转向器的结构型式选择及其设计计算

. 1 / 13 5.2 转向器的结构型式选择与其设计计算 根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构型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 对转向其结构形式的选择，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与转向器的其他性能、 寿命、制造工艺等中、小型轿车以与前轴负荷小于 1.2t 的客车、货车，多采用齿轮齿条式转向器球面蜗杆滚轮式转向器曾广泛用在轻型和中型汽车上，例如：当前轴轴荷不大于2.5t 且无动力转向和不大于 4t 带动力转向的汽车均可选用这种结构型式 循环球式转向器则是当前广泛使用的一种结构，高级轿车和轻型与以上的客车、货车均多采用轿车、客车多行驶于好路面上，可以选用正效率高、可逆程度大些的转向器矿山、工地用汽车和越野汽车，经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式动力转向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器，因为路面的冲击可由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象 关于转向器角传动比对使用条件的适应性问题，也是选择转向器时应考虑的一个方面。

对于前轴负荷不大的或装有动力转向的汽车来说， 转向的轻便性不成问题， 而主要应考虑汽车高速直线行驶的稳定性和减小转向盘的总圈数以提高汽车的转向灵敏性因为高速行驶时， 很小的前轮转角也会导致产生较大的横向加速度使轮胎发生侧滑 这时应选用转向盘处于中间位置时角传动比较大而左、 右两端角传动比较小的转向器 对于前轴负荷较大且未装动力转向的汽车来说，为了避免“转向沉重” ，则应选择具有两端的角传动比较大、中间较小的角传动比变化特性的转向器 下面分别介绍几种常见的转向器 5.2.1 循环球式转向器 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与落幕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与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 循环球式转向器的传动效率高、工作平稳、可靠，螺杆与螺母上的螺旋槽经渗碳、淬火与磨削加工，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 5.2.1.1 循环球式转向器的角传动比wi 由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动角时，转向螺母与其齿条的移动量应为 ts)360/( （5－21） 式中 t——螺杆或螺母的螺距。

这时，齿扇转过角设齿扇的啮合半径wr，则角所对应的啮合圆弧长应等于 s，即 srw2)360/( （5－22） 由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比wi为 . . 2 / 13 triww2 （5－23） 5.2.1.2 螺杆－钢球－螺母传动副 螺杆－钢球－螺母传动副与通常的螺杆一螺母一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 围可按式(5—23)初选，螺旋线导程角0约为 6º ～ 11º 。

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bd约为 6～9mm一般应参考同类型汽车的转向器选取钢球直径bd，并应使之符合国家标准钢球直径尺寸差应不超过bd510128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 n 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说明在每个环路中n 以不大于 60 为好 钢球数目(不包括钢球导管中的)可由下式确定： bbdWddWdn000cos （5－24） 式中0d——钢球中心距， （见图 5—2） ； W——一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＝1.5～ 2.5，当转向器的钢球工作圈数需大于 2.5 时，则应采用两个独立的环路； bd——钢球直径； 0——螺线导程角 钢球中心距0d是指钢球滚动时其中心所在的圆柱表面的横截面的圆的直径它是一个基本尺寸参数，将影响循环球转向器的结构尺寸与强度设计时可参考同类车进行初选，经强度验算后再进行修正 显然， 在保证强度的前提下应尽量取小些 在已知螺线导程角0和螺距 t 的情况下，0d亦可由下式求得： 00tantd  （5－25） 式中 t——螺杆与螺母滚道的螺距； . . 3 / 13 0——螺线导程角。

螺杆螺旋滚道的径1d，外径d，以与螺母的尺寸 1D，D(见图 5—2)，在确定钢球中心距0d后即可由下式确定： 图 5—2 螺杆与螺母的螺旋滚道截面 (a) 四点接触的滚道截面；(b)两点接触的滚道截面 (b) B、D——钢球与滚道的接触点；0d——钢球中心距；cr——滚道截面的圆弧半径 hDDxrdDhddxrddcc2)(22)(2101101 （5－26） 式中0d——钢球中心距； cr——螺杆与螺母的滚道截面的圆弧半径， （见图 5－2） ； x——滚道截面圆弧中心相对于钢球中心线的偏移距（见图 5－2） ； sin2bcdrx （5－27） bd——钢球直径； ——钢球与滚道的接触角，通常取＝45º ； h——滚道截面的深度， （见图 5－2） ，可取 h＝（0.30～0.35）bd （5－28） . . 4 / 13 D 应大于 d，一般也可取D＝d＋（0.05h～0.10）bd 滚道截面有四点接触式、两点接触式（见图 5－2）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 接触角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 (见图)增大"将使径向力增大而轴向力减小；反之则相反通常多取 45º ，以使径向力与轴向力的分配均匀 螺距 t 和螺旋线导程角0：前者影响转向器的角传动比(见式(5—23))；后者影响动效率(见式(5—6)、 式(5—7)) 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。

工作钢球的总圈数W：决定于接触强度 总圈数增多钢球亦增多， 则可降低接触应力、提高承载能力一般有 2.5、3 和 5 圈的，当W＞2.5 时则应采用两个独立的环路 螺杆和螺母一般采用 20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi 3A 钢制造，表面渗碳，渗碳层深度为 0.8～1.2mm，重型汽车和前轴负荷大的汽车的转向器，渗碳层深度可达 1.05～1.45mm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、 小的摩擦损失以与达到实际上的无隙配合(螺杆的轴向间隙不应大于 0.002～0.003mm)，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、钢球与螺母的尺寸进行选配来达到的 5.2.1.3 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1O转动，如图 5－3 所示，1O相对于摇臂轴的中心O有距离为n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，齿侧间隙s也逐渐加大，s可表达为 ]coscos[tan2tan22222nrnnrrsww （5－29） 式中r——径向间隙； ——啮合角； . . 5 / 13 wr——齿扇的分度圆半径； ——摇臂轴的转角 图 5－3 为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图 图 5－4 用于选择偏心 n 的线图 当，wr确定后，根据上式可绘制如图 5—4 所示的线图，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方法来实现 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 0.20～0.30mm 即可。

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与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 5—5 所示 . . 6 / 13 图 5－5 变厚齿扇的截面 在该图中若 0－0 截面原始齿形的变位系数＝0，则位于其两侧的截面 I—I 和Ⅱ一Ⅱ分别具有＞0 和车＜0，即截面 I—I 的齿轮为正变位齿轮，而截面Ⅱ一Ⅱ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 0 一 0 平行的不同截面中，其模数 m 不变、齿数亦同，故其分度圆与基圆亦不变，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畴，而不应归于直齿圆锥齿轮围，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。

变厚齿扇齿形参数的计算 . . 7 / 13 图 5－6 变厚齿扇的齿型计算用图 通常取齿扇宽度的中间位置作基准截面，如图 5—6 所示的截面 A—A由该截面至大端(截面 B－B)时，各截面处的变位系数均取正，向小端(截面 C—C)时，变位系数由正变为零(截面 O—O)再变为负值设截面 O—O 至截面 A－A 的距离为0a，则 tan/0maA （5－30） 式中A——在截面 A－A 处的原始齿形变位系数； m——模数； ——切削角 由式（5－30）可知：当齿扇的模数 m 与切削角选定后，各截面处的变位系数取决于该截面与基准截面的间的距离a（见图 5－6） 变厚齿扇基准截面（截面 A—A）处的齿形计算可按表 5－3 进行，计算前应将先选定的参数也列在该表中其中齿扇模数 m 是根据前桥负荷与汽车的装载质量的不同参考表 5－1选取；法向压力角0一般为 20°～30°；切削角常见的有 6°30¹ 和 7°30¹ 两种；齿顶高系数1x一般取 0.8 或 1.0；整圆齿数 z 一般在 12～18 围选取；齿扇宽度 F 一般在 22～28mm 围选取。

. . 8 / 13 表 5－1 各类汽车循环球转向器的齿扇模数 表 5－2 变厚齿扇（A－A）处的齿形参数选择与计算 （mm） 说明：基准截面见图 5－6 的截面 A—A，为齿扇宽度的中间位置处的截面 最大变位系数截面即截面 B—B（见图 5－6） ，应对该截面的齿形作齿顶变尖的核算，如表 5－3 所示 表 5－3 最大变位系数截面（截面 B－B）齿顶变尖核算 说明：一般容许的齿顶圆弧齿厚的最小值为： （0.25～0.30）m 当 m＝3～4 时 （0.20～0.25）m 当 m＝4～6 时 （0.10～0.20）m 当 m＝7～8 时 表 5－4 给出了循环球式转向器的一些参数，供设计时参考 . . 9 / 13 5.2.1.4 循环球式转向器零件的强度计算 为了进行强度计算，首先要确定其计算载荷式(5—13)曾给出了汽车在于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 （见式 （5—18） ）和在转向盘上的切向力（见式(5－19)） ，它们均可作为转向系的最大计算载荷。

但对前轴符合大的重型载货汽车，用式（5－18）或(5－19)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 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 322)12(cbjrdNEK≤][j （5－31） 式中 K——系数，根据 A／B 查表 16—5 求得，其中 A／B 用下式计算： )(2/ )2(/bcbcddrdrdBA （5－32） d——螺杆外径，见图 16—10； cr——螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径，见图 5—2； bd——钢球直径； E——材料弹性模量，5101 . 2MPa； N——每个钢球与螺杆滚道之间的正压力； cossin0nlRFNh （5－33） hF——转向盘圆周力； R——转向盘轮缘半径； 0——螺杆螺线导程角； . . 10 / 13 ——钢球与滚道间的接触角； n——参与工作的钢球数； l——钢球接触点至螺杆中心线之距离 表 16—5 系数 K 与 A／B 的关系 mm A/B 1.00 0.90 0.80 0.70 0.60 0.50 0.40 0.30 0.20 0.15 0.10 0.05 0.02 0.01 0.007 K 0.388 0.40 0.41 0.44 0.468 0.490 0.536 0.600 0.716 0.800 0.970 1.280 1.800 2.271 3.202 当钢球与滚道的接触表面的硬度为 HRC58～64 时，许用接触应力][j可取为 3000～3500MPa。

为了满足式(5—31)所表达的接触强度的要求，钢球的工作总圈数应达到 bbnnW （5－34） 式中bn——一圆滚道中的钢球数； 000cossinbbbdddtn （5－35） t——螺距； 0d—－钢球中心距(见图 5－2) 0——螺线导程角； bd——钢球直径； bn——需要的工作钢球总数； bbn≥)coscos/(0NFoc （5－36） ocF——作用在齿条与齿扇的齿上的力； wocrTF （5－37） T——转向摇臂轴上的力矩，见式(5—18)； wr——齿扇的啮合半径； ——考虑轴向力在各钢球间不均匀分配的系数，＝0.8～0.9； N——钢球与螺杆滚道之间的正压力，见式(5—33)； ——钢球与滚道间的接触角，见图 5—2 当由式(16—34)算得的钢球工作总圈数W＞2.5 时，则应采用圈数与钢球数相同的两个独立的环路， 以使载荷能较均匀地分布于各钢球并保持较高的传动效率 但钢球总数 (包括在钢球导管中的)不应超过 60 个否则应加大钢球直径并重新计算 . . 11 / 13 径向间隙(见图 5—1)不应大于 0.02～0.03mm。

亦可用下式计算： )2(11ddDb （5－38） 轴向间隙可用下式计算： )2(0bcdrC （5－39） (1)螺杆在弯扭联合作用下的强度计算 螺杆处于复杂的应力状态， 在其危险断面上作用着弯矩和转矩， 其弯矩 M 与转矩 T 分别为： 4/ )tan(lFeFMococ （5－40） )tan()2/('00kocdFT＝)]sin(arctantan[)2/(00bocdfdF （5－41） 式中ocF——由式(16—37)决定的力，见图 5—2； e——齿条、齿扇啮合节点至螺杆中心的距离； l——螺杆两支承轴承间的距离； ——啮合角； 0d——钢球中心距； 0——螺线导程角； 'k——换算摩擦角； f——滚动摩擦系数，f＝0.008～0.010； ——钢球与滚道的接触角 这时，螺杆的当量应力为 22)/(4)]/()/[(TocBWTAFWM≤][ （5－42） 式中A，BW，TW——螺杆按其径1d计算的横截面积、弯曲截面系数和扭转截面系数 ][——许用应力，][≤3/s s——螺杆材料的屈服极限 （3）转向摇臂轴直径的确定 转向摇臂轴的直径可根据转向阻力矩rT与材料的扭转强度极限0由下式确定： 3016rkTd  式中k——安全系数，根据使用条件可取 2.5～3.5； . . 12 / 13 rT——转向阻力矩，见式（5－13） ； 0——扭转强度极限。

转向摇臂轴一般采用 20CrMnTi、22CrMnMo 或 20CrNi 3A 钢制造，表面渗碳，渗碳层深为0.8～1.2mm， 重型汽车和前轴负荷大的汽车， 则为1.05～1.45mm 淬火后表面硬度为HRC58—63 转向器壳体采用球墨铸铁 QT400—18 或可锻铸铁 KTH350—10，KTH370—12 制造 5.2.2 齿轮齿条式转向器 齿轮齿条式转向器的传动副为齿轮与齿条，其结构简单、布置方便，制造容易，但转向传动比较小，(一般不大于 15)，且齿条沿其长度方向磨损不均匀，故仅广泛用于微型汽车和轿车上 转向传动副的主动件是一斜齿圆柱小齿轮， 它和装在外壳中的从动件——齿条相啮合， 外壳固定在车身或车架上 齿条利用两个球接头直接和两根分开的左、 右横拉杆相联横拉杆再经球接头与梯形臂相接为了转向轻便，主动小齿轮的直径应尽量小通常，这类转向器的齿轮模数多在 2～3mm 围， 压力角为 20°， 主动小齿轮有 5～8 个齿， 螺旋角为 9°～15°根据小齿轮螺旋角和齿条倾斜角的大小和方向的不同，可以构成不同的传动方案 图 5—7 齿轮齿条式转向器传动副的布置方案 当左旋小齿轮与右倾齿条相啮合且齿轮螺旋角1与齿条倾斜角2相等时，则轴交角=0°，如图 5－7(a)所示；若1＞2，则21，如图 5－7(b)所示；若1＜2，. . 13 / 13 则21为负值，表示在齿条轴线的另一侧，如图 5－7(c)所示；当左旋小齿轮与左倾齿条或右旋小齿轮与右倾齿条相啮合时，则不管这些角度的大小如何，其轴交角均为21，如图 5－7(d)所示。

应根据整车布置的需要并考虑转向系的传动比与效率等来选择这些角度的大小和方向 齿轮齿条式转向系的角传动比 cos0rLiw （5－44） 式中L——梯形臂长度，mm； r一—主动小齿轮的节圆半径，mm； ——齿轮与齿条的轴交角，见图 5－7，多在 0°～30°围选择 齿轮齿条式转向器的正效率可达 70％～80％ 齿轮齿条式转向器的主动小齿轮可采用低碳合金钢如 20MnCr5、20MnCr4 或 15CrNi6(德国标准 DIN 17210)制造并经渗碳淬火；齿条可采用中碳钢或中碳合金钢如 45 号钢或 41Cr4 钢(德国标准 DIN 17200)制造并经高频淬火，表面硬度均应在 HRC 56 以上壳体常用铝合金压铸。