循环球式转向器设计教材

1、总傩斜技孝院机械工程学院毕业设计题目：循环球式转向器专业：车辆工程班级：姓名：学号：指导教师：日期：2016年6月1日 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 摘要 1第一章绪论课题背景 1国内外研究现状 2研究的目的及意义 2研究内容和设计方法 2第二章转向系简介转向系统简介 3转向操纵机构 4 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 转向器 4转向传动机构 5第三章转向器结构设计转向器效率 6传动比变化特性 7主要参数的选择 9螺杆、钢球、螺母传动副设计 11齿条齿扇传动副设计

2、 14第四章主要零部件校核转向盘受力确定 16校核钢球与滚道间的接触应力 17校核齿的弯曲应力 J 18齿扇齿接触应力校核 19转向摇臂轴直径的确定 22附件 23 HYPERLINK l bookmark156 o Current Document 总结 26参考文献 26摘要汽车是一种高性能要求，负荷变换巨大的运输工具。转向系统是汽车很关键的部件，更要详细的了解跟认识。这些年循环球式转向器得到市场普遍认可跟应用。本文主要设计了齿 扇，螺杆，螺母三个主要零部件并校核。根据现在国家标准与循环球式转向器相关车型（本 文以BJ2020的数据，选取主要参数，参考汽车设 计与相关资料设计一款循环球式转

3、向器，并绘制二维平面图。关键词:循环球、转向器、设计、分析1绪论课题背景转向器又叫转向机或者方向机，它是转向系中最重要的部件。转向器能增大转向盘传递到转向传动机构的力矩并改变传递方向。转向器按结构形式可分很多种。目前常用的有齿轮齿条式、蜗杆指销式、循环球式、蜗杆滚轮式等。如果按照助力形式又可分为机械式和动力式两种。循环球式转向器将来自转向盘的旋转进行减速并增大扭矩，使方向盘的旋转运动转变成 螺母的上下运动,螺母再与扇形齿轮啮合，直线运动再次转变为旋转运动， 使连杆臂摇动，连杆臂连动拉杆和横拉杆做直线运动, 改变车轮的行驶方向。 循环球式转向器由两组传动副 构成，一个是螺杆、螺母，另一个是齿条、

4、齿扇。循环 滚动的钢球安装在螺杆和螺母之间， 这样使滑动摩擦转变为滚动摩擦，从而提高了传动效率。现代社会， 汽车已经已经成为我们生活中不可或缺的交通工具，我国的经济实力不断增 强，人民生活水平不断提高，同时民族汽车工业不断进步。现在我国已经成为世界汽车较强的国家。当然作为汽车关键部件之一的转向系也得到了相应的发展，已形成了专业化、系列化生 产的局面。国外有很多国家的转向器厂，已发展成大规模生产的专业厂商，年产超过百万台，基本垄断了转向器的生产，并且销售点遍布全世界。循环球式转向器与齿轮齿条式转向器，成为当今世界汽车上最主要的两种转向器；而蜗 轮蜗杆式转向器和蜗杆销式转向器， 正在逐步被淘汰。

5、在小客车上发展转向器的各个国家都 不一样，美国和日本重点发展 循环球式转向器超过 90% ；欧洲则重点发展齿轮齿条式转向器 超过50% ,法国惊人的高达 95% o在全世界范围内，汽车循环球式转向器占 45%左右，而且有继续增长的趋势， 齿条齿轮 式转向器在40% 左右，蜗杆滚轮式转向器占10%左右，其它型式的转向器占5%。可以说循环 球式转向器在稳步发展。国内外研究现状循环球式转向器是汽车上常用的一种转向器，主要由螺母、螺杆、钢球、转向器壳体等组成。因螺母与螺杆之间没有滑动摩擦，只有钢球与螺杆及螺母之间的滚动摩擦，所以循环球式转向器具有较高的传动效率，由于有结构复杂，成本高，转向灵敏度不好众

6、多缺点，因此逐渐被齿轮齿条式取代。但随着动力转向的应用以及道路行驶条件的改善，“打手”的现 象明显减少，正向传动效率很高，操纵轻便，使用寿命很长，各种优势逐渐得到体现，因此 再次得到广泛使用。汽车在高速行驶时有较好的操纵稳定性,转向器必须具有较高的刚度。循环球式转向器由于通过大量钢球的滚动接触来传递扭矩，具有很高的强度和较好的耐磨性。并且可以被设 计成具有等强度结构，适宜高速车辆采用，这也是它采用广泛的其中一个原因。循环球式转向器的间隙可调节，齿条齿扇磨损后可以重新调整间隙，使其具有合适的转向器传动间隙，从而提高转向器寿命，因此采用广泛。我国的也在向大量生产循环球式转向器发展。研究目的及意义循

7、环球式转向器是目前最为广泛应用的转向器类型，作为车辆工程专业的学生我们很有必要去了解其设计过程，为以后工作打下一个理论基础，同时循环球式转向器还会继续扩展市场占有率，也为我们国家转向器的发展给自己补充知识，贡献力量，为我们国家机械制造业的向前发展而努力。本次毕业设计主要是针对汽车循环球式转向器，根据莫些参数结合汽车设计和其他相关书籍的理论知识设计一款循环球式转向器，确定参数，使设计由的转向器符合使用要求，并为其今后拓展应用领域奠定设计基础。研究内容和设计方法研究内容:(1)收集课题相关资料。结合毕业设计课题进行必要的文献检索，查阅、收集、整理、归纳技术文献资(2)深入学习并掌握汽车构造、汽车设

8、计等专业知识；了解循环球转向器设计的指导思想和原则；(3)掌握汽车设计的方法和步骤，参考有关手册和标准，对各总成部件进行选型、计算、校核等等;(4)计算循环球式转向器的主要参数并对其重要部件进行强度校核，确定相关参数与 材料以及装配要求按照标准和生产工艺要求，绘制汽车转向器总装配图和主要零件图设计方法:根据已知参数并结合理论知识， 分析计算得到循环球式转向器的基本结构参数， 然后利 用相关公式对 转向器的重要部件进行强度校核， 校核的结果不符合国家相关要求需要重新计 算，当结果满足要求的时候， 可 确定其相关几何尺寸并完成图纸的绘制， 结束本论文的设计。2转向系简介转向系统功用与标准转向系统是

9、用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，保证各转向轮之间有协调的转角关系。机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车还装有防伤机构和转向减震器。采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统 来减轻驾驶员的手力。按照中华人民共和国国家标准GB17675-1999和汽车设计可知，其转向器的设计要求如下：)方向盘必须左置。不得单独以后轮作为转向车轮。不得装用全动力转向机构。转向时转向车轮的偏转必须是渐进的。转向系统必须有足够的刚度且坚固耐用，以确保行驶安全。转向系统必须保证驾驶员在正常驾驶操作位置上能方便、准确地操作，转向系统在任何操作位置上不得与其他零部件有干

10、涉现象。汽车转向车轮应有自动回正能力，以保持汽车稳定的直线行驶。后轮也做转向车轮的汽车，具有二根和二根以上转向车轴的全桂车和具有一根和一根以上转向车轴的半桂车，以80kmAh (设计车速计)的车速行驶时，驾驶员必须能在不做异常转向修正的条件，保持汽车直线行驶。(9)以10kmAh车速、24m转弯直径前行转弯时，不带助力时转向力应小于245N,带助力转向但助力转向失效时，其转向力应小于588N,机动动作时间正常情况下不得大于4s,带助力转向但助力失效时不得大于65 o左右两个方向都要试验。)当汽车前行向左或向右转弯时，转向盘向左向右的回转角和转向力不得有显著差异。转向系统中的液压、气压或电气部件

11、部分或全部失效后，转向系统必须有控制汽车行驶方向的能力。当助力转向装置本身无独立的辅助动力源时，必须设有蓄能器。如使用压缩空气，贮气筒上必须设有单向阀。转向系统所有零部件的设计、结构和安装，必须保证驾驶员正常操作时不会钩桂驾驶员的衣服和饰物；不得有撞车时会加重驾驶员伤害的粗糙表面或尖锐棱角，维修保养时应该容易接近。转向操纵机构转向操纵机构由方向盘、转向轴等组成，它的作用是将驾驶员转动转向盘的操纵力矩传给转向器。图2-1转向操纵机构转向器转向器是完成由旋转运动到直线运动或近似直线运动的一组齿轮机构，同时也是转向系 中减速传动装置循环球式转向器和齿轮齿条式转向器，已成为当今世界汽车上主要的两种转向

12、器。循环球式转向器效率高，操纵轻便，有平滑的操纵力特性曲线，容易布置。很适合大、中型车辆和动力转向系统；易于反馈驾驶员操纵的信号；逆效率高回位很好，与液压助力装置配合得很好。可以实现变速比，满足了操纵轻便性的要求。中间位置转向力小且经常使用，要求转向灵敏，希望中间位置附近速比小来提高灵敏性。大角度转向位置转向阻力大，但使用次数少，希望大角度位置速比大一些来减小转向力。由于循环球式转向器的众多优点得到 广泛应用。通过大量钢球的滚动接触来传递转向力，具有较大的强度和较好的耐磨性。并且该转向 器可以被设计成具有等强度结构，这也是它应用广泛的原因之一。变速比结构具有较高的刚度，特别适宜高速车辆车速的提

13、高。高速车辆需要在高速时有较好的转向稳定性，必须保证转向器具有较高的刚度。齿条齿扇副磨损后可以重新调整间隙，使之具有合适的转向器传动间隙，从而提高转向 器寿命，也是这种转向器的优点之一。图2-2循环球式转向器循环球式转向器有一蜗杆。您可以将此转向器想象为两部分。第一部分是带有螺纹孔的 金属块。此金属块外围有切入的轮齿，这些轮齿与驱动转向摇臂的齿轮相结合。方向盘连接在类似螺栓的螺杆上，螺杆则插在金属块的孔内。转动方向盘时，它便会转动螺栓。由于螺栓与金属块之间相对固定，因此旋转时，它不会像普通螺栓那样钻入金属块中，而是带动金属块旋转，进而驱动转动车轮的齿轮。螺栓并不直接与金属块上的螺纹结合在一起，

14、所有螺纹中都填满了滚珠轴承，当齿轮转动时，这些滚珠将循环转动。滚珠轴承有两个作用：一，减少齿轮的摩擦和磨损；二，减少齿轮的溢由。如果齿轮溢生会在转动方向盘时感觉到。而如果转向器中没有滚珠，轮齿之间会暂时脱离造成方向盘松动。汽车转向系统对汽车的行驶安全至关重要。转向螺杆和螺母上 都加工由断面轮廓为两段不同心圆弧组成的半圆的螺旋槽。螺母与螺杆的螺旋槽能形成近似 圆形断面的螺旋管状通道。螺母侧面有两对通孔，可将钢球从此孔塞入螺旋形通道内。转向螺母上有两根钢球导管，导管两端分别插入螺母侧面的一对通孔中。导管内也装满了钢球。两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球流道。转向传动机构转

15、向传动机构是将转向器输由的力和运动传到转向桥两侧的转向节，使两侧转向轮偏转，使两个转向轮偏转角按一定关系变化，以保证汽车转向时车轮与地面的相对滑动尽可能的小。第三章转向器设计转向器的效率功率R从转向轴输入，经转向摇臂轴输由所求得的效率称之为正效率，用符号表示，H + =(RP2)/R ；反之则称为逆效率，用符号表示，=(P3-P2)/P 30式中P2为转向器 中的摩擦功率；F3为转向摇臂轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求正 效率高，为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置，又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮于路面之间的作用力传至

16、转向盘上要尽可能小，防止打手，这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、参数和制造质量等。转向器类型、结构特点与效率擦损失外，滚轮口 +仅有54%另销式特别是固定销滚针轴承和圆锥滚子轴承、球轴承等三种结构之一。第一种结构除滚轮与滚针之间有摩侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种转向器的效率 外两种结构在前述四种转向器中，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、圆锥滚子轴的转向器效率，根据试验结果分别为70唏口

17、75%转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响，用滚针轴承比用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%转向器的结构参数和效率如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率为(1-1)式中，：s为螺杆(或蜗杆)的螺线导程角通常为 8-10。之间；为摩擦角，二 arcta nf ;f 为摩擦因数。取：-0 为 8 ； f 取 0.03, Y = arctan f =1.718 ；tan 8 = 82.1%tan(8 1.718 )(1-2)根据逆效率大小不同，转向器又有可逆式、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

18、高的转向器属于可逆式。它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”使之精神紧张；如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。属于可逆 式的有齿轮齿条式和循环球式转向器。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。该冲击力由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。tan(:tan 二如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率为tan(

19、-P) tan(A-1.718A78 3%tan : otan 8式(1-1 )和(1-3)表明：增加导程角：-o,正、逆效率均增大。受 _增大的影响,(1-3)(1-4)-o不宜取得过大。是不可逆式转向器。当导程角小于或等于摩擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器传动比的变化特性转向系的传动比包括转向系的角传动比i。和转向系的力传动比ip。从轮胎接地面中心转向系传动比作用在两个转向轮上的合力 2Fw与作用在转向盘上的手力 Fh之比，称为力传动比，即(1-5)2 Fw / Fh转向盘角速度d r/dtd :(1-6)w与同侧转向节偏转角速度人之比,称为转向系角传动比i。，即式中d为转向

20、盘转角增量；d k为转向节转角增量；dt为时间增量。它又由转向器角传动比i.和转向传动机构角传动比所组成，即d /dt d d :p/dt 一 d.转向盘角速度-w与摇臂轴角速度p 之比，称为转向器角传动比L,即(1-7)式中，dp为摇臂轴转角增量。此定义适应于除齿轮齿条式之外的转向器。摇臂轴角速度？ k与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向机构的角传动比，即(1-8)轮胎与地面之间的阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力矩Mr之间有如下关系Mr(1-9)pd 1 p /dtd 1 pkd l /dtd l(2)力传动比与转向系角传动比的关系面与支承平面交式中，a为主销偏移距，指从转向节主销轴线的延

21、长线与支撑平面的交点至车轮中心平线间的距离作用在方向盘上的手力Fh可用下式表示2MhDsw(1-10)式中，M h为作用在转向盘上的力矩；Dsw为转向盘直径 将式(1-9)和(1-10)带入ip=2Fw/Fh后得到ip _ M rDswM ha(1-11)分析式(1-11)可知，当主销偏移距 a小时，力传动比ip应取大些才能保证转向轻便通常轻型越野车的 a值在0.4? 0.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取。转向盘直径Dsw应根据车型不同在 GB591 86转向盘尺寸标准中规定的系列内选取。本次设计用原有车型的数据。如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/M h可用下式表示2M r(1-12

22、)Mhi-L 0Dsw1P (1-13)2a将式(1-12)代入(1-11 )后得到当a和Dsw不变时，力传动比ip越大，虽然转向越轻，但 i. 0也越大，表明转向不灵敏。(3)转向系的角传动比i。转向传动机构角传动比，除用i,; : : = d : p/d : k表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长L2与摇臂长L1之比来表示，即 L八_ P/d k : L2/L1。现代汽车结构中，L2与J的比值大约在0.85? 1.1之间，可近 似认为其比值为1,则j.。由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比及其变化规律即可。(4)转向器角传动比及其变化规律式(1-9)表明：增大角传动比

23、可以增加力传动比。从ip=2Fw/Fh可知，当Fw 一定时，增大ip能减少作用在方向盘上的手力 丘，使操纵轻便。考虑到i0 ： i，由i。的定义可知：对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比。角传动比增加后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度的影响应变得迟钝，使转向操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。齿轮齿条式、循环球式、蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。循环球齿条齿扇式转向器的角传动比i.,=2: r/P,因结构原因，螺距 P不能变化，但可用改变齿扇啮合半径r的方法，使循环球齿条齿扇式转向器实现变速比的

24、目的。主要尺寸参数的选择BJ2020前轴载荷根据表(3-1 )取得为780kg ,再根据表(3-2 )选择齿扇模数为 4。在 确定齿扇模数后，转向器其他参数根据表(3-3)进行选取表3-1 BJ2020的主要技术参数BJ2020汽车系列BJ2020S 系列BJ2020N 系列全长mm40683860全宽mm17681750全高整车装备质量时mm19901830轴距mm2300轮距前轮、后轮mm14701440最小离地间隙满载mm210215最小转弯亘径沿前外轮中心mm12接近角满载0 4145离去角满载0 3335最大装载质量kg425整车装备质量kg15601520前桥轴荷整车装备质量时kg

25、757780后桥轴荷整车装备质量时kg803740最大总质量kg19901945最大拖桂质量桂车和货物kg800表3-2乘用车循环球转向器的齿扇齿模数齿扇齿模数/mm3.03.54.04.55.0发劭机排电/ml5001000? 18001600 ?200020002000轿车前轴负荷/N3500 ? 80004700? 73507000?90008300?1100010000 ?11000表3-3循环球转向器的主要参数齿扇模数/mm3.03.54.04.55.06.06.5摇臂轴直径/mm22263032323538404245钢球中心距/mm2023252528303540螺杆外径/mm2

26、0232528293438钢球直径/mm5.5565.5566.3506.3507.1447.1448.000螺距/mm7.9388.7319.5259.52510.00010.00011.000工作圈数1.51.52.52.5环流行数2螺母工度/mm41455246475856596272788082齿扇齿数355齿扇整圆齿数121313131415齿扇压力角22302730切削角630630730齿扇宽/mm2225252725283028-3234383538根据所选择的齿扇模数，根据以上各表选取对应的参数为：表3-4所选参数齿扇模数4mm加桥轴何780kg钢球直径6.350mm螺距9.

27、525mm工作圈数1.5螺杆外径25mm环流行数2螺母长度47mm齿扇齿数5齿扇压力角27 =30z齿扇宽28mm切削角6 3 0螺杆、钢球、螺母传动副设计(1)钢球中心距D螺杆外径D螺母内径D2尺寸D、D、D2如图(2-3 )所示图2-3螺杆钢球螺母传动副在保证足够的强度条件下，尽可能将D值取小些。选取 D值的规律是随着扇齿模数的增 大，钢球中心距D也相应增加，设计时先参考同类型汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。螺杆外径Di通常在20? 38mn范围内变化，设计时应根据转向轴负荷的不同来选定，螺 母内径D2应大于 Di, 一般要求 D2 - Di =(5%10%)D 根据表(3-

28、4)得：D =25mm Di =25mm D 2 二 Dii0%D 二 27.5mm(2)钢球直径d及数量n钢球直径应符合国家标准，一般常在6? 9mn范围内，根据表(3-4 )。取d=6.350 mm。每个环路中的钢球数可用下式计算：兀DW 兀DW 兀汉25汉i.5 厂厂(i-i4) TOC o 1-5 h z ni8.55dcos八。d6.350式中，D为钢球中心距； W为一个环路中的钢球工作圈数 ；n为不包括环流导管中的钢球数；：。为螺线导程角，常取0=5o ? 8 ,则cos 01(2-4),钢球和滚道隙，除用来贮存润(3) 滚道截面当螺杆和螺母各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时

29、，如图又四点接触，传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。滚道与钢球之间的问滑油之外，还能贮存磨损杂质。为了减小摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径R2应大于钢球半径d/2,一般取R2 = (05 0.53) d。在此我们取滚道半径为R2 = 0.53d = 3.366mm图2-4四段圆弧滚道截面(4)接触角二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角称为接触角 多取为45 ,以使轴向力与径向力分配均匀(5)螺距P和螺旋线导程角：o,转向盘转动角，对应螺母移动的距离s为(1-15)式中，P为螺纹螺距。螺距 P 一般在8? 11mm内选取。由表(3-4)得：P取9.525mm导程

30、角：o = 5 ? 8。取 o =7与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s,相应摇臂轴转过：p,其间关系可表示如下：1-15),式(1-16)得=也式中，r为齿扇节圆半径。联立式P(1-16) 循环球式转向器角传动比i.,为2兀r(1-17)i P又 r 二 mz/ 2 根据表(3-3)有 z = 13 ； r =mz/2 =4 13/2 =26 mm转向器的角传动比i= 17.159.525由式(2-17)可知，螺距P影响转向器角传动比的值，在螺距不变的条件下，钢球直径d越大，图(2-6 )中的尺寸b越小，要求b=P-d =9.525 6.350 =3.1752.5mm ,满足要求。W又与接触强

31、度有关：增(6)工作钢球圈数W多数情况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数加工作钢球圈数，参加工作的钢球增多，能降低接触应力，提高承载能力；但钢球受力不均匀、螺杆增长而使刚度降低。工作钢球圈数有1.5和2.5圈两种。一个环路的工作钢球圈数的选取见表(3-4 )。取 W=15(7)导管内径di螺杆-钢球-螺母传动副与通常的螺杆-螺母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，在螺母上为上表面需钻孔与螺母的螺旋滚道打通

32、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，并经匐化处理使之耐磨。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的。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，从而需要降低传动效率。经验表明在每个环路中n不大于60为好。容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径山.一一殳，式中，e为钢球直径d与导管内径之间的间隙。e不容易过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心线的距离增大，并使流动阻

33、力增大。推荐e=0.4? 0.8mm,取0.6mm导管壁厚取1mm则di = d * e = 6.350 十 0.6 二 6.935mm(8)螺杆螺纹滚道有效长度当转向盘转过3n (即1.5圈)时，应螺母在螺杆上移动的距离S,则S=1.5P=1.5 9.525 = 14.2875mm螺杆螺纹滚道的有效工作长度L等于螺母在螺杆上移动的距离的2倍，即L=2S=28.575mm 在此条件下,应尽量缩短滚道长度。但为了安全，在有效工作长度L之外的两端各增加0.5-0.75圈滚道宽度。因此，螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度LL1=L+2(0.5 ? 0.75)d=28.575+2 X (0.5 ? 0.7

34、5) X 9.525=38.1 ? 42.86mm又螺杆螺纹滚道的有效工作长度距两端面距离兰5.5mm即螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度LA L+2 5.5=28.575+2 5.5=39.575mm圆整后取L=39.5mm则螺杆螺纹总长度为 86.5mm螺杆螺线导程角：。则tan:? 0二耳，则a。二 arcta兀Dd=20mm左端轴径长度为=arctao内侧采用轴肩，又考虑角接触球轴承的标准，左右轴径均取14mm比轴承宽度小1.25mm轴承代号为30204 ,具体参数如下:dDTBCrsmin门smina30204204715.2514121111.2轴承代号尺寸/mm3.5齿条、齿扇传动副

35、设计齿扇齿数由表（3-4）可知为5个，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中心01转动，如图（2-5）所示，01相对于摇臂轴 的中心O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7也逐渐加大，认可表达

36、为:s=A2. ria n=2tan : g ncosl 二、n2 cos2： rj n2（ 1-18）式中r 径向间隙；: 啮合角；rw齿扇的分度圆半径；,摇臂轴的转角。图2-5为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图0.EE50 40 30 20 10 0 10 20 30 40/)图2-6用于选择偏心n的线图当:-,rw确定后，根据上式可绘制如图（2-6 ）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.s能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的间隙的需要。变厚齿形齿扇的计算，如图（2-7）所示，一般将中间剖面A-A定义为基准平面。进行变厚齿扇计算之前，必须

37、确定的参数有：变厚齿扇的模数m=4法向压力角a0 , 一般在20 ? 30之间；齿顶高系数 Xi,一般取0.8或1.0 ;径向间隙系数，取 0.2 ;整圆齿数z,在12? 15之间选取；齿扇宽度 B,一般在22m? 38mmAA、一图2-7变厚齿形齿扇的计算简图变厚齿扇的几何尺寸，计算结果如下：变厚齿扇的模数 m=4mm变厚齿扇的法向压力角：0=20整圆齿数为z=13齿扇齿数为z=5变位系数Xi=0.8顶系系数c=0.25分度圆直径d=mz=4 13=52mmTrm分度圆齿厚 S= =3.14 4/2=6.28mm2齿顶高 ha= xim=0.8 4=3.2mm齿根高 h f=( x i+c)

38、m=(0.8+0.25) 4=4.25mm齿顶圆直径 da=d+2h a=52+2 3.2=58.4mm由于齿扇的齿顶圆直径da=58.4mm500mm 可采用锻造毛坯。因为齿扇的齿根圆直径df=d-2hf=52-2 4.25=43.5mm,而齿扇的轴径为 30mm二者相差不大，故可制成一体的齿轮轴，轴的材料必须与齿扇齿轮相同。第四章主要零部件校核4.1转向盘受力确定进行强度计算首先要确定其计算载荷。为保证行驶安全，组成转向系的零件应有足够的强度。要验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素 有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服阻力)包括转向轮

39、绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦力等。精确地计算由这些力很困难。因此用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青路面上行驶时转向器的输生力矩。汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩(N. mr)i即f G7心 3 0(1-19)式中?为轮胎与地面间的摩擦因数取 0.7 ; G为前轴负荷(N； P轮胎气压(MPa由前轴负荷780Kg 得780 9.8 = 7644N ; p = 0.245Mpa0.7 J(7644) 3Mr315046.57N . mm30.245确定计算载荷后，即可计算转向系零件的强度。转向系力传动比：i 0 Dsw(1-20)2aL.0为转向系角

40、传动比 L.0 := 17 .15Dsw为转向盘直径取 430mma为主销偏移距通常 a的值在0.4? 0.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取。取a =0.5 汇 220 =110 mm 所以17.15 430ip33.52p 2 110轮胎与地面之间的转向阻力FW maxMr315046.57 =2864.1N110Fw和作用在转向节上的转向阻力M R有如下关系2Fwip2 2864.133.52170.9N再根据晋可求生作用在方向盘上的手力十F3EW打叫2(1-21)校核钢球与滚道间的接触应力式中K系数，根据 A/B查表（3-5）求得，其中A/B用下式计算A = A/r _(1/R 2)1/

41、2 ； B= A/r1/R1 1/2(1-22)R2 滚道截面半径；R2 = 3.366mm ; R1为螺杆外径r钢球半径；r = 3.175mm ;A/B=0.065 取 0.1 ,因此，K 取 0.970表3-5系数K与A/B的关系A/B0.20.150.10.050.020.010.007K0.7160.8000.9701.2801.82.2713.202E 材料弹，性模量，2.1 105MPa ;F3 每个钢球与螺杆滚道之间的正压力8螺杆受力简图F3F2F = F - = 3940 .32N lF 螺杆上面的切向力Fh -170.9N ;Fh 转向盘圆周力；R转向盘车&缘半径；R二匹0

42、 = 215mm ;2 2o 螺杆螺线导程角；：o =6.91 ;钢球与滚道间的接触角;n参与工作的钢球数；n= 18.55 ;F2l钢球接触点至螺杆中心线之距离。-6.350)/2 二 9.325mm ；I 二(25F3 n cos :COST?K3 PR”2 巾 9703Rr)23940.32;302.60(2.1 05)2 (3.366-3.175) 2 =帖了？7MPa(3.366 3.175) 2302.60N18.55 cos6.91 cos45 =那么则有二j： ：;当钢球与滚道的接触表面的硬度为HRC5 &64时，许用接触应力可取为2500MPa足要求。0.8? 1.2mm螺杆

43、和螺母用20CrMnTi钢制造，热处理钢球滚道处渗碳层深度在校核齿的弯曲应力J齿扇齿的弯曲应力为匚w =2,许用弯曲应力为 L rw =540MPaBs式中，F为作用在齿扇上的圆周力h为齿扇的齿高B为齿扇的齿宽S为基圆齿厚齿扇啮合半径 r 二 mz/2=4 13/2=26mm ; h =ha hf =3.2 4.25 = 7.45mm ；s = ：m/2 - 6.28mmMrmaxB 为 28mm315064.5826=12117.87N6FhBs26八12117 87 汇 7 45 .二 490.48MPa : 540MPa28 6.28由此可知满足要求4.4齿扇齿接触应力校核齿扇齿接触应力

44、校核公式为-4八4 图2-9动载系数K/齿间载荷分配系数Kh 由下表可知选择 Kh尸1.1表3-7齿间载荷分配系数KHa Kf?KAFt/b精度等级u组5硬齿面直齿轮KHa1.Kf a斜齿轮Kh a1.0Kf a软齿面直齿轮Kh aKf a斜齿轮KHa1.0KFa 100N/mm 1.21.11.21.4 1.41.01.1 1.21.11.21.4 1.4d为分度圆直径Od 为齿宽系数，0i=b/d =28/52=0.538查阅下图并用插值法算取，但是这里校核可以取最大Kh3=1.170足矣。表3-8接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数小齿轮支承，悔就齿面齿轮宾垢面垃轮对林布1MiM、野誓绸

45、/iSM67167785656560L4120k 1571. D6L2l?1.1601. 1791.219i.im1.2071.247!. 104i.inI.10KL 115L MBL1331?01.163i.imL22SL10BL 38卜331i. mL 1161 1Wk 10Bi, in.1121. I2t1. 1521. 1622001岛1.1951.2411.1721.1981.2441.2001 2261LZ72LI 121 124LI 161. 12KL. 15S1. I6fi401. iki!, IM,2Z71. 1951.208b 241i.jrL.iio1 -i地L 1琵t.

46、 ISO1J6411701l J76t J8990L 187L2401 3011. 2171.254I.34J1339L 39*L 1311. ik1.172L 1711,380I.J961301. 193LIU1.252L207L226L2?AL3491.3WL4081.456L 163.176L I8JL 3&51.04i?a1.199I 2221加1.2131-236L2T8L, 355L 37B1.1?L 1a91. iw1. 1 的L39Di.aii2001-3051-23!.m.2ie1. 2451.2911. 3611.187L4331. 1641. 1761.1豺1. 1961

47、.3951.419Ti为输入的扭矩，即 Ti = Mr =315064.58N mmu为传动比，因为齿条直径无穷大，所以 2*.为节点区域系数，因为if 三/以取2.5ymzs = |匚*取最大值为1.155三为弹性影响系数取189.8MPa将以上参数代入上式（1-23 ）得?一为重合度系数，转向摇臂轴的直径可根据转 你那巨M0逐料的扭转强度极限0由下式确定dd3Oh2.5 189.8 1.1552 1.75 1.1 1.1 1,170 315064.58V0.538 x52 3=2489MPa : 2500MPa 满足使用要求。4.5转向摇臂轴直径的确定kMR(1-24)式中，k 安全系数，

48、根据使用条件可取2.5? 3.5,取k为2.5M R 转向阻力矩，Mr = 315064.58N mm0 扭转强度极限，.。=200MPa,|kMR 25 x 315064.5828mmd = = I3*兀3 兀0 20016 16转向摇臂轴一般采用 20CrMnTi、22CrMnM或20CrNi 3A钢制造，表面渗碳，渗碳层深为0.8? 1.2mm 淬火后表面硬度为58 63HRC转向器壳体采用球墨铸铁 QT400-18或可锻 铸铁KTH35 10, KTH3712 制造总结结合汽车设计和其他相关书籍中关于转向器的理论知识来设计此转向器的其他相关参数，使设计由的转向器符合其基本的要求。在现代

49、越野车设计中，本论文中只是完成了初步的设计，因而其存在的问题还有待于进一步优化设计。循环球式转向器效率高、操纵轻便，布置方便，特别对大中型车辆易于和动力转向系统配合使用，可以实现变速比，满足了操纵轻便性的要求。中间位置转向力小、且经常使用，转向灵敏，减小转向力。根据现行的汽车参数设计标准，本论文借用BJ2020汽车相关参数完成了初步的设计，达到了设计初衷。应用AUTO CAD工程制图软件绘制了详细和准确的循环球式转向器图纸。分析计算并选取了循环球转向器设计过程中所需要的主要参数，最终完成了自己的循环球式转向器设计。通过此次的轻型越野车循环球式转向器的设计，初步掌握了循环球式转向器设计的原则，同

50、时锻炼了自己综合解决问题的能力。这次毕业论文能够得以顺利完成，是所有曾经指导过我的老师，帮助过我的同学。我要在这里对他们表示深深的谢意!首先要特别感谢我的指导老师李进，他在我毕业设计的撰写过程中，给我提供了极大的帮助和指导。从开始选题到中期修正，再到最终定稿，给我提供了许多宝贵建议。其次要感谢机械工程学院所有老师，他们在这四年里辛苦的付由，老师们教会我的不仅 仅是专业知识，更多的是对待学习、对待生活的态度。那么多的帮助与豉感谢我身边的同学们，因为有你们的帮助，我的设计得以顺利完成。在大学四年给我了总是那么令人难以忘怀。励，不会忘记，大学四年里我们一起渡过的欢乐时光，那些开心的日子,1余志生主编.汽车理论M,机械工业由版社.2009 :23-27 .2臧杰、阎岩主编.汽车构造