【導讀】汽車在行駛的過程中，經(jīng)常需要改變行駛的方向，稱為轉向。轉向輪對汽車縱向軸線偏轉一定角度來實現(xiàn)的。駕駛操縱用來改變或恢復。和動力轉向系統(tǒng)兩大類。非動力轉向系統(tǒng)又稱機械式轉向系統(tǒng)，是以人的體力為動力源，是在機械轉向系的基礎上增設了一套轉向加力裝置所構成的轉向系統(tǒng)。本課題的題目是貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)的設計。轉向器設計及校核、整體式轉向梯形機構的設計及驗算為中心。行概述,分析各種轉向系統(tǒng)的工作原理和優(yōu)缺點、發(fā)展現(xiàn)狀,說明各種轉向器的工作原理.數(shù),對循環(huán)球式轉向器的各個數(shù)據(jù)進行選擇,并對其主要部件進行受力分析與數(shù)據(jù)校核.最后設計中運用AutoCAD作出循環(huán)球式轉向器的零。計，其結果滿足強度要求，安全可靠。

　　

【正文】 扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心 1O 轉動，如圖 所示， 1O 相對于搖臂軸的中心 O 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向兩端的齒時，齒側間隙 s? 也逐漸加大， s? 可表達為 貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 21 ]c osc os[t a n2t a n2 2222 nrnnrrs ww ???????? ???? (） 式中 r? —— 徑向間隙； ? —— 嚙合角； wr —— 齒扇的分度圓半徑； ? —— 搖臂軸的轉角。 圖 為獲得變化的齒側間隙齒扇的加工原理和計算簡圖 圖 用于選擇偏心 n的線圖 當 ? ， wr 確定后，根據(jù)上式可繪制如圖 ，用于選擇適當?shù)?n 值，以便使齒條、齒扇傳動副兩端齒嚙合時，齒側間隙 s? 能夠適應消除中間齒最大磨損量所形成的間隙的需要。 齒條、齒扇傳動副各對嚙合齒齒側間隙 s? 的改變也可以用改變齒條各齒槽寬而不改變齒扇各輪齒齒厚的辦法來實現(xiàn)。一般是將齒條 (一般有 4個齒 )兩側的齒槽寬制成比廣東技術師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 22 中間齒槽大 ～ 即可。本次設計采用直齒齒輪。 轉向盤的總轉動圈數(shù) 轉向盤從一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數(shù)稱為轉向盤的總轉動圈數(shù) .它與轉向輪的最大轉角及轉向第的角傳動比有關 ,并影響轉向的操縱輕便性和靈敏性 .轎車轉向盤的總轉動圈數(shù)較少 ,一般約在 圈以內 。貨車一般不宜超過 6 圈 . 貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 23 3 機械式轉向器設計與計算 前軸載荷根據(jù)表（ ）取得為 2805Kg，再根據(jù)表（ ）選擇齒扇模數(shù)為 6。在確定齒扇模數(shù)后，轉向器其他參數(shù)根據(jù)表（ ） 和表（ ）進行選取。 根據(jù)所選擇的齒扇模數(shù)，根據(jù)表（ ）和表（ ）選取對應的參數(shù)為： 鋼球直徑： 螺距： 工作圈數(shù)： 螺桿外徑： 34mm 環(huán)流行數(shù)： 2 螺母長度： 72mm 齒扇齒數(shù)： 5 齒扇壓力角： 220 30′ 切削角： 60 30′ 齒扇寬： 34mm 表 循環(huán)球轉向器的主要參數(shù) 參數(shù) 數(shù)值 齒扇模數(shù) /mm 搖臂軸直徑 /mm 22 26 30 32 32 38 42 鋼球中心距 /mm 20 23 25 28 30 35 40 螺桿外徑 /mm 20 23 25 28 29 34 38 鋼球直徑 /mm 螺距 /mm 工作圈數(shù) 環(huán)流行數(shù) 2 螺母長度 41 45 46 58 59 72 80 52 齒扇齒數(shù) 5 5 齒扇整圓齒數(shù) 12 13 13 14 15 齒扇壓力角 22176。 30′ 27176。 30′ 切削角 6176。 30′ 6176。 30′ 7176。 30′ 齒扇寬 /mm 22 25 25 30 2832 34 35 廣東技術師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 24 25 27 28 38 38 表 各類汽車循環(huán)球轉向器的齒扇齒模數(shù) 齒扇齒模數(shù) m／ mm 4． O 5． O 轎車 發(fā)動機排量／ ml 500 1000 ～ 1800 1600 ～ 2020 2020 2020 — — 前軸負荷/N 3500 ～ 3800 4700 ～ 7350 7000 ～ 9000 8300 ～ 11000 10000 ～ 11000 — — 貨車和大客車 前軸負荷／ N 3000 ～ 5000 4500 ～ 7500 5500 ～ 18500 7000 ～ 19500 9000 ～ 24000 17000 ～ 37000 23000 ～ 44000 最大裝載／ kg 350 1000 2500 2700 3500 6000 8000 表 循環(huán)球式轉向器的部分參數(shù) 模數(shù) m 螺桿外 徑 螺紋升程 螺母長 度 鋼球直徑 齒扇壓力 角 齒扇切 削角 搖臂軸 外徑 25 ( ?83 ) 48 ( ?41 ) 22? 30′ 7? 30′ 29 29 ( ?3213 ) 62 ( ?329 ) 22? 30′ 6? 30′ 7? 30′ 35 34 ( ?3213 ) 72 ( ?329 ) 22? 30′ 6? 30′ 7? 30′ 38 38 ( ?3213 ) 82 ( ?329 ) 22? 30′ 6? 30′ 7? 30′ 42 貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 25 螺桿、鋼球、螺母傳動副設計 鋼球中心距 D 螺桿外徑 1D 螺母內徑 2D 尺寸 D 、 1D 、 2D 如圖（ ）所示 圖 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 D1通常在 20～ 38mm范圍內變化，設計時應根據(jù)轉向軸負荷的不同來選定，螺母內徑 2D 應大于 1D ，一般要求 DDD %)10%5(12 ??? 根據(jù)（表 ）：得 1D =34mm, 取2D =,D= ,滿足要求 . 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～ 9mm范圍內，根據(jù)（表 ）。取 d=。 每個環(huán)路中的鋼球數(shù)可用下式計算： dDWd DWn ??? ?? 0c o s （ ） 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)； 0? 為螺線導程角， 0? =8176。 ,則 1cos 0 ?? ；代入數(shù)值解得 n=≈ 36。 廣東技術師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 26 滾道截面 當螺桿 和螺母各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時，見圖 ，鋼球和滾道又四點接觸，傳動時軸向間隙最小，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。為了減小摩擦，螺桿和螺母溝槽的半徑 2R 應大于鋼球半徑 2/d ，一般取 dR )(2 ?? 。在此我們取滾道半徑為 ,符合相應的要求。 圖 四段圓弧滾道截面 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面軸線間的夾角稱為接觸角 ? 。? 角多取為 45176。 ,以使軸向力與徑向力分配均勻。 螺距 P 和螺旋線導程角 0? 轉向盤轉動 ? 角，對應螺母移動的距離 s 為 ??2ps? () 式中， P 為螺紋螺距。螺距 P一般在 8～ 11mm 內選取。查表（ ）得： P 取 導程角 ??80? 。與此同時，齒扇節(jié)圓轉過的弧長等于 s ，相應搖臂軸轉過 p? ，其間關系可表示如下： rs p?? （ ） 式中， r為齒扇節(jié)圓半徑。聯(lián)立式（ ），式（ ）得PPr??? 2?，將 ? 對 p? 求導貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 27 得循環(huán)球式轉向器角傳動比 ?i 為 Pri ?? 2? () 又 2/r mz? 根據(jù)表 有 15?z ； 452/1562/r ???? mz mm P 已知，可求出轉向器的角傳動比 ??? ??i 由式 ()可知，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（ ）中的尺寸 b越小，要求 ??? dPb mm，符合要求。 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、螺桿增長而使剛度降低。工作鋼球圈數(shù)有 和 圈兩種。一個環(huán)路的工作鋼球圈數(shù)的選取見（表 ）。取 W=。 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)過滾動的鋼球將力由螺桿傳至螺母，變滑動摩擦為滾動摩擦。螺桿和螺母上的相互對應的螺旋槽構成鋼球的螺旋滾道。轉向時轉向盤經(jīng)轉向軸轉動螺桿，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，在螺母上與其齒條相反的一側表面 (通常為上表面 )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，并分別插入鋼球導管的兩端導管。鋼球導管是由鋼板沖壓成具有半圓截面的滾道，然后對接成導管，并經(jīng)氰化處理使之耐磨。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 (單螺旋線 )的，且具有不變的螺距。轉向盤與轉向器左置時轉向螺桿為左旋，右置時為右旋。鋼球直徑 d 約為 6～ 9mm。一般應參考同類型汽車的轉向器選取鋼球直徑 d ，并應使之符合國家標準。 鋼球直徑尺寸差應不超過 d510128 ?? 。顯然，大直徑的鋼球其承載能力亦大，但也使轉向器的尺寸增大。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)驗表明在每個環(huán)路中 n 以不大于 60為好。 循環(huán)球式轉向器零件的強度計算 廣東技術師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 28 為了進行強度計算，首先要確定其計算載荷。式 ()曾給出了汽車在粗糙的硬路面上作原地轉向時轉向 輪的轉向阻力矩，利用它可求得轉向搖臂上的力矩和在轉向盤上的切向力，它們均可作為轉向系的最大計算載荷。但對前軸負荷大的重型載貨汽車，用關系式計算出來的力，往往會超過司機在體力上的所能施展的力量。這時在計算轉向器的零件具體參數(shù)時，可取司機作用在轉向盤輪緣上的最大瞬時力。確定計算載荷后，即可計算轉向系零件的強度。 汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩（ N﹒ mm）即 pGfM R 313? （ ） 式中 ,f 為輪胎和路面 間的滑動摩擦因數(shù) ,一般取 ； 1G 為前軸負荷（ N）； p 輪胎氣壓（ MPa）。由 表 可知道前軸負荷 2805Kg,因此 NG 2 7 4 8 8 0 51 ??? ；Mpap ? )27489(3 3 ??RM 確定計算載荷后，即可計算轉向系零件的強度。 轉向系力傳動比： aDii swp 20?? （ ） 0?i 為轉向系角傳動比 ?? ?? ii ； SWD 為轉向盤直徑取 425mm； a 為主銷偏移距，貨車的 a 值一般在 4060mm 范圍內選取 ,這里取 a=50mm，所以 0 1502 4 2 ?? ??pi 作用在轉向盤上的手力為 ?? ?wswRh iDL MLF212 1/ 21 ?LL ,代入數(shù)據(jù)得 hF =. 輪胎與地面之間的轉向阻力 WF 和作用在轉向盤上的手力 有以下關系 : 2/hpW FiF ? 貨車循環(huán)球式轉向系統(tǒng)設計 29 代入數(shù)據(jù)有 wF =12056N. 鋼球與滾道間的接觸應力 j? ? ?j3222 )12( ?? ??? RdNEKj （ ） 式中 K—— 系數(shù)，根據(jù) A／ B查表 54求得，其中 A／ B 用下式計算： ? ?? ? 2/)/1(/1 2RrA ?? ； ? ? ? ?? ? 2//1/1 1RrB ?? （ ） 1R —— 螺桿外半徑 , 1R =17mm。 2R —— 螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑 : mmdR ???? ； d —— 鋼球直徑； mmd ? ； A/B=,此， K取 E—— 材料彈性模量， ? ； N—— 每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力； ?? c o ss in 0?? nl RFN h ； hF —— 轉向盤圓周力； NFh ? ； R —— 轉向盤輪緣半徑； mmDR SW 1 224 2 52 ??? ； 0? —— 螺桿螺線導程角； ??80? ； ? —— 鋼球與滾道間的接觸角； ??45?