并穩(wěn)定行駛。（3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉

28、向輪都不得產生自振，轉向盤沒有擺動。（4）轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產生的擺動 應最小。（5）保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。（6）操縱輕便。（7）轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。（8）轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。（9） 在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有 能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。（10）進行運動校核。保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。正確設計轉向梯形機構，可以使第一項要求得到保證。轉向系中設置有轉向減震器 時，能夠防止轉向輪產生自振，同時又能

29、使傳到轉向盤上的反沖力明顯降低。要求M1類汽車以50km/h的車速，M2 M3 N1、N2 N3類汽車以40km/h的車速沿曲線半徑為 50m的彎道的切線方向駛離時，轉向盤不得有異常振動。為了使汽車具有良好的機動性 能，必須使轉向輪有盡可能大的轉角，并要達到按前外車輪軌跡計算，其最小轉彎半徑 大小能達到汽車軸距的22.5倍。通常用轉向時駕駛員作用在轉向盤上的手力大小和 轉向盤轉動圈數(shù)多少兩項指標來評價操縱輕便性。當汽車以10km/h的車速從直線進入轉彎半徑為12m的彎道上行駛時，作用到轉向盤上的最大手力對 M1M2類汽車為150N, 對M3 N1類汽車為200N,對N2、N3類汽車為245N。

30、乘用車轉向盤從中間位置轉到每 一端的圈數(shù)不得超過2.0圈，貨車則要求不超過3.0圈。2.2 循環(huán)球式轉向器方案分析循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成。圖2-1循環(huán)球式轉向器示意圖循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：在螺桿與螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球， 將滑動 摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可達到 75%85%在結構和工藝上采取措施后，包 括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度，螺桿和螺母上的螺旋槽經淬火和磨削加 工，使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可保證有足夠的使用壽命；轉向器的傳動比可以 變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間

31、的間隙調整工作容易進行； 適合用來作整體式動 力轉向器8。循環(huán)球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精 度要求高。循環(huán)球式轉向器主要用于商用車上。循環(huán)球式轉向器同樣分為機械式的和助 力似的，本文主要是設計一款機械式循環(huán)球式轉向器。轉向器由螺桿、螺母、鋼球、導管、搖臂軸、殼體、側蓋及上下蓋等主要零件組成。 如圖2-1所示，螺桿螺母支承在殼體兩端的上下蓋軸承中。 螺母下方切制成齒距相等的 齒條，它與搖臂軸上的變厚齒扇相嚙合，搖臂軸的軸頸支承在殼體及側蓋的滾針軸承中。 轉動螺桿時，通過鋼球使螺母沿軸線移動，螺母齒條與搖臂軸齒扇的嚙合，使搖臂軸往 復擺動。螺桿軸承的預緊負荷，可通過

32、增加或減少上蓋處的調整墊片， 達到轉動螺桿所 要求的預緊扭矩。齒條與齒扇的嚙合可通過調整側蓋處的調整螺釘，使處在中間位置時 無嚙合間隙，轉動螺桿時的扭矩應在規(guī)定范圍內。 轉向器總成通過通過螺桿上的漸開線 花鍵與轉向軸相聯(lián)接，轉向器與轉向盤間有兩個（或一個 ）十字軸萬向節(jié)。螺桿與螺母 具有與鋼球精密配合的螺紋滾道，其法向斷面由雙圓弧構成，其優(yōu)點是消除螺桿與螺母 的相對位移，減小轉向盤的自由行程；在低負荷時，滾道與鋼球為點接觸，負荷較大時 為局部接觸，從而提高轉向器的效率；鋼球與滾道間的間隙可儲存雜物，減少磨損，提 高壽命。為減少鋼球與滾道的接觸應力，采用高精度鋼球，分組裝配，使螺桿與螺母的 間隙

33、控制在允許的范圍內。2.3 轉向器主要性能參數(shù)表1原始參數(shù)名稱參數(shù)角傳動比20.25最大工作壓力12.9MPa前橋負荷（G!）23T理論最大輸出力矩1665N旋向右旋輸出擺角士 45°齒扇模數(shù)6231轉向器的效率功率P1從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號 .表示，+ =（RP2）/R ;反之稱為逆效率，用符號表示，=（P3-P2）/P3。式中，巳為 轉向器的摩擦功率；Pj為作用在轉向搖臂上的功率。為了保證轉向時駕駛員轉動轉向盤輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動返回到直線行駛位 置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上的行駛時駕駛

34、員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉向盤上要盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和制造質量等。（1）轉向器類型、結構特點與效率，在前述四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明 顯低一些。同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與 支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結構之一。第一種 結構除滾輪與滾針之間有摩擦損失外， 滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失， 故這 種轉向器的效率僅有54%。另外兩種結構的轉向器

35、效率，根據試驗結果分別為70%和75%轉向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正或逆 效率提高約10%（2）轉向器的結構參數(shù)與效率，如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失， 只考慮嚙合 副的摩擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉向器，其正效率為(2.1)式中，:0為蝸桿（或螺桿）的螺線導成角；，為摩擦角，- arctanf ； f為摩擦因數(shù)取:o 為 8 ； f 取 0.03，'二 arctan f =1.146 ；tan ： 0tan(： 0')tan8”tan(8 1.146)= 87.3%(2.2)根據逆效率大小不同，轉向器又有可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上

36、的力， 經過轉向系可大部分傳遞至轉向盤， 這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。 它能保證轉 向后，轉向輪和轉向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但 是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”， 使之精神緊張；如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛10。屬于可逆式的有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。不可逆時轉向器，是指車輪受到的沖擊力 不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力由轉向傳動機構的零件承受， 因而這些零件容易損 壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現(xiàn)代汽車不采 用這種轉向器。極限可逆式轉向器介于上

37、述兩者之間， 在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。它的逆效率極低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分 緊張，同時轉向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆時轉向器要小。如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率為tan Co - )tan： otan(8-1.146)855%ta n8(2.3)9#由式（2.2 ）和式（2.3 ）可見，增加導程角：-o，正、逆效率均增大。受_增大的 影響，：o不宜取得過大。當導程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負值或者為零。此 時表明，該轉向器是不可逆時轉向器。為此，導程角必須大于摩擦角，通常螺線導程角 選在8 10之間

38、，取8°。2.3.2 傳動比的變化特性轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比i.o和轉向系的力傳動比ip。從輪胎接地面 中心作用在兩個轉向輪上合力 2Fw與作用在轉向盤的手力Fh之比，稱為力傳動比，即ip二 2Fw / Fh轉向盤角速度、與同側轉向節(jié)偏轉角速度 k之比，稱為轉向系角傳動比i.o，即(2.4)式中，為轉向盤轉角增量；d 'k為轉向節(jié)轉角增量；dt為時間增量。i.o又由轉向器 角傳動比Q和轉向傳動機構角傳動比io所組成，即i o = i i （2.5 ）轉向盤角速度-'w與搖臂軸角速度 'p之比，稱為轉向器角傳動比L .，即(2.6)式中，d 1 p為

39、搖臂軸轉角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉向器。搖臂軸角速度 p與同側轉向節(jié)偏轉角速度 k之比，稱為轉向傳動機的角傳動比#(2.7 )輪胎與地面之間的轉向阻力 Fw和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩 M r之間有如下關FwMr(2.8)i10i#式中,a為主銷偏移距，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支撐平面的交點至車輪中心平2MhDsw(2.9)式中，Mh為作用在轉向盤上的力矩；Dsw為轉向盤直徑將式（2.8 ）代入式（2.9）ip =2Fw/Fh后得到_ MrDswM ha(2.10)由式（2.10）可見，當主銷偏移距a小時，力傳動比ip應取大些才能保持轉向輕便。 通常乘用車的a值在0.40.6

40、倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內選取，而貨車的a值在4060mm范圍內選取11。轉向盤直徑Dsw對輕便性有影響，選用尺寸小些的轉向盤，雖 然占用的空間少，但轉向時需對轉向盤施以較大的力； 而選用尺寸大些的轉向盤又會使 駕駛員進、出駕駛室時入座困難。根據車型不同，轉向盤直徑Dsw在380550mm（標準系列內選取,這里取Dsw=420mm如果忽略摩擦損失，根據能量守恒原理，2Mr/Mh為2Mr d .= =IMh _d'k °(2.11)將式（2.11 ）代入式（2.10 ）后得到i o Dsw2a(2.12)當a和Dsw不變時，力傳動比ip越大，雖然轉向越輕，但i °也越

41、大，表明轉向不靈面與支承平面交線間的距離。作用在轉向盤上的手力Fh為i#轉向傳動機構角傳動比，除用 L = d0p/dBk表示以外，還可以近似地用轉向節(jié)臂臂長L2與搖臂臂長Li之比來表示，即.叱L2 / L。現(xiàn)代汽車結構中，L2與Li的比值大約在 0.851.10之間，可近似認為其比值為1,則i ° : i.戶d /廠。由此可見，研究轉向系 的傳動比特性，只需研究轉向器的角傳動比i.，及其變化規(guī)律即可?？紤]到i L ，由i 0 的定義可知：對于一定的轉向盤角速度，轉向輪偏轉角速度與轉向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉向輪偏轉角速度對轉向盤角速度的響應變得遲鈍， 使轉向操縱時間 增

42、長，汽車轉向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構成一對矛盾 12。為解決這對矛盾， 可采用變速比轉向器。齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿指銷式轉向器都可以制成變速比轉向器。下面介紹齒輪齒條式轉向器變速比工作原理。相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即嘉二殮。其中，齒輪基圓齒距Pbi = -mi cos-1，齒條基圓齒距Fk二二m2cos2。由上述兩式可知：當具有標準模數(shù)mi和標準壓力角：i的齒輪與一個具有變模數(shù) m2、變壓力角:2的齒條相嚙合，并始終保持m cosi =m2cos2時，它們就可以嚙合運轉。如果齒條中部（相當于 汽車直線行駛位置）齒的壓力角最大，向兩端逐漸減?。?shù)也隨之減?。?則主動齒輪嚙合

43、半徑也減小，致使轉向盤每轉動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉向 器的傳動比是變化的。循環(huán)球齒條齒扇式轉向器的角傳動比i., = 2:r/p。因結構原因，螺距P不能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑r的方法，達到使循環(huán)球齒條齒扇式轉向器實現(xiàn)變速比的目 的。隨轉向盤轉角的變化，轉向器角傳動比可以設計成減小、 增大或保持不變的。影響 選取角傳動比變化規(guī)律的因素，主要是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。 若轉 向軸負荷小，則在轉向盤全轉角范圍內，駕駛員不存在轉向沉重問題 問。裝有動力轉向 的汽車，因轉向阻力矩由動力裝置克服，所以在上述兩中情況下，均應取較小的轉向器 角傳動比并能減少轉向盤轉動

44、的總圈數(shù)，以提高汽車的機動能力。轉向軸負荷大又沒有裝動力轉向的汽車，因轉向阻力矩大致與車輪偏轉角度的大小 成正比變化，汽車低速急轉彎行駛時的操縱輕便性問題突出，故應選用大些的轉向器角 傳動比。汽車以較高車速轉向行駛時，轉向輪轉角較小，轉向阻力矩也小，此時要求轉 向器應當小寫。因此，轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形 曲線，轉向盤在中間位置時的轉向器角傳動比不宜過小，否則在汽車高速直線行駛時， 對轉向盤轉角過分敏感和使反沖效應加大，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。相 當于汽車直行位置時的轉向器角傳動比不宜低于i5i6。對乘用車，推薦轉向器角傳動比i. 在 i725范圍內

45、選?。粚ι逃密?，L 在 2332范圍內選取，有原始數(shù)據得i =20.25。ii233轉向器傳動副的傳動間隙：t傳動間隙是指各種轉向器中傳動副（如循環(huán)球式轉向器的齒扇和齒條） 之間的間隙 該間隙隨轉向盤轉角:的大小不同而改變，這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性。研究該特性的意義在于，它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的使用壽命有關。直線行駛時，轉向器傳動副若存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，就能在間隙的.：t范 圍內，允許車輪偏離原行駛位置，是汽車失去穩(wěn)定。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳動副 的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。轉向器傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，

46、磨損速度要比兩端快14。在中間附近位置因磨損造成的間 隙大到無法確保直線行駛的穩(wěn)定性時， 必須經調整消除該處的間隙。調整后，要求轉向 盤能圓滑地從中間位置轉到兩端，而無卡住現(xiàn)象。為此，傳動副的傳動間隙特性，應當 設計成在離開中間位置以后呈逐漸加大的形狀。動，加工齒扇時使之繞切齒軸線循環(huán)球式轉向器的齒條齒扇傳動副的傳動間隙特性， 可通過將齒扇齒做成不同厚度 來獲取必要的傳動間隙，即將中間齒設計成正常齒吼，從靠近中間齒的兩側齒到離開中 間齒最遠的齒，其厚度依次遞減。如圖2-2所示，齒扇工作時繞搖臂軸的軸線中心 O轉Oi轉動。兩軸線之間的距離n稱為偏心距。用這種方法切齒，可獲得厚度不同的齒扇齒。其傳

47、動特性為t=2tanad |R -ncosPp2 2- n cosr Rn2(2.13)12#式中，d為端面壓力角；R為節(jié)圓半徑； > 為搖臂軸轉角；Ri為中心Oi到b點的距離;n為偏心距。偏心距n不同，傳動副的傳動間隙特性也不同。偏心距 n不同時的傳動間 隙變化特性。n越大，在同一搖臂軸條件下，其傳動間隙也越大。一般偏心距n去0.5mm左右為宜圖2-2確定齒扇齒切齒軸線偏移的傳動副徑向間隙厶R及傳動間隙 t的示意圖2.4 循環(huán)球式轉向器設計與計算241轉向器計算載荷的確定為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。 欲驗算轉向系零件的強 度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這

48、些力的主要因素有轉向軸的負荷， 路面阻 力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、 車輪穩(wěn) 定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。 精確地計算這些力是困難的，為此 推薦用足夠精確地半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩M R（N mm）,即(2.14)式中，f為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7; Gi為轉向軸負荷（N）; P為i . I . 2 2輪胎氣壓(MPa),這里取 P=35kg/cm =0.343N / mm= 2.01 106N mm0.7 (3 1000 9.8)23 0.343作用在轉向盤上的手力為Fh =2JMr

49、L2 Dswi - 亠(2.15)式中，L1為轉向搖臂長；L2為轉向節(jié)臂長；Dsw為轉向盤直徑，由前已知為420mm； i .為轉向器角傳動比；為轉向器正效率。對給定的汽車，用式（2.15）計算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為 計算載荷。然而，對于前軸負荷大的貨車，用式（2.15）計算的力往往超過駕駛員生 理上的可能，在此情況下，對轉向器和動力轉向器動力缸以前零件的計算載荷，應取駕駛員作用在轉向盤輪緣上的最大瞬時力，此力為 700N。2.4.2 循環(huán)球式轉向器主要尺寸參數(shù)的確定（1）鋼球中心距D、螺桿外徑D1和螺母內徑D2,尺寸D、D1、D2如圖2-3所示。鋼球中心距是基本尺寸。螺桿

50、外徑 D1、螺母內徑D2及鋼球直徑d對確定鋼球中心距D的大小有影響，而D又對轉向器結構尺寸和強度有影響。在保證足夠的強度條件下， 盡可能將D值取消些。選取D值規(guī)律是隨著齒扇模數(shù)的增大，鋼球中心距 D也相應增 加。設計時先參考同類型汽車的參數(shù)進行初選，經強度驗算后，再進行修正。螺桿外徑Di通常在2038mr范圍內變化，設計時應根據轉向軸負荷的不同來選定。螺母內徑D?應大于Di，一般情況下要求D2 - Di =( 5%10% D 。由查表和計算得D =35mmD1 =34mmD2 =37mm14#(2) 鋼球直徑d及數(shù)量n,鋼球直徑尺寸d取得大，能提高承載能力，同時螺桿和螺 母傳動機構和轉向器的尺

51、寸也隨之增大。鋼球直徑應符合國家標準，一般常在79mm范圍內選用，取d =8mfif。增加鋼球數(shù)量n，能提高承載能力；但使鋼球流動性變壞， 從而使傳動效率降低。因為鋼球直徑本身有誤差，所以共同參加工作的鋼球數(shù)量并不是 全部鋼球數(shù)。經驗證明，每個環(huán)路中的鋼球數(shù)以不超過60個為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應分組裝配。每個環(huán)路中的鋼球數(shù)為n DW n DW n =d cos ： 0 d3.14 35 2.58.000= 34.34(2.16 )#式中，D為鋼球中心距；W為一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)；n為不包括環(huán)流導管中的鋼 球數(shù)，由計算得n=35； 0為螺線導成角，常取：心=5 8，故cos?！?

52、(3) 當螺桿和螺母的滾道各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時，如圖2-4擦，螺桿和螺母溝槽的半徑所示，鋼球與滾道有四點接觸，傳動時軸向間隙最好，可滿足轉向盤自由行程小的要求。 圖中滾道與鋼球之間的間隙，除用來貯存潤滑油之外，還能貯存磨損雜質。為了減少摩R2應大于鋼球半徑d/2，一般取R(0.51 0.53)d。取R2 =4.6mm螺桿滾道應倒角，用來避免該處被嚙出毛刺而劃傷鋼球后降低傳動效率。15圖2-4 四段圓弧滾道截面(4) 接觸角,鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的 夾角稱為接觸角二，如圖2-4所示。二角多取為45，已使軸向力和徑向力分配均勻(5) 螺距P和

53、螺旋線導程角：-o，轉向盤轉動角，對應螺母移動的距離s為Ps =2冗式中，P為螺紋螺距，取11mm與此同時，齒扇節(jié)圓轉過的弧長等于 過r角，其間關系為(2.17)s，相應搖臂軸轉s 二-pr式中,r為齒扇節(jié)圓半徑。又因為號，已知Z=13,得mz6 132-39mm(2.19)(2.18 )2仃r聯(lián)立式(2.17 )、式(2.18 )得二，將對“求導，得循環(huán)球式轉向器角傳(2.20)由式（2.20 ）可見，螺距P影響轉向器角傳動比的值。在螺距不變的條件下，鋼球直徑d越大，圖2-2中的尺寸b越小，要求b = （Pd）2.5mm。取b=3mm螺距P 一 般在811mn選取,取11mm（6）工作鋼球圈

54、數(shù) W多數(shù)情況下，轉向器用兩個環(huán)路，而每個環(huán)路的工作鋼球圈 數(shù)W又與接觸強度有關：增加工作鋼球圈數(shù)，參加工作的鋼球增多，能降低接觸應力，提高承載能力；但鋼球受力不均勻、螺桿增長使剛度降低。工作鋼球圈數(shù) 1.5和2.5 圈兩種，取2.5圈。（7） 導管內徑d!，容納鋼球而且鋼球在其內部流動的導管內徑 d d e，式中，e為鋼球直徑d與導管內徑之間的間隙。e不易過大，否則鋼球流經導管時球心偏離導管 中心線的距離增大，并使流動阻力增大。推薦e = 0.40.8mm，于是導管內徑4取8.6mm導管壁厚取為1mm（8）材料的選取，螺桿和螺母一般采用 20CrMnTi鋼制造，表面滲碳處理，以加強 其表面硬

55、度，滲碳層深度為0.81.2mm,大型的商用汽車由于前軸負荷較大，可加深其 滲碳層深度到1.051.45mmo淬火后表面硬度為HRC5864"。螺桿、鋼球和螺母傳動副 還要對滾道截面進行高精度加工，使?jié)L道表面具有高光潔度，采用標準的高精度的鋼球， 可用二、三級精度的，以盡可能的減少摩擦。表2螺桿螺母參數(shù)總結螺桿外徑34mm螺距11mm螺母內徑37mm導程角8鋼球中心距35mm導管內徑8.6mm鋼球直徑8mm導管壁厚1mm鋼球數(shù)量35螺桿螺母材料20CrM nTi（9）齒條、齒扇傳動副設計，滾刀相對齒扇作斜向進給運動加工齒扇齒， 得到變厚齒 扇。變厚齒扇的齒頂和齒根的輪廓面是圓錐的一部

56、分，其分度圓上的齒厚是變化的，故稱之為變厚齒扇。圖2-5中若0-0剖面的原始齒形變位系數(shù).=0，且1-1剖面和11-11剖面分別位于O-O剖面兩側，則1-1剖面的齒輪是正變位齒輪，11-11 剖面的齒輪為 負變位齒輪，故變厚齒扇在整個齒寬方向上，是由無數(shù)個原始齒形變位系數(shù)逐漸變化的 圓柱齒輪所組成的。對齒輪來說，因為在不同位置的剖面中，其模數(shù)m不變，所以它的分度圓半徑r和基圓半徑rb相同。因此，變厚齒扇的分度圓和基圓均為一圓柱，它在不同剖面位置上的漸開線齒形，都是在同一個基圓柱上所展出的漸開線， 只是其輪齒的 漸開線齒形相對基圓的位置不同而已，所以應將其歸入圓柱齒輪的范疇。變厚齒扇齒形 的計算，如圖2-5所示，一般將中間剖面1-1規(guī)定為基準剖面。由1-1剖面向右時，變位系數(shù)為正，向左則由正變?yōu)榱悖僮優(yōu)樨?。?0-0剖面距1-1剖面的距離為：-0, 則其值為0 = im/tan , 是切削角，常見的有6 30'和7 30'兩種，這里取7 30'。在切 削角一定的條件下，各剖面的變位系數(shù)取決于距基準剖面1-1的距離：。進行變厚 齒扇齒形計算之前，必須確定的參數(shù)有：模數(shù)m=6，法向壓力角