循环球式转向器计算说明书 - 图文

汽车循环球式转向器设计

摘要

循环球式转向器是由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副总成。循环球式转向器的优点是：在螺杆与螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到75%~85%；在结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度，螺杆和螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行；适合来做整体式动力转向器。

本文的主要内容即是设计一款机械式循环球式转向器。通过查阅相关文献资料，进行循环球式转向器的尺寸的设计计算与强度校核，然后进行循环球式转向器的三维CATIA建模，最后绘制转向器的二维装配图及其重要零件的零件图。

关键词：循环球式转向器；三维建模；螺杆螺母传动副

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Circulating Ball Type Steering of the Vehicle

Design

Abstract

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 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 measures,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;Rack and gear clearance between fan adjustment work easily;Suitable for integrated power steering.

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 ball 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

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目录

摘要................................................................................ 1 Abstract ............................................................................ 1 第1章 绪论 ...................................................................... 1

1.1 课题背景 ................................................................. 1

1.2 国内外研究现状 ........................................................... 2 1.3 研究的目的及意义 ......................................................... 3 1.4 研究内容和设计方法 ....................................................... 4 第2章 转向器的设计 .............................................................. 5

2.1 转向器的组成与分类 ....................................................... 5 2.2 循环球式转向器方案分析 ................................................... 6 2.3 转向器主要性能参数 ....................................................... 7

2.3.1 转向器的效率 ....................................................... 8 2.3.2 传动比的变化特性 ................................................... 9 2.3.3 转向器传动副的传动间隙?t ......................................... 12 2.4 循环球式转向器设计与计算 ................................................ 13

2.4.1 转向器计算载荷的确定 .............................................. 13

2.4.2 循环球式转向器主要尺寸参数的确定 .................................. 13 2.4.3 零件的强度校核 .................................................... 20

第3章 基于CATIA的三维造型 ..................................................... 23 3.1 CATIA简介 .............................................................. 23

3.2 循环球式转向器的三维建模 ................................................ 23

3.2.1 转向螺杆的建模 .................................................... 23 3.2.2 转向器的装配设计 .................................................. 24 总结............................................................................... 27

致谢............................................................................... 28 参考文献 ........................................................................... 29 附件一............................................................................. 31 附件二 .......................................................................... 34

1 I

第1章 绪论

1.1 课题背景

21世纪的开局十年，既是我国改革开放经济高速增长的十年，也是我国的汽车工业快速发展的十年。2009年，我国汽车工业产销量突破1000万量大关，跃居世界第一位。在这样的大环境下，汽车零部件也得到了飞速的发展。汽车零部件行业是汽车工业发展的基础，其带动的产业很多，比如上游的钢材、有色金属、石油、橡胶及其他的材料行业，还有处于下游的整车装配行业和汽车的服务维修行业。随着我国整车消费市场和汽车保有量的大幅提升，不仅仅吸引了国外的汽车品牌来中国合资建厂，同时许多的国际知名汽车零部件厂商也把目光聚焦在了中国这片市场上，包括电装、博世、马勒、博泽、法雷奥等等。当然国内也成长起来一大批汽车配套零部件企业。

全球汽车行业的整车厂和零部件厂关系大体分为三种模式，一是以欧美为代表的平行发展模式，即零部件企业完全与整车厂是相互独立的，零部件企业通过自由竞争来赢取市场，获得发展；二是以日韩为代表的塔式模式，整车企业与零部件企业之间是利益共同体的关系，两种企业之间的合作关系很深，相互依存，共同发展；三是中国计划经济时代的模式，即零部件厂附属于整车厂，比如一汽，东风这些国有企业。目前在国内仍有部分企业采取这种模式。然而随着国际化浪潮的不断推进，经济全球化已经成为世界经济发展的主流趋势，这种整车厂和零部件企业的关系也在不断地丰富和变换着。现在欧美企业也越来越强调整车企业和零部件企业共同合作的关系；而在一些日韩的汽车企业当中，也有全球化采购零部件的倾向。如今，整车厂对零部件厂提出越来越高的要求，零部件企业已经不是传统的意义上的单纯的零部件供应商，二是能够给整车厂提供系统的解决方案的供应商。也就是说，在整车厂研发设计产品阶段会对各个总成零部件提出限定和要求，或者在产品的研发过程中产生问题的时候，这时候都要求零部件供应商来协作，提供配套的解决方案。这就对零部件企业提出了更高的要求，比如要有很强的创新能力和设计经验等。基于这样的趋势，零部件企业要想获得更好的发展，就必须在前沿技术开发的早期，就与整车厂进行紧密的合作，共同发展，合作共赢。从长远的眼光看，这种模式下的整车厂和零部件企业之间是共创未来的关系，为整车厂和零部件企业创造了和谐发展的环境和广阔空间。

经过多年的努力发展，国有品牌零部件质量有了很大的提高，但是整体的质量水平与外资企业相比还是有一定的差距的，尤其是在产品的一致性和可靠性方面还有很多需要尽快提升的。当然，这也是有原因的。由于部分国内零部件企业仍然处在粗放式的生产管理方式阶段，缺少对工艺系统的研究与持续改进，过程控制能力不足，产品质量不稳定，很难形成高质量的产品，这样在市场的竞争方面就很难形成优势。产品的技术实力是企业参与市场竞争的核心要素，国外的零部件企业的来源于不断地研发投入和持续的技术创新。而反观国内，由于起步比较晚，国内零部件企业在这一方面仍有欠缺。目前，国内的零部件供应商大多采用“来图加工”的模式，即整车厂商将产品数据及图样提供给零部件供应商，后者按照图样进行生产加工制造。多数企业没有完全掌握核心技术，产品市场多面向中低端，高端产品较少。尤其是在涉及动力系统、油耗、排放、安全等电控零部件方面技术落后，部分领域甚至处于空白。可以说，汽车零部件产业的发

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展水平直接影响着我国汽车工业的未来，因此，加强零部件的设计，提高其质量和技术水平便显得尤为重要。

转向器是转向系统中的重要组成的部件，对其进行深入的研究意义重大。而循环球式转向器由于具有较高的传动效率，磨损较小，使用寿命长，近年来得到了广泛的应用。

1.2 国内外研究现状

随着国内汽车行业的发展，作为汽车关键部件之一的转向器也得到了相应的发展，基本上形成了专业化、系列化的生产局面。汽车转向器的结构很多，但从目前的使用的普遍程度来看，主要有四种类型：循环球式、齿轮齿条式、蜗杆滚轮式、蜗杆销式[1]。而且齿轮齿条式转向器和循环球式转向器也是应用最广泛的两种转向器。汽车车速的不断提高，需要在高速时有更加良好的转向稳定性，这就要求转向器具有较高的刚度。循环球式转向器由于通过钢球的滚动来传递转向力，具有较高的强度，并且该转向器可以被设计成具有等强度结构，适用于高速车辆。当齿条齿扇传动副产生磨损后，可以重新调整间隙，使其保持合适的传动间隙，从而减少振动，提高转向器寿命。

目前，汽车上广泛采用循环球式转向器。在循环球式转向器的设计过程中，主要包括齿轮齿条传动副，螺杆螺母传动副以及导球机构的设计。所谓导球机构，是指将螺杆螺母之间的滚球，经导向管组成首尾相接的循环线路的装置。这装置包括螺母螺杆，滚球及导管。正确设计的导球机构，可保证在不发生任何干涉且阻力较小的情况下，引导滚球在该机构中顺利流通。相反，如设计不合理，就可能产生过大的阻力，使传动效率降低，甚至会发生几何干涉，使导管损坏。目前设计导球机构的方法，，一般是参照现有结构选择几何参数，试制出样品以后再根据滚球流通情况进行修正。

螺母滚球与螺杆组成行星机构，滚球相当于行星轮。当螺母不动而螺杆旋转时，滚球一方面绕自身的中心自转，同时又绕螺杆的中心公转。滚球公转时，其球心的运动轨迹是一条螺旋线。螺母上如装有导管，导管阻止滚球沿滚道运动，使其改变方向而沿导管运动。滚球由沿螺旋运动改为由导管运动时，会使运动阻力增加。如果设计不当，则会发生运动干涉现象。如何使滚球运动通畅，关键问题是设计合理的几何尺寸。影响滚球运动通畅的主要几何因素为滚道截面形状，螺旋导程角，导管的布置，滚球直径以及螺母，螺杆传动副的尺寸。螺母的螺旋槽与螺杆的螺旋槽形成滚球的运动轨道，或称为滚道。假定滚道与滚球间没有间隙，在滚道上任意位置的滚球，有的运动为沿该点螺旋线切线方向的移动及绕滚球本身球心的转动[2]。导管的作用即是限制其螺旋线上的运动而引导其沿导管运动。导管限制滚球沿螺旋线运动而引导其沿导管运动特性，称为导管导球特性。滚球的运动，可用其球心的运动轨迹来描述，导管导球特性即为描述滚球球心轨迹的方程式或曲线。导管在钢球旋转中起着至关重要的作用，故在设计制造时应给予充分重视。试验证明，转向器的可靠性主要取决于导管的设计和制造质量。导管进出孔与钢球的间隙一般为0.8mm左右，这是为了补偿螺母导管孔与滚道间的偏移误差，以及导管本身的形状与尺寸误差。为减少钢球在导管中排列不规则而引起的流通阻力，推荐导管采用变截面，缩小二导管孔之间的断面尺寸，使之与钢球之间的间隙控制在0.2~0.4mm为宜。

循环球式转向器是汽车转向器中唯一采用滚动摩擦和二级转速的转向器，目前国内外所有后轮驱动，以及以后轮驱动主驱动装置的四轮驱动汽车中的手动转向器和动力转向器普遍采用循环球式，由于采用滚动摩擦，其加工精度高于其他转向器。循环球式转

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向器的螺母、螺母滚道的加工精度，直接关系到转向盘的自由行程和转动力矩，钢球应该能保证在螺杆和螺母45°圆弧角上运行，运行轨迹越窄，转向越轻。加工第一个螺杆和螺母后，必须对其滚道尺寸进行精密测量，根据测量结果选择合适的钢球，螺杆、螺母滚道与循环球的间隙应控制在0.02mm以内。

转向螺杆支撑轴承分为向心球轴承和圆锥滚子轴承，其中向心球轴承转向较轻，进口转向器均采用这类轴承。选用向心球轴承必须保证上下轴承盖的同轴度误差小于0.1mm，如果向心球轴承上、下轴承盖同轴度误差过大，使用中可能会使相对比较单薄的转向器上盖破裂，导致转向失效，极易引发交通事故[3]。国内加工精度较一般的转向器厂通常选用圆锥滚子轴承，该轴承虽比向心球轴承滚动阻力大，但对上下轴承盖的同轴度误差要求略微宽松。螺杆支承轴承预紧力的调整，分为调整垫和调整螺母两种。采用调整垫调整时，必须使用钢制调整垫。垫与垫之间必须抹密封胶，防止油的泄露，预紧力调整到轴向间隙小于0.05mm，旋转起来十分轻松即为合适。

转向盘的自由行程即为转向盘的自由转动量，它是指汽车在直线位置上转向盘的空行程，即转向盘转动，而转向轮无转动的过程。转向盘的自由行程是整个转向系统综合间隙在转向盘上的反应，其间隙主要是指转向器齿条和齿扇之间的啮合间隙。手动齿扇转向器为5个齿，动力转向器齿扇为3个齿。调整其自由行程时，应将齿扇中央点（齿扇中间的齿）对准齿条，此时齿扇和齿条之间的啮合间隙为最小，在此点（即汽车在直线行驶的位置上）处调整自由行程。通常情况下，转向盘自由行程调整的越小越好。进口汽车循环球式转向器转向盘自由行程通常不超过10°，以轿车为例，转向盘自由行程应该控制在37mm之内。国产轻型汽车转向盘自由行程通常规定不得超过15°，即左右个7.5°，转向盘自由行程应该在54mm之内。中型汽车转向盘自由行程通常规定不得超过20°，即左右各10°转向盘自由行程应该在80mm之内（中型汽车的转向盘直径大）[4]。如果转向盘自由行程较大时，转向器较轻，但调整到规定的行程时，转向器明显变重，说明螺母、螺杆滚道加工精度不够。转向盘保持适当的自由行程可以使操纵柔和，减小转向机构的冲击载荷。但自由行程必须适当，过大则影响转向操纵的灵敏度，过小使转向机构吃力。在汽车运行的过程中，尤其是在一些路面质量较差的路段行驶时，转向机构受冲击载荷频繁，致使转向机构各结合部位极易磨损，齿条和齿扇之间的啮合间隙增大，转向直拉杆上球头销和球头座磨损增大，转向盘自由行程也势必增大，影响操纵灵敏度。因此必须定期对方向盘自由行程进行检查和调整。在进行转向盘自由行程检查调整时，一般先调整转向螺杆的轴承预紧度，转向盘应无明显的轴向窜动，否则可用增减垫片来调整；齿条和扇形齿轮的啮合间隙的调整用拧动调整螺钉来调整。

1.3 研究的目的及意义

本次毕业设计主要是针对汽车循环球式转向器，根据一些指定的参数，并且结合《汽车设计》和其他相关书籍中关于转向器的理论知识设计一款循环球式转向器，确定其相关参数，使设计出的转向器符合使用要求。另外，也是通过本次毕业设计，熟悉掌握设计步骤与理念，为以后在专业领域的发展奠定坚实的基础。

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1.4 研究内容和设计方法

研究内容：

（1）调研收集课题相关资料，结合毕业设计课题进行必要的文献检索，查阅、归纳、整理相关资料；

（2）深入学习并掌握汽车设计、汽车构造等专业知识，了解循环球式转向器设计的指导思想和设计原则；

（3）掌握汽车设计的方法和步骤，参考相关资料、标准和手册，对各零部件进行选型。计算、校核等；

(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、材料以及装配要求。绘制循环球式转向器的三维模型，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：根据设计中已知参数并结合已学的理论知识，分析并计算得到循环球式转向器的基本结构参数，然后利用相关经验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则需要重新计算，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，结束本论文的设计工作。

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第2章 转向器的设计

2.1 转向器的组成与分类

汽车在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓汽车转向。就

轮式汽车而言，实现汽车转向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，使汽车转向桥上的车轮相对于汽车纵轴线偏转一定角度。在汽车直线行驶时，往往转向轮也会受到路面侧向干扰力的作用，自动偏转而改变行驶方向。此时，驾驶员也可利用这套机构使转向轮向相反方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，即称为汽车转向系统。转向系即是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。

汽车转向系可按转向能源的不同分为机械式转向系和动力转向系两大类。机械转向系的能量来源是人力，所有传力件都是机械的，由转向操纵机构、转向器、转向传动机构三大部分组成[5]。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动的机构，是转向系的核心部件。动力转向系除具有以上三大部件外，其最主要的动力来源是转向助力装置。由于转向助力装置最常用的是一套液压系统，因此也离不开泵、油管、阀、活塞和储油罐。转向盘即通常所说的方向盘。转向盘内部有金属制成的骨架，是用钢、铝合金或镁合金等材料制成。由圆环状的盘圈、插入转向轴的转向盘毂，以及连接盘圈和盘毂的辐条构成。采用焊接或铸造等工艺制造，转向轴是由细齿花键和螺母连接的。骨架的外侧一般包有柔软的合成橡胶或树脂，也有采用皮革包裹以及硬木制作的转向盘。转向盘外皮要求有某种程度的柔软度，手感良好，能防止手心出汗打滑的材质，还需要有耐热、耐候性。转向盘位于司机的正前方，是碰撞时最可能伤害到司机的部件，因此需要转向盘具有很高的安全性，在司机撞到转向盘上时，骨架能够产生变形，吸收冲击能，减轻对司机的伤害。转向盘的惯性力矩也是很重要的，惯性力矩小，我们就会感到“轮轻”，操作感良好，但同时也容易受到转向盘的反弹的影响，为了设定适当的惯性力矩，就要调整骨架的材料或形状等。现在的转向盘与以前的看似没有太大变化，但实际上已经有了改进。由于转向助力装置的普及，转向盘外径变小了，而手握处却变粗了，采用柔软材料，使操作感得到了改善。现在有越来越多的汽车在转向盘里安装了安全气囊，也使汽车的安全性大大提高了[6]。当汽车转向时，驾驶员对转向力矩。该力矩通过转向轴、转向万向节、和转向传动轴输入转向器。经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向摇臂，再通过转向直拉杆传给固定于左转向节上的转向节臂，使左转向节和它所支撑的左转向轮偏转。从转向盘到转向传动轴这一系列零件和部件，均属于转向操纵机构。有转向摇臂至转向梯形这一系列零件和部件，均属于转向传动机构。 对转向系提出的要求有：

（1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。 （2）汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。

（3）汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，转向盘没有摆动。

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（4）转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。

（5）保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。 （6）操纵轻便。

（7）转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。

（8）转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。 （9）在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。

（10）进行运动校核。保证转向轮与转向盘转动方向一致。 正确设计转向梯形机构，可以使第一项要求得到保证。转向系中设置有转向减震器时，能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。要求M1类汽车以50km/h的车速，M2、M3、N1、N2、N3类汽车以40km/h的车速沿曲线半径为50m的弯道的切线方向驶离时，转向盘不得有异常振动。为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，并要达到按前外车轮轨迹计算，其最小转弯半径大小能达到汽车轴距的2~2.5倍[7]。通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的手力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。当汽车以10km/h的车速从直线进入转弯半径为12m的弯道上行驶时，作用到转向盘上的最大手力对M1、M2类汽车为150N，对M3、N1类汽车为200N，对N2、N3类汽车为245N。乘用车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过2.0圈，货车则要求不超过3.0圈。

2.2 循环球式转向器方案分析

循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。

图2-1 循环球式转向器示意图

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循环球式转向器的优点是：在螺杆与螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到75%~85%；在结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度，螺杆和螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行；适合用来作整体式动力转向器[8]。循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。循环球式转向器主要用于商用车上。循环球式转向器同样分为机械式的和助力似的，本文主要是设计一款机械式循环球式转向器。

转向器由螺杆、螺母、钢球、导管、摇臂轴、壳体、侧盖及上下盖等主要零件组成。如图2-1所示，螺杆螺母支承在壳体两端的上下盖轴承中。螺母下方切制成齿距相等的齿条，它与摇臂轴上的变厚齿扇相啮合，摇臂轴的轴颈支承在壳体及侧盖的滚针轴承中。转动螺杆时，通过钢球使螺母沿轴线移动，螺母齿条与摇臂轴齿扇的啮合，使摇臂轴往复摆动。螺杆轴承的预紧负荷，可通过增加或减少上盖处的调整垫片，达到转动螺杆所要求的预紧扭矩。齿条与齿扇的啮合可通过调整侧盖处的调整螺钉，使处在中间位置时无啮合间隙，转动螺杆时的扭矩应在规定范围内。转向器总成通过通过螺杆上的渐开线花键与转向轴相联接，转向器与转向盘间有两个（或一个)十字轴万向节。螺杆与螺母具有与钢球精密配合的螺纹滚道，其法向断面由双圆弧构成，其优点是消除螺杆与螺母的相对位移，减小转向盘的自由行程；在低负荷时，滚道与钢球为点接触，负荷较大时为局部接触，从而提高转向器的效率；钢球与滚道间的间隙可储存杂物，减少磨损，提高寿命。为减少钢球与滚道的接触应力，采用高精度钢球，分组装配，使螺杆与螺母的间隙控制在允许的范围内。

2.3 转向器主要性能参数

表1 原始参数

名称 角传动比 最大工作压力 前桥负荷（G1） 理论最大输出力矩 旋向 输出摆角 齿扇模数 参数 20.25 12.9MPa 2~3T 1665N 右旋 ?45? 6

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2.3.1 转向器的效率

功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号??表示，???(P1?P2)/P1；反之称为逆效率，用符号??表示，???(P3?P2)/P3。式中，P2为转向器的摩擦功率；P3为作用在转向摇臂上的功率。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的行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至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、结构参数和制造质量等。 （1）转向器类型、结构特点与效率，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，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显低一些。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、圆锥滚子轴承和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擦损失外，滚轮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??仅有54%[9]。另外两种结构的转向器效率，根据试验结果分别为70%和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%。

（2）转向器的结构参数与效率，如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其正效率为

???tan?0 （2.1）

tan(?0??)式中，?0为蜗杆（或螺杆）的螺线导成角；?为摩擦角，??arctanf；f为摩擦因数。取?0为8?；f取0.03，??arctanf?1.146?；

tan8?tan?0 ?????87.3% （2.2） ??tan(8?1.146）tan(?0??) 根据逆效率大小不同，转向器又有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至转向盘，这种逆效率较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[10]。属于可逆式的有齿轮齿条式和循环球式转向器。不可逆时转向器，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。极限可逆式转向器介于上述两者之间，在车轮受到冲击力作用时，此力

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只有较小一部分传至转向盘。它的逆效率极低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆时转向器要小。

如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率为

tan(?0??)tan(8?-1.146?） ?????85.5% （2.3）

tan?0tan8?由式（2.2）和式（2.3）可见，增加导程角?0，正、逆效率均增大。受??增大的影响，?0不宜取得过大。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，该转向器是不可逆时转向器。为此，导程角必须大于摩擦角，通常螺线导程角选在8?~10?之间，取8°。

2.3.2 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?0和转向系的力传动比ip。从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上合力2Fw与作用在转向盘的手力Fh之比，称为力传动比，即

ip?2Fw/Fh

转向盘角速度?w与同侧转向节偏转角速度?k之比，称为转向系角传动比i?0，即

i?0??wd?/dtd? （2.4） ???kd?k/dtd?k式中，d?为转向盘转角增量；d?k为转向节转角增量；dt为时间增量。i?0又由转向器

'角传动比i?和转向传动机构角传动比i?所组成，即

' i?0?i?i? （2.5）

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i?，即

i???wd?/dtd??? （2.6） ?pd?p/dtd?p式中，d?p为摇臂轴转角增量。此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。

摇臂轴角速度?p与同侧转向节偏转角速度?k之比，称为转向传动机的角传动比

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'， i??pd?p/dtd?p?? i?? （2.7） ?kd?k/dtd?k' 轮胎与地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力矩Mr之间有如下关系

Mr （2.8） a式中，a为主销偏移距，指从转向节主销轴线的延长线与支撑平面的交点至车轮中心平

Fw?面与支承平面交线间的距离。作用在转向盘上的手力Fh为

Fh?2Mh （2.9） Dsw式中，Mh为作用在转向盘上的力矩；Dsw为转向盘直径。 将式（2.8）代入式（2.9）ip?2Fw/Fh后得到

ip?MrDsw （2.10） Mha 由式（2.10）可见，当主销偏移距a小时，力传动比ip应取大些才能保持转向轻便。通常乘用车的a值在0.4~0.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的a值在40~60mm范围内选取[11]。转向盘直径Dsw对轻便性有影响，选用尺寸小些的转向盘，虽然占用的空间少，但转向时需对转向盘施以较大的力；而选用尺寸大些的转向盘又会使驾驶员进、出驾驶室时入座困难。根据车型不同，转向盘直径Dsw在380~550mmd标准系列内选取,这里取Dsw=420mm。

如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh为

2Mrd???i?0 （2.11） Mhd?k将式（2.11）代入式（2.10）后得到 iD ip??0sw （2.12）

2a 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

10

敏。

'?d?p/d?k表示以外，还可以近似地用转向节臂臂 转向传动机构角传动比，除用i?'?L2/L1。现代汽车结构中，L2与L1的比值大约在长L2与摇臂臂长L1之比来表示，即i?0.85~1.10之间，可近似认为其比值为1，则i?0?i??d?/d?。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i?及其变化规律即可。考虑到i?0?i?，由i?0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响应变得迟钝，使转向操纵时间

[12]

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。下面介绍齿轮齿条式转向器变速比工作原理。相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即Pb1?Pb2。其中，齿轮基圆齿距Pb1??m1cos?1，齿条基圆齿距Pb2??m2cos?2。由上述两式可知：当具有标准模数m1和标准压力角?1的齿轮与一个具有变模数m2、变压力角?2的齿条相啮合，并始终保持m1cos?1?m2cos?2时，它们就可以啮合运转。如果齿条中部（相当于汽车直线行驶位置）齿的压力角最大，向两端逐渐减小（模数也随之减小),则主动齿轮啮合半径也减小，致使转向盘每转动某同一角度时，齿条行程也随之减小。因此，转向器的传动比是变化的。

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，但可以用改变齿扇啮合半径r的方法，达到使循环球齿条齿扇式转向器实现变速比的目的。

随转向盘转角的变化，转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的因素，主要是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。若转

[13]

向轴负荷小，则在转向盘全转角范围内，驾驶员不存在转向沉重问题。装有动力转向的汽车，因转向阻力矩由动力装置克服，所以在上述两中情况下，均应取较小的转向器角传动比并能减少转向盘转动的总圈数，以提高汽车的机动能力。

转向轴负荷大又没有装动力转向的汽车，因转向阻力矩大致与车轮偏转角度的大小成正比变化，汽车低速急转弯行驶时的操纵轻便性问题突出，故应选用大些的转向器角传动比。汽车以较高车速转向行驶时，转向轮转角较小，转向阻力矩也小，此时要求转向器应当小写。因此，转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，转向盘在中间位置时的转向器角传动比不宜过小，否则在汽车高速直线行驶时，对转向盘转角过分敏感和使反冲效应加大，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。相当于汽车直行位置时的转向器角传动比不宜低于15~16。对乘用车，推荐转向器角传动比i?在17~25范围内选取；对商用车，i?在23~32范围内选取，有原始数据得i?=20.25。

11

2.3.3 转向器传动副的传动间隙?t

传动间隙是指各种转向器中传动副（如循环球式转向器的齿扇和齿条）之间的间隙该间隙随转向盘转角?的大小不同而改变，这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性。研究该特性的意义在于，它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。直线行驶时，转向器传动副若存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，就能在间隙的?t范围内，允许车轮偏离原行驶位置，是汽车失去稳定。为防止出现这种情况，要求传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，最好无间隙。转向器传动副在中

[14]

间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间附近位置因磨损造成的间隙大到无法确保直线行驶的稳定性时，必须经调整消除该处的间隙。调整后，要求转向盘能圆滑地从中间位置转到两端，而无卡住现象。为此，传动副的传动间隙特性，应当设计成在离开中间位置以后呈逐渐加大的形状。

循环球式转向器的齿条齿扇传动副的传动间隙特性，可通过将齿扇齿做成不同厚度来获取必要的传动间隙，即将中间齿设计成正常齿吼，从靠近中间齿的两侧齿到离开中间齿最远的齿，其厚度依次递减。如图2-2所示，齿扇工作时绕摇臂轴的轴线中心O转动，加工齿扇时使之绕切齿轴线O1转动。两轴线之间的距离n称为偏心距。用这种方法切齿，可获得厚度不同的齿扇齿。其传动特性为

2R?ncos?p?n2cos2?p?R1?n2? （2.13） ?t?2tan?d?????式中，?d为端面压力角；R为节圆半径；?p为摇臂轴转角；R1为中心O1到b点的距离；

n为偏心距。偏心距n不同，传动副的传动间隙特性也不同。偏心距n不同时的传动间

隙变化特性。n越大，在同一摇臂轴条件下，其传动间隙也越大。一般偏心距n去0.5mm左右为宜。

图2-2 确定齿扇齿切齿轴线偏移的传动副径向间隙△R及传动间隙△t的示意图

12

2.4 循环球式转向器设计与计算

2.4.1 转向器计算载荷的确定

为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲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的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。精确地计算这些力是困难的，为此推荐用足够精确地半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩

MR(N·mm),即

f MR?3G13 (2.14) P式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7；G1为转向轴负荷（N）；P为轮胎气压（MPa),这里取P=35kg/cm2=0.343N/mm2。

0.7(3?1000?9.8)2Mr??2.01?106N·mm

30.343作用在转向盘上的手力为 Fh?2L1MR （2.15）

L2Dswi???式中，L1为转向摇臂长；L2为转向节臂长；Dsw为转向盘直径，由前已知为420mm；i?为转向器角传动比；??为转向器正效率。

对给定的汽车，用式（2.15）计算出来的作用力是最大值。因此，可以用此值作为计算载荷。然而，对于前轴负荷大的货车，用式（2.15） 计算的力往往超过驾驶员生理上的可能，在此情况下，对转向器和动力转向器动力缸以前零件的计算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力为700N。

2.4.2 循环球式转向器主要尺寸参数的确定

（1）钢球中心距D、螺杆外径D1和螺母内径D2,尺寸D、D1、D2如图2-3所示。

钢球中心距是基本尺寸。螺杆外径D1、螺母内径D2及钢球直径d对确定钢球中心距D

13

的大小有影响，而D又对转向器结构尺寸和强度有影响。在保证足够的强度条件下，尽可能将D值取消些。选取D值规律是随着齿扇模数的增大，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

D1通常在20~38mm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D1，一般情况下要求D2-D1=（5%~10%）D。由查表和计算得

D=35mm,D1=34mm,D2=37mm。

图2-3 螺杆、钢球和螺杆传动副

(2)钢球直径d及数量n,钢球直径尺寸d取得大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传动机构和转向器的尺寸也随之增大。钢球直径应符合国家标准，一般常在7~9mm范围内选用，取d=8mm[15]。增加钢球数量n，能提高承载能力；但使钢球流动性变坏，从而使传动效率降低。因为钢球直径本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部钢球数。经验证明，每个环路中的钢球数以不超过60个为好。为保证尽可能多的钢球都承载，应分组装配。每个环路中的钢球数为 n?πDWπDW3.14?35?2.5???34.34 （2.16）

dcos?0d8.000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，由计算得n=35；?0为螺线导成角，常取?0?5?~8?，故cos?0?1。

（3)当螺杆和螺母的滚道各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，如图2-4

所示，钢球与滚道有四点接触，传动时轴向间隙最好，可满足转向盘自由行程小的要求。图中滚道与钢球之间的间隙，除用来贮存润滑油之外，还能贮存磨损杂质。为了减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径R2应大于钢球半径d/2，一般取R2?(0.51~0.53)d。取

R2=4.6mm。螺杆滚道应倒角，用来避免该处被啮出毛刺而划伤钢球后降低传动效率。

14

图2-4 四段圆弧滚道截面

(4)接触角?，钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法向截面轴线间的夹角称为接触角?，如图2-4所示。?角多取为45?，已使轴向力和径向力分配均匀。

(5)螺距P和螺旋线导程角?0，转向盘转动?角，对应螺母移动的距离s为

2π式中，P为螺纹螺距，取11mm。与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s，相应摇臂轴转

s??P （2.17）

过?p角，其间关系为

s??pr （2.18）

mz，已知z=13，得 2mz6?13 r???39mm （2.19）

222πr联立式（2.17）、式（2.18）得???p，将?对?p求导，得循环球式转向器角传

P式中，r为齿扇节圆半径。又因为r?动比i?

i??

2πr （2.20） P15

由式 （2.20）可见，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2-2中的尺寸b越小，要求b?(P?d)?2.5mm。取b=3mm。螺距P一般在8~11mm选取,取11mm。

（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W又与接触强度有关：增加工作钢球圈数，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、螺杆增长使刚度降低。工作钢球圈数1.5和2.5圈两种，取2.5圈。

（7）导管内径d1，容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径d1?d?e，式中，e为钢球直径d与导管内径之间的间隙。e不易过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心线的距离增大，并使流动阻力增大。推荐e?0.4~0.8mm，于是导管内径d1取8.6mm导管壁厚取为1mm。

（8）材料的选取，螺杆和螺母一般采用20CrMnTi钢制造，表面渗碳处理，以加强其表面硬度，渗碳层深度为0.8~1.2mm，大型的商用汽车由于前轴负荷较大，可加深其渗碳层深度到1.05~1.45mm。淬火后表面硬度为HRC58~64[16]。螺杆、钢球和螺母传动副还要对滚道截面进行高精度加工，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，以尽可能的减少摩擦。

表2 螺杆螺母参数总结 螺杆外径 螺母内径 钢球中心距 钢球直径 钢球数量 34mm 37mm 35mm 8mm 35 螺距 导程角 导管内径 导管壁厚 螺杆螺母材料 11mm 8? 8.6mm 1mm 20CrMnTi (9)齿条、齿扇传动副设计，滚刀相对齿扇作斜向进给运动加工齿扇齿，得到变厚齿扇。变厚齿扇的齿顶和齿根的轮廓面是圆锥的一部分，其分度圆上的齿厚是变化的，故称之为变厚齿扇。图2-5中若O?O剖面的原始齿形变位系数??0，且I-I剖面和II-II剖面分别位于O?O剖面两侧，则I-I剖面的齿轮是正变位齿轮，II-II剖面的齿轮为负变位齿轮，故变厚齿扇在整个齿宽方向上，是由无数个原始齿形变位系数逐渐变化的圆柱齿轮所组成的。对齿轮来说，因为在不同位置的剖面中，其模数m不变，所以它的分度圆半径r和基圆半径rb相同。因此，变厚齿扇的分度圆和基圆均为一圆柱，它在不同剖面位置上的渐开线齿形，都是在同一个基圆柱上所展出的渐开线，只是其轮齿的渐开线齿形相对基圆的位置不同而已，所以应将其归入圆柱齿轮的范畴。变厚齿扇齿形的计算，如图2-5所示，一般将中间剖面I-I规定为基准剖面。由I-I剖面向右时，变

16

位系数?为正，向左则由正变为零，再变为负。若O?O剖面距I-I剖面的距离为?0，则其值为?0??1m/tan?，?是切削角，常见的有6?30'和7?30'两种，这里取7?30'。在切削角?一定的条件下，各剖面的变位系数?取决于距基准剖面I-I的距离?。进行变厚齿扇齿形计算之前，必须确定的参数有：模数m=6，法向压力角?0，一般在20?~30?之间，取20°；齿顶高系数x1，一般取0.8或1.0，取1.0；径向间隙系数，取0.2；整圆齿数z，在12~15之间选取，取15；齿扇宽度B,一般在22~38mm，取38mm。

图2-5 变厚齿扇齿形计算简图

通常取齿扇宽度的中间位置作基准截面O?O，O?O截面以右至II-II截面齿形变位系数均为正，以左至III-III截面的齿形变位系数为负，则任一截面I-I的齿形变位系数的绝对值可由以下公式得到：

???0tan?/m （2.21）

式中：?0——该截面距离基准截面的距离 m——模数为6

?——切削角，选取为7?30'

由上式可知，模数和切削角已定，则齿形变位系数只与截面距离基准平面的距离有关。整圆齿数z选择15，一般保留齿数为3、5两种，保留齿数为5，法向压力角?0取

20?，则相应的齿顶高系数?1即为1.0，齿根高系数?2为1.25初定齿扇宽度为38mm，

17

截面II-II距基准平面O?O的距离为20mm，截面III-III距离基准平面距离为18mm。由以上参数可得到以下数据：

分度圆直径d：d?mz?6?15?90mm 齿顶高h1：h1??1m?1.0?6?6mm 齿根高h2：h2??2m?1.25?6?7.5mm 齿全高h：h?h1?h2?13.5mm 径向间隙c为0.2mm

最大变位系数?max??maxtan?/m?20?tan7.5?/6?0.44 同理可得最小变位系数?min??0.39

基准齿顶圆直径D?(z?2?1)m?(15?2?1.0)?6?102mm

最大齿顶圆直径Dmax?(z?2?1?2?max)m?(15?2?2?0.44)?6?108mm 最小齿顶圆直径Dmin?(z?2?1?2?min)?6?(15?2?2?0.39)?6?97mm

πm?9.42mm 2最大齿厚（即最大齿顶圆处）

πsmax?(?2?maxtan?0)m?(3.14/2?2?0.44?tan20?)?6?11.34mm

2同理可得，最小齿厚（即最小齿顶圆处） 基准圆弧齿厚s?smin?7.72mm

从截面III-III到截面II-II处齿厚和齿高均是逐渐变化大的，而且这种变化是线性的。

(9)壳体的设计，转向器壳体的材料为HT150[17]。由于灰铸铁具有较好的耐磨性、减震性和良好的铸造性、可加工性，而且价格低廉，所以它是箱体和壳体类零件广泛采用的材料。转向器壳体属于薄壁箱体零件，尺寸比较小，结构比较复杂，其上有一些精度要求高的平面和孔系，以及较多的连接螺纹孔。

(10)渐开线花键的设计

花键的按键齿形状可分为角形花键和渐开线花键两类。在角形花键中又可分为矩形花键和三角形花键。在应用方面，渐开线花键最多，其次是矩形花键，在装卸工具上用三角形花键居多[18]。齿廓为渐开线形状的花键为渐开线花键，受载时键齿上有径向分力，能起自动定心作用，使各齿承载均匀，强度高，寿命长。加工工艺与齿轮相同，刀具比较经济，易获得较高精度和互换性。用于载荷较大、定心精度要求较高，以及尺寸较大的联接，应用最广。现行主要标准：GB/T3478.1—2008 。渐开线花键压力角为α=30o、α=37.5o、α=45o三种。渐开线花键联接时的定心方式：齿侧定心。

18

表3 齿扇相关参数 模数m 整圆齿数z 6 15 齿全高h 径向间隙c 13.5mm 0.2mm 0.44 -0.39 102mm 108mm 97mm 9.42mm 11.34mm 7.72mm 法向压力角?0 切削角? 齿扇宽度 20 ?最大变位系数?max 最小变位系数?min 基准齿顶圆D 730 38mm 1.0 1.25 90mm 6mm 7.5mm ?'齿顶高系数?1 齿根高系数?2 分度圆直径d 最大齿顶圆直径Dmax 最小齿顶圆直径Dmin 基准圆弧齿厚s 齿顶高h1 齿根h2高 最大齿厚smax 最小齿厚smin 计算齿扇轴渐开线相关参数如下： 齿数z=25 模数m取为2 压力角?D取30°

分度圆直径D=mz=2?25=50mm

基圆直径Db?mzcos?D?2?25?0.866?43.3mm 外花键大径基本尺寸Dee?m(z?1)?2?(25?1)?52mm 外花键小径基本尺寸Die?m(z?1.5)?2?(25?1.5)?47mm 外花键齿根圆角半径?Fe?0.2m?0.4mm 计算螺杆轴渐开线相关参数如下： 齿数z=25 模数m取为1 压力角?D取30°

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分度圆直径D=mz=1?25=25mm

基圆直径Db?mzcos?D?1?25?0.866?21.65mm 外花键大径基本尺寸Dee?m(z?1)?1?(25?1)?26mm 外花键小径基本尺寸Die?m(z?1.5)?1?(25?1.5)?23.5mm 外花键齿根圆角半径?Fe?0.2m?0.2mm

2.4.3 零件的强度校核

（1）钢球与滚道之间的接触应力

已知接触表面硬度为HRC58~64，许用接触应力?max?2500MPa。 钢球与滚道之间的接触应力可用下式计算

F3E2(R2?r)2??K3 (2.22)

(R2r)2式中：K——系数，根据A/B值从表4中查找，A??(1/r)?(1/R2)?/2；B?(1/r)?(1/R)?/2；

R2——滚道截面半径，为4.6mm；

r——钢球半径，已知4mm； R1——螺杆外半径，已知17mm；

E——材料弹性模量，E?2.01?105MPa；

表4 K的选用规格表

A/B K A/B K 1.0 0.388 0.2 0.716 0.9 0.400 0.15 0.800 0.8 0.410 0.1 0.970 0.7 0.440 0.05 1.280 0.6 0.468 0.02 1.8 0.5 0.490 0.01 2.271 0.4 0.536 0.007 3.302 0.3 0.600 代入数据得A/B?0.10，则K=0.970

钢球与螺杆之间的正压力F3，可由下式计算：

F3?F2 （2.23）

ncos?cos?0

20

式中：?——接触角，已知45?；

?0——螺杆螺线的导程角，取为8?；

n——参加工作的钢球圈数，取为2.5； F2——作用在螺杆上的轴向力。 螺杆上的轴向力F2，可由下式计算： FHmaxRhw??2?FD 2tan?0式中：FHmax——转向器最大的手力，此处取700N；

Rhw——方向盘半径，取210mm；

??——转向器正效率，为87.3%；

D——钢球中心距，已知35mm；

?0——螺杆螺线的导程角，已知为8?。

代入数据得：F2?52179N，将F2?52179N代入式（2.23）中得：将F3?29807N代入式（2.25）中得??232MPa??max，故满足要求。（2）齿的弯曲应力

齿扇通常用20CrMnTi钢制造，许用弯曲应力?Wmax?540MPa。

齿扇的弯曲应力可由下式算得：

??6FhwBs2 式中：F——作用在齿扇上的圆周力，为3267N； h——齿扇的齿高，已知13.5mm； B——齿扇的齿宽，已知38mm； s——基圆的齿厚，已知9.42mm；

代入数据得?w?78.48MPa??Wmax，故满足要求。 （3）转向摇臂轴直径的确定 转向摇臂轴的直径可由下式算得：

d?3kMR0.2? 0

21

（2.24）

F3?29807N，2.25）

（2.26） （式中：k——安全系数，可取2.5~3.5，这里取3；

MR——转向阻力矩，已知2.01?106N·mm；

?0——扭转强度极限，20CrMnTi钢为300MPa。

代入数据得：d=47mm，而我们选取的转向摇臂轴的直径为52mm，大于这个最小值，故符合要求。

22

第3章 基于CATIA的三维造型

3.1 CATIA简介

CATIA是法国达索公司的产品开发旗舰解决方案。作为PLM协同解决方案的一个重要组成部分，它可以帮助制造厂商设计他们未来的产品，并支持从项目前阶段、具体的设计、分析、模拟、组装到维护在内的全部工业设计流程。模块化的CATIA系列产品提供产品的风格和外型设计、机械设计、设备与系统工程、管理数字样机、机械加工、分析和模拟。CATIA产品基于开放式可扩展的V5架构[19]。通过使企业能够重用产品设计知识，缩短开发周期，CATIA解决方案加快企业对市场的需求的反应。自1999年以来，市场上广泛采用它的数字样机流程，从而使之成为世界上最常用的产品开发系统。CATIA系列产品在八大领域里提供3D设计和模拟解决方案：汽车、航空航天、船舶制造、厂房设计（主要是钢构厂房）、建筑、电力与电子、消费品和通用机械制造[20]。

3.2 循环球式转向器的三维建模

3.2.1 转向螺杆的建模

首先进入CATIA界面，点击新建——机械设计——零件设计页面，然后点击草绘，选择XY平面，进入草绘界面，通其他三维软件一样，CATIA的草绘界面承担着重要的作用，即是通过在二维草绘界面里，创建二维图形，然后在草绘图形的基础上，通过拉伸，凹槽等功能实现最基本的实体的创建。生活中再复杂的几何体也都是由基本几何体通过取交，取共等方式组合在一起的，所以草绘界面是必不可少的。对于这种轴类零件，可以有两种创建实体的方式：一种是通过拉伸功能，即在草绘截面先创建轴端直径的圆，然后退出草绘平面，选择拉伸功能，选取拉伸对象为刚刚创建的圆，设定拉伸长度与方向，点击确定即完成一段轴的创建。然后在新创建的轴上的端面重新定义为草绘基准平面，继续完成上面的动作，也就是将各段轴径不一样的轴分别定义组合起来；另外一种就是通过旋转功能，同样先进入草绘平面，然后绘制出对应的图形和旋转轴线，所绘制的图形应能绕着旋转轴线旋转出所需要的实体，然后退出草绘工作台，选择旋转功能，选择所绘制的草图为旋转对象，并选择旋转轴线，旋转角度设置为360°，点击预览，满足要求后点击确定，完成创建。这里我们考虑到毕竟转向器是由许多零件组成的，而且前期的计算也不是能够把所有的数据都能得出来，所以也就需要再实际设计的过程中去设计，再装配的时候难免会有干涉，尺寸不合适等情况，所以又要返回来修改零件。采用第一种画法，也即拉伸创建法便于后续尺寸的调整。

接着便是螺旋槽的创建，在前面工作的基础上，以需要创建的螺旋槽的圆柱的端面为基准平面，点击参考平面创建命令，选择偏移平面，选取端面为基准平面，输入相应的偏移距离，确定方向，点击预览并确定，完成新的基准面的创建。然后以新的基准面为草绘平面，根据钢球的中心距创建一个点，此点作为后续螺旋线的起点，退出草绘平

23

面，选择机械设计——线框和曲面设计里面，首先创建轴线功能，创建回转体的轴线，然后点击螺旋线功能，在弹出的对话框里面，设置直径、螺距、方向和高度，选取创建的点为螺旋线起始点，点击确定完成螺旋线的创建。再次点击机械设计——零件设计里面，点击参考平面的创建，选择曲线的法线的方式，选取螺旋线为曲线，选取螺旋线的端点为起始点，点击确定完成参考平面的创建。其实这里的原理很简单，即过一点的曲线的法面是唯一的。接下来以刚刚创建的参考平面为草绘平面，绘制圆，圆的半径即为滚道的半径，通过几何约束，令圆心与螺旋线的端点相合，退出草绘工作台。选择开槽功能，选取绘制好的圆为开槽轮廓，螺旋线为引导线，点击确定即完成螺旋槽的创建。

最后就是在轴的端面进行倒角的创建，创建实体如图3-1所示

图3-1 转向螺杆

3.2.2 转向器的装配设计

选择新建——机械设计——装配设计。默认命名为Product1,在模型树上点击Product1，使其处于黄色激活状态，点击零部件调入命令，调取零部件，在调入零部件后，在模型树上右键属性修改零部件的编号与名称，编号统一格式，命名即为零部件的中文名称。然后点击操作，右下角会弹出一个界面，里面有平移及旋转的各种自由度，根据情况选取，然后会用到约束，有同轴约束，接触约束和偏移约束。约束的好处在于可以精准的将零部件装配在一起，且无论以后怎样移动或者做爆炸式图，点击更新功能，即可又重新回到装配好的状态，而操作是没有这种效果的。按照上述步骤将已经设计好的零部件依次调入装配环境，完成装配。这里不得不提到CATIA的一个很优秀的功能，即由装配设计里面修改零件。因为在设计零件的时候，不可能保证每个零件的尺寸都是完完全全正确的，有很多尺寸，是需要配合的时候，才可以确定下来。CATIA即可完成这样的功能，即在装配的时候发现有尺寸干涉或者是不合适的地方，双击需要更改的

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零件，即可进入零件设计环境，修改之后零件也会同步修改，省去了设计者的大部分时间。在都装配完成后，隐藏各种点、轴线、参考面、约束符号等，只显示装配实体，然后分别在模型树上右击属性——显示——图形颜色，将不同类别零件选取不一样的颜色，这样生成的效果会很好，最后点击工具——图像——视频，完成装配模型的爆炸效果即装配关系的制作。

图3-2 三维装配模型

图3-3 转向螺母

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图3-4 齿扇摇臂轴

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图3-5 壳体

总结

一学期的毕业设计结束了，在这次的毕业设计中不仅巩固与运用了我这四年学习的专业知识，也培养了我如何去做好一件事的规划，控制好节奏，并且再一次提升自己自我学习的能力。在设计过程中，在老师的悉心指导下，与同学相互学习，相互探讨，相互鼓励，相互监督。

毕业设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，也是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不可少的过程。毕竟毕业后就会进入工作岗位，自身角色也会由学生向职场人士转变。大学四年学习了很多的知识，在学习的时候，就是一门一门课的上课、复习、考试，很少有机会把多方面的知识整合到一起，而毕业设计恰恰起到了这样一个至关重要的作用，综合运用已学知识，也更加深化了许多行业的基础，为以后工作打下了坚实的基础。

通过这次毕业设计，真真切切学习到了许多的知识，尤其是三维建模软件CATIA的学习，这还是我第一次在没有老师的指导下独立完成相关知识的学习。充分利用网络资源，来学习，来实际操作。虽说中间遇到了许多难题，但是无论怎样，我都坚持下来了，并且完成了循环球式转向器三维模型的创建，即使并不怎么完美，即使还有许多细节有待处理，但是我还是很欣慰，毕竟这是我自己几个月的付出。做一件事情，结果固然重要，但是我感觉更重要的是事件的过程，就比如此次毕业设计来说，从前期的选题，到搜集资料，再到自学三维软件，最后出图，完成说明书，我学到了太多。包括软件的操作，专业知识的巩固，以及发现问题，解决问题的能力。我也更加确信，做任何事情，都要有一个明确的规划，配之以责任意识，外加足够的付出，总会得到一个满意的结果。我相信，我一定会带着这次毕业设计的收获与体验，去好好地投入到以后的工作中，以备更好的适应工作。

毕业设计就这样结束了，收获很多，感受很多，虽说确实是认认真真的完成每一步我该做的任务，包括前期查阅相关文献，开题报告的书写，外文文献的翻译，以及后面的数据尺寸的计算，再到三维CATIA的建模，二维工程图的绘制。但是毕竟作为一个初学者，由于缺乏实践的经验，设计能力有限，在设计过程中难免出现错误，希望老师们多多指教,我也十分乐意接受你们的批评与指正。

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致谢

本次的毕业设计是在老师的亲切关怀和悉心指导下完成的。无论在课程设计的研究方向、思考方式的训练及作学问的方法和态度，乃至论文内容的修正与润饰都给予辛勤的指导，使我受益良多。

在整个设计过程中，老师常帮助我们解决设计中遇到的难题，使我们在几个月的时间内完成设计工作。在一学期的设计过程中，老师一直为我们热心地指导，经常用其丰富渊博的知识、敏锐的学术思维为我们解答一系列的疑难问题，以及指导我们设计思路。另外，本次毕业设计的圆满结束，也离不开我们本小组其他成员的帮助。我和他们在一起做毕业设计时，经常互相交流，共同探讨问题，从中我也得到了他们的许多帮助。

正所谓严师出高徒，在这整个的毕业设计期间，老师一直对我们从严要求，经常督促，对于我们所做出来的部分工作，也都细致的检查，询问。当我们碰到不懂的地方时候，也能够耐心的解答。因为毕竟是大四下学期了，也没有专业课了，所以对于我们来说，自由时间就比较多。而自己又比较有惰性，进度进行的不快，但是老师毕竟经验丰富，知道在什么时间段，就应该完成哪些内容，所以就及时督促我加快进度。所以最终能够圆满的完成毕业设计，还多亏了老师。

在此，我衷心地向韩振南老师表示感谢！也感谢本组组员对我的支持！

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附件一

装配模型

装配模型

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转向螺母

螺杆

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