1、式中系数，根据查表.求得，其中用下式计算，.钢球半径，见图.本设计为.螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径，见图.本设计为.螺杆外半径本设计为.材料弹性模量，每个钢球与螺杆滚道之间的正压力.转向盘圆周力本设计为.转向盘轮缘半径本设计为螺杆螺线导程角本设计为钢球与滚道间的接触角本设计为参与工作的钢球数本设计为个钢球接触点至螺杆中心线之距离。本设计为.由公式.可得由公式.可得.，查表.可得为由公式.可得表.系数与的关系当钢球与滚道的接触表面的硬度为时，许用接触应力可取为。显然符合要求。当由式钢球工作总圈数.时，则应采用圈数及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个。否则应加大钢球直径并重新计算。径向间隙见图.不应大于。亦可用下式计。

2、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。本设计选取为.，所以导管内径为.。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.所示的逐渐增大的形状。图.中，曲线表明转向器在磨损前的间隙变化特性曲线表明使用并磨损后的间隙变化特性，并。

3、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•，即.式中轮胎和路面间的滑动摩擦因数，般取.为转向轴负荷为轮胎气压本设计中，轮胎气压为.，转向轴负载。代入式.得作用在转向盘上的手力为.式中转向摇臂长转向节臂长转向盘直径转向器角传动比转向器正效率本设计中，转向摇臂长为转向节臂长为转向盘直径根据车型不同，在的标准系列内选取，查国家标准可取为角传动比为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，这里取。代入式.得确定计算载荷后，即可计算转向系零件的强度。钢球与滚道间的接触应力。

4、弧长等于，相应摇臂转过角，期间关系为.式中，为齿扇节圆半径。联立式得，将对求导，得循环球式转向器角传动比为.由式.可知，螺距影响转向器角传动比的值。螺距般在内选取。本设计选取螺距为。在已知螺旋线导程角和螺距的情况下，钢球中心距也可由下式求得.式中螺杆与螺母滚道的螺距螺线导程角。因此根据式.反推出螺旋线导程角为根据式.得节圆半径工作钢球圈数多数情况下，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.和.圈两种。个环路的工作钢球圈数的选取见表.本设计选取工作钢球圈数为.圈。导管内径容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径,式中，为钢球直径与导管内径之间的间隙。不易过大，否。

5、的变为系数取决于距离基准剖面的距离。前已述，模数为.法向压力角，般在之间，根据表.，选为切削角为齿顶高系数，般取.或.，这里取.径向间隙系数，取.整圆齿数，在之间取，取为齿扇宽度，般在，取为。列出如下图.变厚齿扇的齿型计算用图整圆齿数模数法向压力角切削角齿扇宽度根据表.，列出变厚齿扇的齿形参数齿顶高系数径向间隙系数齿顶高径向间隙齿根高全齿高变位系数齿顶圆直径分度圆弧齿厚表.变厚齿扇处的齿形参数选择与计算参数名称参数的选择与计算齿顶高系数.或.齿顶高齿根高齿全高常见的有和径向间隙变位系数齿顶圆直径分度圆弧齿厚说明基准截面见图.的截面，为齿扇宽度的中间位置处的截面。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，需首先确定作用在各零件上的力影响这。

6、算.本设计取为.轴向间隙可用下式计算.式中钢球直径由式.可得齿的弯曲应力齿扇齿的弯曲应力为.式中作用在齿扇上的圆周力齿扇的齿高，本设计为齿扇的齿宽，本设计为基圆齿厚，本设计为.作用在齿扇上的圆周力.式中转向传动机构的力传动比，本设计为转向传动机构的效率，般取。本设计中取为.即转向阻力矩，本设计中齿扇节圆半径，本设计中.。代入式.得再代入式.得许用弯曲应力为，显然，符合要求。螺杆和螺母用钢制造。表面渗碳。对于前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在。.整体式转向梯形结构优化设计在忽略侧偏角影响的条件下，两转向前轮轴线的延长线交在后轴延长线上，如图.所示。设分别为内外转向车轮转角，为汽车轴距，为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。若要保证全部车轮绕个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内外转向车轮的转角有。

7、中间位置已出现较大间隙曲线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.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.所示，相对于摇臂轴的中心有距离为的偏心。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，齿侧间隙也逐渐加大，可表达为.式中径向间隙啮合角齿扇的分度圆半径摇臂轴的转角。当，确定后，根据上式可绘制如图.所示的线图，用于选择适当的值，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。

8、性规划问题，可用复合形法来求解。在本设计中，从总体设计中已知轴距，轮距，主销偏移距。根据设计要求知最小转弯直径。图.转向梯形机构优化设计的可行域图.主销内倾角作用示意图般主销内倾角，距离般为即为主销偏移距，如.图，本设计取为，所以两主销中心线延长线到地面交点之间的距离为由式.可得外转向车轮最大转角前已述，设计时，梯形臂长度常取在即，本设计取梯形底角。转向器角传动比梯形底角则梯形横拉杆长由式.得实际因变角而因变角的期望值为可见，实际值.与期望值相差.，在允许范围内。下面算最小传动角如图.，在中，由余弦定理得即所以在中，由余弦定理得即所以符合的要求。代入最小传动角约束条件式.得符合要求，所以可列出转向梯形的各个参数如下主销中心距梯形底角梯形臂长梯形横拉杆。.转向系结构元件对于循环球式转向器，因齿扇与。

9、办法来实现。般是将齿条般有个齿两侧的齿槽宽制成比中间齿槽大即可。图.为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图图.用于选择偏心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.所示。图.变厚齿扇的截面变厚齿扇齿形的计算，如图.所示，般将中间剖面规定为基准剖面。由剖面向右时，变为系数为正，向左则变为系数为零剖面，再变为负。若剖面距剖面的距离为，则其值为.式中，在截面处的原始齿形变位系数模数切削角。为切削角。常见的有和两种。在切削角定得条件下，各剖。

10、故对的上下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而优化过程是求的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为.梯形臂长度设计时常取在，。梯形底角。此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取。如图.所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到最小值，故只考虑右转弯时即可。利用该图所作的辅助用虚线及余弦定理，可推出最小传动角约束条件为.式中，为最小传动角。已知，故由式.可知，为设计变量及的函数。由式.式.式.和式.四项约束条件所形成的可行域，如图.所示的几种情况。图.适用于要求较大，而可小些的车型图.适用于要求较大，而小些的车型图.适用介于图.之间要求的车型。由上述数学模型可知，转向梯形机构的优化设计问题，是个小型的约束非。

11、齿条磨损后产生的间隙，需要经调整予以消除。比较典型的消除间隙的结构是将摇臂轴端部做成形槽，适合大量生产。在调整螺栓与摇臂轴形槽端部设置有垫片，通过选装厚度合适的垫片，保证摇臂轴轴向移动量在.范围内。螺杆螺纹滚道有效工作长度，应根据转向轮至最大转角时，换算到螺母在螺上应移动的距离大小来决定。在此条件下，应尽量缩短滚道长度。为安全计，在有效工作长度之外的两端各增加圈滚道长度。螺杆和螺母的螺距精度应为，四螺距误差要求小于.，滚道表面粗糙度值应为，滚道中径圆柱度误差应小于.。转向摇臂转向节臂和梯形臂由中碳钢或中碳合金钢如，用模锻加工制成。多采用沿其长度变化尺寸的椭圆形截面以合理地利用材料和提高其强度和刚度。转向摇臂与转向摇臂轴用三角花键联接，且花键轴与花键孔具有定的锥度以得到无间隙配合，装配时花键舟与孔。

12、下关系.若自变角为，则因变角的期望值为.图.理想的内外轮转角关系简图现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。以图.所示的后置梯形机构为例，利用余弦定理可推得转向梯形所给出的实际因变角为.式中梯形臂长梯形底角所设计的转向梯形给出的实际因变角，应尽可能接近理论上的期望值。其偏差在最常使用的中间位置附近小角范围内应尽量小，以减少高速行驶时轮胎的磨损而在不经常使用且车速较低的最大转角时，可适当放宽要求。因此，再引入加权因子，构成评价设计优劣的目标函数为.将式.式.代人式.得.式中设计变量，外转向轮最大转角，由图.得.式中，汽车最小转弯直径主销偏移距考虑到多数使用工况下转角小于，且以内的小转角使用得更加频繁，因此取.建立约束条件时应考虑到设计变量及过小时，会使横拉杆上的转向力过大当过大时，将使梯形布置困难，。

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