裝配圖城市SUV汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計,裝配,城市,suv,汽車,循環(huán),轉(zhuǎn)向,系統(tǒng),設計 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 城市SUV汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計 摘 要 汽車在行駛過程中，經(jīng)常需要改變行駛方向，汽車轉(zhuǎn)向系是汽車轉(zhuǎn)向運動的裝置，該系統(tǒng)由操縱機構(gòu)，轉(zhuǎn)向器，傳動機構(gòu)三部分組成，作為整車的一個重要總成，是影響汽車操縱穩(wěn)定性和行駛安全性的關鍵系統(tǒng)之一。本文即完成了與長城哈弗H5歐風版（兩驅(qū)）獨立懸架系統(tǒng)相配用的循環(huán)球式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計。 在城市SUV汽車循環(huán)球式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計過程中，首先確定汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)型式為機械轉(zhuǎn)向，明確轉(zhuǎn)向系的主要設計要求，選擇長城哈弗H5歐風版（兩驅(qū)）作為設計的基礎車型，參考該車型的主要技術參數(shù)，逐步確定了轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù)，例如轉(zhuǎn)向系的力傳動比ip''=203.66、作用在方向盤上的手力?h=128.45N等。其次進行了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)型式選擇及其設計計算，確定了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動比轉(zhuǎn)向器的角傳動比iω=17.15，完成了螺桿-鋼球-螺母傳動副及齒條-齒扇傳動副的設計，并對循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的重要零件進行了強度校核，如對鋼球與滾道間的接觸應力及轉(zhuǎn)向搖臂軸強度的校核，結(jié)果均符合設計要求。最后設計了轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)。長城哈弗H5歐風版（兩驅(qū)）的前懸架系統(tǒng)采用了麥弗遜式獨立懸架，所以本次設計相應采用分段式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)，用圖解法確定了轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷開點位置，并驗證了內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關系，對轉(zhuǎn)向系的轉(zhuǎn)向梯形進行了優(yōu)化設計，得到了良好的轉(zhuǎn)向梯形特性，最終完成了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計，確保將該設計方案運用到車輛上時具有良好的轉(zhuǎn)向性能。 關鍵詞：城市SUV，轉(zhuǎn)向系統(tǒng),機械轉(zhuǎn)向,循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器,斷開式轉(zhuǎn)向梯形 56 URBAN SUV RECIRCULATING BALL STEERING SYSTEM DESIGN ABSTRACT A car in motion need to change the direction of travel frequently. Automobile steering system is a vehicle steering movement device. The system consists of control mechanism, steering and transmission. As an important vehicle assembly, it is a critical system affecting vehicle handling and stability and driving safety. In this thesis I completed a recirculating ball steering system design matched with the Great Wall Motor Haval H5 European style (two-drive) independent suspension system. Firstly, in the process of recirculating ball steering system design of urban SUV, I determined the structure type of automobile steering system as the mechanical steering, cleared the main design requirements of steering system and Selected the Great Wall Motor Haval H5 European style (two-drive) as the basis model of design, made the main technical parameters of this model as known parameters, gradually established the main steering system performance parameters, such as the steering force transmission ratio is ip''=203.66, the practicing hand on the steering wheel is ?h=128.45N. Secondly, I proceed to select recirculating ball-style steering gear structure type and completed the design calculation of it, identified the recirculating ball steering angle transmission ratio iω=17.15, completed the design of the screw - ball - nut transmission pair and racks – teeth fan gear pair and made the strength check of ??important parts of the recirculating ball steering, such as the contact stress between balls and raceway and the steering arm shaft strength check. Finally, I designed the steering linkage. The front suspension of Great Wall Motor Haval H5 European style (two-drive) uses MacPherson independent suspension system. Therefore, this design corresponding uses a segmented steering linkage, determined disconnect position of steering tie rod graphically and verified the relationship between internal and external rotation angle, got a good feature of steering trapezoid, and then I completed the recirculating ball steering system design, ensure that the design can be applied to the vehicle with good steering performance. KEY WORDS: Urban SUV, The Steering System, Mechanical Steering, Recirculating Ball Steering, The Separation Type Steering Trapezoid 目 錄 第一章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述 1 §1.1 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 1 §1.1.1 機械轉(zhuǎn)向系 1 §1.1.2 動力轉(zhuǎn)向系 2 §1.1.3 轉(zhuǎn)向系的主要設計要求 3 §1.2 轉(zhuǎn)向器及轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 4 §1.2.1 轉(zhuǎn)向器的傳動效率及轉(zhuǎn)向盤自由行程 4 §1.2.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 5 §1.2.3 轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 6 §1.3 哈弗H5歐風版（兩驅(qū)）技術參數(shù) 8 第二章 轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù) 10 §2.1 轉(zhuǎn)向系的效率 10 §2.2 轉(zhuǎn)向系的角傳動比與力傳動比 11 §2.2.1 角傳動比 11 §2.2.2 力傳動比 12 §2.2.3 轉(zhuǎn)向器角傳動比的變化規(guī)律 15 §2.3 轉(zhuǎn)向器的傳動間隙特性 17 §2.4 轉(zhuǎn)向系的剛度及轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù) 17 §2.4.1 轉(zhuǎn)向系的剛度 17 §2.4.2 轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù) 19 第三章 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)型式選擇及其設計計算 20 §3.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動比 21 §3.2 螺桿-鋼球-螺母傳動副 22 §3.3 齒條-齒扇傳動副 25 §3.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件的強度計算 32 §3.4.1 鋼球與滾道間的接觸應力 32 §3.4.2 螺桿在彎扭聯(lián)合作用下的強度計算 35 §3.4.3 轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定 36 第四章 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)設計 37 §4.1 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)概述 37 §4.2 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設計 40 §4.2.1 整體式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設計 40 §4.2.2 分段式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu) 45 §4.3 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的臂、桿與球銷 47 §4.3.1 轉(zhuǎn)向搖臂的強度計算 49 §4.3.2 轉(zhuǎn)向縱拉桿與橫拉桿的計算 50 §4.3.3 球銷的強度與耐磨性校核 51 結(jié) 論 52 參考文獻 53 致 謝 54  符號說明 ηο 轉(zhuǎn)向系的效率 L 軸距，mm B1 前輪距，mm αο 螺桿的螺線導程角，° ? 摩擦系數(shù) iοω 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 rh 轉(zhuǎn)向盤的半徑，mm a 主銷偏移距，mm Tr 轉(zhuǎn)向阻力矩，N?mm G1 轉(zhuǎn)向軸的載荷，N β 主銷內(nèi)傾角，° γ 主銷后傾角，° ?h 轉(zhuǎn)向盤上的手力，N Cs 轉(zhuǎn)向系的剛度 rw 齒扇的嚙合半徑，mm t 螺桿或螺母上的鋼球滾道的螺距，mm db 鋼球直徑，mm α0 螺線導程角，° rc 螺桿與螺母的滾道截面的圓弧半徑，mm θ 鋼球與滾道的接觸角，° m 模數(shù) d 螺桿外徑，mm E 材料彈性模量 σs 屈服極限，MPa τ0 扭轉(zhuǎn)強度極限，MPa 第一章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)概述 §1.1 汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 汽車在行駛過程中，需按駕駛員的意志經(jīng)常改變其行駛方向，即所謂汽車轉(zhuǎn)向。就輪式汽車而言，實現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向的方法是，駕駛員通過一套專設的機構(gòu)，使汽車轉(zhuǎn)向橋（一般是前橋）上的車輪（轉(zhuǎn)向輪）相對于汽車縱軸線偏轉(zhuǎn)一定角度。在汽車直線行駛時，往往轉(zhuǎn)向輪也會受到路面?zhèn)认蚋蓴_力的作用，自動偏轉(zhuǎn)而改變行駛方向。此時，駕駛員也可以利用這套機構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪向相反方向偏轉(zhuǎn)，從而使汽車恢復原來的行駛方向。這一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構(gòu)，即稱為汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（俗稱汽車轉(zhuǎn)向系）。因此，汽車轉(zhuǎn)向系的功用是，保證汽車能按駕駛員的意志而進行轉(zhuǎn)向行駛。 汽車轉(zhuǎn)向系可按轉(zhuǎn)向能源的不同分為機械轉(zhuǎn)向系和動力轉(zhuǎn)向系兩大類。 §1.1.1 機械轉(zhuǎn)向系 機械轉(zhuǎn)向系以駕駛員的體力作為轉(zhuǎn)向能源，其中所有傳力件都是機械的。機械轉(zhuǎn)向系由轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)三大部分組成。 圖1-1 機械轉(zhuǎn)向系示意圖 1-轉(zhuǎn)向盤；2-轉(zhuǎn)向軸；3-轉(zhuǎn)向萬向節(jié)；4-轉(zhuǎn)向傳動軸；5-轉(zhuǎn)向器；6-轉(zhuǎn)向搖臂； 7-轉(zhuǎn)向直拉桿；8-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；9-左轉(zhuǎn)向節(jié)；10、12-梯形臂； 11-轉(zhuǎn)向橫拉桿；13-右轉(zhuǎn)向節(jié) 圖1-1所示為機械轉(zhuǎn)向系的組成和布置示意圖。當汽車轉(zhuǎn)向時，駕駛員對轉(zhuǎn)向盤1施加一個轉(zhuǎn)向力矩。該力矩通過轉(zhuǎn)向軸2、轉(zhuǎn)向萬向節(jié)3 和轉(zhuǎn)向傳動軸4輸入轉(zhuǎn)向器5。經(jīng)轉(zhuǎn)向器放大后的力矩和減速后的運動傳到轉(zhuǎn)向搖臂6，再經(jīng)過轉(zhuǎn)向直拉桿7傳給固定于左轉(zhuǎn)向節(jié)9上的轉(zhuǎn)向節(jié)臂8，使左轉(zhuǎn)向節(jié)和它所支承的左轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。為使右轉(zhuǎn)向節(jié)13及其支承的右轉(zhuǎn)向輪隨之偏轉(zhuǎn)相應角度，還設置了轉(zhuǎn)向梯形。轉(zhuǎn)向梯形由固定在左、右轉(zhuǎn)向節(jié)上的梯形臂10、12和兩端與梯形臂作球鉸鏈連接的轉(zhuǎn)向橫拉桿11組成。 從轉(zhuǎn)向盤到轉(zhuǎn)向傳動軸這一系列部件和零件屬于轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)。由轉(zhuǎn)向搖臂至轉(zhuǎn)向梯形這一系列部件和零件（不含轉(zhuǎn)向節(jié)）均屬于轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)。 目前，許多國內(nèi)外生產(chǎn)的新車型在轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)中采用了萬向傳動裝置（轉(zhuǎn)向萬向節(jié)和轉(zhuǎn)向傳動軸）。這有助于轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器等部件和組件的通用化和系列化。只要適當改變轉(zhuǎn)向萬向傳動裝置的幾何參數(shù)，便可滿足各種變型車的總布置要求。即使在轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向器同軸線的情況下，其間也可采用萬向傳動裝置，以補償由于部件在車上的安裝誤差和安裝基體（駕駛室、車架）的變形所造成的二者軸線實際上的不重合。 轉(zhuǎn)向盤在駕駛室安置位置與各國交通法規(guī)規(guī)定車輛靠道路左側(cè)還是右側(cè)通行有關。包括我國在內(nèi)的大多數(shù)國家規(guī)定車輛右側(cè)通行，相應地應將轉(zhuǎn)向盤安置在駕駛室左側(cè)。這樣，駕駛員的左方視野較廣闊，有利于兩車安全交會。相反，在一些規(guī)定車輛靠左側(cè)通行的國家和地區(qū)使用的汽車上，轉(zhuǎn)向盤則應安置在駕駛室右側(cè)。 §1.1.2 動力轉(zhuǎn)向系 動力轉(zhuǎn)向系是兼用駕駛員體力和發(fā)動機動力為轉(zhuǎn)向能源的轉(zhuǎn)向系。在正常情況下，汽車轉(zhuǎn)向所需能量，只有一小部分由駕駛員提供，而大部分是由發(fā)動機通過動力轉(zhuǎn)向裝置提供的。但在動力轉(zhuǎn)向裝置失效時，一般還應當能由駕駛員獨立承擔汽車轉(zhuǎn)向任務。因此，動力轉(zhuǎn)向系是在機械轉(zhuǎn)向系的基礎上加設一套動力轉(zhuǎn)向裝置而形成的。 對最大總質(zhì)量在50t以上的重型汽車而言，一旦動力轉(zhuǎn)向裝置失效，駕駛員通過機械傳動系加于轉(zhuǎn)向節(jié)的力遠不足以使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)而實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。故這種汽車的動力轉(zhuǎn)向裝置應當特別可靠。 §1.1.3 轉(zhuǎn)向系的主要設計要求 一、汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應有側(cè)滑。 二、保證汽車有較高的機動性(轉(zhuǎn)彎半徑小)。 三、轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小。 四、汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自激振動，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。 五、懸架導向機構(gòu)和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)共同工作時，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應盡可能小。 六、操縱輕便，轉(zhuǎn)向時，施加在轉(zhuǎn)向盤上的切向力，對乘用車不應超過150～200N，對商用車不應超過500N。 七、轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 八、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構(gòu)。 九、在車禍中，當轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向軸由于車架或車身變形而后移時，轉(zhuǎn)向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 十、進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致。 正確設計轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)，可以使第一項要求得到保證。轉(zhuǎn)向系中設置有轉(zhuǎn)向減振器時能夠防止轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生自振，同時又能使傳到轉(zhuǎn)向盤上的反沖力明顯降低。為了使汽車具有良好的機動性能，必須使轉(zhuǎn)向輪有盡可能大的轉(zhuǎn)角，并要達到按前外輪車輪軌跡計算，其最小轉(zhuǎn)彎半徑能達到汽車軸距的2～2.5 倍。通常用轉(zhuǎn)向時駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力大小和轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)多少兩項指標來評價操縱輕便性。沒有配置動力轉(zhuǎn)向的乘用車，在行駛中轉(zhuǎn)向，此力應為50～100N；有動力轉(zhuǎn)向時，此力在20～50N。當商用車從直線行駛狀態(tài)，以10km/h 的速度在柏油或水泥的水平路段上轉(zhuǎn)入沿半徑為12m 的彎道上行駛，且路面干燥，若轉(zhuǎn)向系內(nèi)沒有裝動力轉(zhuǎn)向器，上述切向力不得超過250N；有動力轉(zhuǎn)向器時，不得超過120N。乘用車轉(zhuǎn)向盤從中間位置轉(zhuǎn)到每一端的圈數(shù)不得超過2 圈，商用車則要求不超過3 圈。 §1.2 轉(zhuǎn)向器及轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) §1.2.1 轉(zhuǎn)向器的傳動效率及轉(zhuǎn)向盤自由行程 轉(zhuǎn)向器是轉(zhuǎn)向系的減速傳動裝置，一般有1~2級減速傳動副。它可按傳動副的結(jié)構(gòu)形式分類。曾經(jīng)出現(xiàn)過的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式很多，但有些已被淘汰。目前在汽車上廣泛采用的有齒輪齒條式、循環(huán)球-齒條齒扇式、循環(huán)球-曲柄指銷式和蝸桿曲柄指銷式等幾種結(jié)構(gòu)形式。 一、轉(zhuǎn)向器傳動效率 轉(zhuǎn)向器的輸出功率與輸入功率之比稱為轉(zhuǎn)向器傳動效率。在功率由轉(zhuǎn)向軸輸入，由轉(zhuǎn)向搖臂輸出的情況下求得的傳動效率稱為正效率，而傳動方向與上述相反時求得的效率則稱為逆效率。逆效率很高的轉(zhuǎn)向器很容易將經(jīng)轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)傳來的路面反力傳到轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤上，故稱為可逆式轉(zhuǎn)向器?？赡媸睫D(zhuǎn)向器有利于汽車轉(zhuǎn)向結(jié)束后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正，但也能將壞路面對車輪的沖擊力傳到轉(zhuǎn)向盤，發(fā)生“打手”情況。 逆效率很低的轉(zhuǎn)向器稱為不可逆式轉(zhuǎn)向器。不平道路對轉(zhuǎn)向輪的沖擊載荷輸入到這種轉(zhuǎn)向器，即由其中各傳動零件（主要是傳動副）承受，而不會傳到轉(zhuǎn)向盤上。路面作用于轉(zhuǎn)向輪上的回正力矩同樣也不能傳到轉(zhuǎn)向盤。這就使得轉(zhuǎn)向輪自動回正成為不可能。此外，道路的轉(zhuǎn)向阻力矩也不能反饋到轉(zhuǎn)向盤，使得駕駛員不能得到路面反饋信息（所謂喪失“路感”），無法據(jù)以調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)向力矩。 逆效率略高于不可逆式的轉(zhuǎn)向器稱為極限可逆式轉(zhuǎn)向器。其反向傳力性能介于可逆式和不可逆式之間，而接近于不可逆式。采用這種轉(zhuǎn)向器時，駕駛員能有一定的路感，轉(zhuǎn)向輪自動回正也可實現(xiàn)，而且只有在路面沖擊力很大時，才能部分地傳到轉(zhuǎn)向盤?，F(xiàn)代汽車上一般不采用不可逆式轉(zhuǎn)向器。經(jīng)常在良好路面上行駛的汽車多采用可逆式轉(zhuǎn)向器。極限可逆式轉(zhuǎn)向器多用于中型以上越野汽車和工礦用自卸汽車。 二、轉(zhuǎn)向盤自由行程 單從轉(zhuǎn)向操縱靈敏而言，最好是轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向節(jié)的運動能同步開始并同步終止。然而，這在實際上是不可能的。這是因為在整個轉(zhuǎn)向系中各傳動件之間都必然存在著裝配間隙，而且這些間隙將隨著零件的磨損而增大。在轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動過程的開始階段，駕駛員對轉(zhuǎn)向盤所施加的力矩很小，因為只是用來克服轉(zhuǎn)向系內(nèi)部的摩擦，使各傳動件運動到其間的間隙完全消除。故可以認為這一階段是轉(zhuǎn)向盤空轉(zhuǎn)階段。此后，才需要對轉(zhuǎn)向盤施加更大的轉(zhuǎn)向力矩以克服經(jīng)車輪傳到轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩，從而實現(xiàn)使各轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)的目的。轉(zhuǎn)向盤在空轉(zhuǎn)階段中的角行程稱為轉(zhuǎn)向盤自由行程。轉(zhuǎn)向盤自由行程對于緩和路面沖擊及避免使駕駛員過度緊張是有利的，但不宜過大，否則將使轉(zhuǎn)向靈敏性降低。一般說來，轉(zhuǎn)向盤從相應于汽車直線行駛的中間位置向任一方向的自由行程最好不超過10°~15°。當零件磨損嚴重到使轉(zhuǎn)向盤自由行程超過時25°~30°，則必須進行調(diào)整。 §1.2.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 本次設計重點介紹循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器也是目前國內(nèi)外汽車上較為流行的一種結(jié)構(gòu)形式。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器中一般有兩級傳動副，第一級是螺桿螺母傳動副，第二級是齒條齒扇傳動副或滑塊曲柄銷傳動副。 圖1-2 解放CA1040系列輕型載貨汽車轉(zhuǎn)向器 1-轉(zhuǎn)向器殼體；2-推力角接觸球軸承；3-轉(zhuǎn)向螺桿；4-轉(zhuǎn)向螺母；5-鋼球； 6-鋼球?qū)Ч芸ǎ?-鋼球?qū)Ч埽?-六角頭錐形螺塞；9-調(diào)整墊片；10-上蓋； 11-轉(zhuǎn)向柱管總成；12-轉(zhuǎn)向軸；13-轉(zhuǎn)向器側(cè)蓋襯墊；14-調(diào)整螺釘；15-螺母； 16-側(cè)蓋；17-孔用彈性擋圈；18-墊片；19-搖臂軸襯套；20-齒扇軸搖臂軸；21-油封 圖1-2所示為解放CA1040系列輕型載貨汽車的循環(huán)球-齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器[1]。轉(zhuǎn)向螺桿3的軸頸支承在兩個推力角接觸球軸承2上。軸承緊度可用調(diào)整墊片9調(diào)整。轉(zhuǎn)向螺母4外側(cè)的下平面上加工成齒條，與齒扇軸（即搖臂軸）20上的齒扇嚙合?？梢娹D(zhuǎn)向螺母既是第一級傳動副的從動件，也是第二級傳動副（齒條齒扇傳動副）的主動件（齒條）。通過轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向螺桿時，轉(zhuǎn)向螺母不能轉(zhuǎn)動，只能軸向移動，并驅(qū)使齒扇軸轉(zhuǎn)動。 為了減少轉(zhuǎn)向螺桿和轉(zhuǎn)向螺母之間的摩擦，二者之間的螺紋以沿螺旋槽滾動的許多鋼球5代之，以實現(xiàn)滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦。轉(zhuǎn)向螺桿和螺母上都加工出斷面輪廓為兩段或三段不同心圓弧組成的近似半圓的螺旋槽。兩者的螺旋槽能配合形成近似圓形斷面的螺旋管狀通道。螺母側(cè)面有兩對通孔，可將鋼球從此孔塞入螺旋形通道內(nèi)。兩根U形鋼球?qū)Ч?的兩端插入螺母側(cè)面的兩對通孔中。導管內(nèi)也裝滿了鋼球。這樣，兩根導管和螺母內(nèi)的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球“流道”。 轉(zhuǎn)向螺桿轉(zhuǎn)動時，通過鋼球?qū)⒘鹘o轉(zhuǎn)向螺母，螺母即沿軸向移動。同時，在螺桿與螺母兩者和鋼球間的摩擦力偶作用下，所有鋼球便在螺旋管狀通道內(nèi)滾動，形成“球流”。鋼球在管狀通道內(nèi)繞行1.5周后，流出螺母而進入導管的一端，再由導管另一端流回螺旋管狀通道。故在轉(zhuǎn)向器工作時，兩列鋼球只是在各自的封閉流道內(nèi)循環(huán)，而不致脫出。 與齒條相嚙合的齒扇，其齒厚是在分度圓上沿齒扇軸線按線性關系變化的，故為變厚齒扇。只要使齒扇軸20相對于齒條作軸向移動，即能調(diào)整兩者的嚙合間隙。調(diào)整螺釘14旋裝在側(cè)蓋16上。齒扇軸內(nèi)側(cè)端部有切槽，調(diào)整螺釘?shù)膱A柱形端頭即嵌入此切槽中。將調(diào)整螺釘旋入，則嚙合間隙減小，反之則嚙合間隙增大。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正傳動效率很高（可達90%~95%），故操縱輕便，使用壽命長，工作平穩(wěn)、可靠。但其逆效率也很高，容易將路面沖擊力傳到轉(zhuǎn)向盤。不過，對于前軸軸載質(zhì)量不大而又經(jīng)常在平坦路面上行駛的輕、中型載貨汽車而言，這一缺點影響不大。因此，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器已廣泛應用于各類各級汽車。 §1.2.3 轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu) 一、轉(zhuǎn)向盤的尺寸及布置 轉(zhuǎn)向盤有輪轂、輪緣和輪輻組成。若采用大直徑的轉(zhuǎn)向盤，會使駕駛?cè)藛T進出駕駛室感到困難；若采用小直徑的轉(zhuǎn)向盤，則在轉(zhuǎn)向時要求駕駛?cè)藛T施加較大的力量。轉(zhuǎn)向盤布置過高會影響人對道路和儀表盤的視野；轉(zhuǎn)向盤布置過低，則在操縱離合器、制動踏板時影響駕駛?cè)藛T腿部的動作。在選擇轉(zhuǎn)向盤直徑時，應考慮與汽車的類型和大小相適應。乘用車、小型客車、小型商用車的轉(zhuǎn)向盤直徑參考直徑為400mm；中型客車、中型商用車的轉(zhuǎn)向盤參考直徑為450mm 或者500mm；大型客車和大型商用車的轉(zhuǎn)向盤的參考直徑為550mm。 二、轉(zhuǎn)向軸的防傷安全措施 根據(jù)交通事故統(tǒng)計資料和對汽車碰撞試驗結(jié)果的分析表明：汽車在正面碰撞時，轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向器是使駕駛員受傷的主要元件。因此，要求汽車在以48km/h 的速度、正面同其他物體碰撞的試驗中，轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向軸后移量在水平方向上不得大于127mm；在臺架試驗中，用人體模型的軀干以 圖1-3 防傷轉(zhuǎn)向傳動軸簡圖 6.7m/s 的速度碰撞轉(zhuǎn)向盤時，作用在轉(zhuǎn)向盤上的水平力不得超過11123N，見GB11557-1998。為此，需要在轉(zhuǎn)向系中設計并安裝能吸收沖擊能量的機構(gòu)，或者采取能減輕駕駛員受傷程度的措施。吸收能量的方法是使有關的轉(zhuǎn)向系零件在撞擊時產(chǎn)生塑性變形、彈性變形或摩擦等來實現(xiàn)。當轉(zhuǎn)向軸采用萬向節(jié)連接的結(jié)構(gòu)，可以通過合理布置保證在汽車正面碰撞時，防止轉(zhuǎn)向軸等向車身內(nèi)移動，如圖1-3[4]所示。這種結(jié)構(gòu)雖然不能吸收碰撞能量，但其結(jié)構(gòu)簡單，主要萬向節(jié)連接的兩軸之間存在夾角，正面撞車后轉(zhuǎn)向傳動軸和轉(zhuǎn)向盤就處在圖中雙點劃線的位置，轉(zhuǎn)向盤沒有后移便不會影響駕駛員安全。轉(zhuǎn)向軸上設置有萬向節(jié)不僅提高安全性，而且有利于使轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器在汽車上得到合理布置，提高了操縱方便性，拆裝容易。 §1.3 哈弗H5歐風版（兩驅(qū)）技術參數(shù) 本次設計以長城SUV哈弗H5歐風版（兩驅(qū)）為基礎車型，進行循環(huán)球式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計。該車型的主要技術參數(shù)列于表1-1至表1-3。 表1-1 哈弗H5歐風版（兩驅(qū)）發(fā)動機型式及參數(shù) 發(fā)動機結(jié)構(gòu)型式與技術參數(shù) 發(fā)動機型號 三菱4G63S4M 型式 四缸、直列、水冷、單頂置凸輪軸、四沖程、多點電噴汽油機 缸徑×行程(mm) 85×88 排量(L) 1.997 壓縮比 10:01 額定功率及相應轉(zhuǎn)速(kW/rpm) 90/5250 最大轉(zhuǎn)矩及相應轉(zhuǎn)速(N·m/rpm) 170/2500-3000 怠速穩(wěn)定轉(zhuǎn)速(r/min) 750±50 最大凈功率(kW) 85 表1-2 哈弗H5歐風版（兩驅(qū)）車輪和輪胎主要參數(shù) 車輪和輪胎 輪胎類型 無內(nèi)胎子午線輪胎 輪胎規(guī)格 235/65 R17 輪輞規(guī)格 5°深槽輪輞17×7J 輪胎氣壓 230kPa 車輪偏距 +38mm  表1-3 哈弗H5歐風版（兩驅(qū)）整車基本參數(shù) 整車基本參數(shù) 車型 哈弗H5歐風版（SUV） 型式 4×2 額定載客(人) 5 整車整備質(zhì)量(kg) 1705 最大總質(zhì)量(kg) 2180 軸荷分配 空載 前軸(kg) 875 后軸(kg) 830 滿載 前軸(kg) 975 后軸(kg) 1205 外形尺寸 長(mm) 4649 寬(mm) 1810 高(mm) 1745 軸距(mm) 2700 輪距 前(mm) 1515 后(mm) 1520 最小離地間隙(mm) 200 最小轉(zhuǎn)彎直徑(m) ≤13 前懸(mm) 899 后懸(mm) 1050 接近角(°) ≥22 離去角(°) ≥27.5 四輪定位（空載） 前輪前束(mm) 0～2 前輪外傾角(°) 0°±30′ 主銷內(nèi)傾角(°) 12°30′±30′ 主銷后傾角(°) 3°30′±30′ 主銷偏移距(mm) 16 第二章 轉(zhuǎn)向系的主要性能參數(shù) §2.1 轉(zhuǎn)向系的效率 轉(zhuǎn)向系的效率ηο由轉(zhuǎn)向器的效率η和轉(zhuǎn)向操縱及傳動機構(gòu)的效率η'決定，即 ηο=η?η'　 　　?。?-1） 轉(zhuǎn)向器的效率η又有正效率η+與逆效率η-之分。轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出的功率（P1-P2）與轉(zhuǎn)向軸輸入功率P1之比，稱為轉(zhuǎn)向器的正效率： η+=P1-P2P1 （2-2） 式中　　P2——轉(zhuǎn)向器的摩擦功率?！　? 反之，即轉(zhuǎn)向軸輸出的功率（P3-P2）與轉(zhuǎn)向搖臂軸輸入的功率P3之比，稱為轉(zhuǎn)向器的逆效率：　　 η=P3-P2P3 （2-3） 正效率愈大，轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪時轉(zhuǎn)向器的摩擦損失就愈小，轉(zhuǎn)向操縱就愈容易。轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等是影響轉(zhuǎn)向器正效率的主要因素。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動副為滾動摩擦，摩擦損失小，其正效率η+可達85％；蝸桿指銷式和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的傳動副存在較大滑動摩擦，效率較低。對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失而只考慮嚙合副的摩擦，則其正效率η+為 η+=tanαοtanαο+ρ （2-4） 式中 αο——螺桿的螺線導程角，αο=6°55'； 　 ρ——摩擦角，ρ=tan-1?； 　 ?——摩擦系數(shù)，取?=0.01。 則 ρ=tan-10.01=34' η+=tan6°55'tan6°55'+34'=92.3% 逆效率表示轉(zhuǎn)向器的可逆性。根據(jù)逆效率值的大小，轉(zhuǎn)向器又可分為可逆式、極限可逆式與不可逆式三種。 可逆式轉(zhuǎn)向器的逆效率較高，這種轉(zhuǎn)向器可將路面作用在轉(zhuǎn)向輪上的大部分力傳遞到轉(zhuǎn)向盤上，使司機的路感好。在汽車轉(zhuǎn)向后也能保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤的自動回正，使轉(zhuǎn)向輪行駛穩(wěn)定。但在壞路面上，當轉(zhuǎn)向輪上作用有側(cè)向力時，轉(zhuǎn)向輪受到的沖擊大部分會傳給轉(zhuǎn)向盤，容易產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象，同時轉(zhuǎn)向輪容易產(chǎn)生擺振。因此，可逆式轉(zhuǎn)向器宜用于在良好路面上行駛的車輛。循環(huán)球式和齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器均屬于這一類[5]。 不可逆式轉(zhuǎn)向器不會將轉(zhuǎn)向輪受到的沖擊力傳到轉(zhuǎn)向盤上。由于它既使司機沒有路感，又不能保證轉(zhuǎn)向輪的自動回正，現(xiàn)代汽車已不采用。 極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上述兩者之間。其逆效率較低，適用于在壞路面上行駛的汽車。當轉(zhuǎn)向輪受到?jīng)_擊力時，其中只有較小的一部分傳給轉(zhuǎn)向盤。 如果忽略軸承和其他地方的摩擦損失而只考慮嚙合副的摩擦，則蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器的逆效率為 η-=tanαο-ρtanαο （2-5） 式中αο及ρ見式（2-4）下的說明。 則 η-=tan6°55'-34'tan6°55'=91.7% 由式（2-4）、（2-5）可見：增大導程角αο不僅能提高正效率，也會提高逆效率，故αο不宜取得過大。當αο≤ρ時，逆效率η-≤0，這時轉(zhuǎn)向器為不可逆式。因此應使αοmin≥ρ，通常螺線的導程角取為8°~10°。 通常，由轉(zhuǎn)向盤至轉(zhuǎn)向輪的效率即轉(zhuǎn)向系的正效率ηο+的平均值為0.67~0.82；當向上述相反方向傳遞力時逆效率ηο-的平均值為0.58~0.63。轉(zhuǎn)向操縱及傳動機構(gòu)的效率η'用于評價在這些機構(gòu)中的摩擦損失，其中轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向主銷等的摩擦損失約為轉(zhuǎn)向系總損失的40%~50%，而拉桿球銷的摩擦損失約為轉(zhuǎn)向系總損失的10%~15%。 §2.2 轉(zhuǎn)向系的角傳動比與力傳動比 §2.2.1 角傳動比 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量Δφ與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應增量Δθ之比，稱為轉(zhuǎn)向系的角傳動比iοω。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量Δφ與轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的相應增量Δβ之比，稱為轉(zhuǎn)向器的角傳動比iω。轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量Δβ與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應增量Δθ之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比iω'。它們之間的關系為 iοω=iω?iω'=ΔφΔβ?ΔβΔθ=ΔφΔθ （2-6） iω=ΔφΔβ （2-7） iω'=ΔβΔθ （2-8） 式中 iοω——轉(zhuǎn)向系的角傳動比； iω——轉(zhuǎn)向器的角傳動比； iω'——轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比； Δφ——轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量； Δβ——轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量； Δθ——同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應增量。 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的布置，通常取其在中間位置時使轉(zhuǎn)向搖臂及轉(zhuǎn)向節(jié)臂均垂直于其轉(zhuǎn)向縱拉桿，而在向左和向右轉(zhuǎn)到底的位置時，應使轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向節(jié)臂分別與轉(zhuǎn)向縱拉桿的交角相等。這時，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比亦可取為 iω'=?3?1 （2-9） 式中 ?1——轉(zhuǎn)向搖臂長； ?3——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長。 現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比多在0.85~1.1之間，即近似為1。故研究轉(zhuǎn)向系的角傳動比時，為簡化起見往往只研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比及其變化規(guī)律即可。 §2.2.2 力傳動比 轉(zhuǎn)向系的力傳動比ip''為從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2?w與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力?h之比，即 ip''=2?w?h （2-10） 經(jīng)推導得 ip''=iοωrha （2-11） 式中 iοω——轉(zhuǎn)向系的角傳動比，取iοω≈iω=17.15 rh——轉(zhuǎn)向盤的半徑，根據(jù)車型不同可在180~275范圍內(nèi)按國家標準系列選取，rh=190mm； a——主銷偏移距。即由轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面的交線的距離。通常貨車的a值為40~60mm；轎車取0.4~0.6倍的胎面寬度，哈弗H5正偏距a=16mm； 則 ip''=17.15×19016=203.66 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比ip'等于轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩Tr與轉(zhuǎn)向搖臂的力矩T之比值[1]。ip'與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)布置型式及其桿件所處的轉(zhuǎn)向位置有關。對于非獨立懸架汽車的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)來說，當轉(zhuǎn)向輪由轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)帶動而轉(zhuǎn)向且處于圖3-1(a)所示虛線位置時，其轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩為 T=0.5Tr?1/?3+0.5Tr?1/?3m?'/mR' （2-12） 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比為 ip'=TrT=2?3/?1mR'/m?'+mR' （2-13） 式中 ?1，?3，m?'，mR'——轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)處于圖2-1(a)所示虛線位置時的有關計算用尺寸（見該圖）。 圖2-1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡圖 （a）與非獨立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時；（b）與獨立懸架轉(zhuǎn)向輪匹配時； 1-轉(zhuǎn)向搖臂；2，4-轉(zhuǎn)向縱拉桿及橫拉桿；3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；5-轉(zhuǎn)向梯形臂；6-懸架；7-擺桿 在最惡劣的轉(zhuǎn)向條件下，例如在干而粗糙的轉(zhuǎn)向輪支承面上作原地轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩Tr由轉(zhuǎn)向車輪相對于主銷軸線的滾動阻力矩T1、輪胎與地面接觸部分的滑動摩擦力矩T2以及轉(zhuǎn)向車輪的穩(wěn)定力矩或自動回正力矩所形成的阻力矩T3組成。即 Tr=T1+T2+T3 （2-14） 且 T1=G1 ?a （2-15） T2=G1xφ （2-16） T3=aG1 βsinα1'+sinα2'+γcosα1'+cosα2' （2-17） 式中 G1——轉(zhuǎn)向軸的載荷； a——滾動阻力的力臂，或主銷偏移距。 ?——車輪的滾動阻力系數(shù)，計算時可取?=0.015 β——主銷內(nèi)傾角； γ——主銷后傾角； α1'、α2'——內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的平均轉(zhuǎn)角； φ——附著系數(shù)，計算時取φ=0.85~0.9； x——滑動摩擦力矩T2的力臂： x=0.5r2-rj2 （2-18） r,rj——車輪的自由半徑和靜半徑，計算時可近似地取rj=0.96r。 在實際計算中常取轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比ip'計算轉(zhuǎn)向搖臂軸上的力矩T T=Trip'?η' （2-19） 式中 η'——轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的效率，一般取0.85~0.9。 轉(zhuǎn)向時在轉(zhuǎn)向盤上的切向力可由下式求得 ?h=Tip?rh?η+ （2-20） 式中 ip——轉(zhuǎn)向器的力傳動比； rh——轉(zhuǎn)向盤的半徑； η+——轉(zhuǎn)向器的正效率。 由以上兩式可見：當轉(zhuǎn)向阻力矩Tr一定時，增大力傳動比ip'， ip就能減小作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力?h，使操縱輕便。 這里還應指出：當汽車在行駛過程中轉(zhuǎn)向時，上述轉(zhuǎn)向輪與地面間的滑動摩擦阻力矩T2比汽車在原地轉(zhuǎn)向時的要小許多倍，且與車速有關。 精確地計算這些力是困難的，常用足夠精確的半經(jīng)驗公式[3]來計算汽車在瀝青或混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩Tr，即 Tr= ?3G13P （2-21） 式中 ?——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，取?=0.7。 G1——轉(zhuǎn)向軸載荷，G1=8575N。 P——輪胎氣壓，P=0.23MPa。 則 Tr=0.73857530.23=386335N.mm 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為 ?h=2?1Tr?3Dhiωη+ （2-22） 式中 Dh——轉(zhuǎn)向盤直徑，Dh=380mm。 則 ?h≈2TrDhiωη+=Trrhiωη+=386335190×17.15×92.3%=128.45N §2.2.3 轉(zhuǎn)向器角傳動比的變化規(guī)律 圖2-2 轉(zhuǎn)向器角傳動比iω的變化特性曲線 轉(zhuǎn)向器的角傳動比iω是一個重要參數(shù)，它影響著汽車的許多轉(zhuǎn)向性能。由于增大角傳動比可以增大力傳動比，因此轉(zhuǎn)向器的角傳動比不僅對轉(zhuǎn)向靈敏性和穩(wěn)定性有直接影響，而且也影響著汽車的操縱輕便性。由式（2-6）并考慮到iω'≈1，可以看出：轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角與轉(zhuǎn)向器的角傳動比iω成反比。iω增大會使在同一轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角下的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角變小，使轉(zhuǎn)向操縱時間變長，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低。因此轉(zhuǎn)向“輕便性”與“靈敏性”是產(chǎn)品設計中遇到的一對矛盾。采用可變角傳動比的轉(zhuǎn)向器可協(xié)調(diào)對“輕便性”和“靈敏性”的要求。而轉(zhuǎn)向器角傳動比的變化規(guī)律又因轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式和參數(shù)的不同而異。圖2-2給出了幾種典型的轉(zhuǎn)向器角傳動比變化規(guī)律。由該圖可見：轉(zhuǎn)向器的角傳動比iω隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角φ的變化特性有不變（曲線3）和可變之分。后者又有多種變化規(guī)律。其中曲線1為轉(zhuǎn)向盤在中間位置時，iω較小，向左、右轉(zhuǎn)動時則逐步增大；曲線4則與之相反。曲線2為蝸桿雙銷式轉(zhuǎn)向器的角傳動比特性曲線，是周期重復的。曲線5則為蝸桿單銷式轉(zhuǎn)向器的角傳動比特性曲線，這時轉(zhuǎn)向器蝸桿在中間位置的螺距較小，而至兩端則逐漸增大。 應根據(jù)車型和使用條件的不同來合理選擇iω及其變化特性。對高速車輛來說，轉(zhuǎn)向盤處于中間位置時的轉(zhuǎn)向器角傳動比iω不宜過小，否則會在高速直線行駛時對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角過分敏感。轉(zhuǎn)向盤處于中間位置即汽車直行時的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜小于15~16[6]。 對于轎車和輕型以下的貨車，因前軸負荷不大，在轉(zhuǎn)向盤的全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)不存在轉(zhuǎn)向沉重問題，而具有動力轉(zhuǎn)向的車輛，其轉(zhuǎn)向阻力矩由動力裝置克服，故在上述兩種情況下均有可能選擇較小的角傳動比和減少轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)，以提高汽車的轉(zhuǎn)向靈敏性。其角傳動比iω宜采用轉(zhuǎn)向盤處于中間位置時具有較大值而在左、右兩端具有較小值的變化特性，如圖2-2的曲線4及5所示。 對于沒有裝動力轉(zhuǎn)向的大客車和中型及以上的載貨汽車，因轉(zhuǎn)向軸負荷大，而轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比ip'在轉(zhuǎn)向過程中是變化的，使急轉(zhuǎn)彎時的操縱輕便性問題顯得十分突出，故轉(zhuǎn)向器角傳動比的理想特性應當是中間小兩端大的曲線，如圖2-2的曲線1所示。 現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向器的角傳動比也常采用不變的數(shù)值：轎車取iω=14~22；貨車取iω=20~25。汽車的轉(zhuǎn)向車軸負荷較輕時，應選用較小值。 §2.3 轉(zhuǎn)向器的傳動間隙特性 轉(zhuǎn)向器的傳動間隙是指轉(zhuǎn)向器傳動副之間的間隙。該間隙δ隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角φ的改變而改變。通常將這種變化關系稱為轉(zhuǎn)向器的傳動間隙特性。研究該傳動間隙特性的意義在于它對汽車直線行駛時的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的壽命都有直接影響。 當轉(zhuǎn)向盤處于中間位置即汽車作直線行駛時，如果轉(zhuǎn)向器有傳動間隙則將使轉(zhuǎn)向輪在該間隙范圍內(nèi)偏離直線行駛位置而失去穩(wěn)定性。為防止這種情況發(fā)生，要求當轉(zhuǎn)向盤處于中間位置時轉(zhuǎn)向器的傳動副為無隙嚙合。這一要求應在汽車使用的全部時間內(nèi)得到保證。汽車多直行行駛，因此轉(zhuǎn)向器傳動副在中間部位的磨損量大于其兩端。為了保證轉(zhuǎn)向器傳動副磨損最大的中間部位能通過調(diào)整來消除因磨損而形成的間隙，調(diào)整后當轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時又不致于使轉(zhuǎn)向器傳動副在其他嚙合部位卡住。為此應使傳動間隙從中間部位到兩端逐漸增大，并在端部達到其最大值（曠量轉(zhuǎn)角約為25°~35°），如圖2-3[2]所示，以利于對間隙的調(diào)整及提高轉(zhuǎn)向器的使用壽命。不同結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器其傳動間隙特性亦不同。 圖2-3 轉(zhuǎn)向器的傳動間隙特性 1-轉(zhuǎn)向器的徑向曠量；2-轉(zhuǎn)向器的軸向曠量 §2.4 轉(zhuǎn)向系的剛度及轉(zhuǎn)向盤的總轉(zhuǎn)動圈數(shù) §2.4.1 轉(zhuǎn)向系的剛度 轉(zhuǎn)向系的各零、部件尤其是一些桿件均具有一定的彈性，這就使得轉(zhuǎn)向輪的實際轉(zhuǎn)角αs要比司機轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤并按轉(zhuǎn)向系角傳動比換算至轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角α0要小，這樣就會有不足轉(zhuǎn)向的趨勢。轉(zhuǎn)向系剛度Cs對輪胎的側(cè)偏剛度影響也很大。如果令Cα為不考慮轉(zhuǎn)向系剛度時的輪胎側(cè)偏剛度，而Cα'為考慮轉(zhuǎn)向系剛度時的輪胎側(cè)偏剛度（稱為等價剛度），則有以下關系： Cα'=Cα1+CαCs?b （2-23） 式中 Cs——整個轉(zhuǎn)向系的剛度； b——拖后距（后傾拖距與輪胎拖距之和），見圖2-4。 由上式可見：當Cs值很大時，Cα'≈Cα，即前輪的側(cè)偏剛度近似為Cα；當Cs值很小時，前輪的側(cè)偏剛度為Cα'且Cα'd，符合要求。 圖3-4 循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的橢圓滾道截面 滾道截面有四點接觸式、兩點接觸式和橢圓滾道截面（見圖3-4）等。四點接觸式滾道截面由四段圓弧組成，螺桿和螺母的滾道截面各為兩段圓弧。四點接觸式滾道截面可獲得最小的軸向間隙，以避免軸向定位的不穩(wěn)定，受載后基本上可消除軸向位移，但滾道與鋼球間仍應有間隙以貯存磨屑、減小磨損。雖然其制造工藝較復雜，但仍得到廣泛應用。兩點接觸式滾道截面由兩段圓弧組成，其螺桿和螺母滾道均為單圓弧，形狀簡單。當螺桿受有軸向載荷時，螺桿與螺母間產(chǎn)生軸向相對位移使軸向定位不穩(wěn)定，增加了轉(zhuǎn)向盤的自由行程，這對裝動力轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向系特別不利，因為它降低了分配閥的靈敏度，從而影響轉(zhuǎn)向性能。橢圓滾道的螺桿部分為橢圓截面、螺母部分為圓弧截面（圖3-4）。鋼球以三點（見圖3-4中的A，B，C）與滾道接觸，被精確地定位于滾道中心，軸向定位精確，但加工較復雜。 螺桿滾道應倒角以避免尖角劃傷鋼球。 接觸角θ是指鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾角。增大θ將使徑向力增大而軸向力減?。环粗畡t相反。通常θ多取45°，以使徑向力與軸向力的分配均勻。 螺距t和螺旋線導程角α0：前者影響轉(zhuǎn)向器的角傳動比；后者影響傳動效率。選擇時應滿足角傳動比的要求和保證有較高的正效率，而反行程時不發(fā)生自鎖現(xiàn)象。 工作鋼球的總?cè)?shù)WΣ：決定于接觸強度。總?cè)?shù)增多鋼球亦增多，則可降低接觸應力、提高承載能力。一般有2.5、3 和5圈的，當WΣ>2.5時則應采用兩個獨立的環(huán)路[7]。 螺桿和螺母一般采用20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi3A鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度為0.8~1.2mm，重型汽車和前軸負荷大的汽車的轉(zhuǎn)向器，滲碳層深度可達1.05~1,45mm。淬火后表面硬度為HRC58~64。 螺桿-鋼球-螺母傳動副的高可靠性、長壽命、小的摩擦損