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(nèi)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(jīng)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(nèi)容即是設計一款機械式循環(huán)球式轉向器。通過查閱相關文獻資料，進

2、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Circulating Ball Type Steering of the Vehicle DesignAbstract Circulating ball type steering gear is formed by the screw and nut of the spiral groove ball inside the transmission, vice, and the nut on the rack

3、 and constitute of the rocker arm shaft gear fan drive assembly.The advantage 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 process measur

4、es,including improve the manufacturing accuracy, and improve the surface roughness of the work surface,the spiral groove on the screw and nut for quenching and grinding.Make it has enough hardness and wear resistance, to ensure adequate service life;Steering gear ratio can change;Stable and reliable

5、;Rack and gear clearance between fan adjustment work easily;Suitable for integrated power steering.文檔來自于網(wǎng)絡搜索 The main content of this title is to design a mechanical circulating ball type steering gear.Through consulting relevant literature,to design and calculation of the size of the circulating ba

6、ll type steering gear and strength check.Then the circulating ball type steering gear three-dimensional modeling using CATIA.Finally draw the redirector assembly drawing and part drawing of important parts.Key words: Circulating ball type steering gear;3 d modeling;The screw and nut combination 目錄摘要

7、1Abstract1第1章 緒論11.1 課題背景11.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀21.3 研究的目的及意義31.4 研究內(nèi)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

8、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 34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(jīng)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(chǎn)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(chǎn)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

9、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(nèi)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(jīng)濟時代的模式，即零部件廠附屬于整車廠，比如一汽，東風這些國有企業(yè)。目前在國內(nèi)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(jīng)濟全球化已經(jīng)成為世界經(jīng)濟發(fā)展的主流趨勢，這種整車

10、廠和零部件企業(yè)的關系也在不斷地豐富和變換著。現(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(jīng)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(chǎn)品階段會對各個總成零部件提出限定和要求，或者在產(chǎn)品的研發(fā)過程中產(chǎn)生問題的時候，這時候都要求零部件供應商來協(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(jīng)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，

11、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(jīng)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(chǎn)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(nèi)零部件企業(yè)仍然處在粗放式的生產(chǎn)管理方式階段，缺少對工藝系統(tǒng)的研究與持續(xù)改進，過程控制能力不足，產(chǎn)品質量不穩(wěn)定，很難形成高質量的產(chǎn)品，這樣在市場的競爭方面就很難形成優(yōu)勢。產(chǎn)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

12、斷地研發(fā)投入和持續(xù)的技術創(chuàng)新。而反觀國內(nèi)，由于起步比較晚，國內(nèi)零部件企業(yè)在這一方面仍有欠缺。目前，國內(nèi)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(chǎn)品數(shù)據(jù)及圖樣提供給零部件供應商，后者按照圖樣進行生產(chǎn)加工制造。多數(shù)企業(yè)沒有完全掌握核心技術，產(chǎn)品市場多面向中低端，高端產(chǎn)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。可以說，汽車零部件產(chǎn)業(yè)的發(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

13、損較小，使用壽命長，近年來得到了廣泛的應用。1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀隨著國內(nèi)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(chǎn)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。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(chǎn)生磨損后，可以重新調整間

14、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(jīng)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，引導滾球在該機構中順利流通。相反，如設計不合理，就可能產(chǎn)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(jù)滾球流通情況進行修正。螺母滾球與螺桿組成行星機構，滾

15、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

16、身球心的轉動2。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。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

17、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(nèi)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(jù)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(nèi)。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

18、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(nèi)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0.05mm，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

19、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(nèi)。國產(chǎn)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(nèi)。中型汽車轉

20、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(nèi)（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)淖杂尚谐炭梢允共倏v柔和，減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

21、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，根據(jù)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(nèi)容和設計方法研究內(nèi)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

22、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(chǎn)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(jù)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(jīng)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，

23、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。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(jīng)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?zhèn)认蚋蓴_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

24、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5。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動轉變?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(nèi)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

25、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(chǎn)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)膽T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(jīng)有了改進

26、。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?，F(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6。當汽車轉向時，駕駛員對轉向力矩。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(jīng)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。資料個人收集整理，勿做商業(yè)用途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

27、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，轉向輪都不得產(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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

28、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(chǎn)生自振，同時又能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7。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

29、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M1、M2類汽車為150N，對M3、N1類汽車為200N，對N2、N3類汽車為245N。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(nèi)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

30、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(jīng)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

31、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(nèi)。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

32、，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控制在允許的范圍內(nèi)。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（）23T理論最大輸出力矩1665N旋向右旋輸出擺角齒扇模數(shù)62.3.1 轉向器的效率功率P1從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示，。式中，為轉向器的摩擦功率；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

33、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

34、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%9。另外兩種結構的轉向器效率，根據(jù)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，為蝸桿（或螺桿）的螺線導成角；為摩擦角，；為摩擦因數(shù)。取為；取0.03，； （2.2） 根據(jù)逆效率大小不同，轉向器又有可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上的力，經(jīng)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，

35、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述兩者之間，在車輪受到?jīng)_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

36、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 （2.3）由式（2.2）和式（2.3）可見，增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，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之間，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和轉向系的力傳動比。從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上合力2與作用在轉向盤的手力之比，稱為力傳動比，即 轉向盤角速度與同側轉向節(jié)偏轉角

37、速度之比，稱為轉向系角傳動比，即 （2.4）式中，d為轉向盤轉角增量；d為轉向節(jié)轉角增量；d為時間增量。又由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動比所組成，即 （2.5） 轉向盤角速度與搖臂軸角速度之比，稱為轉向器角傳動比，即 （2.6）式中，為搖臂軸轉角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉向器。 搖臂軸角速度與同側轉向節(jié)偏轉角速度之比，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和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩之間有如下關系 （2.8）式中，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面與支承平面交線間的距離。作用在轉向盤上的手力為 （2.9）式中，為作

38、用在轉向盤上的力矩；為轉向盤直徑。將式（2.8）代入式（2.9）后得到 （2.10） 由式（2.10）可見，當主銷偏移距小時，力傳動比應取大些才能保持轉向輕便。通常乘用車的值在0.40.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的值在4060mm范圍內(nèi)選取11。轉向盤直徑對輕便性有影響，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(jù)車型不同，轉向盤直徑在380550mmd標準系列內(nèi)選取,這里取=420mm。 如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，為 （2.11）將式（2.11）代入式（2.10）后得到 （2.1

39、2） 當和不變時，力傳動比越大，雖然轉向越輕，但也越大，表明轉向不靈敏。 轉向傳動機構角傳動比，除用表示以外，還可以近似地用轉向節(jié)臂臂長與搖臂臂長之比來表示，即?，F(xiàn)代汽車結構中，與的比值大約在0.851.10之間，可近似認為其比值為1，則。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及其變化規(guī)律即可。考慮到，由的定義可知：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、

40、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。其中，齒輪基圓齒距，齒條基圓齒距。由上述兩式可知：當具有標準模數(shù)和標準壓力角的齒輪與一個具有變模數(shù)、變壓力角的齒條相嚙合，并始終保持時，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)也隨之減小),則主動齒輪嚙合半徑也減小，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。因結構原因，螺距不能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑的方法，達到使循環(huán)球齒條齒扇式轉向器實現(xiàn)變速比的

41、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(nèi)，駕駛員不存在轉向沉重問題13。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

42、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1516。對乘用車，推薦轉向器角傳動比在1725范圍內(nèi)選??；對商用車，在2332范圍內(nèi)選取，有原始數(shù)據(jù)得=20.25。2.3.3 轉向器傳動副的傳動間隙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

43、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，就能在間隙的范圍內(nèi)，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，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(jīng)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。 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

44、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轉動，加工齒扇時使之繞切齒軸線轉動。兩軸線之間的距離稱為偏心距。用這種方法切齒，可獲得厚度不同的齒扇齒。其傳動特性為 （2.13）式中，為端面壓力角；R為節(jié)圓半徑；為搖臂軸轉角；為中心到b點的距離；為偏心距。偏心距不同，傳動副的傳動間隙特性也不同。偏心距不同時的傳動間隙變化特性。越大，在同一搖臂軸條件下，其傳動間隙也越大。一般偏心距去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R及傳動間隙t的示意圖2.4 循環(huán)球式

45、轉向器設計與計算2.4.1 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(nèi)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(jīng)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(N·mm),即 (2.14)式中，為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7；為轉向軸負荷（N）；P為輪胎氣壓（MPa),這里取P=35=0.343。作用在轉向盤上

46、的手力為 （2.15）式中，為轉向搖臂長；為轉向節(jié)臂長；為轉向盤直徑，由前已知為420mm；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、螺桿外徑和螺母內(nèi)徑,尺寸、如圖2-3所示。鋼球中心距是基本尺寸。螺桿外徑、螺母內(nèi)徑及鋼球直徑對確定鋼球中心距的大小有影響，而又

47、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，盡可能將值取消些。選取值規(guī)律是隨著齒扇模數(shù)的增大，鋼球中心距也相應增加。設計時先參考同類型汽車的參數(shù)進行初選，經(jīng)強度驗算后，再進行修正。螺桿外徑通常在2038mm范圍內(nèi)變化，設計時應根據(jù)轉向軸負荷的不同來選定。螺母內(nèi)徑應大于，一般情況下要求-=（5%10%）。由查表和計算得=35mm,=34mm,=37mm。圖2-3 螺桿、鋼球和螺桿傳動副(2)鋼球直徑及數(shù)量,鋼球直徑尺寸取得大，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(nèi)選用，取=8mm15。增加鋼球數(shù)量，能提高承載能力；

48、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(jīng)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 （2.16）式中，為鋼球中心距；W為一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)；為不包括環(huán)流導管中的鋼球數(shù)，由計算得n=35；為螺線導成角，常取，故。（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。為了減少摩擦，螺桿和螺母溝槽

49、的半徑應大于鋼球半徑d/2，一般取。取=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。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，如圖2-4所示。角多取為，已使軸向力和徑向力分配均勻。(5)螺距和螺旋線導程角，轉向盤轉動角，對應螺母移動的距離為 （2.17）式中，為螺紋螺距，取11mm。與此同時，齒扇節(jié)圓轉過的弧長等于，相應搖臂軸轉過角，其間關系為 （2.18）式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。又因為，已知=13，得 （2.19）聯(lián)立式（2.17）、式（2.18）得，將對求導，得循環(huán)球式轉向器角傳動比

50、（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，鋼球直徑越大，圖2-2中的尺寸越小，要求。取b=3mm。螺距P一般在811mm選取,取11mm。（6） 工作鋼球圈數(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(nèi)徑，容納鋼球而且鋼球在其內(nèi)部流動的導管內(nèi)徑，式中，為鋼球直徑與導管內(nèi)徑之間的間隙。不易過大，否則鋼球流經(jīng)導管時球心偏離導管中心線的距離增大，并使流動阻力

51、增大。推薦，于是導管內(nèi)徑取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1.051.45mm。淬火后表面硬度為HRC586416。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(nèi)徑37mm導程角鋼球中心距35mm導管內(nèi)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

52、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中若剖面的原始齒形變位系數(shù)，且I-I剖面和II-II剖面分別位于剖面兩側，則I-I剖面的齒輪是正變位齒輪，II-II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)不變，所以它的分度圓半徑和基圓半徑相同。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

53、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I-I規(guī)定為基準剖面。由I-I剖面向右時，變位系數(shù)為正，向左則由正變?yōu)榱?，再變?yōu)樨?。若剖面距I-I剖面的距離為，則其值為，是切削角，常見的有和兩種，這里取。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I-I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)=6，法向壓力角，一般在之間，取20°；齒頂高系數(shù)，一般取0.8或1.0，取1.0；徑向間隙系數(shù)，取0.2；整圓齒數(shù)，在1215之間選取，取15；齒扇寬度,一般在2238mm，取38mm。文檔來自于網(wǎng)絡搜索圖2-5 變厚齒扇齒形計算簡圖通常取齒扇寬度的中間位置作基準截面，截面以右至II-II截面齒形變位系數(shù)均為正，以左至III-III截面的齒形變位系數(shù)為負，則任一截面I-I的齒形變位系數(shù)的絕對值可由以下公式得到： （2.21）式中：該截面距離基準截面的距離 m模數(shù)為6 切削角，選取為由上式可知，模數(shù)和切削角已定，則齒形變位系數(shù)只與截面距離