齿轮齿条式向器设计和计算

1、5.2转向器的结构型式选择及其设计计算根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构型式有多种。常见的有齿轮齿条式、 循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。中、小型轿车以及前轴负荷小于1.2t的客车、货车，多采用齿轮齿条式转向器。球面蜗杆滚轮式转向器曾广泛用在轻型和中型汽车上，例如：当前轴轴荷不大于 2.5t且无动力转向和不大于 4t带动力转向的汽车均可选用这种结构型式。循环球式转向器则是当前广泛使用的一种结构，高级轿车和轻型及

2、以上的客车、货车均多采用。轿车、客车多行驶于好路面上， 可以选用正效率高、 可逆程度大些的转向器。 矿山、工地用汽车和越野 汽车，经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式 动力转向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器， 因为路面的冲击可由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象。关于转向器角传动比对使用条件的适应性问题，也是选择转向器时应考虑的一个方面。对于前轴负荷不大的或装有动力转向的汽车来说，转向的轻便性不成问题， 而主要应考虑汽车高速直线行驶的稳定性和减小转向盘的总圈数以提高汽车的转向灵敏性。因为高速行驶 时，很小的前轮转角也

3、会导致产生较大的横向加速度使轮胎发生侧滑。这时应选用转向盘处于中间位置时角传动比较大而左、右两端角传动比较小的转向器。对于前轴负荷较大且未装动力转向的汽车来说，为了避免“转向沉重”，则应选择具有两端的角传动比较大、中间较小的角传动比变化特性的转向器。（转向盘转角增量与相应的转向摇臂转角增量之比i 3 1称为转向器角传动比。）二、两侧转向轮偏转角之间的理想关系式汽车转向行驶时，为了避免车轮相对地面滑动而产生附加阻力，减轻轮胎磨损，要求转向系统能保证所有车轮均作纯滚动，即所有车轮轴线的延长线都要相交于一点。cot c=cot 0+B/L其中公B分别是内外侧转向轮的偏转角，B是两侧主销轴线与地面相交

4、点之间的距离；L是汽车轴距深轴汽车转向时两艇转 向轮偏转用的理想关系如果是多轴汽车转向，转向轮转角间的关系与双轴汽车基本相同三汽与一，二精状向信汽看整事）¥多-汽车转向受息图三、转向系统传动比1 .转向器角传动比转向盘转角增量与相应的转向摇臂转角增量之比i aI称为转向器角传动比。2 .转向传动机构角传动比转向摇臂转角增量与转向盘一侧转向节的相应转角增量之比i 32称为转向传动机构角传动比。3 .转向系统角传动比转向盘转角增量与同侧转向节相应转角增量之比i 3为转向系统角传动比。i 3n / d4 .转向系统的力传动比两个转向轮受到的转向阻力与驾驶员作用在转向盘上的手力之比i p称为

5、转向系统的力传动比，它与角传动比i成正比。四、转向盘的自由行程转向盘在空转阶段的角行程称为转向盘的自由行程。转向盘的自由行程有利于缓和路面冲击，避免驾驶员过度紧张，但不宜过大，否则将使转向灵敏性能下降。下面分别介绍几种常见的转向器。5.2.1 循环球式转向器循环球式转向器又有两种结构型式，即常见的循环球-齿条齿扇式和另一种即循环球-曲柄销式。它们各有两个传动副，前者为：螺杆、钢球和螺母传动副以及落幕上的齿条和摇 臂轴上的齿扇传动副； 后者为螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的销座与摇臂轴的锥销或 球销传动副。两种结构的调整间隙方法均是利用调整螺栓移动摇臂轴来进行调整。循环球式转向器的传动效率高、

6、工作平稳、可靠，螺杆及螺母上的螺旋槽经渗碳、淬火及磨削加工，耐磨性好、寿命长。齿扇与齿条啮合间隙的调整方便易行，这种结构与液力式动力转向液压装置的匹配布置也极为方便。5.2.1.1 循环球式转向器的角传动比iw由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动邛角时，转向螺母及其齿条的移动量应为s=（/360）t（5 21）式中t螺杆或螺母的螺距。这时，齿扇转过P角。设齿扇的啮合半径 rw,则P角所对应的啮合圆弧长应等于s,即（P/360）2n rw =s（5 22）由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比iw为2 二 rw iw =丁 二-(5 23)5.2.1.2 螺杆钢球螺母传动副螺杆-钢球-

7、螺母传动副与通常的螺杆一螺母一传动副的区别在于前者是经过滚动的 钢球将力由螺杆传至螺母，变滑动摩擦为滚动摩擦。螺杆和螺母上的相互对应的螺旋槽构成 钢球的螺旋滚道。转向时转向盘经转向轴转动螺杆，使钢球沿螺母上的滚道循环地滚动。为了形成螺母上的循环轨道，在螺母上与其齿条相反的一侧表面（通常为上表面）需钻孔与螺母的螺旋滚道打通以形成一个环路滚道的两个导孔，并分别插入钢球导管的两端导管。钢球导管是由钢板冲压成具有半圆截面的滚道，然后对接成导管，并经氧化处理使之耐磨。插入螺母螺旋滚道两个导孔的钢球的两个导管的中心线应与螺母螺旋滚道的中心线相切。螺杆与螺母的螺旋滚道为单头（单螺旋线）的，且具有不变的螺距，

8、通常螺距t约在813mm范围内可按式（523）初选，螺旋线导程角 a0约为6o11 0。转向盘与转向器左置时转向螺杆为左旋，右置时为右旋。钢球直径db约为69mm 一般应参考同类型汽车的转向器选取钢球5直径db,并应使之符合国家标准。钢球直径尺寸差应不超过128M 10 db。显然，大直径的钢球其承载能力亦大，但也使转向器的尺寸增大。钢球的数量n也影响承载能力，增多钢 球使承载能力增大，但也使钢球的流动性变差，从而要降低传动效率。经验表明在每个环路 中n以不大于60为好。钢球数目（不包括钢球导管中的）可由下式确定：d 0W二d 0W(524)n 二 dbcos: 0 db式中d0 钢球中心距，

9、（见图5 2）;W 一个环路中的钢球工作圈数，为了使载荷在各钢球间分布均匀，一般 W 1.52.5 ,当转向器的钢球工作圈数需大于2.5时，则应采用两个独立的环路；db钢球直径；:-0 螺线导程角。钢球中心距do是指钢球滚动时其中心所在的圆柱表面的横截面的圆的直径。它是一个基本尺寸参数，将影响循环球转向器的结构尺寸及强度。设计时可参考同类车进行初选，经强度验算后再进行修正。 显然，在保证强度的前提下应尽量取小些。在已知螺线导程角 U0和螺距t的情况下，d0亦可由下式求得：do = (5 25)二 tan 二 o式中t螺杆与螺母滚道的螺距；：0 螺线导程角。螺杆螺旋滚道的内径 d1,外径d,以及

10、螺母的尺寸D1, D (见图52),在确定钢球中心距do后即可由下式确定：图5-2 螺杆与螺母的螺旋滚道截面(a)四点接触的滚道截面；(b)两点接触的滚道截面(b) B、D钢球与滚道的接触点；d0 钢球中心距；rc 滚道截面的圆弧半径。di =do -2(rc -x) )、d =d1 + 2h(5 26)Di =d。2(rc -x)D =D1 -2h式中d0 钢球中心距；rc 螺杆与螺母的滚道截面的圆弧半径，（见图5 2）；X滚道截面圆弧中心相对于钢球中心线的偏移距（见图52）;' db '_x = rc -isinH（5- 27）<2 1db钢球直径； 钢球与滚道的接触

11、角，通常取 日=45o;h滚道截面的深度，（见图5 2）,可取h= （0.30 0.35） db（5 28）D 应大于d, 一般也可取 D = d + （ 0.05 h0.10） db。滚道截面有四点接触式、两点接触式（见图5 2）和椭圆滚道截面等。四点接触式滚道截面由四段圆弧组成，螺杆和螺母的滚道截面各为两段圆弧。四点接触滚道截面可获得最小的轴向间隙，以避免轴向定位的不稳定，受载后基本上可消除轴向位移，但滚道与钢球间仍应有间隙以贮存磨屑、减小磨损。虽然其制造工艺较复杂，但仍得到广泛应用。两点接触式滚道截面由两段圆弧组成，其螺杆和螺母滚道均为单圆弧，形状简单。当螺杆受有轴向载荷时，螺杆与螺母间

12、产生轴向相对位移使轴向定位不稳定，增加了转向盘的自由行程，这对装动力转向的转向系特别不利，因为它降低了分配阀的灵敏度，从而影响转向性能。椭圆滚道的螺杆部分为椭圆截面、螺母部分为圆弧截面。钢球以三点与滚道接触，被精确地定位于 滚道中心，轴向定位精确，但加工较复杂。螺杆滚道应倒角以避免尖角划伤钢球。接触角e是指钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹（见图）。增大”将使径向力增大而轴向力减小；反之则相反。通常 日多取45o,以使径向力与轴 向力的分配均匀。螺距t和螺旋线导程角 «0 :前者影响转向器的角传动比（见式（523）;后者影响动效率（见式（5 6）、式（57）。选

13、择时应满足角传动比的要求和保证有较高的正效率而反行程 时不发生自锁现象。工作钢球的总圈数 W*决定于接触强度。总圈数增多钢球亦增多，则可降低接触应力、提高承载能力。一般有 2.5、3和5圈的，当 Wz> 2.5时则应采用两个独立的环路。螺杆和螺母一般采用 20CrMnTi、22CrMnMo 20CrNi 3A钢制造，表面渗碳，渗碳层深度 为0.81.2mm,重型汽车和前轴负荷大的汽车的转向器，渗碳层深度可达1.051.45mm=淬火后表面硬度为 HRC58- 64。螺杆一钢球一螺母传动副的高可靠性、长寿命、小的摩擦损失以及达到实际上的无隙配合（螺杆的轴向间隙不应大于0.0020.003m

14、m）,是通过对滚道的高精度加工，使滚道表面具有高光洁度，采用标准的高精度的钢球（可用二、三级精度的），并对螺杆、钢球及螺母的 尺寸进行选配来达到的。5.2.1.3 齿条、齿扇传动副齿扇通常有5个齿，它与摇臂轴为一体。齿扇的齿厚沿齿长方向是变化的，这样即可通过轴向移动摇臂轴来调节齿扇与齿条的啮合间隙。由于转向器经常处于中间位置工作， 因此齿扇与齿条的中间齿磨损最厉害。为了消除中间齿磨损后产生的间隙而又不致在转弯时使两端齿卡住，则应增大两端齿啮合时的齿侧间隙。这种必要的齿侧间隙的改变可通过使齿扇各齿具有不同的齿厚来达到。即齿扇由中间齿向两端齿的齿厚是逐渐减小的。为此可在齿扇的切齿过程中使毛坯绕工艺

15、中心Oi转动，如图53所示，Oi相对于摇臂轴的中心 。有距离为n的偏心。这样加工的齿扇在齿条的啮合中由中间齿转向两端的齿时，齿侧间隙As也逐渐加大，As可表达为s = 2ir tana = 2tan«rw -ncosP ± nn2 cos P + r： - n2 (5 29)式中一一径向间隙；：啮合角；rw齿扇的分度圆半径；1一一摇臂轴的转角。图5 3为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图图5 4用于选择偏心n的线图当口，确定后，根据上式可绘制如图54所示的线图，用于选择适当的n值，以便使齿条、齿扇传动副两端齿啮合时，齿侧间隙As能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的间

16、隙的需要。齿条、齿扇传动副各对啮合齿齿侧间隙As的改变也可以用改变齿条各齿槽宽而不改变齿扇各轮齿齿厚的办法来实现。一般是将齿条（一般有4个齿）两侧的齿槽宽制成比中间齿槽大0.200.30mm即可。齿扇的齿厚沿齿宽方向变化，故称为变厚齿扇。其齿形外观与普通的直齿圆锥齿轮相 似。用滚刀加工变厚齿扇的切齿进给运动是滚刀相对工件作垂向进给的同时，还以一定的比例作径向进给，两者合成为斜向进给。这样即可得到变厚齿扇。变厚齿扇的齿顶及齿根的轮 廓面为圆锥面，其分度圆上的齿厚是成比例变化的，形成变厚齿扇，如图55所示。沿分度圆的剖面“1尸分度圆图5 5变厚齿扇的截面在该图中若00截面原始齿形的变位系数2 =

17、0,则位于其两侧的截面 II和n - n分别具有2>0和车2v0,即截面I I的齿轮为正变位齿轮，而截面n - n的齿轮为负变位齿轮。即变厚齿扇在其整个齿宽方向上是由无穷多的原始齿形变位系数逐渐变化的圆柱齿轮所形成。因为在与。一 0平行的不同截面中，其模数 m不变、齿数亦同，故其分度圆及基 圆亦不变，即为分度圆柱和基圆柱。其不同截面位置上的渐开线齿形， 均为在同一基圆柱上 展开的渐开线，仅仅是其轮齿的渐开线齿形离基圆的位置不同而已，故应将其归人圆柱齿轮范畴，而不应归于直齿圆锥齿轮范围， 虽然它们从外观上更相似，因为直齿圆锥齿轮轮齿的 渐开线齿形的形成基准是基锥。变厚齿扇齿形参数的计算图5

18、 6变厚齿扇的齿型计算用图通常取齿扇宽度的中间位置作基准截面，如图56所示的截面A Ao由该截面至大端 （截面B B）时，各截面处的变位系数 巴均取正，向小端（截面C C）时，变位系数。由正变为零（截面O O）再变为负值。设截面 0 O至截面A- A的距离为a0,则a0=%m/tanv(530)式中 心在截面A- A处的原始齿形变位系数；m模数；一切削角。由式（530）可知：当齿扇的模数 m及切削角¥选定后，各截面处的变位系数 七取决于该截面与基准截面的间的距离a （见图5 6）。变厚齿扇基准截面（截面 A-A）处的齿形计算可按表 5-3进行，计算前应将先选定的参数也列在该表中。其中

19、齿扇模数 m是根据前桥负荷及汽车的装载质量的不同参考表51选取；法向压力角 ot0一般为20°30° ;切削角v常见的有6° 301和7° 301两种；齿顶高系数%一般取0.8或1.0 ；整圆齿数z一般在1218范围内选取；齿扇宽度F一般在22 28mnfE围内选取。表5-1各类汽车循环球转向器的齿扇模数齿扇模数m/mm3. 03. 5九。4.55. 06.06. &轿车排量/ml.55。100018OC0020002DOO2000前桥负荷,kN乱 53. S4. 7- 7. 351 07, 08. 311.0L 011-大客车和货车前桥负荷心N

20、3. 05.04.5-7. 5尻5】8.57.0-19.59, 0 T417 372344最大装载质量/吆350100025OQ2700400060008000表5 2变厚齿扇（A A）处的齿形参数选择与计算（mrm参数名称参数的选择与计算参数名称参数的选择与计算整圆齿数工通常在12一1口他阳内选取齿质高%儿=心印模数E指根据前蟒负荷和汽车装 栽质做参号表16-t选取由根高Ai也一心用法向压力布日420° 30°齿全高h匕一九十储=（麻+mj海切削角V常见的有6时'和七0r径向间隙wr = /i2-6i =(X2 Xjm我向宽度F通常取?2-38齿顶圆直接门P =

21、<4 + 21 4 2打)制面顶高系数Z,L Q 或 a 8分度圆孤齿厚$5=(母 + 2F,4) m齿根高系数4Xi齿顶隰1IK力用atHi = arccos ()变位系数瓢久齿顶圆弧齿庠Js尸门：(invcri -j分度圆直径dd = znz说明：基准截面见图56的截面A A,为齿扇宽度的中间位置处的截面。最大变位系数截面即截面 BB （见图5-6）,应对该截面的齿形作齿顶变尖的核算，如表5 - 3所不'。表5-3最大变位系数截面（截面 B- B）齿顶变尖核算黎效名称参数的选择与计算参数名称参数的选择与计算该截面相时于拄准 做面的变位系数耳品截潮8 "姓的 齿项圆压

22、力角金打(d行 = arceos jcosctd J|段大变位系数5.=己 +IHT1V截面h b处的 分度邮孤齿厚Su =(号"+ 2 JtwiG)W1践面处的 齿顶圜宜转Dh =t * + 2 H 1 + 2 £血”)e截血处的齿项圆弧齿厚U = Pjs 詈 -Cinvfl-fj - invaa)说明：一般容许的齿顶圆弧齿厚的最小值为:（0.25 0.30） m 当 m= 34 时（0.20 0.25） m 当 m= 46 时（0.10 0.20） m 当 m= 78 时表5-4给出了循环球式转向器的一些参数，供设计时参考。模 数削螺忏外径螺纹升程螺母氏度钢球宜桎捋扇压

23、力他国扇切削角摇臂轴外桂3.020?.皎（）405555()S-fe纺时6"30rM30223. 523乱 731 (fl )455.麻（）如飞0 r6(，30， 7七0,264.0259. 525 (-|-)186. 350 ()22n3O'6*30J730J£95r 02910-319 位)627】44层）27。63。'73(/356, 03472山（务）27"637"30r3B6, %38iQ.制啮）, 82A 工1小(5)27n6*301尸剂425.2.1.4 循环球式转向器零件的强度计算为了进行强度计算，首先要确定其计算载荷。式

24、（513）曾给出了汽车在于而粗糙的硬路面上作原地转向时转向轮的转向阻力矩，利用它可求得转向摇臂上的力矩（见式（518）和在转向盘上的切向力（见式（5 19）,它们均可作为转向系的最大计算载荷。但对前轴符合大的重型载货7车，用式（518）或（5 19）计算出来的力，往往会超过司机在体力上的 可能。这时在计算转向器和动力转向的动力缸以前的零件时，可取司机作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力可取为700N。确定计算载荷后，即可计算转向系零件的强度。（1）钢球与滚道间的接触应力二- j仃j = K31 NE2(-)2 %(5-31)j , dbrcj式中K系数，根据 A/ B查表165求得，其中A/

25、B用下式计算:A/B =d(2% db)/2c(d +db)(5 32)d螺杆外彳5,见图 1610；rc 螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径，见图52；db钢球直径;E材料弹性模量，2.1父105 MPaN每个钢球与螺杆滚道之间的正压力;(5 33)nl sin： 0 cos 二FhRFh转向盘圆周力；R转向盘轮缘半径；：0螺杆螺线导程角；1钢球与滚道间的接触角；n 参与工作的钢球数；l钢球接触点至螺杆中心线之距离。表165系数K与A/ B的关系mmA/B1.000.900.800.700.600.500.400.300.200.150.100.050.020.010.007K0.3880.400

26、.410.440.4680.4900.5360.6000.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202当钢球与滚道的接触表面的硬度为HRC5a 64时，许用接触应力可取为30003500MPa为了满足式（531）所表达的接触强度的要求，钢球的工作总圈数应达到Wy = nb-（534）一 nb式中nb 圆滚道中的钢球数;tnb 二 -db sin - 0二d0dbCos： 0(5 35)t 螺距;d0 钢球中心距（见图5-2）1 0 螺线导程角；db钢球直径；nb三 需要的工作钢球总数;bnb工Foc/(，、N cos% cos)(5 36)Foc 作用在齿条与齿扇的齿上的

27、力；TFoc =(537)rwT 转向摇臂轴上的力矩，见式 (5-18);rw 齿扇的啮合半径； 考虑轴向力在各钢球间不均匀分配的系数， 九=0.80.9 ;N钢球与螺杆滚道之间的正压力，见式 (533); 钢球与滚道间白接触角，见图5 2。当由式(1634)算得的钢球工作总圈数 Wz>2.5时，则应采用圈数及钢球数相同的两个独立的环路，以使载荷能较均匀地分布于各钢球并保持较高的传动效率。但钢球总数(包括在钢球导管中的)不应超过60个。否则应加大钢球直径并重新计算。径向间隙(见图51)不应大于0.020.03mm5亦可用下式计算： = Di (2db +di)(538)轴向间隙可用下式计

28、算：C。=-2% -db)A(539)(1)螺杆在弯扭联合作用下的强度计算螺杆处于复杂的应力状态，在其危险断面上作用着弯矩和转矩，其弯矩M及转矩T分别为：M = Foc e 十(F°cltana)/4(540)'T =Foc(d0/2)tan(% + Pj= Foc(d0 / 2)tan+ arctan f(dbSinB)(5 41)式中Foc 由式(1637)决定的力，见图52;e 齿条、齿扇啮合节点至螺杆中心的距离； l螺杆两支承轴承间的距离；-：啮合角；d0 钢球中心距；: 0 螺线导程角；: k 换算摩擦角；f 滚动摩才§系数，f = 0.0080.010 ;1钢球与滚道的接触角。这时，螺杆的当量应力为 分=(M /Wb)+(Foc/A)2 +4(T/Wr)2 W 尸(5 42)式中A, Wb, Wt 螺杆按其内径di计算的横截面积、弯曲截面系数和扭转截面系数。仃许用应力，叵wos/3二s 螺杆材料的屈服极限。(3)转向摇臂轴直径的确定转向摇臂轴的直径可根据转向阻力矩Tr及材料的扭转强度极限T 0由下式确定：d=kTr3 二；16 0式中k 安全系数，根据使用条件可取2.53.5 ;Tr 转向阻力矢I,见式(513);0扭转强度极限。转向摇臂轴一般采用 20CrMnTi、22CrMnM减20CrNi 3A钢制造，表面渗碳