循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設計

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1、@姿做籍技譯院 機械工程學院畢業(yè)設計 題目：循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 專業(yè)：車輛工程 班級： 姓名： 學號： 指導教師： 日期：2016年6月1日 摘要1 第一章緒論 1.1 課題背景1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀2 1.3 研究的目的及意義2 1.4 研究內(nèi)容和設計方法2 第二章轉(zhuǎn)向系簡介 2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡介3 2.2 轉(zhuǎn)向操縱機構4 2.3 轉(zhuǎn)向器4 2.4 轉(zhuǎn)向傳動機構5 第三章轉(zhuǎn)向器結構設計 3.1 轉(zhuǎn)向器效率6 3.2 傳動比變化特性7 3.3 主要參數(shù)的選擇9 3.4 螺桿、鋼球、螺母傳動副設計11 3.5 齒條齒扇傳動副設計14 第四章主要

2、零部件校核 4.1 轉(zhuǎn)向盤受力確定16 4.2 校核鋼球與滾道間的接觸應力aj17 4.3 校核齒的彎曲應力仃w18 4.4 齒扇齒接觸應力校核19 4.5 轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定22 附件23 總結26 參考文獻26 摘要 汽車是一種高性能要求，負荷變換巨大的運輸工具。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車很關鍵的部件，更 要詳細的了解跟認識。這些年循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器得到市場普遍認可跟應用。本文主要設計了齒 扇，螺桿，螺母三個主要零部件并校核。根據(jù)現(xiàn)在國家標準與循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器相關車型（本 文以BJ2020）的數(shù)據(jù)，選取主要參數(shù)，參考汽車設計與相關資料設計一款循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器， 并繪制二維平面圖。

3、 關鍵詞:循環(huán)球、轉(zhuǎn)向器、設計、分析 1 緒論 1.1 課題背景 轉(zhuǎn)向器又叫轉(zhuǎn)向機或者方向機，它是轉(zhuǎn)向系中最重要的部件。轉(zhuǎn)向器能增大轉(zhuǎn)向盤傳遞 到轉(zhuǎn)向傳動機構的力矩并改變傳遞方向。 轉(zhuǎn)向器按結構形式可分很多種。目前常用的有齒輪齒條式、蝸桿指銷式、循環(huán)球式、蝸 桿滾輪式等。如果按照助力形式又可分為機械式和動力式兩種。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器將來自轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)進行減速并增大扭矩，使方向盤的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變成 螺母的上下運動，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運動再次轉(zhuǎn)變?yōu)樾D(zhuǎn)運動，使連桿臂搖動， 連桿臂連動拉桿和橫拉桿做直線運動，改變車輪的行駛方向。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由兩組傳動副 構成，一個是螺桿、

4、螺母，另一個是齒條、齒扇。循環(huán)滾動的鋼球安裝在螺桿和螺母之間， 這樣使滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，從而提高了傳動效率。 現(xiàn)代社會，汽車已經(jīng)已經(jīng)成為我們生活中不可或缺的交通工具，我國的經(jīng)濟實力不斷增 強，人民生活水平不斷提高，同時民族汽車工業(yè)不斷進步?，F(xiàn)在我國已經(jīng)成為世界汽車較強 的國家。 當然作為汽車關鍵部件之一的轉(zhuǎn)向系也得到了相應的發(fā)展，已形成了專業(yè)化、系列化生 產(chǎn)的局面。國外有很多國家的轉(zhuǎn)向器廠，已發(fā)展成大規(guī)模生產(chǎn)的專業(yè)廠商，年產(chǎn)超過百萬臺， 基本壟斷了轉(zhuǎn)向器的生產(chǎn)，并且銷售點遍布全世界。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，成為當今世界汽車上最主要的兩種轉(zhuǎn)向器；而蝸 輪蝸桿式

5、轉(zhuǎn)向器和蝸桿銷式轉(zhuǎn)向器，正在逐步被淘汰。在小客車上發(fā)展轉(zhuǎn)向器的各個國家都 不一樣，美國和日本重點發(fā)展循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器超過90%；歐洲則重點發(fā)展齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 超過50%，法國驚人的高達95%。 在全世界范圍內(nèi)，汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器占45%左右，而且有繼續(xù)增長的趨勢，齒條齒輪 式轉(zhuǎn)向器在40%左右，蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器占10%左右，其它型式的轉(zhuǎn)向器占5%?？梢哉f循環(huán) 球式轉(zhuǎn)向器在穩(wěn)步發(fā)展。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器是汽車上常用的一種轉(zhuǎn)向器，主要由螺母、螺桿、鋼球、轉(zhuǎn)向器殼體等 組成。因螺母與螺桿之間沒有滑動摩擦，只有鋼球與螺桿及螺母之間的滾動摩擦，所以循環(huán) 球式轉(zhuǎn)向器具

6、有較高的傳動效率，由于有結構復雜，成本高，轉(zhuǎn)向靈敏度不好眾多缺點，因此逐漸被齒輪齒條式取代。但隨著動力轉(zhuǎn)向的應用以及道路行駛條件的改善，“打手”的現(xiàn) 象明顯減少，正向傳動效率很高，操縱輕便，使用壽命很長，各種優(yōu)勢逐漸得到體現(xiàn)，因此 再次得到廣泛使用。 汽車在高速行駛時有較好的操縱穩(wěn)定性，轉(zhuǎn)向器必須具有較高的剛度。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 由于通過大量鋼球的滾動接觸來傳遞扭矩，具有很高的強度和較好的耐磨性。并且可以被設 計成具有等強度結構，適宜高速車輛采用，這也是它采用廣泛的其中一個原因。循環(huán)球式轉(zhuǎn) 向器的間隙可調(diào)節(jié)，齒條齒扇磨損后可以重新調(diào)整間隙，使其具有合適的轉(zhuǎn)向器傳動間隙， 從而提高轉(zhuǎn)

7、向器壽命，因此采用廣泛。我國的也在向大量生產(chǎn)循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器發(fā)展。 1.3 研究目的及意義 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器是目前最為廣泛應用的轉(zhuǎn)向器類型，作為車輛工程專業(yè)的學生我們很有 必要去了解其設計過程，為以后工作打下一個理論基礎，同時循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器還會繼續(xù)擴展 市場占有率，也為我們國家轉(zhuǎn)向器的發(fā)展給自己補充知識，貢獻力量，為我們國家機械制造 業(yè)的向前發(fā)展而努力。 本次畢業(yè)設計主要是針對汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，根據(jù)某些參數(shù)結合《汽車設計》和其他 相關書籍的理論知識設計一款循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，確定參數(shù)，使設計出的轉(zhuǎn)向器符合使用要求， 并為其今后拓展應用領域奠定設計基礎。 1.4 研究內(nèi)容和設計方法

8、 研究內(nèi)容： （ 1）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、收集、整理、 歸納技術文獻資料； （ 2）深入學習并掌握汽車構造、汽車設計等專業(yè)知識；了解循環(huán)球轉(zhuǎn)向器設計的指導 思想和原則； （ 3）掌握汽車設計的方法和步驟，參考有關手冊和標準，對各總成部件進行選型、計 算、校核等等； （ 4）計算循環(huán)球式轉(zhuǎn)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)與 材料以及裝配要求。按照標準和生產(chǎn)工藝要求，繪制汽車轉(zhuǎn)向器總裝配圖和主要零件圖。 設計方法： 根據(jù)已知參數(shù)并結合理論知識，分析計算得到循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的基本結構參數(shù)，然后利 用相關公式對轉(zhuǎn)向器的重

9、要部件進行強度校核，校核的結果不符合國家相關要求需要重新計 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。 2 2轉(zhuǎn)向系簡介 2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)功用與標準 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關 系。機械轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，經(jīng)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。有 些汽車還裝有防傷機構和轉(zhuǎn)向減震器。采用動力轉(zhuǎn)向的汽車還裝有動力系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng)來減輕駕駛員的手力。 按照中華人民共和國國家標準GB17675-1999和汽車設計可知，其轉(zhuǎn)向器的設計要求如 下： （ 1）方向盤必須左置。 （

10、 2）不得單獨以后輪作為轉(zhuǎn)向車輪。 （ 3）不得裝用全動力轉(zhuǎn)向機構。 （ 4）轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向車輪的偏轉(zhuǎn)必須是漸進的。 （ 5）轉(zhuǎn)向系統(tǒng)必須有足夠的剛度且堅固耐用，以確保行駛安全。 （ 6）轉(zhuǎn)向系統(tǒng)必須保證駕駛員在正常駕駛操作位置上能方便、準確地操作，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在任何操作位置上不得與其他零部件有干涉現(xiàn)象。 （ 7）汽車轉(zhuǎn)向車輪應有自動回正能力，以保持汽車穩(wěn)定的直線行駛。 （ 8）后輪也做轉(zhuǎn)向車輪的汽車，具有二根和二根以上轉(zhuǎn)向車軸的全掛車和具有一根和 一根以上轉(zhuǎn)向車軸的半掛車，以80km^h（設計車速計）的車速行駛時，駕駛員必須能在不做異常轉(zhuǎn)向修正的條件，保持汽車直線行駛。 （9）以10

11、krn/h車速、24m轉(zhuǎn)彎直徑前行轉(zhuǎn)彎時，不帶助力時轉(zhuǎn)向力應小于245N,帶 助力轉(zhuǎn)向但助力轉(zhuǎn)向失效時，其轉(zhuǎn)向力應小于588N，機動動作時間正常情況下不得大于4s， 帶助力轉(zhuǎn)向但助力失效時不得大于65。左右兩個方向都要試驗。 （ 10） 當汽車前行向左或向右轉(zhuǎn)彎時，轉(zhuǎn)向盤向左向右的回轉(zhuǎn)角和轉(zhuǎn)向力不得有顯著差 異。 （11）轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的液壓、氣壓或電氣部件部分或全部失效后，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)必須有控制汽 車行駛方向的能力。 （ 12） 當助力轉(zhuǎn)向裝置本身無獨立的輔助動力源時，必須設有蓄能器。如使用壓縮空氣， 貯氣筒上必須設有單向閥。 （13）轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所有零部件的設計、結構和安裝，必須保證

12、駕駛員正常操作時不會鉤掛 駕駛員的衣服和飾物；不得有撞車時會加重駕駛員傷害的粗糙表面或尖銳棱角，維修保養(yǎng)時應該容易接近。 2.2 轉(zhuǎn)向操縱機構 轉(zhuǎn)向操縱機構由方向盤、轉(zhuǎn)向軸等組成，它的作用是將駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的操縱力矩傳給轉(zhuǎn)向器。3 圖2-1轉(zhuǎn)向操縱機構 2.3 轉(zhuǎn)向器 轉(zhuǎn)向器是完成由旋轉(zhuǎn)運動到直線運動或近似直線運動的一組齒輪機構，同時也是轉(zhuǎn)向系中減速傳動裝置。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器和齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，已成為當今世界汽車上主要的兩種轉(zhuǎn)向器。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器效率高，操縱輕便，有平滑的操縱力特性曲線，容易布置。很適合大、中型車輛和動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；易于反饋駕駛員操縱的信號；逆效率

13、高回位很好，與液壓助力裝置配合得很好?？梢詫崿F(xiàn)變速比，滿足了操縱輕便性的要求。中間位置轉(zhuǎn)向力小且經(jīng)常使用，要求轉(zhuǎn)向靈敏，希望中間位置附近速比小來提高靈敏性。大角度轉(zhuǎn)向位置轉(zhuǎn)向阻力大，但使用次數(shù)少，希望大角度位置速比大一些來減小轉(zhuǎn)向力。由于循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的眾多優(yōu)點得到 廣泛應用。 通過大量鋼球的滾動接觸來傳遞轉(zhuǎn)向力，具有較大的強度和較好的耐磨性。并且該轉(zhuǎn)向器可以被設計成具有等強度結構，這也是它應用廣泛的原因之一。 變速比結構具有較高的剛度，特別適宜高速車輛車速的提高。高速車輛需要在高速時有較好的轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性，必須保證轉(zhuǎn)向器具有較高的剛度。 齒條齒扇副磨損后可以重新調(diào)整間隙，使之具有合適的轉(zhuǎn)

14、向器傳動間隙，從而提高轉(zhuǎn)向器壽命，也是這種轉(zhuǎn)向器的優(yōu)點之一。 圖2-2循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器有一蝸桿。您可以將此轉(zhuǎn)向器想象為兩部分。第一部分是帶有螺紋孔的金屬塊。此金屬塊外圍有切入的輪齒，這些輪齒與驅(qū)動轉(zhuǎn)向搖臂的齒輪相結合。方向盤連接在類似螺栓的螺桿上，螺桿則插在金屬塊的孔內(nèi)。轉(zhuǎn)動方向盤時，它便會轉(zhuǎn)動螺栓。由于螺栓與金屬塊之間相對固定，因此旋轉(zhuǎn)時，它不會像普通螺栓那樣鉆入金屬塊中，而是帶動金屬塊旋轉(zhuǎn)，進而驅(qū)動轉(zhuǎn)動車輪的齒輪。 螺栓并不直接與金屬塊上的螺紋結合在一起，所有螺紋中都填滿了滾珠軸承，當齒輪轉(zhuǎn)動時，這些滾珠將循環(huán)轉(zhuǎn)動。滾珠軸承有兩個作用：一，減少齒輪的摩擦和磨損；

15、二，減少齒輪的溢出。如果齒輪溢出會在轉(zhuǎn)動方向盤時感覺到。而如果轉(zhuǎn)向器中沒有滾珠，輪齒之間會暫時脫離造成方向盤松動。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對汽車的行駛安全至關重要。轉(zhuǎn)向螺桿和螺母上都加工出斷面輪廓為兩段不同心圓弧組成的半圓的螺旋槽。螺母與螺桿的螺旋槽能形成近似 圓形斷面的螺旋管狀通道。螺母側面有兩對通孔，可將鋼球從此孔塞入螺旋形通道內(nèi)。轉(zhuǎn)向螺母上有兩根鋼球?qū)Ч埽瑢Ч軆啥朔謩e插入螺母側面的一對通孔中。導管內(nèi)也裝滿了鋼球。兩根導管和螺母內(nèi)的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球流道。 2.4 轉(zhuǎn)向傳動機構 轉(zhuǎn)向傳動機構是將轉(zhuǎn)向器輸出的力和運動傳到轉(zhuǎn)向橋兩側的轉(zhuǎn)向節(jié)，使兩側轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，使兩個轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)

16、角按一定關系變化，以保證汽車轉(zhuǎn)向時車輪與地面的相對滑動盡可能的小。 10 第三章轉(zhuǎn)向器設計 3.1 轉(zhuǎn)向器的效率 功率P從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱之為正效率，用符號州+表示,，=(R,—P2)/P；反之則稱為逆效率，用符號表示，(_=P23-P2)/P3O式中P2為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；P3為轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。為了保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤輕便，要求正效率高，為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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行駛時駕駛員的疲勞，車輪于路面之間的作用力傳至轉(zhuǎn)向盤上要盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低

17、。 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結構特點、參數(shù)和制造質(zhì)量等。 (1) 轉(zhuǎn)向器類型、結構特點與效率 滾針軸承和圓錐滾子軸承、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(zhuǎn)向器的效率"+僅有54%另 外兩種結構在前述四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。同一類型轉(zhuǎn)向器，因結構不 同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐 滾子軸的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗結果分別為70%口75%轉(zhuǎn)向搖臂軸軸承的形式對

18、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(zhuǎn)向器的結構參數(shù)和效率 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率為 (1-1) 式中，%為螺桿(或蝸桿)的螺線導程角通常為8°-10°之間；P為摩擦角，P=arctanf; f為摩擦因數(shù)。取%為8°;f取0.03,P=arctanf=1.718% tan -- 0 tan(： 0 ：) tan8 tan(8 1.718) = 82.1% (1-2) 根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系

19、可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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。屬于可逆式的有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力由轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器。 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損

20、失，則逆效率為 (1-3) tan(10-：) -tan-(0 tan(： o ) tan 二 o tan(8 -1.718 ) tan8 = 78.3% (1-4) 式(1-1)和(1-3)表明：增加導程角％,正、逆效率均增大。受“，曾大的影響，。。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(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。 3.2傳動比的變化特性 (1)轉(zhuǎn)向系傳動比 轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比i兇和轉(zhuǎn)向系的力傳動比ip。從輪胎接地面中心p 作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2Fw與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比，即 ip=2

21、Fw/Fh(1-5) 轉(zhuǎn)向盤角速度與與同側轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度期之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比i”，即 (1-6) w_d7dt_d: kdk/dtd：kkkk 式中d邛為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；dPk為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；出為時間增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比i切和轉(zhuǎn)向傳動機構角傳動比i聯(lián)所組成，即i〃=ij』。 轉(zhuǎn)向盤角速度與與搖臂軸角速度與之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比片,即 (1-7) 式中，dPp為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。此定義適應于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)向器。搖臂軸角速p 度3與同側轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度外之比，稱為轉(zhuǎn)向機構的角傳動比心，即 (1-8) pdp/dtdp ■rrrr i==—:=—:—

22、 kdL/dtdL 輪胎與地面之間的阻力 (2)力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關系 Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩Mr之間有如下關系 Mr 式中，a為主銷偏移距, 面與支承平面交線間的距離。 作用在方向盤上的手力 a 指從轉(zhuǎn)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 (1-9) Fh可用下式表小 2M Fh Dsw (1-10)  式中，Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑 將式（1-9）和（1-10）帶入ip=2Fw/Fh后得到 ip MrDsw M ha (1-11) 分析式（1-11）可知，當主銷偏移距a小時，力傳動

23、比ip應取大些才能保證轉(zhuǎn)向輕便。p 通常輕型越野車的a值在0.4?0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取。轉(zhuǎn)向盤直徑Dsw應 根據(jù)車型不同在GB591「86轉(zhuǎn)向盤尺寸標準中規(guī)定的系列內(nèi)選取。本次設計用原有車型的 數(shù)據(jù)。 如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示 (1-12) 將式（1-12）代入（1-11）后得到 (1-13) i_上0Dswip一~~ 2a 當a和Dsw不變時，力傳動比ip越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但i&0也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。 （3）轉(zhuǎn)向系的角傳動比ig 轉(zhuǎn)向傳動機構角傳動比，除用iA=dBP/dFk表示以外，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長

24、L2與搖臂長Li之比來表示，即i,>dpP/d?k^L2/Lio現(xiàn)代汽車結構中，L2與L1的比值大約在0.85?1.1之間，可近似認為其比值為1,則i的定hud^/dP。由此可見，研究轉(zhuǎn)向系的傳動比特性，只需研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比匕及其變化規(guī)律即可。 （4） 轉(zhuǎn)向器角傳動比及其變化規(guī)律 式（1-9）表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。從ip=2Fw/Fh可知，當Fw一定時,增大ip能減少作用在方向盤上的手力耳，使操縱輕便。 考慮到i?-i6，由喘的定義可知：對于一定的轉(zhuǎn)向盤角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與轉(zhuǎn)向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對轉(zhuǎn)向盤角速度的影響應變得遲鈍，使轉(zhuǎn)向

25、操縱時間增長，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構成一對矛盾。為解決這對矛盾，可采用變速比轉(zhuǎn)向器。 齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿指銷式轉(zhuǎn)向器都可以制成變速比轉(zhuǎn)向器。循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器的角傳動比?=2nr/P,因結構原因，螺距P不能變化，但可用改變齒扇嚙合半徑r的方法，使循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器實現(xiàn)變速比的目的。 3.3 主要尺寸參數(shù)的選擇 BJ2020前軸載荷根據(jù)表（3-1）取得為780kg,再根據(jù)表（3-2）選擇齒扇模數(shù)為4。在確定齒扇模數(shù)后，轉(zhuǎn)向器其他參數(shù)根據(jù)表（3-3）進行選取。 表3-1BJ2020的主要技術參數(shù) BJ2020汽車系列 BJ2020s系列 BJ202

26、0N系列 全長［mm］ 4068 3860 全寬［mm］ 1768 1750 全高［整車裝備質(zhì)量時］［mm］ 1990 1830 軸距［mm］ 2300 輪距［前輪、后輪］［mm］ 1470 1440 最小離地間隙［滿載］［mm］ 210 215 最小轉(zhuǎn)彎直徑［沿前外輪中心北mm］ 12 接近角［滿載北。］ 41 45 離去角［滿載］［°］ 33 35 最大裝載質(zhì)量［kg］ 425 整車裝備質(zhì)量［kg］ 1560 1520 前橋軸荷［整車裝備質(zhì)量時］［kg］ 757 780 后橋軸荷［整車裝備質(zhì)量時］［kg］ 803 74

27、0 最大總質(zhì)量［kg］ 1990 1945 最大拖掛質(zhì)量［掛車和貨物］［kg］ 800 … … … 表3-2乘用車循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的齒扇齒模數(shù) 齒扇齒模數(shù) /mm 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 發(fā)動機排量 /ml 500 1000?1800 1600? 2000 2000 2000 轎車前軸負 荷/N 3500?8000 4700?7350 7000? 9000 8300? 11000 10000? 11000  表3-3循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的主要參數(shù) 齒扇模數(shù)/mm 3.0 3.5 4.0 4.5 5

28、.0 6.0 6.5 搖臂軸直徑/mm 22 26 30 32 32 35 38 40 42 45 鋼球中心距/mm 20 23 25 25 28 30 35 40 螺桿外徑/mm 20 23 25 28 29 34 38 鋼球直徑/mm 5.556 5.556 6.350 6.350 7.144 7.144 8.000 螺距/mm 7.938 8.731 9.525 9.525 10.000 10.000 11.000 工作圈數(shù) 1.5 1.5 2.5 2.5 環(huán)流行數(shù) 2 螺母長度/

29、mm 41 45 52 46 47 58 56 59 62 72 78 80 82 四閑1 宓數(shù) 3 5 5 齒扇整圓齒數(shù) 12 13 13 13 14 15 齒扇壓力角 2230'27030' 切削角 6°30' 6°30'7030' 齒扇寬/mm 22 25 25 27 25 28 30 28-32 34 38 35 38 根據(jù)所選擇的齒扇模數(shù)，根據(jù)以上各表選取對應的參數(shù)為:表3-4所選參數(shù) 齒扇模數(shù) 4mm 前橋軸荷 780kg 鋼球直徑 6.350mm 螺距 9.525mm

30、 工作圈數(shù) 1.5 螺桿外徑 25mm 環(huán)流行數(shù) 2 螺母長度 47mm 齒扇齒數(shù) 5 齒扇壓力角 27二30' 齒扇寬 28mm 切削角 6=30' 3.4 螺桿、鋼球、螺母傳動副設計 （1）鋼球中心距D螺桿外徑Di螺母內(nèi)徑D2尺寸D、Di、D2如圖（2-3）所示 ii 圖2-3螺桿鋼球螺母傳動副 在保證足夠的強度條件下，盡可能將D值取小些。選取D值的規(guī)律是隨著扇齒模數(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(jīng)強度驗算后，再進行修正。 螺桿外徑Di通常在20?38mme圍內(nèi)變化，設計時應根據(jù)轉(zhuǎn)向軸負荷的不

31、同來選定，螺母內(nèi)徑D2應大于Di,一般要求D2-Di=（5%修10%）D根據(jù)表（3-4）得： D=25mmD1二25mmD2=D1i0%D=27.5mm （2）鋼球直徑d及數(shù)量n 鋼球直徑應符合國家標準，一般常在6?9mme圍內(nèi)，卞g據(jù)表（3-4）。取d=6.350mm=每個環(huán)路中的鋼球數(shù)可用下式計算： 二DW二DW二25i.5/cll (i-i4) n二二二i8.55 dcos：0d6.350 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)；、為螺線導程角，常取?o=5?8。，則cos4定i。 （3）滾道截面 當螺桿和螺母各由兩條圓弧組成

32、，形成四段圓弧滾道截面時，如圖（2-4）,鋼球和滾道 又四點接觸，傳動時軸向間隙最小，可滿足轉(zhuǎn)向盤自由行程小的要求。滾道與鋼球之間的問 隙，除用來貯存潤滑油之外，還能貯存磨損雜質(zhì)。為了減小摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑R2 應大于鋼球半徑d/2,一般取R2=(0.51—0.53)d。在此我們?nèi)L道半徑為 R2=0.53d=3.366mm 圖2-4四段圓弧滾道截面 26 (4)接觸角0 鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角稱為接觸角8。日角 多取為45°,以使軸向力與徑向力分配均勻。 (5)螺距P和螺旋線導程角?0,轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動中角，對應螺母移動的距離

33、s為 (1-15) 式中，P為螺紋螺距。螺距P一般在8?llmnft選取。由表(3-4)得：P取9.525mm導程角q=50?80取?=7° 與此同時，齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過的弧長等于s,相應搖臂軸轉(zhuǎn)過兒,其間關系可表示如下：p s=Ppr(1-16) 式中，r為齒扇節(jié)圓半徑。聯(lián)立式 1-15),式(1-16)得＜P=空心，將中對上求導得Pp 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器角傳動比is為 (1-17) 2二「 11-P 又「=mz/2根據(jù)表(3-3)有z=13；r=mz/2=4父13/2=26mm 轉(zhuǎn)向器的角傳動比b2Pr=2；5；56=17.15 由式(2-17)可知，螺距P影響轉(zhuǎn)向器角傳動

34、比的值，在螺距不變的條件下，鋼球直徑d 越大，圖(2-6)中的尺寸b越小，要求 b=P—d=9.525—6.350=3.175a2.5mm,滿足要求。 (6)工作鋼球圈數(shù)W 多數(shù)情況下，轉(zhuǎn)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、螺桿增長而使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有1.5和2.5圈兩種。一個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù) 的選取見表(3-4)。取W=1.5 (7)導管內(nèi)徑di 螺桿-鋼球-螺母傳動副與通常的螺桿-螺母傳動副的區(qū)別在于前者是經(jīng)過滾動的鋼球?qū)⒘τ陕輻U傳至螺母，變滑動摩擦為滾

35、動摩擦。螺桿和螺母上的相互對應的螺旋槽構成鋼球的螺旋滾道。轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向盤經(jīng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動螺桿，使鋼球沿螺母上的滾道循環(huán)地滾動。為了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上為上表面需鉆孔與螺母的螺旋滾道打通以形成一個環(huán)路滾道的兩個導孔，并分別插入鋼球?qū)Ч艿膬啥藢Ч?。鋼球?qū)Ч苁怯射摪鍥_壓成具有半圓截面的 滾道，然后對接成導管，并經(jīng)鼠化處理使之耐磨。插入螺母螺旋滾道兩個導孔的鋼球的兩個導管的中心線應與螺母螺旋滾道的中心線相切。螺桿與螺母的螺旋滾道為單頭的。轉(zhuǎn)向盤與 轉(zhuǎn)向器左置時轉(zhuǎn)向螺桿為左旋，右置時為右旋。鋼球的數(shù)量n也影響承載能力，增多鋼球使 承載能力增大，但也使鋼球的流動性變差，從而需要降低傳動效率。經(jīng)驗

36、表明在每個環(huán)路中n不大于60為好。 容納鋼球而且鋼球在其內(nèi)部流動的導管內(nèi)徑di=d+e,式中，e為鋼球直徑d與導管內(nèi)徑之間的間隙。e不容易過大，否則鋼球流經(jīng)導管時球心偏離導管中心線的距離增大，并使流動阻力增大。推薦e=0.4?0.8mm,取0.6mm導管壁厚取1mm則 d1=d*e=6.350-0.6=6.935mm (8)螺桿螺紋滾道有效長度 當轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)過3冗(即1.5圈)時，應螺母在螺桿上移動的距離S,則S=1.5P=1.59.525=14.2875mm 螺桿螺紋滾道的有效工作長度L等于螺母在螺桿上移動的距離的2倍，即L=2S=28.575mm在此條件下，應盡量縮短滾道長度。但為

37、了安全，在有效工作長度L之外的兩端各增加 0.5-0.75圈滾道寬度。 因此，螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度L L尸L+2(0.5?0.75)d=28.575+2X(0.5?0.75)X9.525=38.1?42.86mm 又螺桿螺紋滾道的有效工作長度距兩端面距離=5.5mm即螺桿螺紋滾道的實際有效工 作長度 L1三L+25.5=28.575+25.5=39.575mm； 圓整后取L=39.5mm則螺桿螺紋總長度為86.5mm 螺桿螺線導程角”則tanu。：1，則 D 0=arctan—P=arctan9525=6.91o 二D二25 內(nèi)側采用軸肩，又考慮角接觸球軸承的

38、標準，左右軸徑均取d=20mm左端軸徑長度為 14mm比軸承寬度小1.25mm軸承彳t號為30204,具體參數(shù)如下： d D T B C rs min r〔s min a 30204 20 47 15.25 14 12 1 1 11.2 尺寸/mm 軸承代號 3.5齒條、齒扇傳動副設計 齒扇齒數(shù)由表（3-4）可知為5個，它與搖臂軸為一體。齒扇的齒厚沿齒長方向是變化 的，這樣即可通過軸向移動搖臂軸來調(diào)節(jié)齒扇與齒條的嚙合間隙。由于轉(zhuǎn)向器經(jīng)常處于中間位置工作，因此齒扇與齒條的中間齒磨損最厲害。為了消除中間齒磨損后產(chǎn)生的間隙而又不致在轉(zhuǎn)彎時使

39、兩端齒卡住，則應增大兩端齒嚙合時的齒側間隙。這種必要的齒側間隙的改變可通過使齒扇各齒具有不同的齒厚來達到。即齒扇由中間齒向兩端齒的齒厚是逐漸減小的。 為此可在齒扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心Oi轉(zhuǎn)動，如圖（2-5）所示，Oi相對于搖臂軸的中心0有距離為n的偏心。這樣加工的齒扇在齒條的嚙合中由中間齒轉(zhuǎn)向兩端的齒時，齒側間隙As也逐漸加大，As可表達為 As=2Artana=2tana[rw-ncosP±Jn2cos2B+r：-n2]（1-18） 式中r——徑向間隙； ：——嚙合角； rw——齒扇的分度圓半徑； 一：一一搖臂軸的轉(zhuǎn)角。 圖2-5為獲得變化的齒側間隙齒扇的加工原

40、理和計算簡圖 圖2-6用于選擇偏心n的線圖 當口，?確定后，根據(jù)上式可繪制如圖（2-6）所示的線圖，用于選擇適當?shù)膎值，以便使齒條、齒扇傳動副兩端齒嚙合時，齒側間隙As能夠適應消除中間齒最大磨損量所形成 的間隙的需要。 變厚齒形齒扇的計算，如圖（2-7）所示，一般將中間剖面A-A定義為基準平面。進行 變厚齒扇計算之前，必須確定的參數(shù)有：變厚齒扇的模數(shù)m=4法向壓力角a0,一般在 20°?30°之間；齒頂高系數(shù)xi,一般取0.8或1.0;徑向間隙系數(shù)，取0.2;整圓齒數(shù)z,在12?15之間選取；齒扇寬度B,一月在22mnr38mm 變厚齒扇的幾何尺寸，計算結果如下:變

41、厚齒扇的模數(shù)m=4mm 變厚齒扇的法向壓力角：0=200 整圓齒數(shù)為z=13 齒扇齒數(shù)為z=5 變位系數(shù)xi=0.8 頂系系數(shù)c=0.25 分度圓直徑d=mz=413=52mm Tim 分度圓齒厚S==3.144/2=6.28mm2 齒頂高ha=xim=0.84=3.2mm 齒根高hf=(xi+c)m=(0.8+0.25)4=4.25mm 齒頂圓直徑da=d+2ha=52+23.2=58.4mm 由于齒扇的齒頂圓直徑da=58.4mm<500m,m可采用鍛造毛坯。因為齒扇的齒根圓直徑 df=d-2hf=52-2y.25=43.5mm,而齒扇的軸徑為30mme者相差不

42、大，故可制成一體的齒輪軸,軸的材料必須與齒扇齒輪相同。 第四章主要零部件校核 4.1轉(zhuǎn)向盤受力確定 進行強度計算首先要確定其計算載荷。為保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的零件應有足夠的 強度。要驗算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn) 動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦力等。 精確地計算出這些力很困難。因此用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青路面上行駛時轉(zhuǎn)向器的輸出力矩。 汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩（N.mm即 fG13 Mr=小,（1

43、-19） 3.p 式中？為輪胎與地面間的摩擦因數(shù)取0.7;G為前軸負荷（2;p輪胎氣壓（MPa。由前軸負荷780Kg得G1=780父9.8=7644N；p=0.245Mpa 0.7（7644）3 Mr=-J-—=315046.57N.mm 30.245 確定計算載荷后，即可計算轉(zhuǎn)向系零件的強度。 轉(zhuǎn)向系力傳動比： (1-20) i°Dsw 2a G。為轉(zhuǎn)向系角傳動比1。定％=17.15 Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑取430mm a為主銷偏移距通常a的值在0.4?0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取。取 a=0.5220=110mmi所以 17.15 430 2 110

44、= 33.52 輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力Mr有如下關系 FW max Mr a 315046.57 110 =2864.1N 再根據(jù)ip=2FW可求出作用在方向盤上的手力pFh 2Fw 2 2864.1 33.52 = 170.9N 4.2校核鋼球與滾道間的接觸應力丐 (1-21) …昨(2「」力 j.(R2。2j 式中K——系數(shù)，根據(jù)A/B查表(3-5)求得，其中A/B用下式計算: (1-22) A=(1/r)—(1/R2)】/2；B=卜/r)+(1/R1)12 R2——滾道截面半徑；R2=3.366m

45、m;R1為螺桿外徑； r鋼球半徑；r=3.175mm; A/B=0.065取0.1,因此,K取0.970 表3-5系數(shù)K與A/B的關系 A/B … 0.2 0.15 0.1 0.05 0.02 0.01 0.007 … K … 0.716 0.800 0.970 1.280 1.8 2.271 3.202 … E——材料彈性模量，2.1父105MPa; F3——每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力; 圖2-8螺桿受力簡圖 F3 n cos 1 0 cos - F2 =-F l F ——螺桿上面的切向力 tan 1

46、Fh R - 二3940 .32N Fh ——轉(zhuǎn)向盤圓周力; Fh =170.9N ； R ——轉(zhuǎn)向盤輪緣半徑; ：o ——螺桿螺線導程角; D SW 430 R=—SW =——=215mm； 2 2 Oto =6.91% -鋼球與滾道間的接觸角；4=45\ -參與工作的鋼球數(shù)；n=18.55; 鋼球接觸點至螺桿中心線之距離。l=(25-6.350)/2=9.325mm; F3 F23940.32 2302.60N ncos二0COS118.55cos6.91cos45 二j =K3 F3E2(R2 -r) 2 (R2「)2 2 二 0.9703

47、 ；302.60 m (2.1 m 105)2 (3.366 - 3.175) 2 (3.366 3.175)2 2 = 1572.7MPa 那么則有；、：二［；\］o 當鋼球與滾道的接觸表面的硬度為HRC5864時，許用接觸應力［%］可取為2500MPa滿足要求。 螺桿和螺母用20CrMnTi鋼制造，熱處理鋼球滾道處滲碳層深度在0.8?1.2mm 4.3校核齒的彎曲應力與 齒扇齒的彎曲應力為:w=J,許用彎曲應力為kw〕=540MPa Bs2 式中，F(xiàn)為作用在齒扇上的圓周力 h為齒扇的齒高 B為齒扇的齒寬 s為基圓齒厚 齒扇嚙合半徑r=mz/2=4

48、父13/2=26mm；h=ha+hf=3.2+4.25=7.45mm; s=兀m/2%6.28mm；B為28mm max 315064.58 26 = 12117.87N cr w 由此可知滿足要求。 6Fh Bs2 6 12117.87 7.45 -2—— 二490.48MPa :二 540MPa 28 6.28 4.4齒扇齒接觸應力校核  載荷狀態(tài) 工作機器 原動機 電動機、均勻運轉(zhuǎn)的蒸汽機、燃氣輪機 蒸汽機、 燃氣輪機 液壓裝置 多缸內(nèi)燃機 單缸內(nèi)燃機 輕微沖擊 不均勻傳送的帶式運輸機或者板式運輸機、機床的主傳動機構、重型升降機等

49、 1.25 1.35 1.50 1.57 中等沖擊 橡膠擠壓機、橡膠和塑料做間斷工作的攪拌機、木工機械、單缸活塞泵等 1.50 1.60 1.75 2.00 表3-6使用系數(shù)Ka Kh=KaKvKhoKhb。 這里選中等沖擊Ka=1.75o因為汽車齒輪精度等級通常為7,所以由下表可選擇動載系數(shù) 齒扇齒接觸應力校核公式為: 飛Z四 < 同 U (1-23) 式中，Kh為接觸疲勞強度計算的載荷系數(shù), 節(jié)地速度/(m/齡 Kv=1.1o 圖2-9動載系數(shù)七 齒間載荷分配系數(shù)Kh〃由下表可知選擇Khk1.1。 表3-7齒間載荷分配系數(shù)Kh.Kf〃 K

50、aF〃 >100N/mm <100N/mm 精度等級n組 5 6 7 8 5級或更低 硬齒面 直齒輪 KHa 1.0 1.1 1.2 >1.2 KFa 斜齒輪 KHa 1.0 1.1 1.2 1.4 >1.4 KFa 軟齒面 直齒輪 KHa 1.0 1.1 >1.2 KFa 斜齒輪 1.0 1.1 1.2 1.4 >1.4 KFa d為分度圓直徑 Od為齒寬系數(shù)，6=b/d=28/52=0.538 查閱下圖并用插值法算取，但是這里校核可以取最大Kh3=1.170足矣。 表3-8接觸疲勞強度計算用的齒向載

51、荷分布系數(shù) 小四輪支承位置 軾街面宙輪 便街面齒輪 對稱布? 卑對韓幣置 岫曾布置 對鼻布? 非時稱布置 黑智布置 、、里度等里 “mm 6 7 1 6 7 7 8 5 6 5 6 5 6 0L4 120 m 1.176 Lll? 1.160 1.179 1.219 i.m 1.207 1.247 1.104 i.in IIOS L115 L148 L133 l?0 L聞 I.I86 L22S 1.w L]38 L331 1.IM L116 11W k10B L11T ].1

52、12 1.I2t 1.152 1.162 200 1J第 1.241 1.172 1.198 1.244 1.200 122G LZ72 LJI2 1124 LI)6 1.12K L.15S 1,I6fi 0l6 40 1.IKI !,IM ],2Z7 1195 1.208 L241 i.jr L.iio L3的 L1期 t.ISO ].儂 1170 kJ76 tJ89 90 L187 L240 1301 1.217 1.254 I.34J 1339 L396 1.152 1.156 1.17

53、2 L171 1,380 I.J96 130 1.193 i.211 1.252 L207 L226 L2?A 1.349 1.3W L408 1.456 L163 ].176 L183 L3B5 1.04 160 1.199 I222 1, 1.213 1.236 L2T8 L355 L37B 1" 1.1? Ll第 LIW L.1明 L39D 1.^11 200 1-305 1.23! \.m 1.245 1.291 1.361 1.187 L433 1.164 L176 1l&i 1.19

54、6 1.395 1.419 Ti為輸入的扭矩，即Ti=Mr=315064.58Nmm U+l21 u為傳動比，因為齒條直徑無窮大，所以~L Zr為節(jié)點區(qū)域系數(shù)，因為（應+的）/（4+4）附0所以取2.5 %為彈性影響系數(shù)取189.8MPa ?為重合度系數(shù)，Ze=J^，取最大值為1.155 圖2-10加=20°時節(jié)點區(qū)域系數(shù) 將以上參數(shù)代入上式（1-23）得 二 H u 1 ZhZeZ u 2 1.75 1.1 1.1 1.170 315064.58 \ 0.538 523 2.5 189.8 1.155 = 2489MPa :二 2500MPa

55、 滿足使用要求。 4.5轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定 轉(zhuǎn)向搖臂軸的直徑可根據(jù)轉(zhuǎn)向阻力矩 M r及材料的扭轉(zhuǎn)強度極限飛由下式確定: (1-24) 式中，k——安全系數(shù)，根據(jù)使用條件可取2.5?3.5,取k為2.5 MR——轉(zhuǎn)向阻力矩，Mr=315064.58Nmm 2.5 315064.58 3 二 200 16 0——扭轉(zhuǎn)強度極限，0=200MPa 28mm 轉(zhuǎn)向搖臂軸一般采用20CrMnTi、22CrMnM豉20CrNi3A鋼制造，表面滲碳，滲碳層深為0.8?1.2mm淬火后表面硬度為58-63HRC轉(zhuǎn)向器殼體采用球墨鑄鐵QT400-18或可鍛鑄鐵KTH350-10,K

56、TH370-12制造。 總結 結合《汽車設計》和其他相關書籍中關于轉(zhuǎn)向器的理論知識來設計此轉(zhuǎn)向器的其他相關參數(shù)，使設計出的轉(zhuǎn)向器符合其基本的要求。在現(xiàn)代越野車設計中，本論文中只是完成了初步的設計，因而其存在的問題還有待于進一步優(yōu)化設計。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器效率高、操縱輕便，布置方便，特別對大中型車輛易于和動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配合使用，可以實現(xiàn)變速比，滿足了操縱輕便性的要求。中間位置轉(zhuǎn)向力小、且經(jīng)常使用，轉(zhuǎn)向靈敏，減小轉(zhuǎn)向力。 根據(jù)現(xiàn)行的汽車參數(shù)設計標準，本論文借用BJ2020汽車相關參數(shù)完成了初步的設計， 達到了設計初衷。應用AUTOCAD：程制圖軟件繪制了詳細和準確的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器圖紙。分析計

57、算并選取了循環(huán)球轉(zhuǎn)向器設計過程中所需要的主要參數(shù)，最終完成了自己的循環(huán)球式 轉(zhuǎn)向器設計。通過此次的輕型越野車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設計，初步掌握了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設 計的原則，同時鍛煉了自己綜合解決問題的能力。 這次畢業(yè)論文能夠得以順利完成，是所有曾經(jīng)指導過我的老師，幫助過我的同學。我要 在這里對他們表示深深的謝意！ 首先要特別感謝我的指導老師李進，他在我畢業(yè)設計的撰寫過程中，給我提供了極大的幫助和指導。從開始選題到中期修正，再到最終定稿，給我提供了許多寶貴建議。 其次要感謝機械工程學院所有老師，他們在這四年里辛苦的付出，老師們教會我的不僅僅是專業(yè)知識，更多的是對待學習、對待生活的態(tài)度。

58、 感謝我身邊的同學們，因為有你們的幫助，我的設計得以順利完成。在大學四年給我了 那么多的幫助與鼓勵，不會忘記，大學四年里我們一起渡過的歡樂時光，那些開心的日子，總是那么令人難以忘懷。 參考文獻 [1] 余志生主編.汽車理論[M].機械工業(yè)出版社.2009：23-27． [2] 臧杰、閻巖主編.汽車構造[M](下冊).機械工業(yè)出版社.2010：53-54． [3] 王望予主編.汽車設計[M].機械工業(yè)出版社.2004：75-78． [4] 中國汽車技術研究中心標準化研究所.汽車標準匯編[S].中國汽車技術研究中心標準化研究 所.2002. [5] 濮良貴、陳國定、吳立言主編.機械

59、設計[M].高等教育出版社.2013：57-59． [6] 鄭文緯、吳克堅主編.機械原理[M].高等教育出版社.2012：35-37． [7] 王寶璽、賈慶祥主編.汽車制造工藝學[M].機械工業(yè)出版社.2007：98-100． [8] 朱福培、張楓念.循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設計中的一些問題探討.汽車研究與開發(fā)[J].2008.14(06A)： 45-52． Abstract Carisahighperformancerequirements,loadtransformhugetransport.Steeringsystemisthekeycomponentoftheautomobile,b

60、utalsotodetailedknowledgeandunderstandingof.Therecirculatingballtypesteeringgearhasbeengenerallyrecognizedbythemarketandapplication.Thispapermainlyfocusesonthedesignofthegearsector,screw,nutthreemainpartsandcheck.Accordingtothecurrentnationalstandardandrecirculatingballtypesteeringcorrelatormodels(t

61、heBJ2020)data,selectthemainparameters,automotivedesignandrelateddatareferenceforthedesignofarecirculatingballtypesteeringgear,anddrawthe2Dplanargraph. Keywords:circularball；steeringgear；design；analysis 附件

62、 A-A 技術要求 L所有零件裳硒要清洗干凈,去除毛 出則浸涂髓髓漆. 家舞桿、W.曲建軸表面濠碳處建, 海磴酬度7皿，表函硬度邰超甌小 3.裝泵調(diào)整愿定軸承應留有軸同間源 0. 05~0, Ins^ 星裳g 睨成以局睢浦 諦油, 1 11 施施軸 1 2翼飾直 10 擋油盤 1_ 0235 9 肺 ,■ 2Kr湃nTi \ 8 常朝螂與 1 2K「Mr It I 7 螺釘 2 45副 MMO 6 端球 GMS 5 殼體 ? HT200 4 遍整墊片 1

63、 娜 I 5 螺栓 6 4 5需 抻依M 2 題攤漆子軸承 ? / 端蓋 1 HT2Q0 序號 零臂名稱 材料 型號 車; 輛工程?1 ',科技學院 裝配圖 論文相似性檢測報告（詳細版） 摧告罪號：651b9iH-fl（k

64、削ILO.QW,排除蒙若文前相恒比：24.0391） 二，相假片段分布 夜卜 —寸文看國舉瞿fik IT也區(qū)裝為國七母工用蟹K3. 三、相似論文作者（舉例3個） 作!小*乍七早料出以論文I二 四、典型相似誥文（舉例但篇） 序號 相叔比 相以電文標制 拿苦劃K 能文奧星 作者 來說 發(fā)表時間 1 9.3H 三斗耳；"整F甚浩 學便論文 王亞 北京信息科技人學 2013 2 7. /T其士罪K出嚴湖鼠隨的風K 學區(qū)蛾 黃國勇 南泥航空航天人學 2002 3 5.13% 汽TK向冢曲工作原理費故障分衽 期刊訥支 范建雄 民苦科技 2015 1 5.13% *看方平陽桑就仲發(fā)腌打處 期刊16支 曉育 上海汽車 2001