机械毕业设计（论文）-KD1060型货车转向及前桥设计（全套图纸）

KD1060型货车设计（转向及前桥设计）摘 要汽车在行驶过程中，需要经常改变行驶方向，这就需要有一套能够按照司机意志来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，它将司机转动方向盘的动作转变为车轮的偏转动作，这就是所谓的转向系统。转向性能是保证车辆安全，减轻驾驶员劳动强度和提高作业效率的重要因素。由于转向系统是汽车的重要组成部分，它直接与汽车的行驶稳定性有重要的关系，与前悬架和车轮关系亦十分密切，故转向系统的设计也是整车设计中的关键一环。本设计为KD1060型载货汽车的转向系统设计，转向系统设计内容主要包括转向系统形式的选择、转向器的选择、转向梯形的选择及其布置。 在本次设计中采用了机械式转向系统，机械式转向系统的特点是重量轻,结构紧凑,布置方便,维修容易,操纵轻便,稳定性好,成本低廉，不易出现直线行驶时的蛇形现象。机械式转向系统还具有维修方便，容易安装调整的优点。转向系统的转向器选用的是整体式循环球转向器, 整体式循环球转向器的特点是可以将传递力矩机构之间的滑动摩擦转变为滚动摩擦,这就使得转向传动效率提高,使用寿命增长,传动比可以改变,转向工作平稳可靠。转向传动机构选用整体式梯形,这样有利于保证KD1060型汽车在车轮转动时作无滑动的纯滚动运动,并且机构简单, 容易调整前轮前束。在说明书的计算部分，对转向器和转向梯形主要参数选择进行了计算。此外，还校核了主要零件的强度。关键词：转向系统,机械转向,前桥,转向器KD1060 GOODS VEHICLE DESIGN(STEERING SYSTEM AND THE FRONT AXLE)ABSTRACTThe automobiles often need to change the direction in driving, then a particular set of device which can change or recover the automobiles running route according to the drivers will is needed. The device changing the action that the driver turns to move the steering wheel to the action of deflection of carriage wheels is called as steering system. The function of changing direction is to guarantee the vehicles safety, relieve the intension of labor and raise working efficiency. The steering system is important component of an automobile. It plays an important role on the driving stability of the automobile. And it also has close relationship with the front suspension and wheel tire components, so the design of the steering system is a key link in designing automobile. The aim of this project is to design the steering system for KD1060 goods vehicle. The main job of designing steering system includes determining the kind of steering system, steering gear and the steering trapezoid and figure out how to fix them.Manual steering system is adopted in this project. Manual steering systems features are: weight light, tightly packed structure, convenient arrangements, easy manipulation, stabile quality, low cost. And the s form phenomenon seldom emerges in straightaway traveling. It has other advantages: convenient maintenance. Integral circulating ball steering gears is working as steering gear in this design of medium freight steering system. Integral circulating ball steering gears can change slide friction between devices of carry-over momentums into rolling friction. This feature is propitious to better transfer motion efficiency; prolong application life, change transmission ratio and better degree of reliability of steering. Integrality trapezoid is adopted as Steering drive linkage, to guarantee automobiles front wheel exercise of pure rolling without sliding. The structure is simple. And it is easy to adjust the toe-in.The calculation section of this paper is mainly concerning about steering trapezoid and steering gear .In addition, the life of the main components are also calculated in this section. KEY WORDS: The steering system, Manual steering, Front axle, Steering device目 录前言.1第1章 概述.2第2章 从动桥的方案确定.4第3章 转向系的方案确定.6 3.1 转向系整体方案确定.6 3.2 转向系结构形式及选择.6 3.3 循环球式转向器结构及选择.7第4章 从动桥的设计计算.8 4.1从动桥主要零件尺寸的确定.84.2 从动桥主要零件工作应力的计算.84.3 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算.104.4 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算.114.5 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算.134.6转向节推力轴承的计算.15第5章 转向系统的设计计算.17 5.1 转向系主要性能参数.17 5.2 主要参数的确定.18 5.3 转向梯形的选择设计.20 5.4 循环球式转向器的设计.21 5.5 转向系主要性能参数确定.24 5.6 转向系其他元件的选择及材料的确定.25第6章 转向系主要零件的强度计算.266.1 计算载荷的确定.26 6.2 主要零件的强度计算.26 第七章 结论.28参考文献.29致谢.30外文资料及翻译.31前言在目前金融危机的大环境下，伴随着汽车行业的发展，轻型货运汽车在国民生产中扮演着更重要的角色。轻型载货汽车各个领域得到了广泛应用，对于它的设计是依据以往理论知识及实践经验，在满足其功用的前提下来进行的。转向系统是用来保持或改变汽车行驶方向的机构，它在整体设计中亦有其重要地位，对转向时车轮正确运动和汽车的安全行驶有重大影响，这就要求其工作可靠、操纵轻便。在目前的设计和使用方面，转向系统由机械式和动力式两类，由于动力式转向系统能减轻驾驶员的负担，而且操作方便，所以到广泛使用。机械式转向系统由于造价低廉，而且能够满足轻型货车等一大部分汽车的转向需要，固也得到了广泛的使用。机械式转向系由操纵机构、转向器和转向传动机构组成，其重点是转向器和传动机构的设计。现今国内轻型汽车多才用整体式循环球式转向器，整体式后置梯形。本毕业设计说明书，主要讲述了前桥和转向系统的选择设计和方案分析。对前桥和转向系统的分类和工作原理进行了深入的对比和分析，选出最优方案来进行设计；对于转向系统的重要组成部分转向器和转向传动机构进行分析设计，选择合适的机构和零件。第一章 概述从动桥通过悬架与车架相联，两侧安装着从动车轮，用以在车架与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。从动桥还要承受和传递制动力矩。 根据从动车轮能否转向，从动桥分为转向桥与非转向桥。一般汽车多以前桥为转向桥。为提高操纵稳定性和机动性，有些轿车采用全四轮转向。多轴汽车除前轮转向外，根据对机动性的要求，有时采用两根以上的转向桥直至全轮转向。 一般载货汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向从动桥。轿车多采用前置发动机前桥驱动，越野汽车均为全轮驱动，故它们的前桥既是转向桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。 从动桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非断开式与断开式两种。与非独立悬架相匹配的非断开式从动桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是转向桥时，则其两端经转向主销与转向节相联。断开式从动桥与独立悬架相匹配。 为了保持汽车直线行驶的稳定性、转向轻便性及汽车转向后使前轮具有自动回正的性能，转向桥的主销在汽车的纵向和横向平而内都有一定倾角。在纵向平面内，主销上部向后倾斜一个角，称为主销后倾角。在横向平面内，主销上部向内倾斜一个角，称为主销内倾角。还有车轮外倾角及前束。在汽车的设计、制造、装配调整和使用中必须注意防止可能引起的转向车轮的摆振，它是指汽车行驶时转向轮绕主销不断摆动的现象，它将破坏汽车的正常行驶。转向车轮的摆振有自激振动与受迫振动两种类型。前者是由于轮胎侧向变形中的迟滞特性的影响，使系统在一个振动周期中路面作用于轮胎的力对系统作正功，即外界对系统输入能量。如果后者的值大于系统内阻尼消耗的能量，则系统将作增幅振动直至能量达到动平衡状态。这时系统将在某一振幅下持续振动，形成摆振。其振动频率大致接近系统的固有频率而与车轮转速并不一致，且会在较宽的车速范围内发生。通常在低速行驶时发生的摆振往往属于自摄振动型。当转向车轮及转向系统受到周期性扰动的激励，例如车轮失衡、端面跳动、轮胎的几何和机械特性不均匀以及运动学上的干涉等，在车轮转动下都会构成周期性的扰动。在扰动力周期性的持续作用下，便会发生受迫振动。当扰动的激励频率与系统的固有频率一致时便发生共振。其特点是转向轮摆振频率与车轮转速一致，而且一般都有明显的共振车速，共振范围较窄(35km/h)。通常在高速行驶时发生的摆振往往属于受迫振动型。转向轮摆振的发生原因及影响因素复杂，既有结构设计的原因和制造方面的因素如车轮失衡、轮胎的机械特性、系统的刚度与阻尼、转向轮的定位角以及陀螺效应的强弱等；又有装配调整方面的影响，如前桥转向系统各个环节间的间隙(影响系统的刚度)和摩擦系数(影响阻尼)等。合理地选择这些有关参数、优化它们之间的匹配，精心地制造和装配调整，就能有效地控制前轮摆振的发生。在设计中提高转向器总成与转向拉杆系统的刚度及悬架的纵向刚度，提高轮胎的侧向刚度，在转向拉杆系中设置横向减震器以增加阻尼等，都是控制前轮摆振发生的一些有效措施。 第二章 从动桥的方案确定2.1 从动桥总体方案确定转向从动桥的主要零件有前梁，转向节，主销，注销上下轴承及转向节衬套，转向节推力轴承，轮毂等。转向前桥有断开式和非断开式两种。断开式前桥与独立悬架相配合，结构比较复杂但性能比较好，多用于轿车等以载人为主的高级车辆。非断开式又称整体式，它与非独立悬架配合。它的结构简单，承载能力大，这种形式再现在汽车上得到广泛应用。因此本次设计就采用了非断开式从动桥。作为主要零件的前梁是用中碳钢或中碳合金钢的，其两端各有一呈拳形的加粗部分为安装主销的前梁拳部；为提高其抗弯强度，其较长的中间部分采用工字形断面并相对两端向下偏移一定距离，以降低发动机从而降低传动系的安装位置以及传动轴万向节的夹角。为提高其抗扭强度，两端与拳部相接的部分采用方形断面，而靠近两端使拳部与中间部分相联接的向下弯曲部分则采用两种断面逐渐过渡的形状。中间部分的两侧还要锻造出钢板弹簧支座的加宽文承面。 转向节用中碳合金钢模级成整体式结构。转向节通过主销与前梁的拳部相连，使前轮可以绕主销偏转一定的角度使汽车转向。为减小磨损，转向节销孔内设计时压入青铜衬套，衬套上的润滑油槽在上面端部是切通的，用装在转向节上的油嘴注入润滑脂润滑，为使转向轻便，在转向节和前梁拳部设有圆锥推力滚子轴承。主销的几种结构型式如下图所示，本次设计用(a)。 （a） (b) (c) (d)图2-1主销结构形式（a）圆柱实心型 (b) 圆柱空心型 (c) 上，下端为直径不等的圆柱，中间为锥体的主销 (d)下部圆柱比上部细的主销 车轮轮毂通过两个圆锥滚子轴承支撑在转向节外端的轴颈上，轴承的松紧度可通过调整螺母进行调整。轮毂外端用冲压的金属外罩罩住。轮毂内侧有油封，以防润滑油进入制动器内。第三章 转向系的方案确定3.1 转向系整体方案确定 用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构即称作汽车的转向系。转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。在现代汽车结构中，常用机械式转向系。机械式转向系依靠驾驶员的手力转动方向盘，经过转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车装有防伤机构和转向减振装置。还有一些汽车的专门装有动力转向机构，并借助此机构来减轻驾驶员的手力，以降低驾驶员的劳累程度。本次设计采用机械式转向器。对转向系的主要要求有：一、操纵轻便。转向时加在方向盘上的力对轿车不超过200N，对轻型货车不超过360N,对中型货车不超过450N,方向盘的回转圈数要少。二、工作安全可靠。三、在转向后，方向盘有自动回正能力，能保持汽车有稳定的直线行驶能力。四、在前轮受到冲击时，转向系传递反向冲击到方向盘上要小。五、应尽量减小转向系统连接处的间隙，间隙应能自动补偿即调整，除了设计应正确的选择导向轮的定位角外，转向盘在中间式的自由行程应当保证直线行驶的稳定性和转向盘相对导向轮偏转角的灵敏度。3. 2转向器结构形式及选择 根据转向器所用传动副的不同，转向器有多种。常见的有循环球式球面蜗杆蜗轮式、蜗杆曲柄销式和齿轮齿条式等。转向器的结构形式，决定了其效率特性以及对角传动比变化特性的要求。选用那种效率特性的转向器应有汽车用途来决定，并和转向系方案有关。经常行驶在好路面上的轿车和市内用客车，可以采用正效率较高的、可逆程度大的转向器。效率高、工作可靠、平稳，蜗杆和螺母上的螺旋槽在淬火后经过磨削加工，所以耐磨且寿命较长。齿扇和齿条啮合间隙的调整工作容易进行。和其它形式转向器比较，其结构复杂，对主要零件加工精度要求较高。 蜗杆曲柄销式转向器角传动比的变化特性和啮合间隙特性变化受限制，不能完全满足设计者的意图。 齿轮齿条式转向器的结构简单，因此制造容易，成本低，正、逆效率都高。为了防止和缓和反向冲击传给方向盘，必须选择较大的传动比，或装有吸振装置的减振器。 本设计采用循环球式转向器。3.3 循环球式转向器结构及工作原理 循环球式转向器中一般有两级传动副。第一级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副。 转向螺杆的轴颈支撑在两个圆锥滚子轴承上。轴承紧度可用调整垫片调整。转向螺母的下平面上加工成齿条，与齿扇轴内的齿扇部分相啮合。通过转向盘转动转向螺杆时，转向螺母不转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转动。为了减小转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，其间装有小钢球以实现滚动摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面轮廓的螺旋管状通道。转向螺母外有两根导管，两端分别插入螺母的一对通孔。导管内装满了钢球。两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球流道。转向器工作是两列钢球只是在各自封闭的流道内循环，而不脱出。转向螺母上的齿条式倾斜的，因此与之啮合的齿应当是分度圆上的齿厚沿齿扇轴线按线性关系变化的变厚齿扇。因为循环球转向器的正传动效率很高，操作轻便，使用寿命长。经常用于各种汽车。综上最后本次设计选定循环球式转向器。第四章 从动桥的设计计算4.1从动桥主要零件尺寸的确定转向从动桥采用工字形断面的前梁，可保证其质量最小而在垂向平面内的刚度大，强度高。工字形断面尺寸的推荐值，见图4-1，图中虚线绘出的是其当量断面。该断面的垂向弯曲截面系数和水平弯曲截面系数（单位为）可近似取为 (4-1)式中 a-工字形断面的中部尺寸。由经验公式： 式中 m-作用于前梁上的簧上质量； l-车轮中线至板簧中线的距离。 求得4.2 从动桥主要零件工作应力的计算主要是计算前梁、转向节、主销、主销上下轴承(即转向节衬套)、转向节推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的工作应力。绘制计算用简图时可忽略车轮的定位角，即认为主销内倾角、主销后倾角，车轮外倾角均为零，而左右转向节轴线重合且与主销轴线位于同一侧向垂直平面内。如下所示：图 42转向从动桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图1-制动工况下的弯矩图 2-侧滑工况下的弯矩图制动工况下的前梁应力计算：制动时前轮承受的制动力和垂直力传给前梁，使前梁承受弯矩和转矩。考虑到制动时汽车质量向前，转向桥转移，则前轮所承受的地面垂直反力为： 式中：汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，N；汽车制动时对前桥的质量转移系数，对轿车和载货汽车的前桥可取1.5；质量分配给前桥35%；=15550.76N前轮所承受的制动力 式中：轮胎与路面的附着系数取为0.6；=15550.760.6=9330.45 N由于和对前梁引起的垂向弯矩和水平方向的弯矩在两钢板弹簧座之间达最大值，分别为： Nmm式中：见图31，取=397 mm车轮(包括轮毅、制动器等)所受的重力，N；取=980N；前轮轮距取B=1567 mm；S前梁上两钢板弹簧座中心间的距离取为767 mm则 Nmm制动力还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T：T= Nmm式中：轮胎的滚动半径取410 mm则有 T=9330410=3825300 Nmm前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力（单位为MPa）为： 式中: ，T见式（4-1）前梁应力的许用值为=300500 MPa,当a=15mm时， = 236.48Nmm 得： 故a=15mm满足使用条件。4.3 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算 当汽车承受最大侧向力时无纵向力作用，左、右前轮承受的地面垂向反力和 与侧向反力，各不相等，前轮的地面反力(单位都为N)分别为： 式中：汽车质心高度取为1100 mm；车轮与地面附着系数取为0.42；此时，向右作用。则有： 侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂直作用力为： 式中: 满载时车厢分配给前桥的垂向总载荷=1232.989.8=12069.2N； 则有 4.4 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算如图42所示，转向节的危险断面在轴径为的轮轴根部即III-III剖面处。 图42 转向节，主销及转向节衬套的计算用图一、在制动工况下IIIIII剖面处的轴径仅受垂向弯矩和水平方向的弯矩而不受转矩，因制动力矩不经转向节的轮轴传递而直接由制动底板传给在转向节上的安装平面。这时的，及IIIIII剖面处的合成弯矩应力（MPa）为： =式中：转向节的轮轴根部轴径取为50mm，=30 mm，=550 MPa，则 =81.099MPa 得： 故50mm的轴颈满足要求。转向节采用30Cr，40Cr等中碳合金钢制造，心部硬度HRC241285，高频淬火后表面硬度HRC5765，硬化层深1.52.0mm。轮轴根部的圆角液压处理。二、在侧滑工况下在侧滑时左、右转向节在危险断面IIIIII处的弯矩是不等的，可分别下式求得：许用弯矩因此左右转向节都符合要求。4.5 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算在制动和侧滑工况下，在转向节上、下衬套的中心，即与轮轴中心线相距分别为c，d的两点处，在侧向平面(图42(c)和纵向平面(图42(d)内，对主销作用有垂直其轴线方向的力。一、在制动工况下 地面对前轮的垂向支承反力所引起的力矩，由位于通过主销轴线的侧向平面内并在转向节上下衬套中点处垂直地作用于主销的力所形成的力偶矩（c+d）所平衡(见图42(b)，故有 N 式中取150，c取91，d取98 mm；制动力矩由位于纵向平面内并作用于主销的力所形成的力偶（c+d）所平衡(见图42(c)。故有而作用于主销的制动力，则由在转向节上下衬套中点处作用于主销的力，平衡(见图42(c)，且有：由转向桥的俯视图(图42(d)的下图)可知，制动时转向横拉杆的作用力N为：N=力N位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为（取为100 mm）如将N的着力点移至主销中心线与轮铀中心线的交点处则需对主销作用一侧向力矩N (见图42(b)。力矩N由位于侧向平面内并作用于主销的力偶矩所平（c+d）衡，故有而力N则内存整向节上下衬套中点处作用于主销的力，所平衡，且有：=由图42(b)可知，在转向节上衬套的中点作用于主销的合力和下衬套的中心作用于主销的合力分别为： =20440.3N=31708.2N由上两式可见，在汽车制动时，主销的最大载荷发生在转向节下衬套的中点处，其值为=31708.2N。二、在侧滑工况下 仅有在侧向平面内起作用的力和力矩，且作用于左右转向节主销的力是不相等的，它们可分别按下式求得： 取中最大的作为主销的计算载荷，计算主销在前梁拳部下端面应力和剪切应力： MPa ； MPa；式中：主销直径取为32 mm； h 转向节下衬套中点至前梁拳部下端面的距离，见图42(a),取h=36mm； ; ;其中=500MPa；=100MPa。主销采用20cr，20CrNi，20crMnTi等低碳合金钢制造，渗碳淬火，渗碳层深1.01.5mm，HRC5662。转向节衬套的挤压应力为：式中：衬套长为36mm。在静载荷下，上式的计算载荷取 N。4.6转向节推力轴承的计算 对转向节推力轴承，取汽车以等速40kmh，沿半径R50m的圆周行驶的工况作为计算工况。如果汽车向右转弯，外轮即左前左轮的地面垂向反力增大。，将上述计算工况的有关数据代入上式，并设0.5，则有： ，可近似地认为推力轴承的轴向载荷等于上述前外轮的地面垂向外力，即:。鉴于转向节推力轴承在工作中的相对转角不大及轴承滚轮使圆周破坏带来的危险性，轴承的选择按其静承载容量进行，且取当量静载荷 ，故此推力轴承满足要求。第五章 转向系统的设计计算5.1 转向系主要性能参数5.1.1转向器的效率功率从转向轴输入，经转向器输出所求得的效率称为正效率，用符号表示，；反之称为逆效率，用符号表示，。其中，为转向器中的摩擦功率；为作用在齿条轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动方向盘轻便，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回正，又需要一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至方向盘时应尽可能小，防止打手，这又要求此逆效率尽可能低。转向器的正效率：影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结果特点、结构参数和制造质量等。转向器类型、结构特点与效率 在前述的几种转向器中，齿轮齿条式、循环球式的正效率比较高。同一类型的转向器，因结构不同效率也不一样。转向器逆效率：根据逆效率大小的不同，转向器又分为可逆式、极限可逆式、和不可逆式三种。齿轮齿条式转向器属于可逆式转向器，其逆效率相当高，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，又提高了行驶的安全性。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。5.1.2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。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和作用在转向节上的转向阻力矩之间的关系 (4-1)式中，a为主销偏移距此处，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面与支撑平面交线间的距离。作用在方向盘上的手力为为 (4-2) 式中，为作用在方向盘上的力矩；为方向盘的直径。将式(4-1)、 (4-2)代入后得到 (4-3)有 (4-3)知，当主销偏移矩a小时，力传动比应取大些才能保持转向轻便。5.2 主要参数的确定5.2.1 给定的主要计算参数 轴距 L=3308mm 轮距 前轮1567mm 后轮1485mm 轮胎 70.00-20 D=508mm B=293mm 最小转弯半径小于等于7.5m 5.2.2 选择主要转向参数 汽车在转向时需要有自动回正能力，这需要转向主销在汽车的纵向和横向平面内各有一定的倾角。所以选定主销后倾角为230，主销内倾角为7，车轮外倾角为1，前轮前束为10mm。转向盘由轮毂、轮缘和轮辐构成，方向盘的直径D有一系列尺寸（如下表）汽车类型方向盘直径D，mm轿车、小型客车、小载重量货车400中型大客车、中等载重量货车450、500大型客车、大载重量货车550可选择方向盘直径400mm , 转向轴是用双万向节，轴与万向节的连接用花键来实现。5.2.3 车轮的左右最大转角确定为了避免在汽车转向时产生路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎的过快磨损，要求转向系统能保证汽车转向时所有车轮均做纯滚动，这就需要所有车轮的轴线都交于一点才能实现。此轻型货车应满足转向时候最小转弯半径小于7.5米，而理想的车轮转角与应满足理想关系式： (4-6)式中为车轮外转角，为车轮内转角，K为两侧主销轴线与地面相交点之间的距离 （K=1567-2100=1367mm），为3308mm ，前轮转臂a=120mm。又因为理想情况下，最小转弯半径与外转向轮最大偏转角的关系为： （4-7）联立（4-6）（4-7）式得到： =26.17， =31.66 图3-1 理想内外轮转角关系简图5.3 转向梯形的选择设计 图3-2 整体式转向梯形1- 转向横拉杆 2-转向梯形臂 3-前轴转向梯形选择的是整体式后置梯形（如图），图视为把三轴式汽车假想为两轴式时的图形，L为假想的轴线距离，即是上图的l,为转向梯形的底角，S为两个梯形臂延长线与汽车中心线的交点与前轴的距离，一般为2/3l.由公式cot=0.75 （4-8）得转向梯形的底角 =72.78转向梯形臂的长度m，是参考现有汽车梯形臂长度与主销中心距K之比的统计数据后进行选择，一般范围是：m=(0.110.15)K。由于是轻型载重汽车，固可取梯形臂长度 m=150mm 。由图形可知，转向横拉杆的长度跟K和有关，其关系式为： =K-2mcos （4-9） =1262mm则横拉杆长度为 1262mm。5.4 循环球式转向器的设计5.4.1 转向器（循环球式）的效率为保证转向时驾驶员转动转向盘的轻便，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回正，又需要一定的逆效率；为减轻驾驶员在不平路面上的疲劳，防止打手，又要求逆效率尽可能低。正效率的计算公式： （4-10）其中为螺杆的螺线导程角，选6；为摩擦角，=；为摩擦因数，选0.04，则=2.29。数据代入（4-10）解得 =72.1%。逆效率的计算公式： （4-11） =71.3%。5.4.2 主要参数的选择主要参数参考汽车设计表7-1齿扇模数m=6mm，摇臂轴直径D=40mm，钢球中心距=35mm，螺杆外径=34mm,钢球直径d=8mm,螺距P=10mm,工作圈数W=2.5，环流行数b=2，齿扇齿数=5，齿扇整圆齿数Z=13，齿扇压力角为2730，切削角=630，齿扇宽B=34mm。 5.4.3 螺杆、钢球和螺母传动副螺母内径=+8%=36mm每个环路中钢球的数量为： =35其中为螺杆的螺线导程角，选6。接触角是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，一般取45，以使轴向力和径向力分配均匀。 图3-3 螺杆,钢球,螺母传动副转向盘转动角，对应螺母移动距离s为： (4-12)与此同时齿扇节圆转过的弧长等与s，相应摇臂轴转过角，其关系： S=r (4-13)其中r为齿扇节圆半径。联立（4-12）（4-13）得= ，将对求导，得转向器角传动比为： =24.4925.4.4 齿条、齿扇传动副设计 循环球式转向器的齿扇为变厚齿扇，它的齿顶和齿根的轮廓是圆锥的一部分，分度圆上的齿厚是变化的，所以此传动副的设计主要是变厚齿扇的设计。基准剖面（1-1剖面）的齿形计算：名称公式结果(mm)分度圆直径D=90齿顶高=6齿根高=1.5齿全高h=7.5齿顶圆直径=102分度圆齿厚=9.42顶圆压力角=39.75顶圆齿厚=6最大变位系数剖面（2-2剖面）齿顶变尖核算：名称公式结果（mm）最大变位系数=0.3608齿顶圆半径=50.1648齿顶圆压力角=40.642分度圆齿厚=11.4389齿顶圆齿厚=1.698图3-4 变厚齿扇齿形计算简图5.5 转向系主要性能参数确定5.5.1 转向系的角传动比= （4-14）式中为转向器的角传动比，=24.492；为转向传动机构的角传动比，一般选择=1。代入（9） 得 =24.492其中 式中为转向摇臂长（mm），所以=137mm。5.5.2 转向盘旋转圈数n (4-15)式中为转向盘从一个极限位置到另一个极限位置所转过的角度，且： =24.492（26.17+31.66） =1416.37 所以 n=1416.37360=3.9 (圈) 5.6 转向系其他元件的选择及材料的确定转向主销选用圆柱实心型，D=40mm；一般选用20Cr。转向节臂和梯形臂有中碳钢或中合金钢如35Cr，40，40Cr等模锻加工而成，一般选用40Cr。转向纵、横拉杆应选用质量较轻刚性较好的20，30或40无缝钢管制造，选用40钢。球头销用合金结构钢12CrNiB、15CrMo、20CrMnTi或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi等制造（如下图所示结构），一般选用20CrMnTi。图3-5 转向主销1-球头销 2-球头碗 3-压紧弹簧第六章