汽车转向器说明书毕业设计.docx
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汽车转向器说明书毕业设计
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摘要
汽车转向器是汽车的重要组成部分，也是决定汽车主动安全性的关键总成，它的质量严重影响汽车的操纵稳定性。
随着汽车工业的发展，汽车转向器也在不断的得到改进，虽然电子转向器已开始应用，但机械式转向器仍然广泛地被世界各国汽车及汽车零部件生产厂商所采用。
而在机械式转向器中，循环球齿条-齿扇式转向器由于其自身的特点被广泛应用于各级各类汽车上。
本文选择GX1608A型循环球齿条-齿扇式转向器作为研究课题，其主要内容有：
汽车转向器的组成分类；转向器总成方案分析及其数据确定和转向器的设计过程。
这种转向器的优点是，操纵轻便，磨损小，寿命长。
缺点是结构复杂，成本高，转向灵敏度不如齿轮齿条式。
因此逐渐被齿轮齿条式取代。
但随着动力转向的应用，循环球式转向器近年来又得到广泛使用。
关键词；转向器操纵稳定性循环球齿条-齿扇式转向器
Abstract
Gearcarsanimportantcomponentoftheinitiativeisdecidedautomobilesafetyofthekeyassembly,ItseriouslyaffectedthequalityofthevehicletouseButmechanicalsteeringgearisstillwidelybeenworldmotorvehiclesandpartsmanufacturersadopted.Andthemechanicalsteeringgear,Rackcycleball-typesteeringgeartoothfansasitsowncharacteristicswidelyusedinvarioustypesvehicles.ThegraduationdesignoptionsGX1608Acyclegearball-typesteeringgearrackasaresearchtopic,Itsmaincontentsare:
automotivesteeringgearcomponentsclassification;assemblywastoprogramanalysisanddatatoidentifyandsteeringgeardesignprocess.
Theadvantageofsuchsteeringgear,andmanipulatinglight,wearandtear,longlife.Thedisadvantageisthatthestructureiscomplicatedandcostly,thansteeringrackandpinionsensitivity.Thereforegraduallybeingreplacedbyrackandpinion.However,withthepowersteeringapplications,theball-typesteeringgearcycleandarewidelyusedinrecentyears.
Keywords；DiverterBall（α+ρ）（2--1）
式中，α为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；
ρ为摩擦角，ρ=arctanf（f为摩擦因数）。
2）转向器逆效率η－
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”，使之精神状态紧张。
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。
属于可逆式的转向器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。
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，此力只有较小一部分传至转向盘。
它的逆效率较低，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式转向器要小。
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，则逆效率可用下式计算
H-=tan（α-ρ）tanα（2—2）
式（2—1）和式（2—2）表明：
增加导程角α,正、逆效率均增大。
受η-增大的影响，α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式转向器。
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。
2.2.2传动比的变化特性
1）转向系传动比
转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比
从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力之比，称为力传动比，即ip=2FwFh
转向盘转动角速度ωw与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向系角传动比，即iwo=ωwωk=（dφdt）（dβkdt）,式中，dφ为转向盘转角增量；dβk为转向节转角增量；dt为时间增量。
它又由转向器角传动比iw和转向传动机构角传动比iw′所组成，即iwo=iwiw′。
转向盘角速度ωw与摇臂轴转动角速度ωp之比，称为转向器角传动比iw,即iw=ωwωp=（dφdt）（dβpdt）,式中,dβp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。
摇臂轴转动角速度ωp与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向传动机构的角传动比iw′，即iw=ωpωk=（dβpdt）（dβkdt）。
2）力传动比与转向系角传动比的关系
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
Fw=Mrα（2—3）
式中，α为主销偏移距，指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与支承平面交线间的距离。
作用在转向盘上的手力Fh可用下式表示
Fh=2MhDsw（2—4）
式中，Mh为作用在转向盘上的力矩；Dsw为转向盘直径。
将式（2—3）、式（2—4）代入ip=2FwFh后得到
ip=MrDswMhα（2—5）
分析式（2—5）可知，当主销偏移距为a时，力传动比ip应取大些才能保证转向轻便。
通常轿车的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d值在40～60mm范围内选取。
转向盘直径Dsw根据车型不同在JB4505—86转向盘尺寸标准中规定的系列内选取。
如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，2MrMh可用下式表示
2MrMh=dφdβk（2—6）
将式（2—6）代人式（2—5）后得到
ip=iwoDsw2α（2—7）
当α和Dsw不变时，力传动比ip越大，虽然转向越轻，但iwo也越大，表明转向不灵敏。
3）转向系的角传动比iwo
转向传动机构角传动比，除用iw′=dβpdβk表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长L2与摇臂臂长Ll之比来表示，即iw′=dβpdβk≈L2Ll。
现代汽车结构中，L2与Ll的比值大约在0．85～1．1之间，可近似认为其比值为iwo≈iw=dφdβ。
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iw及其变化规律即可。
4）转向器角传动比及其变化规律
式（2—7）表明：
增大角传动比可以增加力传动比。
从ip=2FwFh式可知，当Fw一定时，增大ip能减小作用在转向盘上的手力Fh，使操纵轻便。
考虑到iwo≈iw，由iwo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iw=2πrP。
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。
若转向轴负荷小，在转向盘全转角范围内，驾驶员不存在转向沉重问题。
装用动力转向的汽车，因转向阻力矩由动力装置克服，所以在上述两种情况下，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，此时要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。
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，如图2-1所示：
转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。
过小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。
直行位置的转向器角传动比不宜低于15～16。
2.2.3转向盘自由行程
对转向盘自由行程的认识
转向盘在空转阶段中的角行程，称为转向盘自由行程。
转向盘自由行程对于缓和路面冲击及避免使驾驶员过度紧张是有利的，但不宜过大，以免过分影响灵敏性。
一般说来，转向盘从相应于汽车直线行驶的中间位置向任一方向的自由行程最好不超过10°～15°。
当零件磨损严重到十转向盘自由行程超过25°～35°时，必须进行调整。
2）转向盘自由行程过大的原因
造成转向盘自由行程过大的原因，主要有如下几个方面：
（1）转向器蜗杆与滚轮（或齿扇、指销等）间隙过大；
（2）转向传动装置松动；
（3）转向传动装置的球铰链间隙过大（松动）；
（4）前轮轴承或转向节主销与衬套配合不紧等。
2.3转向操纵机构及转向传动机构
2.3.1转向操纵机构
转向盘的功能：
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。
转向盘的集电环：
转向盘上有喇叭开关，必须时刻与车身电器线路相连，而旋转的转向盘与组合开关之间显然不能用导线直接相连，因此就必须采用集电环装置。
集电环好比环形的地铁轨道，喇叭开关的触点时刻保持接通的状态。
由于是机械接触，长时间使用触点会因磨损影响导电性，导致紧急时刻喇叭不鸣甚至气囊不工作。
因此，最近装备气囊的汽车开始装用电缆盘，代替集电环。
转向盘的端子与组合开关的端子用电缆线连接，电缆盘将电线卷入盘内，在转向盘旋转范围内，电线靠卷筒自由伸缩。
这种装置大大提高了电器装置的可靠性。
2.3.2转向传动机构
为牢固支承转向盘而设有转向柱。
传递转向盘操作的转向轴从中穿过，内部有轴承和衬套支承。
转向机构应备有吸收汽车碰撞时产生的冲击能的装置，许多国家都规定轿车必须安装吸能式转向柱。
吸能装置的方式很多，大都通过转向柱的支架变形来达到缓冲吸能的作用。
转向轴与转向器齿轮箱之间采用联轴节相连（即两个万向节），之所以用联轴节，除了可以改变转向轴的方向，还有就是使得转向轴可以作纵向的伸缩运动，以配合转向柱的缓冲运动。
即：
（1）可倾斜式转向机构：
（2）可伸缩式转向机构：
[5]
3转向器总成方案分析
3.1转向器设计要求
（1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕顺时针方向旋转，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情况下，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，转向轮不得产生振动，转向盘没有摆动。
（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，具有快速和小转弯能力。
（6）操纵轻便。
（7）转向轮碰到障碍物以后，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的变形而后移时，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，保证转向盘与转向轮转动方向一致。
正确设计转向梯形机构，可以使第一项得到保证。
转向系中设有转向减震器时，能够防止转向轮产生振动，同时又能使传动转向盘上的反冲力明显下降。
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，并要达到按前外轮车轮轨迹计算，其最小转弯半径能达到汽车轴距的2-2.5倍。
通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向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。
没有动力转向的轿车，在行驶中转向，此力应为50-100N；有动力转向时，此力在20-50N。
当货车从直线行驶状态，以10Km
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响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（表4-1）。
增加钢球数量n，能提高承载能力，但是钢球流动性变坏，从而使传动效率降低。
因为钢球本身有误差，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粒为好。
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可用下式计算
n=（4-1）
式4-1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=5º～8º，则cos1。
（3）滚道截面
当螺杆和螺母各有两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时,见图4-2，钢球与滚道有四点接触,传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。
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，螺杆与螺母沟槽的半径R2应大于钢球半径，一般取R2=（0.51～0.53）d。
（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面轴线间的夹角称为接触角,如图4-2所示。
角多取45°,以使轴向力和径向力分配均匀。
（5）螺距P和螺线导程角
转向盘转动角,对应螺母移动的距离s为
（4-2）
式4-2中,P为螺纹螺距。
与此同时,齿扇节圆转过的弧长等于s,相应摇臂转过角,其间关系可表示如下
（4-3）
式4-3中,r为齿扇节圆半径.
联立式（4-2）、式（4-3）得,将对求导得循环球式转向器角传动比为
（4-4）
由式（4-4）可知,螺距影响转向器传动比的值。
在螺距不变的条件下,钢球直径d越大,图3-1中的尺寸b越小,要求b=P-d＞2.5mm。
螺距一般在12-18mm内选取.
（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4-1。
[7]
表4-1循环球式转向器主要参数
齿扇模数mmm
3.0
3.5
4.0
4.5
5.0
6.0
6.5
摇臂轴直径mm
22
26
30
32
32
35
38
40
42
45
钢球中心距mm
20
23
25
25
28
30
32
35
40
螺杆外径mm
20
23
25
25
28
29
34
38
钢球直径mm
5.556
5.556
6.350
6.350
7.144
7.144
8
螺距mm
7.938
8.731
9.525
9.525
10
10
11
工作圈数
1.5
5
2.5
2.5
环流行数
2
螺母长度mm
41
45
52
46
47
58
56
59
62
72
78
80
82
齿扇齿数
3
5
5
齿扇整圆齿数
12
13
13
13
14
15
齿扇压力角
22°30´
27°30´
切削角
6°30´
6°30´
7°30´
齿扇宽mm
22
25
25
27
25
28
30
28～32
30
34
38
35
38
5转向器输出力矩的确定
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力等。
精确地计算出这些力是困难的。
为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上行驶时转向器的输出力矩。
G1=mg=141410=14140N
M=G1L4=14140×1354=477225N.mm
式中，G1为汽车前轴负荷，单位是N；
M为汽车转向器的输出力矩，单位是N.mm；
m为汽车的前轴负荷，单位是Kg；
g为重力加速度，计算时取g=10NKg；
L为汽车转向摇臂中心距（转向摇臂大端锥形三角花键轴颈中心与转向摇臂小端的球头销中心之间的距离），单位是mm。
6轴的设计计算及校核
6.1转向摇臂轴（即齿形齿扇轴）的设计计算
6.1.1材料的选择
摇臂轴用20CrMnTi钢制造，由于前轴负荷不大，螺纹、三角花键和卡簧槽部表面不渗碳，其余表面渗碳层深度在0.8～1.2mm。
表面硬度为58～63HRC。
6.1.2结构设计
轴结构如图6-1所示
轴伸出壳体的部分制成锥形渐开线花键，并使用螺母紧固，这样可以保证转向摇臂能紧紧压靠到轴上，使之联结紧固、无间隙、工作可靠，花键的加工工艺与齿轮相同；由于齿扇和齿条在工作时存在摩擦力，工作一段时间后会产生间隙，为使此间隙的调整工作容易进行，故将齿扇设计成变厚齿扇。
6.1.3轴的设计计算
（1）渐开线花键的设计计算
花键连接常根据被连接件的特点、尺寸、使用要求和工作条件，确定其类型、尺寸，然后进行必要的强度校核计算。
图6-1转向摇臂轴结构简图
本轴的渐开线花键可选择45°花键，模数为m=0.8,齿数为Z=36，压力角为45°。
渐开线花键几何尺寸的计算
分度圆直径D=mZ=0.836=28.8mm;
基圆直径Db=mZcos45°=0.836×1.414=20.36mm;
周节P=m=3.140.8=2.5mm;
内花键大径Dei=m（Z+1.2）=0.8（36+1.2）=29.76mm;
外花键大径Dee=m（Z+0.8）=0.8（36+0.8）=29.44mm;
外花键小径Die=m（Z-1.2）=0.8（36-1.2）=27.84mm；
渐开线花键的校核计算
渐开线花键连接强度可按挤压、弯曲和剪切来计算。
实践证明，挤压强度常是主要的。
其计算过程如下：
渐开线花键的平均直径mm;
渐开线花键齿的工作高度=m=0.8mm；
渐开线花键齿的工作长度=25mm；渐开线花键齿的弯曲应力
；
许用弯曲应力为
由此可知，渐开线花键的设计满足要求。
（2）变厚齿形齿扇的计算
变厚齿形齿扇的计算，如图6-2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，必须确定的参数有：
变厚齿扇的模数m，参考表4－1选取；法向压力角，一般在20°～30°之间；齿顶高系数X1，一般取0.8或1.0；径向间隙系数，取0.2；正圆齿数，在12～15之间选取；齿扇宽度，一般在22mm～28mm。
表6-1循环球式转向器齿扇齿模数
齿扇齿模数mmm
3.0
3.5
4.0
4.5
5.0
6.0
6.5
轿
车
排量mL
500
1000
～1800
1600
～
2000
2000
2000
前轴负荷N
3500
～
3800
4700
～
7350
7000
～
9000
8300
～
11000
10000
～11000
货车和大客车
前轴负荷N
3000
～
5000
4500
～
7500
5500
～
18500
7000
～
19500
9000
～
24000
17000
～
37000
23000
～
44000
最大转载质量Kg
350
1000
2500
2700
3500
6000
8000
首先根据汽车的前轴负荷G1=14140N，查表,选取齿扇的模数m=5mm。
然后，由变厚齿扇的模数m=5mm,查4-1表选择确定转向器的相关尺寸。
图6-2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=5mm;
变厚齿扇的法向压力角=30°；
整圆齿数为13；齿扇齿数为z=5；
变位系数X1=0.082；
分度圆直径d=mz=513=65mm;
分度圆齿厚S=2=3.1452=7.85mm;
齿顶高=32;
滚道截面半径mm;（6－4）
圆整后取R2=4mm;
接触角选择=45º；
当转向盘转过5角（即2.5圈）时，齿扇节圆应转过的弧长等于对应螺母在螺杆上移动的距离S,此时，摇臂轴转过0.25角，与此同时，转向轮转至最大转角，则
==51mm;（6－5）
则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=2×51mm=102mm;
在此条件下，应尽量缩短滚道长度。
但为安全计，在有效工作长度L’之外的两端各增加0.5-0.75圈滚道长度。
因此，螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度L
L=L’+2（0.5到0.75）d=102+2×（0.5～0.75）×7.144=109.44～112.716mm;
又螺杆螺纹滚道的有效工作长度距两端面距离5.5mm，即螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度
LL’+25.5=102+25.5=113mm；
圆整后取L=112mm；
螺杆螺线导程角则,则
===5.68º;（6－6）
6.2.4钢球与滚道之间的接触应力校核
螺杆受力
作用在螺杆上的轴向力F2
（6－7）
上式中d为变厚齿扇的分度圆直径；
钢球与螺杆之间的正压力F3
F3=
（6－8）
上式中n为参与工作的钢球数；为接触角，=45º；螺杆受力简图则
可见接近于0.1，根据查取K=0.970;（6－9）
表6-2系数K与的关系
1.0
0.9
0.8
0.7
0.6
0.5
0.4
0.3
K
0.388
0.400
0.410
0.440
0.468
0.490
0.536
0.600
0.2
0.15
0.1
0.05
0.02
0.01
0.007
K
0.716
0.800
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