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I摘要本设计课题为汽车转向系统的设计，课题以机械式转向系统的循环球式转向器设计及校核、整体式转向梯形机构的设计及验算为中心。首先对汽车转向系进行概述，二是作设计前期数据准备，三是转向器形式的选择以及初定各个参数，四是循环球式转向器的主要部件进行受力分析与数据校核，五是对整体式转向梯形机构的设计以及验算，并根据梯形数据对转向传动机构作尺寸设计。最后，利用软件AUTOCAD完成转向梯形和转向器的设计图纸。转向器在设计中选用的是循环球式齿条齿扇转向器，在对转向器的设计中，包括了螺杆钢球螺母传动副的设计和齿条齿扇传动副的设计，前者是基于参照同类汽车，确定出钢球中心距，设计出一系列的尺寸，而后者则是根据汽车前轴的载荷来确定出齿扇模数，再由此设计出所有参数的。转向梯形的设计选用的是整体式转向梯形，本文在设计中借鉴同类汽车转向梯形设计的经验尺寸对转向梯形进行尺寸初选。运用了优化计算工具MATLAB进行设计及验算。MATLAB强大的计算功能以及简单的程序语法，使设计在参数变更时得到快捷而可靠的数据分析和直观的二维曲线图,使转向梯形基本满足设计要求。关键词转向系转向器转向梯形IIABSTRACTTHETITLEOFTHISTOPICISTHEDESIGNOFSTEERINGSYSTEMRECIRCULATINGBALLSTEERINGOFMECHANICALSTEERINGSYSTEMANDINTEGRATEDSTEERINGTRAPEZOIDMECHANISMGEARTOTHEDESIGNASTHECENTERFIRSTLYMAKEANOVERVIEWOFTHESTEERINGSYSTEMSECONDLYTAKEAPREPARATIONOFTHEDATAOFTHEDESIGNTHIRDLY,MAKEACHOICEOFTHESTEERINGFORMANDDETERMINETHEPRIMARYPARAMETERSANDDESIGNTHESTRUCTUREOFRACKANDPINIONSTEERINGFOURTHLY,STRESSANALYSISANDDATACHECKINGOFRECIRCULATINGBALLTHESTEERINGFIFTHLY,DESIGNOFSTEERINGTRAPEZOIDMECHANISM,ACCORDINGTOTHETRAPEZOIDALDATAMAKEANANALYSISANDDESIGNOFSTEERINGLINKAGEANDFINALLY,THEUSEOFAUTOCADSOFTWAREANDTHESTEERINGGEARSTEERINGLINKAGETOCOMPLETETHEDESIGNDRAWINGSSTEERINGTHEBALLOFCHOICEISTHECYCLEOFFANTYPESTEERINGGEARRACKTEETH,INTHEDESIGNOFSTEERINGGEAR,INCLUDINGASCREWBALLVICENUTDRIVETHEDESIGNANDRACKFANDRIVEGEARPAIRDESIGN,THEFORMERISBASEDONTHEREFERENCETOSIMILARVEHICLES,TODETERMINETHECENTERDISTANCEOFTHEBALL,THEDESIGNOFASERIESOFSIZE,WHILETHELATTERISBASEDONTHEVEHICLEFRONTAXLELOADTODETERMINETHEFANMODULEOUTOFGEAR,ANDTHENALLOFTHERESULTINGDESIGNPARAMETERSSTEERINGLINKAGEDESIGNISAWHOLESELECTIONOFSTEERINGTRAPEZOID,THEPAPERDESIGNISUSEDINCARSTEERINGLINKAGEFROMASIMILAREXPERIENCEINTHEDESIGNOFTHESIZEOFTHESTEERINGLINKAGETOTHEPRIMARYSIZEINTHEDESIGNOFINTEGRATEDSTEERINGTRAPEZOIDMECHANISMTHECOMPUTATIONALTOOLSMATLABHADBEENUSEDTODESIGNANDCHECKINGOFTHEDATATHEPOWERFULCOMPUTINGANDINTUITIVECHARTSOFTHEMATLABCANGIVEUSACCURATEANDQUICKLYDATAMAKETHESTEERINGTRAPEZOIDBASICMEETTHEDESIGNREQUIREMENTSKEYWORDSSTEERINGSYSTEMSTEERINGGEARSTEERINGTRAPEZIUMIII目录摘要IABSTRACTII1绪论111纯机械式转向系统112液压助力转向系统113汽车电动助力转向系统EPS214线控转向系统215结束语32初选参数521整车参数522底盘参数523发动机参数63转向系设计概述731对转向系的要求732转向操纵机构733转向传动机构834转向器935转角及最小转弯半径94汽车转向系方案的选择1141转向系主要性能参数11411转向系的效率11412传动比变化特性12413转向器传动副的传动间隙15414转向盘的总转动圈数1542转向系的选择1543机械式转向器的选择16431齿轮齿条式转向器16432循环球式转向器16433蜗杆滚轮式转向器18434蜗杆指销式转向器1844转向梯形的选择185转向系的设计计算2051转向器的结构型式选择及其设计计算20511螺杆钢球螺母传动副的设计20512齿条、齿扇传动副的设计2552循环球式转向器零件强度计算2953转向摇臂轴直径的确定336整体式转向梯形结构优化设计3461整体式转向梯形机构数学模型分析3462基于MATLAB的整体式转向梯形机构优化设计37IV621转向梯形机构的优化概况37622转向梯形机构设计思路3863转向系结构元件39致谢42参考文献43附录基于MATLAB的转向梯形机构设计程序4401绪论转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。随着现代汽车技术的迅速发展，汽车转向系统已从纯机械式转向系统、液压助力转向系（HPS），发展到利用现代电子和控制技术的电动助力转向系统（EPS）及线控转向系统（SBW）。11纯机械式转向系统汽车的转向运动是由驾驶员操纵方向盘，通过转向器和一系列的杆件传递到转向轮来完成的。由于采用纯粹的机械解决方案,为了产生足够大的转向扭矩需要使用大直径的转向盘,这样一来,占用驾驶室的空间很大,整个机构显得比较笨拙,驾驶员负担较重,特别是重型汽车由于转向阻力较大,单纯靠驾驶员的转向力很难实现转向,这就大大限制了其使用范围。但因结构简单、工作可靠、造价低廉,目前在一部分转向操纵力不大、对操控性能要求不高的微型轿车、农用车上仍有使用。12液压助力转向系统1953年通用汽车公司首次使用了液压助力转向系统,该系统是建立在机械系统的基础之上，额外增加了一个液压系统。液压转向系统是由液压和机械等两部分组成，它是以液压油做动力传递介质，通过液压泵产生动力来推动机械转向器，从而实现转向。液压助力转向系统一般由机械转向器、液压泵、油管、分配阀、动力缸、溢流阀和限压阀、油缸等部件组成。为确保系统安全，在液压泵上装有限压阀和溢流阀。其分配阀、转向器和动力缸置于一个整体，分配阀和主动齿轮轴装在一起（阀芯与齿轮轴垂直布置），阀芯上有控制槽，阀芯通过转向轴上的拨叉拨动。转向轴用销钉与阀中的弹性扭杆相接，该扭杆起到阀的中心定位作用。在齿条的一端装有活塞，并位于动力缸之中，齿条左端与转向横拉杆相接。转向盘转动时，转向轴（连主动齿轮轴）带动阀芯相对滑套运动，使油液通道发生变化，液压油从油泵排出，经控制阀流向动力缸的一侧，推动活塞带动齿条运动，通过横拉杆使车轮偏转而转向。此后该技术迅速发展,使得动力转向系统在体积、功率消耗和价格等方面都取得了很大的进步。80年代后期,又出现了变减速比的液压动力转向系统。在接下来的数1年内,动力转向系统的技术革新差不多都是基于液压转向系统,比较有代表性的是变流量泵液压动力转向系统VARIABLEDISPLACEMENTPOWERSTEERINGPUMP和电动液压助力转向ELECTRICHYDRAULICPOWERSTEERING,简称EHPS系统。变流量泵助力转向系统在汽车处于比较高的行驶速度或者不需要转向的情况下,泵的流量会相应地减少,从而有利于减少不必要的功耗。电动液压转向系统采用电动机驱动转向泵,由于电机的转速可调,可以即时关闭,所以也能够起到降低功耗的功效。液压助力转向系统使驾驶室变得宽敞,布置更方便,降低了转向操纵力,也使转向系统更为灵敏。由于该类转向系统技术成熟、能提供大的转向操纵助力,目前在部分乘用车、大部分商用车特别是重型车辆上广泛应用。但是液压助力转向系统在系统布置、安装、密封性、操纵灵敏度、能量消耗、磨损与噪声等方面存在不足。13汽车电动助力转向系统EPS电动助力转向系统的英文缩写叫“EPS”（ELECTRICALPOWERSTEERING），它利用电动机产生的动力协助驾车者进行转向。汽车转向时，转矩传感器检测到转向盘的力矩和转动方向，将这些信号输送到电控单元，电控单元根据转向盘的转动力矩、转动方向和车辆速度等数据向电动机控制器发出信号指令，使电动机输出相应大小及方向的转动力矩以产生助动力。当不转向时，电控单元不向电动机控制器发信号指令，电动机不工作。同时，电控单元根据车辆速度信号，通过电液转换器确定输给转向盘的作用力，减少驾驶者在高速行驶时方向盘“飘”的感觉。由于电动助力转向系统只需电力不用液压，与机械式液压动力转向系统相比较省略了许多元件。没有液压系统所需要的油泵、油管、压力流量控制阀、储油罐等，零件数目少，布置方便，重量轻。而且无“寄生损失”和液体泄漏损失。因此电动助力转向系统在各种行驶条件下均可节能80左右，提高了汽车的运行性能。因此在近年得到迅速的推广，也是今后助力转向系统的发展方向。14线控转向系统线控转向系统STEERINGBYWIRESBW是更新一代的汽车电子转向系统,线控转向系统与上述各类转向系统的根本区别就是取消了转向盘和转向轮之间的机械连接。该系统具有2个电机路感电机和驱动电机。路感电机安装在转向柱上,控制器根据汽车转向工况控制路感电机产生合适的转矩,向驾驶员提供模拟路面信息。驱动电机安2装在齿条上,汽车的转向阻力完全由驱动电机来克服,转向盘只是作为转向系统的一个转角信号输入装置。线控转向系统能够提高汽车被动安全性,有利于汽车设计制造,并能大大提高汽车的乘坐舒适性。但是由于转向盘和转向柱之间无机械连接,生成让驾驶员能够感知汽车实际行驶状态和路面状况的“路感”比较困难且电子器件的可靠性难以保证。所以线控转向系统目前处于研究阶段,只配备在一些概念汽车上。汽车转向技术的发展趋势助力转向系统经过几十年的发展,技术日趋完善。今后,电动助力转向系统将进一步成熟,线控转向系统将成为我们研究的努力方向。具体来说,转向系统主要从以下几个方面进一步发展1传感器技术性能完善的电动助力转向系统需要采集转向盘转角信号、转向盘转矩信号、转向盘转速信号、电机电压信号、电机电流信号等。目前,传感器的成本是制约电动助力转向系统迅速市场化的主要因素,因此,设计和开发适合电动助力转向系统使用的性价比较高的传感器是未来技术发展的关键。2控制策略的研究控制策略是影响助力转向系统性能的关键因素之一,也是电动助力转向系统的核心技术之一。目前,国内外许多学者都在探讨将先进的控制理论应用于助力转向系统的研究,如鲁棒控制理论、模糊控制理论、神经网络控制理论和自适应控制理论等。今后,控制策略研究的重点主要集中在如何抑制电机的力矩波动、如何获得较好的路感、如何抑制路面干扰和传感器的噪声等方面,以进一步优化和改善助力转向系统的动态性能和稳定性。3助力电机的研究助力电机是电动助力转向系统的执行元件,助力电机的特性直接影响到控制的难易程度和驾驶员的手感。目前,电动助力转向系统普遍采用成本较低的直流有刷电机。由于直流无刷电机采用电子换向,减少了换向时的火花,不需要经常维护以及具有较高的效率和功率密度等优点而受到越来越多的关注。因此,开发适合助力转向系统使用的低成本的直流无刷电机是今后助力电机的研究方向。15结束语纯机械式转向系统结构简单、工作可靠、造价低廉,目前在一部分转向操纵力不大、对操控性能要求不高的微型轿车、农用车上仍有使用液压助力转向系统技术成熟、3能提供大的转向操纵助力,在重型车辆上广泛应用EPS以其特有的优越性而得到青睐,它代表着未来动力转向技术的发展方向,EPS将作为标准配置装备到汽车上,未来一段时间在动力转向领域占据主导地位而HBW由于有利于提高汽车被动安全性、有利于汽车设计制造、有利于提高汽车乘坐舒适性和汽车操控稳定性等原因,将成为动力转向系统的发展方向。42初选参数本设计汽车整车参数拟采用解放轻卡CA1083（国三）加油车，现列出数据如下图所示21整车参数辆型号解放轻卡CA1083（国三）加油车公告批次2001H1外形尺寸MM775022502750总质量KG8495额定载质量KG3150整备质量KG5150接近/离去角17/14前悬/后悬MM1330/2170,1330/2020最高车速KM/H95其它罐体有效容积47立方米,罐体外形尺寸（长宽高）（MM）49001480900运输介质汽油，密度700千克/立方米。22底盘参数底盘型号CA1083P9K2L2E轴数2轴距4250,4250,4400轴荷2890/5605钢板弹簧片数11/76轮胎数6轮胎规格75016,750R16,82516,825R16前轮距1810后轮距1740523发动机参数发动机型号BF4M201213E3；CA4DF313E3生产企业中国第一汽车集团公司；中国第一汽车集团公司排量ML4040；4750功率KW96；96燃料种类柴油排放标准GB38472005,GB176912005国63转向系设计概述31对转向系的要求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）汽车转向行驶时，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）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。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，在有限的场地面积内，具有迅速和小转弯行驶能力，同时操作轻便。6转向轮碰撞到占该物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。7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。8发生车祸时，当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时，转向系统最好有保护机构防止伤及乘员。9合理设计转向梯形。转向时内外车轮间的转角协调关系是通过合理设计转向梯形来保证的。32转向操纵机构转向操纵机构（参见图31）由转向盘（如图32所示）、转向轴、转向管柱等组成，它的作用是将驾驶员转向盘的操纵力传给转向器。有时为了布置方便，减小由于装置位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应有转向动力系统。但对于中级以下的轿车和前轴负荷不超过3T的载货汽车，则多数仅在用机械转向系统而无动力转向装置。71轮圈2轮辐3轮毂图32方向盘图31转向操纵机构1转向万向节；2转向传动轴；3转向管柱；4转向轴；5转向盘33转向传动机构转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。（见图33）转向传动机构是将转向器输出的力和运动传给转向桥两侧的转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。8图33转向传动机构1转向摇臂；2转向纵拉杆；3转向节臂；4转向梯形臂；5转向横拉杆34转向器机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构。目前较常用的有齿轮齿条式、循环球曲柄指销式、蜗杆曲柄指销式、循环球齿条齿扇式、蜗杆滚轮式等。35转角及最小转弯半径汽车的机动性，常用最小转弯半径来衡量，但汽车的高机动性则应由两个条件保证。即首先应使左、右转向轮处于最大转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的225倍范围内；其次，应这样选择转向系的角传动比，即由转向盘处于中间的位置向左或右旋转至极限位置的总旋转全书，对轿车应不超过18圈，对货车不应超过30圈。两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足上述对转向系的第2条要求，其内、外转向轮理想的转角关系如图34所示，由下式决定310COTTIDOCKBL式中外转向轮转角；0内转向轮转角；IK两转向主销中心线与地面交点间的距离；L轴距9图34理想的内、外转向轮转角间的关系汽车的最小转弯半径与其内、外转向轮在最大转角与、轴距L、主销MINRMAXIAXO距K及转向轮的转臂A等尺寸有关。在转向过程中除内、外转向轮的转角外，其他参数是不变的。最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成圆周的半径。可按下式计算32MIN0AXSLR通常为3540，为了减小值，值有时可达到45MAXIII操纵轻便型的要求是通过合理地选择转向系的角传动比、力传动比和传动效率来达到。104汽车转向系方案的选择41转向系主要性能参数411转向系的效率功率从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用1P符号表示，；反之称为逆效率，用符号表示。正效率计算公式（41）12P逆效率计算公式（42）32式中，为作用在转向轴上的功率；为转向器中的磨擦功率；为作用在转向1P2P3P摇臂轴上的功率。正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，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的低些。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。选用滚针轴承时，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，故这种轴向器的效率仅有54。另外两种结构的转向器效率分别为70和75。转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采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经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算11（43）TAN0式中，A0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；为摩擦角，ARCTANF；F为磨擦因数。根据逆效率不同，转向器有可逆式、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。它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。不可逆式和极限可逆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可逆式与不可逆式转向器两者之间。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。如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算（44）0TAN式（43）和式（44）表明增加导程角，正、逆效率均增大。受增大的影响，不宜取得过大。当导程角小于或等于磨擦角时，逆效率为负值或者为零，此时0A表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角。412传动比变化特性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。0WIPI从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2与作用在转向盘上的手力之FHF比，称为力传动比，即。2/PHIF转向盘角速度与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向系角传动比，即WWK0WI12（45）0/WWKKKDTI式中，为转向盘转角增量；为转向节转角增量；为时间增量。DDT又由转向器角传动比和转向传动机构角传动比所组成，即0WIWIWI（46）0I转向盘角速度与摇臂轴角速度之比，称为转向器角传动比，即WPWI（47）/WWPPDTI式中，为摇臂轴转角增量。PD此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。摇臂轴角速度与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向传动机构的角传动比WK，即WI（48）/PPWKKDTI2）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有如下关系FRM（49）RA式中,为为主销偏移距，指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮A中心平面与支承平面的交线的距离。作用在转向盘上的手力可用下式表示HF（410）2HSMD式中，为作用在转向盘上的力矩；为转向盘直径。HMS将式（49），式（410）代入后得到PHFI（411）RSPHIMA分析式（411）可知，主销偏移距越小，力传动比越大，转向越轻便。通常乘API用车的值在0406倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的值在4060AA范围内选取。转向盘直径对轻便性有影响，选用尺寸小写的转向盘，虽然占用MSD13的空间少，但转向时需要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。根据齿形不同，转向盘直径在的标准系SD3805M列内选取。如果忽略摩擦损失，可以用下式表示2/RHM（412）0RKDI将式（411）代入式（412）后得到（413）02SPIDA当和不变时，力传动比越大，虽然转向越轻，但也越大，表明转向不灵ASDPI0I敏。3）转向器角传动比的选择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主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，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，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。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41所示。图41转向器角传动比变化特性曲线413转向器传动副的传动间隙1转向器传动间隙特性14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打打小不同而改变，这种变化和转向器的使用寿命有关。如何获得传动间隙特性将在后面转向器的设计中介绍。414转向盘的总转动圈数转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。桥车转向盘的总转动圈数较少，一般约在36圈以内；货车一般不宜超过6圈。42转向系的选择汽车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。本设计采用的是机械式转向系。机械转向系以驾驶员的体力作为转向能源，其中所有传力件都是机械的。机械转向系由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部分组成。目前，许多国内外生产的新车型在转向操纵机构中采用了万向传动装置（转向万向节和转向传动轴）。如图42，这有助于转向盘和转向器等部件和组件的通用化和系列化。只要适当改变转向万向传动装置的几何参数，便可以满足各种变型车的总布置要求。即使在转向盘与转向器同轴线的情况下，其间也可以采用万向传动装置，以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体（驾驶室、车架）的变形所造成的二者轴线实际上的不重合。图42汽车转向系示意图15转向盘在驾驶室内的安置位置与各国交通法规规定车辆靠道路左侧还是右侧通行有关。包括我国在内的大多数国家规定车辆右侧通行，相应地应将转向盘安置在驾驶室左侧。这样，驾驶员左方的视野较广阔，有利于两车安全交会。相反，在一些规定车辆靠左侧通行的国家和地区使用的汽车上，转向盘则应安置在驾驶室右侧。43机械式转向器的选择根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构形式有多种。常见的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。对转向器结构型式的选择，主要是根据汽车的类型，前轴负荷，使用条件等来决定，并要考虑其效率特性，角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能，寿命，制造工艺等。本设计选用的是循环球齿条齿扇式转向器。431齿轮齿条式转向器齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。与其他形式的转向器比较，齿轮齿条式式转向器最主要的优点是结构简单，紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较少；传动效率高达90；转向器占用的体积小，没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低。齿轮齿条式式转向器最主要的缺点是因逆效率高（6070），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能转至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。432循环球式转向器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，如图43。16图43循环球式转向器示意图循环球式转向器的优点是在螺杆和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7585；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和螺杆。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；适合用来做整体式动力转向器。图44循环球式转向器的间隙调整机构17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。433蜗杆滚轮式转向器蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。其主要优点是结构简单；制造容易；因为滚轮的齿面和蜗杆上的螺纹呈面接触，所以有较高的强度，工作可靠，磨损小，寿命长；逆效率低。蜗杆滚轮式转向器主要缺点是正效率低；工作齿面磨损以后，调整啮合间隙比较困难；转向器的传动比不能改变。这种转向器曾在汽车上广泛使用过。434蜗杆指销式转向器蜗杆指销式转向器的销子若不能自转，称为固定销式蜗杆指销式转向器；销子除随同摇臂轴转动外，还能绕自身轴线转动的，称为旋转销式转向器。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。蜗杆指销式转向器的优点是转向器的传动比可以做成不变的或者变化的；指销和蜗杆之间的工作面磨损后，调整间隙工作容易。固定销蜗杆指销式转向器的结构简单，制造容易；但是因销子不能自转，销子的工作部位基本保持不变，所以磨损快，工作效率低。旋转销式转向器的效率高，磨损慢，但结构复杂。蜗杆指销式转向器应有较少。44转向梯形的选择转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有关。无论采用哪一种方案，都必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。本设计中由于采用的是非独立式悬架，应当选用与之配用的整体式转向梯形。整体式转向梯形是由转向横拉杆1、转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如下图所示。其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制18造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。当汽车前悬架采用非独立式悬架时，应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或者前轴前（称为前置梯形）。对于发动机位置图45整体式转向梯形1转向横拉杆2转向梯形臂3前轴低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底版发生干涉，所以在布置上有困难。为了保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度。195转向系的设计计算51转向器的结构型式选择及其设计计算循环球式转向器又有两种结构型式，即常见的循环球齿条齿扇式和另一种即循环球曲柄销式。它们各有两个传动副，前者为螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的齿条和摇臂轴上的齿扇传动副；后者为螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的销座与摇臂轴的锥销或球销传动副。两种结构的调整间隙方法均是利用调整螺栓移动摇臂轴来进行调整。511螺杆钢球螺母传动副的设计表51各类汽车循环球转向器的齿扇模数齿扇模数/M30354045506065排量/L550100018001600200020002000乘用车前桥负荷/KN35384773570908311010011前桥负荷/K305045755518570195902417372344商用车最大装载质量/KG350100025002700400060008000由设计要求可知最大载质量为3150KG，前轴负荷为，即28900N，所以根据289T20表51，齿扇模数选60MM。（1）钢球中心距D、螺杆外径D1和螺母内径D2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值取小些。选取D值的规律是随着扇齿模数的增大，钢球中心距D也相应增加（表52）。表52循环球式转向器主要参数齿扇模数/MM30354045506065摇臂轴直径/MM22263032323538404245钢球中心距/MM202325252830323540螺杆外径/MM2023252528293438钢球直径/MM5556555663506350714471448000螺距/MM7938873195259525100001000011000工作圈数15152525环流行数2螺母长度/MM41455246475856596272788082齿扇齿数35521齿扇整圆齿数121313131415齿扇压力角22302730切削角630630730齿扇宽/MM2225252725283028323034383538设计时先参考同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通常在2038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D1，一般要求D2D1（510）D。根据表52，本设计初选钢球中心距为35MM，螺杆外径34MM，D2D18D，所以螺母内径D2为368MM。（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加。钢球直径应符合国家标准一般常在79MM范围内选用（表52）。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的钢球数。经验表明，每个环路中的钢球数以不超过60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（51）0COSDWNDD式51中，D为钢球中心距；W为一个环路着那个的钢球工作圈数；N为不包括环流导管中的钢球数；为螺线导程角，常取58，故1。000COS本设计中钢球直径D7144，工作圈数W25，由公式（51）可得钢球数N为38（3）滚道截面22图51滚道截面示意图当螺杆和螺母的滚道截面各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，如图51所示，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51中滚道与钢球之间的间隙，除用来储存润滑油之外，还能储存磨损杂质。为了减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径应大于钢球半径D/2，一般取CR（051053）D。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CR动效率本设计取053D3786MMCR（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，角多取为45，以使轴向力和径向力分配均匀。本设计取为45。（5）螺距P和螺旋线导程角转向盘转动角，对应螺母移动的距离S为0（52）/2P式中，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，P期间关系为（53）PSR式中，R为齿扇节圆半径。联立式（52）、（53）得，将对求导，得循环球式转向器角传2/R动比为WI（54）/WIRP23由式（54）可知，；螺距P影响转向器角传动比的值。螺距P一般在811MM内选取。本设计选取螺距P为10000MM。在已知螺旋线导程角和螺距的情况下，钢球中心距D也可由下式求得0T（55）0TANPD式中螺杆与螺母滚道的螺距；P螺线导程角。0因此根据式（55）反推出螺旋线导程角为5（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，参加工作的钢球数增多，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。工作钢球圈数有15和25圈两种。一个环路的工作钢球圈数的选取见表52本设计选取工作钢球圈数W为25圈。（7）导管内径1D容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径,式中，E为钢球直径D与导1D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的距离增大，并使流动阻力增大。推荐。导管壁厚取为1MM。048EM本设计选取E为05MM，所以导管内径为7644MM。当转向盘转过5角即25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025角，与此同时，转向轮转至最大转角，则61MM（56）PSR02578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L2S261MM122MM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05075圈滚道长度。因此，螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度LLL205075D1022050757144129144132716MM又螺杆螺纹滚道的有效工作长度距两端面距离55MM，即螺杆螺纹滚道的实际有24效工作长度LL255122255133MM；圆整后取L132MM；512齿条、齿扇传动副的设计首先分析转向器的传动间隙，既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，他与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。转向器传动副在中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图52所示的逐渐增大的形状。52中，曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且中间位置已出现较大间隙；曲线3表明调整后并消除中间位置间隙的转向器传动间隙变化特性。图52转向器传动副传动间隙特性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，即齿扇由中间齿向两端齿的齿厚是逐渐减小的。为此可在齿扇的切齿过程中使毛坯绕工艺中心转动，如图43所示，相对于摇臂轴的中心1O1O有距离为的偏心。这样加工的齿扇在齿条的啮合中由中间齿转向两端的齿时，齿ON侧间隙也逐渐加大，可表达为SS（57）222TANTCOSCSWWRRNRN式中径向间隙；R25啮合角；齿扇的分度圆半径；WR摇臂轴的转角。当、确定后，根据上式可绘制如图54所示的线图，用于选择适当的N值，WR以便使齿条、齿扇传动副两端齿啮合时，齿侧间隙能够适应消除中间齿最大磨损量S所形成的间隙的需要。齿条、齿扇传动副各对啮合齿齿侧间隙的改变也可以用改变齿条各齿槽宽而不改变齿扇各轮齿齿厚的办法来实现。一般是将齿条一般有4个齿两侧的齿槽宽制成比中间齿槽大020030MM即可。图53为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图图54用于选择偏心N的线图齿扇的齿厚沿齿宽方向变化，故称为变厚齿扇。其齿形外观与普通的直齿圆锥齿26轮相似。用滚刀加工变厚齿扇的切齿进给运动是滚刀相对工件作垂向进给的同时，还以一定的比例作径向进给，两者合成为斜向进给。这样即可得到变厚齿扇。变厚齿扇的齿顶及齿根的轮廓面为圆锥面，其分度圆上的齿厚是成比例变化的，形成变厚齿扇，如图55所示图55变厚齿扇的截面在该图中若00截面原始齿形的变位系数0，则位于其两侧的截面II和分别具有0和0，即截面II的齿轮为正变位齿轮，而截面的齿轮为负变位齿轮。即变厚齿扇在其整个齿宽方向上是由无穷多的原始齿形变位系数逐渐变化的圆柱齿轮所形成。因为在与00平行的不同截面中，其模数M不变、齿数亦同，故其分度圆及基圆亦不变，即为分度圆柱和基圆柱。其不同截面位置上的渐开线齿形，均为在同一基圆柱上展开的渐开线，仅仅是其轮齿的渐开线齿形离基圆的位置不同而已，故应将其归人圆柱齿轮范畴，而不应归于直齿圆锥齿轮范围，虽然它们从外观上更相似，因为直齿圆锥齿轮轮齿的渐开线齿形的形成基准是基锥。变厚齿扇齿形的计算，如图56所示，一般将中间剖面AA规定为基准剖面。由AA剖面向右时，变为系数为正，向左则变为系数为零（OO剖面），再变为负。若OO剖面距AA剖面的距离为，则其值为0A（58）01/TANM式中，在截面AA处的原始齿形变位系数；1M模数；切削角。为切削角。常见的有630和730两种。在切削角一定得条件下，各剖面的变为系数取决于距离基准剖面AA的距离。A27图56齿扇剖面图法向压力角，一般在2030之间，根据表42，选为2230；切削角为0630；齿顶高系数，一般取08或10，这里取10；径向间隙系数，取02；整1X圆齿数Z，在1215之间取，取为13；齿扇宽度B，一般在2238MM，取为30MM。列出如下表53变厚齿扇（AA）处的齿形参数（MM）参数名称参数齿顶高系数1X10齿顶高AH60齿根高F72齿全高72径向间隙C12变位系数014齿顶圆直径D9168分度圆弧齿厚96228说明基准截面见图56的截面AA，为齿扇宽度的中间位置处的截面。根据表53，列出变厚齿扇的齿形参数齿顶高系数10X径向间隙系数2C齿顶高1AHMM径向间隙60齿根高27FAC全齿高13FH变位系数014A齿顶圆直径220146098ADZXMM分度圆弧齿厚0TAN96S节圆的直径为MM61378D节圆半径/29R转向器角传动比为42910WIP52循环球式转向器零件强度计算为了保证行驶安全，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，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的原地转向阻力矩（NMM），即RM（59）31GFP式中F轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取07为转向轴负荷（N）1GP为轮胎气压（MPA）本设计中，；轮胎气压为042MPA，转向轴负载289000N。代入式（59）得1G2933107289176824RGFMNMPA作用在转向盘上的手力为（510）12RHSWWLMFDI式中转向摇臂长1L转向节臂长2转向盘直径SWD转向器角传动比WI转向器正效率转向摇臂长为200；转向节臂长为220；转向盘直径根据车型不同，在380MM550的标准系列内选取，查国家标准可取为500；角传动比为2449；循环球式转向器的传动副为滚动摩擦，摩擦损失小，其正效率可达85，这里取85。代入式（510）得12201768309545RHSWWLMFNDI确定计算载荷后，即可计算转向系零件的强度。1）钢球与滚道间的接触应力J（511）223CJRKFEJ式中K系数，根据AB查表165求得，其中AB用下式计算，（512）1/CR1/2RR钢球半径，见图51；取为3572RM螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径，见图51；取为3786CM螺杆外半径；取为171RE材料弹性模量，MPA5102每个钢球与螺杆滚道之间的正压；3F（513）30COSHFRNL转向盘圆周力HR转向盘轮缘半径；为250M30螺杆螺线导程角；已知为50钢球与滚道间的接触角；已知计为45参与工作的钢球数；已知为38个N钢球接触点至螺杆中心线之距离。钢球接触点至螺杆中心线的距离为L51435714COSCOS5149722DDM式中D为钢球中心距；D为钢球直径。表54系数K与AB的关系BA1009080706050403K0388040004100440046804900536060002015010050020010007K071608000970128041822713202由公式（513）可得303092519278SCO8147COS4HFRNNL由公式（512）可得A/B0044，查表54可得K为1280M由公式（511）可得522223319781037860164CJRKNEMPA当钢球与滚道的接触表面的硬度为HRC5864时，许用接
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