机械式转向器的设计与计算.docx
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机械式转向器的设计与计算
第四节
机械式转向器的设计与计算
一、转向系计算载荷确实定
为了保证行驶安全，构成转向系的各部件应有．足够的
强度。
欲验算转向系部件的强度，需第一确立作用在各部件
上的力。
影响这些力的主要要素有转向轴的负荷、路面阻力
和轮胎气压等。
为转动转向轮要战胜的阻力，包含转向轮绕
主销转动的阻力、车轮稳固阻力、轮胎变形阻力和转向系中
的摩擦阻力等。
精准地计算出这些力是困难的。
为此介绍用足够精准的
半经验公式来计算汽车在沥青或许混凝土路面上的原地转
向阻力矩MR
（N?
mm）
f
G13
（7-9）
MR
p
3
式中，f
为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取
O.7；
G1为转向轴负荷（N）；p为轮胎气压（MPa）。
作用在转向盘上的手力为
2L1MR
（7-10）
Fh
L2Dswi
式中，L1为转向摇臂长；L2为转向节臂长；Dsw为转向盘
直径；i为转向器角传动比；为转向器正效率。
对给定的汽车，用式（7-10）计算出来的作使劲是最大
值。
所以，能够用此值作为计算载荷。
但是，关于前轴负荷
大的重型货车，用上式计算的力常常超出驾驶员生理上的可
能，在此状况下对转向器和动力转向器动力缸从前部件的计
算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大刹时力，此
力为700N。
二、齿轮齿条式转向器的设计
齿轮齿条式转向器的齿轮多半采纳斜齿圆柱齿轮。
齿轮
模数取值围多在2～3mm之间。
主动小齿轮齿数多半在5～7
个齿围变化，压力角取20o，齿轮螺旋角取值围多为
9o～15o。
齿条齿数应依据转向轮达到最大偏转角时，
相应的齿条挪动行程应达到的值来确立。
变速比的齿条压力
角，对现有构造在12o～35o围变化。
别的，设计时应验算
齿轮的抗弯强度和接触强度。
主动小齿轮采纳16MnCr5或15CrNi6资料制造，而齿条
常采纳45钢制造。
为减少质量，壳体用铝合金压铸。
三、循全球式转向器设计
（一）主要尺寸参数的选择
1、螺杆、钢球、螺母传动副
（1）钢球中心距D、螺杆外径D1、螺母径D2尺寸D、D1、
D2如图7-19所示。
钢球中心距是基本尺寸，螺杆外径D1、
螺母径D2及钢球直径d对确立钢球中心距D的大小有影响，
而D又对转向器构造尺寸和强度有影响。
在保证足够的强度
条件下，尽可能将D值取小些。
选用D值的规律是跟着扇齿
模数的增大，钢球中心距D也相应增添（表7—1）。
设计时先
参照同种类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往常在20～38mm围变化，设计时应依据转向轴负荷的不
同来选定。
螺母径D2应大于D1，一般要求D2D15%~10%D。
图7—19螺杆、钢球、螺母传动副
（2）钢球直径d及数目n钢球直径尺寸d获得大，能提升承载能力，同时螺杆和螺母传动机构和转向器的尺寸也随
之增大。
钢球直径应切合国家标准，一般常在7～9mm围采纳（表7-1）。
增添钢球数目n，能提升承载能力，但使钢球流动性变
坏，进而使传动效率降低。
由于钢球自己有偏差，所以共同
参加工作的钢球数目其实不是所有钢球数。
经考证明，每个环
路中的钢球数以不超出60粒为好。
为保证尽可能多的钢球
都承载，应分组装置。
每个环路中的钢球数可用下式计算
DWDW
n
dcos0d
式中，D为钢球中心距；W为一个环路中的钢球工作圈
数；n为不包含环流导管中的钢球数；0为螺线导程角，常
取0=5o～8o，则cos0≈1。
（3）滚道截面当螺杆和螺母各由两条圆弧构成，形成四段圆弧滚道截面时，见图7-20，钢球与滚道有四点接触，传动时轴向空隙最小，可知足转向盘自由行程小的要求。
图
中滚道与钢球之间的空隙，除用来储存润滑油以外，还可以贮
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=（O.51～O.53）d。
（4）接触角θ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θ，如图
7-20所示。
θ角多取为45o，以使轴向力和径向力分派平均。
（5）螺距P和螺旋线导程角0转向盘转动角，对应螺
母挪动的距离s为
sP（7-11）
2
式中，P为螺纹螺距。
图7—20四段圆弧滚道截面
与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于s，相应摇臂轴转过p角，此间关系可表示以下
spr（7-12）
式中，r为齿扇节圆半径。
联立式（7-11）
、式（7-12）
得
2
r
p
，将对
p求导得循
P
全球式转向器角传动比i为
i2r（7-13）
P
由式（7-13）可知，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7-19中的尺寸b
越小，要求b=P-d>2.5mm。
螺距P一般在8～llmm选用。
前已述及导程角0对转向器传动效率有影响，此处不再
赘述。
（6）工作钢球圈数W多半状况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数w又与接触强度相关：
增添工作钢球圈数，参加工作的钢球增加，能降低接触应力，提升承
载能力；但钢球受力不平均、螺杆增添而使刚度降低。
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用见表7-1。
表7—1循全球式转向器主要参数
2、齿条、齿扇传动副设计
如图7-21所示，滚迨相对齿扇作斜向进给运动加工齿扇齿，获得变厚齿扇。
如图7—22所示，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7-22中，若0-0截面的原始齿形变位系数ξ=O，且I
—I剖面和Ⅱ—Ⅱ剖面分别位于0-0剖面双侧，则I—I剖面
的齿轮是正变位齿轮，Ⅱ—Ⅱ剖面中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位移系数渐渐变化的圆柱齿轮所构成。
图7—21用滚刀加工变厚齿扇的进给运动
图7—22变厚齿扇的截面
对齿轮来说，由于在不一样地点的剖面中，其模数优不变，
所以它的分度圆半径厂和基半径rb同样。
所以，变厚齿扇的
分度圆和基圆均为一圆柱，它在不一样剖面地点上的渐开齿
形，都是在同一个基圆柱上所展出的渐开线，不过其轮齿的
渐开线齿形相对基圆的地点不一样而已，所以应将其归人圆柱
齿轮的畴。
变厚齿扇齿形的计算，如图7-23所示，一般将中间剖
面1-1规定为基准剖面。
由1-1剖面向右时，变位系数ξ为正，向左则由正变成零（O-0剖面），再变成负。
若0-0剖面距1-1剖面的距离为a0，则其值为a0m/tan，γ是切削角，常有的有6o301和7o301两种。
在切削角γ必定的条件
下，各剖面的变位系数ξ取决于距基准剖面1-1的距离a。
进行变厚齿扇齿形计算从前，一定确立的参数有：
模数
m，参照表7-2选用；法向压力角0，一般在20o～30o之间；齿顶高系数x1，一般取O.8或1.O；径向空隙系数，取O.2；整圆齿数z，在12～15。
之间选用；齿扇宽度B，一般
在
图7—23变厚齿扇齿形计算简图
22～38mm。
表7-2循全球式转向器齿扇齿模数
齿扇齿
模数m／mm3.03.54．O4.55．O6.06.5
排
量50010001600～
～20002000
轿／mL
18002000
前3500
4700
7000
8300
100
车轴负荷
～
～
～
～
00
7350
～
3800
9000
11000
/N
11000
前
3000
4500
5500
7000
9000
17000
23000
货轴负荷
～
～
～
～
～
～
～
车
4400
／N
5000
7500
18500
19500
24000
37000
0
和
最大
大装载质
350
1000
2500
2700
3500
6000
8000
客
车／kg
四、循全球式转向器部件强度计算
1、钢球与滚道之间的接触应力σ
用下式计算钢球与滚道之间的接触应力σ
F3E2
R2
2
r
k3
2
R2r
式中，k
为系数，依据
A／B值从表7—3查取，
A1/r1/R2
/2，B1/r1/R1
/2；R2为滚道截面半径；r为
钢球半径；
R1
为螺杆外半径；
E为资料弹性模量，等于
2.1105N/mm2；F3为钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算
F3
F2
ncos0cos
式中，0为螺杆螺线导程角；θ为接触角；n为参加工作的钢球数；F2为作用在螺杆上的轴向力，见图7—24。
当接触表面硬度为58～64HRC时，许用接触应力[σ]=
2500N/mm2。
图7-24螺杆受力简图
表7-3系数k与A／B的关系
A
／1．OO．90.8O．70.60.5O．4O．30.2O．150.1
B
k
0.3
0.4
0.6
0.7
0.9
88
00
O．410O．440O．468O．490O．53600
16
O．80070
2、齿的曲折应力w
用下式计算齿扇齿的曲折应力
6Fh
wBs2
式中，F为作用在齿扇上的圆周力；h为齿扇的齿高；B为齿扇的齿宽；s为基圆齿厚。
许用曲折应力为[w]=540N/mm2。
螺杆和螺母用20CrMnTi钢制造，表面渗碳。
前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在O.8～1.2mm；前轴负荷大的汽车，渗碳层深度在1.05～1.45mm。
表面硬度为58～63HRC。
别的，应依据资料力学供给的公式，对接触应力进行验
算。
3、转向摇臂轴直径确实定
用下式计算确立摇臂轴直径d
KMR
d3
0.2
0
式中，K为安全系数，依据汽车使用条件不一样可取
2.5～
3.5；MR为转向阻力矩；
0为扭转强度极限。
摇臂轴用20CrMnTi钢制造，表面渗碳，渗碳层深度在
O.8～
1.2mm。
前轴负荷大的汽车，渗碳层深度为1.05～1.45mm。
表面硬度为58～63HRC。
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