、题目: 、要求 :
货车总体设计及各总成选型设计 分别为给定基本设计参数的汽车，进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和 轴数，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的 设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。其余参数如表 表1
额定 装载质量 （Kg） 1：
最大 总质量 （kg） 最大车 -1 比功率 -1 比转矩 -1 班 号 速(Km·h) -1(KW· t -1) (N·m·t -1)
1000 2000 130 25 44 3 三、设计计算要求
. 根据已知数据，选取汽车类型、确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规规定 和汽
车设计规范。
选择轴数： 2 根 驱动形式： 4× 2 布置形式：平头式 发动机前置后驱
. 确定汽车主要参数：
1 ）主要尺寸，可从参考资料中获取；
平头式货车长 4000mm 宽 1500mm 高 2000mm 轴距 2500mm 轮距 1500mm 前悬 300mm 后悬 1200mm 车头长度 1400mm
2 ）进行汽车轴荷分配；
4× 2 后轮单胎 满载时：前轴 35％ 后轴 65％ 空载时：前轴 55％ 后轴 45％ 3 ）百公里燃油消耗量；
设计的货车百公里燃油消耗量： 3L（100t ·km）-1
4 ）最小转弯直径
货车的最小转弯直径 :
5 ）通过性几何参数
通过性几何参数： hmin 200mmγ 1 50 °γ 2 30 °ρ 1 5m
6） 制动性参数
表 2 制动性参数
行车制动 应急制动 FM FM 车辆类 型 制 动初车 速度 /(km/h ) DD/ 试 车道 (m 制 动距 离/m /s 2 ) 宽度 板力 /N /m 踏 动初车 速制 制 DD/ (m 操 纵力 /N( ≤ ) 度 /(km/h ) 2/s ) 动 距 离 /m 满 总 质量≤ 的汽车
≤ 22 50 ≥ ≤ 700 30 18 手 ≥ 600 载 空 ≤ 21 ≥ ≤ 450 脚 700 载 . 选定发动机功率、转速、扭矩。可以参考已有的车型。
3
发动机最大功率 Pemax=( magf r vamax／ 3600＋CDAvamax3／76140)／η T ηT 为传动系效率，
汽车可取 90％，ma为汽车总质量； g为重力加速度； f r为滚动阻力系数，对货车取； CD为空气阻力系 数，货车取； A为汽车正面投影面积。代入数值；得 Pemax= 转速 np取 5000r ／min
最大转
矩转速： Temax=9549×α× Pemax／ np α为转矩适应性系数， 一般在之间选取， 此时取，故 Temax =265N·m
因 np／ nT在之间选取， 故 nT取 2500 r ／min。
目录
一 循环球式转向器角传动比 .................................................. 错误 ! 未定义书签。 二 循环球式转向器结构 ..................................................... 错误 ! 未定义书签。 三 主要尺寸参数的选择 ..................................................... 错误 ! 未定义书签。
螺杆、钢球、螺母传动副 . ............................................... 错误!未定义书签。
钢球中心距 ............................................................. 错误 !未定义书签。 螺杆外径 ............................................................. 错误 !未定义书签。 螺母内径 ............................................................. 错误 !未定义书签。 钢球直径 ............................................................. 错误 !未定义书签。 接触角 ................................................................. 错误 !未定义书签。 螺距 .................................................................. 错误 !未定义书签。
螺旋线导程角 .................................................. 错误 !未定义书签。
工作钢球圈数 ...................................................... 错误 !未定义书签。 导管内径 ............................................................. 错误 !未定义书签。
齿条、齿扇传动副 ........................................................ 错误 !未定义书签。
齿扇模数 ............................................................. 错误 ! 未定义书签。 齿扇齿数 ............................................................. 错误 ! 未定义书签。 齿扇整圆齿数 ......................................................... 错误 ! 未定义书签。 齿扇压力角 ............................................................. 错误 !未定义书签。 切削角 .............................................................. 错误 !未定义书签。
四 循环球式转向器强度计算 .................................................. 错误 ! 未定义书签。
钢球与滚道之间的接触应力 . .............................................. 错误 !未定义书签。 五 转向摇臂轴直径的确定 ................................................. 错误 ! 未定义书签。
循环球式转向器设计
摘要：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与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上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。循环球式转向器的传动效率高、工作平稳、可靠，螺杆及螺母上的螺旋槽经渗碳、淬火及 磨削加工，耐磨性好、寿命长。齿扇与齿条啮合间隙的调整方便易行，这种结构与液力式动力转向液压装置的匹配 布置也极为方便。
关键词 ：循环球式 转向器
一 循环球式转向器角传动比
由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动ψ角时，转向螺母及其齿条的移动量应为
S=( ψ /360)t
式中 t ——螺杆或螺母的螺距。
这时，齿扇转过β角。设齿扇的啮合半径为 r w，则β角所对应的啮合圆弧长应等于 s, 即
( β /360)2 π•r w=s
由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比 式中 r w——齿扇的啮合半径；
t ——螺杆或螺母上的钢球滚道的螺距。
i
w
2 rw
二 循环球式转向器结构
采用循环球——齿条齿扇式转向器，结构形式如图
1：
他有两级传动副，一级是与转向轴连接的转向螺杆和转向螺母，另一极是齿条和齿扇。
转向螺母既是第一级传动副的从动件，又是第二级传动副的主动件。为了减少转向螺杆与转向 螺母之间的摩擦与磨损，二者的螺纹不直接接触，而是做成滚珠的内外滚道，中间装有许多滚珠， 以实现滚动摩擦。转向螺母上装有两个滚珠导管，每个滚珠导管的两端分别插入转向螺母侧面的孔 中，滚珠导管也装满了滚珠，形成两个各自独立的封闭通道。
图 1 循环球—齿条齿扇式转向器结构
1 轴承 2 转向螺杆 3 转向螺母 4 扇形齿轮轴 5 滚珠
三 主要尺寸参数的选择
螺杆、钢球、螺母传动副
螺杆、钢球、螺母传动副与通常的螺杆、螺母、传动副的区别在于前者是经过滚动的钢球将力 由螺杆传至螺母， 变滑动摩擦为滚动摩擦。 螺杆和螺母上的相互对应的螺旋槽构成钢球的螺旋滚道。 转向时转向盘经转向轴转动螺杆，使钢球沿螺母上的滚道循环地滚动（如图 2）。为了形成螺母上的 循环轨道，在螺母上与其齿条相反的一侧表面（通常为上表面）需钻孔与螺母的螺旋滚道打通以形 成一个环路滚道的两个导孔，并分别插入钢球导管的两端导管。钢球导管是由钢板冲压成具有半圆 截面的滚道，然后对接成导管，并经氰化处理使之耐磨。插入螺母螺旋滚道两个导孔的钢球的两个 导管的中心线应与螺母螺旋滚道的中心线相切。螺杆与螺母的螺旋滚道为单头（单螺旋线）的，且 具有不变的螺距， 通常螺距 t 约在 8-13mm范围内 , 螺旋线导程角 0 约为 6°-11 °。转向盘与转向器 左置时转向螺杆为左旋，右置时为右旋。钢球直径 d 约为 6-9mm。一般应参考同类型汽车的转向器
-5
选取钢球直径 d 并应使之符合国家标准。钢球直径尺寸差应不超过 128×10-5d。显然，大直径的钢
球其承载能力亦大，但也使转向器的尺寸增大。钢球的数量也影响承载能力，增多钢球使承载能力 增大，但也使钢球的流动性变差， 从而要降低传动效率。 经验表明在每个环路中 n以不大于 60 为好。
图 2 螺杆、螺母、钢球连接图 3.1.1 钢球中心距 D=32mm 3.1.2 螺杆外径 D1=29mm 3.1.3 螺母内径
D2= 一般要求 D2-D1=(5%-10%)D 3.1.4 钢球直径 d=
钢球数量 n(n 不超过 60) : 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。 钢球数目可有下式确定：
n 21
dcos 0 d
DW DW
式中 D- 钢球中心距；
W——个环路中的钢球工作圈数，为了使载荷在各钢球间分布均匀，一般
W=，当转向器的钢球
工作圈数需大于时，则应采用两个独立的环路；
d- 钢球直径；
0
——螺线导程角；
3.1.5 滚道截面
四段圆弧滚道截面。 %滚道截面有四点接触式、两点接触式和椭圆滚道截面等。四点接触式滚道 截面由四段圆
弧组成，螺杆和螺母的滚道截面各为两段圆弧。四点接触式滚道截面可获得最小的轴 向间隙，以避免轴向定位的不稳定，受载后基本上可消除轴向位移，但滚道与钢球间仍应有间隙以 贮存磨屑、减小磨损。虽然其制造工艺较复杂，但仍得到广泛应用。两点接触式滚道截面由两段圆 弧组成，其螺杆和螺母滚道均为单圆弧，形状简单。当螺杆受有轴向载荷时，螺杆与螺母间产生轴 向相对位移使轴向定位不稳定，增加了转向盘的自由行程，这对装动力转向的转向系特别不利，因 为它降低了分配阀的灵敏度，从而影响转向性能。椭圆滚道的螺杆部分为椭圆截面、螺母部分为圆 弧截面。钢球以三点（与滚道接触，被精确地定位于滚道中心，轴向定位精确，但加工较复杂。螺 杆滚道应倒角以避免尖角划伤钢球。
3.1.6
接触角
θ =45 。接触角θ是指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。增 大θ将使径向力
增大而轴向力减小；反之则相反。通常θ多取 45 ，以使径向力与轴向力的分配均 匀。
3.1.7 螺距
t= 10mm
3.1.8 螺旋线导程角
α 6
0=
前者影响转向器的角传动比；后者影响传动效率。选择时应满足角传动比的要求和保证有较高 的正效率，而反行程时不发生自锁现象。
3.1.9
工作钢球圈数
W=圈。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，能降低接触压力，提高承载能力；但钢球受力不均匀，螺 杆增长使刚度降低。工作钢球圈数有圈和圈。
3.1.10 导管内径
d1=d+e 取 e=，则 d1= 导管壁厚 1mm
螺杆和螺母一般采用 .20CrMnTi 、22CrMnMo、 20CrNi3A 钢制造，表面渗碳，渗碳层深度为，重 型汽车和前轴负荷大的汽车的转向器，渗碳层深度可达。淬火后表面硬度为 HRC58-64.
螺杆 -钢球 -螺母传动副的高可靠性、长寿命、小的摩擦损失以及达到实际上的无隙配合（螺杆 的轴向间隙不应大于） ，是通过对滚道的高精度加工，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） ，并对螺杆、钢球及螺母的尺寸进行选配来达到的。 齿条、齿扇传动副
齿扇通常有 5 个齿，它与摇臂轴为一体。齿扇的齿厚沿齿长方向是变化的，这样即可通过轴向 移动摇臂轴来调节齿扇与齿条的啮合间隙。由于转向器经常处于中间位置工作，因此齿扇与齿条的 中间齿磨损最厉害。为了消除中间齿磨损后产生的间隙而又不致在转弯时使两端齿卡住，则应增大 两端齿啮合时的齿侧间隙。这种必要的齿侧间隙的改变可通过使齿扇各齿具有不同的齿厚来达到。 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 其相对于摇臂轴的中心有距离为 n 的偏心。这样加工的齿扇在与齿条的啮合中由中间齿转向两端的 齿时，齿侧间隙 s也逐渐加大， s 可表达为
s 2 r tan 2tan [rw ncos
式中 r ——径向间隙； ——啮合角；
n2 cos2 rw2 n2]
rw ——齿扇的分度圆半径；
——摇臂轴的转角。
当 ， rw 确定后，根据上式可绘制图，用于选择适当的
n 值，以便使齿条、齿扇传动副两端齿
啮合时，齿侧间隙 s 能够适应消除中间齿最大磨损量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 s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即可。 变厚齿扇基准截面处的齿形计算，计算前应将先选定的参数也列在该表中。其中齿扇模数
m是
根据前桥负荷及汽车的装载质量的不同参考下表选取； 法向压力角 0 一般为 20 30 ；切削角 常 见的有 6 30'和
7 30'两种；齿顶高系数 1一般取或；整圆齿数 Z 一般在 12-18 范围内选取；齿扇 宽度 F 一般在 22-28mm范围内
选取。
齿扇齿模数 m/mm 发动机 排量 /mL 乘用车 500 1000-1800 1600-2000 2000 2200 前轴负 荷/N 前轴负 荷/N 商用车 最大载 质量 /kg 3500-3800 4700-7350 7000-9000 8300-11000 3000-5000 4500-7500 5500-18500 7000-19500 9000-24000 350 1000 2500 2700 3500 从表 7-1 中取
3.2.1
齿扇模数
3.2.2 5 3.2.3
齿扇齿数
齿扇整圆齿数
： 13
3.2.4
齿扇压力角
22 30'
3.2.4
切削角
6 30'
3.2.5 25
齿扇宽
四 循环球式转向器强度计算
为了进行强度计算，首先要确定其计算载荷。曾给出了汽车在干而粗糙的硬路面上作原地转向
时转向轮的转向阻力矩，利用它可求得转向摇臂上的力矩和在转向盘上的切向力。它们均可作为转 向系的最大计算载荷。但对前轴负荷大的重型载货汽车，计算出来的力往往会超过司机在体力上的 可能。这时在计算转向器和动力转向的动力缸以前的零件时，可取司机作用在转向盘轮缘上的最大 瞬时力，此力可取为 700N。
钢球与滚道之间的接触应力 钢球与滚道之间的接触应力 为
式中 K——系数，根据根据 A/B 查下表取得。
A
K 其中 A/B 用下式计算：
A/ B d(2rc db)/ 2rc(d db)
d—螺杆外径 ;
—
rc —螺杆与螺母滚道截面的圆弧半— 径 db
— —钢球直径； E—
— 材料弹性模量，× 105MPa;
N—每个钢球与螺杆滚道之间的正压
N
FhR nlsin 0 cos
Fh —转向盘圆周力； —
R—转向盘轮缘半径；
—
— —螺杆螺线导程角； θ—
n—
0
—钢球与滚道间的接触角；
参与工作的钢球数； l ——钢球接触点至螺杆中心线之距离
—
当钢球与滚道的接触表面的硬度为 HRC58-64时，许用接触应力［σ］可取为 3000-3500MPa。
700x0.45
21 0.00895 sin 6 cos45
26390.4 N
A/ B d(2rc db) / 2rc(d db) 0.8
所以 K=
K3NE2( 2 1)2 0.4683 26390.4 (2.1 105)2(
db rc
合格
) 2350MPa
0.007144 0.00045
2 12
五 转向摇臂轴直径的确定
取摇臂轴直径： 32mm
转向摇臂轴的直径可根据转向阻力矩 Mr 及材料的扭转强度极限 0 由下式确定：
KMr 0.2 0
式中， K 为安全系数，根据汽车使用条件不同可取； Mr 为转向阻力矩； 0 为扭转强度极限。
摇臂轴用 20CrMnTi 刚制造，表面渗碳，渗碳层深度在。对于前轴负荷大的汽车，渗碳层深
度为。表面硬度为 58-63HRC.
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