汽車轉向器畢業設計論文說明書

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1、學士學位論文 摘 要 汽車轉向器是汽車的重要組成部分，也是決定汽車主動安全性的關鍵總成，它的質量嚴重影響汽車的操縱穩定性。隨著汽車工業的發展，汽車轉向器也在不斷的得到改進，雖然電子轉向器已開始應用，但機械式轉向器仍然廣泛地被世界各國汽車及汽車零部件生產廠商所采用。而在機械式轉向器中，循環球齒條-齒扇式轉向器由于其自身的特點被廣泛應用于各級各類汽車上。本文選擇GX1608A型循環球齒條-齒扇式轉向器作為研究課題，其主要內容有：汽車轉向器的組成分類；轉向器總成方案分析及其數據確定和轉向器的設計過程。 這種轉向器的優點是，操縱輕便，磨損小，壽命長。缺點是結構復雜，成本高，轉向靈敏度不如齒輪齒

2、條式。因此逐漸被齒輪齒條式取代。但隨著動力轉向的應用，循環球式轉向器近年來又得到廣泛使用。 關鍵詞；轉向器 操縱穩定性 循環球齒條-齒扇式轉向器 Abstract Gear cars an important component of the initiative is decided automobile safety of the key assembly, It seriously affected the quality of the vehicle handling and stability. Along with the dev

3、elopment of the auto industry, automobile steering gear is continuously improved, although the electronic steering gear has begun to use But mechanical steering gear is still widely been world motor vehicles and parts manufacturers adopted. And the mechanical steering gear, Rack cycle ball-type stee

4、ring gear tooth fans as its own characteristics has been widely used in various types vehicles. The graduation design options GX1608A cycle gear ball-type steering gear rack as a research topic, Its main contents are : automotive steering gear components classification; assembly was to program analy

5、sis and data to identify and steering gear design process. The advantage of such steering gear, and manipulating light, wear and tear, long life. The disadvantage is that the structure is complicated and costly, than steering rack and pinion sensitivity. Therefore gradually being replaced by rack a

6、nd pinion. However, with the power steering applications, the ball-type steering gear cycle and are widely used in recent years. Keywords； Diverter Ball handling and stability Cycle rack-type steering gear diverter 目 錄 摘 要 I Abstract II 1緒論 1 2汽車轉向系的組成及分類 3 2.

7、1汽車轉向系的類型和組成 3 2.1.1 機械式轉向系 6 2.1.2 動力轉向器 7 2.2 轉向系主要性能參數 8 2.2.1轉向器的效率 8 2.2.2傳動比的變化特性 10 2.2.3轉向盤自由行程 13 2.3 轉向操縱機構及轉向傳動機構 13 2.3.1轉向操縱機構 13 2.3.2轉向傳動機構 14 3轉向器總成方案分析 15 3.1轉向器設計要求 15 3.2轉向器總成方案設計 16 4循環球式轉向器主要尺寸參數的選擇 19 5 轉向器輸出力矩的確定 23 6 軸的設計計算及校核 24 6.1 轉向搖臂軸（即齒形齒扇軸）的設計計算 24 6.1

8、.1材料的選擇 24 6.1.2結構設計 24 6.1.3軸的設計計算 24 6.2 螺桿軸設計計算及主要零件的校核 28 6.2.1材料選擇 28 6.2.2結構設計 28 6.2.3軸的設計計算 29 6.2.4鋼球與滾道之間的接觸應力校核 31 參考文獻 33 致 謝 34 附錄 36 34 1緒論 循環球式轉向器的英文名稱是Recirculating Ball Steering Gear。 循環球式轉向器由兩對傳動副組成，一對是螺桿、螺母，另一對是齒條、齒扇或曲柄銷。在螺桿和螺母之間裝有可循環滾動的鋼球，使滑動摩擦變為滾動摩擦，從而提高了傳動效

9、率。 循環球式：這種轉向裝置是由齒輪機構將來自轉向盤的旋轉力進行減速，使轉向盤的旋轉運動變為渦輪蝸桿的旋轉運動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉運動變為直線運動，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運動再次變為旋轉運動，使連桿臂搖動，連桿臂再使連動拉桿和橫拉桿做直線運動，改變車輪的方向，這是一種古典的機構，現代轎車已大多不再使用，但又被最新方式的助力轉向裝置所應用。它的原理相當于利用了螺母與螺栓在旋轉過程中產生的相對移動，而在螺紋與螺紋之間夾入了鋼球以減小阻力，所有鋼球在一個首尾相連的封閉的螺旋曲線內循環滾動，循環球式故而得名 這種轉向器的優點是，操縱輕便，磨損小，壽命長。缺點

10、是結構復雜，成本高，轉向靈敏度不如齒輪齒條式。因此逐漸被齒輪齒條式取代。但隨著動力轉向的應用，循環球式轉向器近年來又得到廣泛使用。 本文選擇GX1608A型循環球齒輪-齒條式轉向器作為研究課題，其主要內容有：汽車轉向器相關知識，循環球式轉向器的主要參數選擇及其設計。設計部分還包括轉向搖臂軸，漸開線花鍵，扇形齒輪軸以及螺桿軸的設計與校核。 轉向器按結構形式可分為多種類型。歷史上曾出現過許多種形式的轉向器，目前較常用的有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環球-齒條齒扇式、循環球曲柄指銷式、蝸桿滾輪式等。 在《當前國家重點鼓勵發展的產業、產品和技術目錄》中，汽車關鍵零部件開發和制造被列為重點扶持的

11、項目，國家計委和科技部也將汽車關鍵零部件劃入當前國家優先發展的高技術產業化重點領域，所以，具有先進水平的汽車轉向器的研發、生產將會得到有力的政策支持。隨著全球汽車工業的迅速發展，汽車的需求量大幅攀升，汽車制造已向發展中國家轉移。隨著國際上汽車行業開始實行零部件“全球化采購”策略及國際跨國汽車企業推行本土化策略，國內汽車市場將出現巨大的零部件配件缺口。到2010年，中國汽車零部件國內產值將突破1萬億元，市場前景廣闊。按照汽車零部件工業“十五”發展目標，到2005年中國汽車保有量為2198—2315萬輛，其中轎車843—860萬輛。當年汽車需求量為：271—310萬輛，其中轎車110——121萬輛

12、，汽車工業增加值占GDP的1%左右，汽車零部件工業產值將占汽車工業總產值的25%左右。因此作為關鍵零部件的汽車轉向器在中國銷售市場上前景廣闊。 “十五”期間，我國機動車行業包括汽車、農用車、工程機械等將發展成為國民經濟的支柱產業，汽車轉向器是符合國家重點扶持和優惠政策的汽車關鍵零部件，是汽車重要的保安件之一。 2汽車轉向系的組成及分類 2.1汽車轉向系的類型和組成 汽車轉向系可按轉向能源的不同分為機械式轉向系和動力轉向系兩大類。汽車轉向器是用來保持或改變汽車形式方向的機構，在汽車轉向行使時，還要保證各轉向輪之間有協調的轉角關系。駕駛員通過操縱轉

13、向系統，使汽車保持直線或轉彎運動狀態，或者上述兩種運動狀態相互轉換。 機械轉向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉向操縱機構(方向盤)、轉向器、轉向傳動機構三大部分組成。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動轉變為傳動機構的直線運動(嚴格講是近似直線運動)的機構，是轉向系的核心部件。? 動力轉向系除具有以上三大部件外，其最主要的動力來源是轉向助力裝置。由于轉向助力裝置最常用的是一套液壓系統，因此也就離不開泵、油管、閥、活塞和儲油罐，它們分別相當于電路系統中的電池、導線、開關、電機和地線的作用。? 轉向操縱機構? 轉向盤即通常所說的方向盤。轉向盤內部有金屬制成的骨架，是用鋼、鋁合金或鎂合金

14、等材料制成。由圓環狀的盤圈、插入轉向軸的轉向盤轂，以及連接盤圈和盤轂的輻條構成。采用焊接或鑄造等工藝制造，轉向軸是由細齒花鍵和螺母連接的。骨架的外側一般包有柔軟的合成橡膠或樹脂，也有采用皮革包裹以及硬木制作的轉向盤。轉向盤外皮要求有某種程度的柔軟度，手感良好，能防止手心出汗打滑的材質，還需要有耐熱、耐候性。? 轉向盤的功能：轉向盤位于司機的正前方，是碰撞時最可能傷害到司機的部件，因此需要轉向盤具有很高的安全性，在司機撞在轉向盤上時，骨架能夠產生變形，吸收沖擊能，減輕對司機的傷害。轉向盤的慣性力矩也是很重要的，慣性力矩小，我們就會感到“輪輕”，操做感良好，但同時也容易受到轉向盤的反彈(即“打手”

15、)的影響，為了設定適當的慣性力矩，就要調整骨架的材料或形狀等。? 現在的轉向盤與以前的看似沒有太大變化，但實際上已經有了改進。由于轉向助力裝置的普及，轉向盤外徑變小了，而手握處卻變粗了，采用柔軟材料，使操作感得到了改善。? 現在有越來越多的汽車在轉向盤里安裝了安全氣囊，也使汽車的安全性大大提高了。轉向盤的集電環：轉向盤上有喇叭開關，必須時刻與車身電器線路相連，而旋轉的轉向盤與組合開關之間顯然不能用導線直接相連，因此就必須采用集電環裝置。集電環好比環形的地鐵軌道，喇叭開關的觸點就象奔跑在軌道上的電車，時刻保持接通的狀態。由于是機械接觸，長時間使用觸點會因磨損影響導電性，導致緊急時刻喇叭不鳴甚至氣

16、囊不工作。因此，最近裝備氣囊的汽車開始裝用電纜盤，代替集電環。? 轉向盤的端子與組合開關的端子用電纜線連接，電纜盤將電線卷入盤內，類似于吸塵器的電線卷取機構，在轉向盤旋轉范圍內，電線*卷筒自由伸縮。 轉向器分類 轉向器按結構形式可分為多種類型。歷史上曾出現過許多種形式的轉向器，目前較常用的有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環球-齒條齒扇式、循環球曲柄指銷式、蝸桿滾輪式等。其中第二、第四種分別是第一、第三種的變形形式，而蝸桿滾輪式則更少見。如果按照助力形式，又可以分為機械式（無助力），和動力式（有助力）兩種，其中動力轉向器又可以分為氣壓動力式、液壓動力式、電動助力式、電液助力式等種

17、類。 1）齒輪齒條式轉向器。它是一種最常見的轉向器。其基本結構是一對相互嚙合的小齒輪和齒條。轉向軸帶動小齒輪旋轉時，齒條便做直線運動。有時，靠齒條來直接帶動橫拉桿，就可使轉向輪轉向。所以，這是一種最簡單的轉向器。它的優點是結構簡單，成本低廉，轉向靈敏，體積小，可以直接帶動橫拉桿。在汽車上得到廣泛應用。2）蝸桿曲柄銷式轉向器 它是以蝸桿為主動件，曲柄銷為從動件的轉向器。蝸桿具有梯形螺紋，手指狀的錐形指銷用軸承支承在曲柄上，曲柄與轉向搖臂軸制成一體。轉向時，通過轉向盤轉動蝸桿、嵌于蝸桿螺旋槽中的錐形指銷一邊自轉，一邊繞轉向搖臂軸做圓弧運動，從而帶動曲柄和轉向垂臂擺動，再通過轉向傳動機構使轉

18、向輪偏轉。這種轉向器通常用于轉向力較大的載貨汽車上。3）循環球式轉向器。循環球式：這種轉向裝置是由齒輪機構將來自轉向盤的旋轉力進行減速，使轉向盤的旋轉運動變為渦輪蝸桿的旋轉運動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉運動變為直線運動，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運動再次變為旋轉運動，使連桿臂搖動，連桿臂再使連動拉桿和橫拉桿做直線運動，改變車輪的方向。 這是一種古典的機構，現代轎車已大多不再使用，但又被最新方式的助力轉向裝置所應用。它的原理相當于利用了螺母與螺栓在旋轉過程中產生的相對移動，而在螺紋與螺紋之間夾入了鋼球以減小阻力，所有鋼球在一個首尾相連的封閉的螺旋曲線內循環滾動，循環球式故而

19、得名。 齒輪齒條液壓助力轉向器，是相對于齒輪齒條機械轉向器而言的，主要是增加了轉向油泵、轉向油壺、轉向油管、轉向閥、轉向油缸等部件，以期達到改善駕駛員手感，增加轉向助力的目的的轉向裝置。國內經過10多年來的發展，已經形成成熟的研發和制造技術的廠家有豫北光洋轉向器有限公司等企業。 轉向系統發展隨著汽車工業的飛速發展以及人們對于舒適、安全性能要求的不斷提高，轉向系統也隨著科技的發展日新月異。就目前而言，電動助力轉向系統是轉向行業前沿研究項目，按照其布局形式，可以分為管柱助力、齒輪助力、齒條助力、拉桿助力、電液助力等形式。以前在一些科幻電影中才能出現的無人飛機、無人駕駛汽車等現在已經成為現實，

20、轉向系統也在朝著更加先進的方向發展，比如由日本JTEKT研究開發出來的先進線控轉向系統等 2.1.1 機械式轉向系 機械式轉向器的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉向操縱機構(方向盤)、轉向器、轉向傳動機構三大部分組成。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動轉變為傳動機構的直線運動(嚴格講是近似直線運動)的機構，是轉向系的核心部件。這種轉向器有兩對傳動副組成，一對是螺桿、螺母，另一對是齒條、齒扇或曲柄銷。在螺桿和螺母之間裝有可循環滾動的鋼球，使滑動摩擦變為滾動摩擦，從而提高了傳動效率。 這種轉向器的優點是，操縱輕便，磨損小，壽命長。缺點是結構復雜，成本高，轉向靈敏度不如齒輪齒條式。因此逐

21、漸被齒輪齒條式取代。但隨著動力轉向的應用，循環球式轉向器近年來又得到廣泛使用。 當汽車轉向時，駕駛員對轉向盤施加一個轉向力矩。該力矩通過轉向軸、轉向萬向節、和轉向傳動軸輸入轉向器。經轉向器放大后的力矩和減速后的運動傳到轉向搖臂，再通過轉向直拉桿傳給固定于左轉向節上的轉向節臂，使左轉向節和它所支撐的左轉向輪偏轉。 從轉向盤到轉向傳動軸這一系列零件和部件，均屬于轉向操縱機構。有轉向搖臂至轉向梯形這一系列零件和部件（不含轉向節），均屬于轉向傳動機構。 目前較常用的機械式轉向器有齒輪齒條式、蝸桿曲柄指銷式、循環球-齒條齒扇式、蝸桿滾輪式等。其中第二、第四種分別是第一、第三種的變形形式，而蝸桿滾輪

22、式則更少見。方向盤轉動使方向機蝸桿轉動、渦桿與蝸輪咬合（也有循環球咬合的）渦輪軸帶動方向機搖臂前后擺動，方向機搖臂通過球頭銷與豎拉桿相連、豎拉桿另一端與左前輪軸頭搖臂相連，軸頭搖臂通過立銷（主銷）與前橋相連，搖臂前后擺動就可使車輪軸頭（沿主銷）左右轉向了，左前輪通過橫拉桿與右車輪相連，這樣轉動方向盤就可以讓左右前輪同時轉向了[2] 汽車行駛中經常需要改變行駛方向，即所謂的轉向，這就需要有一套能夠按照司機意志使汽車轉向的機構，它將司機轉動方向盤的動作轉變為車輪(通常是前輪)的偏轉動作。 按轉向力能源的不同，可將轉向系分為機械轉向系和動力轉向系。 機械轉向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械

23、的，由轉向操縱機構(方向盤)、轉向器、轉向傳動機構三大部分組成。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動轉變為傳動機構的直線運動(嚴格講是近似直線運動)的機構，是轉向系的核心部件。 動力轉向系除具有以上三大部件外，其最主要的動力來源是轉向助力裝置。由于轉向助力裝置最常用的是一套液壓系統，因此也就離不開泵、油管、閥、活塞和儲油罐，它們分別相當于電路系統中的電池、導線、開關、電機和地線的作用。 2.1.2 動力轉向器 動力轉向器是兼用駕駛員體力和發動機動力為轉向能源的轉向系。在正常情況下，汽車轉向所需的能量，只有一小部分由駕駛員提供，而大部分是由發動機通過轉向加力裝置提供的。但在轉向加力裝置失效時，

24、一般還應當能由駕駛員獨立承擔汽車轉向任務。因此，動力轉向器是在機械轉向器的基礎上加設一套轉向加力裝置而形成的。 動力轉向器除具有以上三大部件外，其最主要的動力來源是轉向助力裝置。由于轉向助力裝置最常用的是一套液壓系統，因此也就離不開泵、油管、閥、活塞和儲油罐，它們分別相當于電路系統中的電池、導線、開關、電機和地線的作用。轉向助力裝置有以下幾種： (1)液壓式動力轉向裝置 (2)電動式動力轉向裝置 (3)電動液壓式動力轉向裝置 2.2 轉向系主要性能參數 2.2.1轉向器的效率 轉向器的輸出功率與輸入功率之比，稱為轉向器的傳動效率。功率P1從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率

25、稱為正效率，用符號η+表示，η+=( P1—P2)／P1；反之稱為逆效率，用符號η－表示，η－ =(P3—P2)／P3。式中，P2為轉向器中的摩擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。為了保證轉向時駕駛員轉動轉向盤輕便，要求正效率高。為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉向盤上要盡可能小，防止打手又要求此逆效率盡可能低。 轉向器的正效率η+ 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。 （1）轉向器類型、結構特點與正效率 在前述四種轉向器中，齒輪

26、齒條式、循環球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。 同一類型轉向器，因結構不同其正效率也不一樣。另外兩種結構的轉向器正效率，根據試驗結果分別為70％和75％。 轉向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正逆效率提高約10％。 (2) 轉向器的結構參數與正效率 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉向器，其正效率可用下式計算 η+=tanα／tan(α+ρ) （2--1） 式中，α為蝸桿(或螺桿)的螺線導程角； ρ為摩擦角，ρ=arctan

27、f(f為摩擦因數)。 2）轉向器逆效率η－ 根據逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態緊張。如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環球式轉向器。 不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力由轉向傳動機構的零件承受，因而這

28、些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺,因此，現代汽車不采用這種轉向器。 極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉向器要小。 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計算 H- = tan(α-ρ) tanα (2—2) 式(2—1)和式(2—2)表明：增加導程角α,正、逆效率均增大。受η-增大的影響，α不宜取得過大。當導程角小于

29、或等于摩擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于摩擦角。通常螺線導程角選在8°～10°之間。 2.2.2傳動比的變化特性 1）轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比 從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2Fw與作用在轉向盤上的手力之比，稱為力傳動比，即 ip=2Fw／Fh 轉向盤轉動角速度 ωw 與同側轉向節偏轉角速度 ωk 之比，稱為轉向系角傳動比 ，即iwo=ωw/ωk=( dφ/dt)/( dβkdt),式中，dφ 為轉向盤轉角增量；dβk 為轉向節轉角增量；dt為時間增量。它又由轉向器角傳動比iw

30、和轉向傳動機構角傳動比iw′ 所組成，即 iwo=iw iw′ 。 轉向盤角速度ωw與搖臂軸轉動角速度ωp之比，稱為轉向器角傳動比iw, 即iw=ωw/ωp= (dφ/dt)/(dβp/dt),式中,dβp為搖臂軸轉角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉向器。 搖臂軸轉動角速度ωp與同側轉向節偏轉角速度ωk之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比iw′，即iw=ωp/ωk= (dβp/dt)/ (dβk/dt)。 2）力傳動比與轉向系角傳動比的關系 輪胎與地面之間的轉向阻力Fw和作用在轉向節上的轉向阻力矩 Mr之間有如下關系 Fw= Mr/α （2

31、—3） 式中，α為主銷偏移距，指從轉向節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交線間的距離。 作用在轉向盤上的手力Fh可用下式表示 Fh=2Mh/Dsw (2—4） 式中，Mh為作用在轉向盤上的力矩；Dsw為轉向盤直徑。 將式(2—3)、式(2—4)代入 ip=2 Fw／Fh 后得到 ip= MrDsw/Mhα （2—5） 分析式(2—5)可知，當主銷偏移距為a時，力傳動比 ip 應取大些才能保證轉向輕便。通常轎車的 a 值在0．4～0．6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內選取，而貨車的d值

32、在40～60mm范圍內選取。轉向盤直徑 Dsw 根據車型不同在JB4505—86轉向盤尺寸標準中規定的系列內選取。 如果忽略摩擦損失，根據能量守恒原理，2Mr／Mh可用下式表示 2Mr／Mh= dφ／dβk （2—6） 將式(2—6)代人式(2—5)后得到 ip=iwoDsw/2α （2—7） 當 α 和 Dsw 不變時，力傳動比 ip 越大，雖然轉向越輕，但 iwo 也越大，表明轉向不靈敏。 3）轉向系的角傳動比iwo 轉向傳動機構角傳動比，除用 iw′=dβp／dβk表示以外

33、，還可以近似地用轉向節臂臂長L2與搖臂臂長Ll之比來表示，即 iw′=dβp／dβk≈L2／Ll ?，F代汽車結構中，L2與Ll的比值大約在0．85～1．1之間，可近似認為其比值為 iwo≈iw=dφ／dβ 。由此可見，研究轉向系的傳動比特性，只需研究轉向器的角傳動比iw 及其變化規律即可。 4）轉向器角傳動比及其變化規律 式(2—7)表明：增大角傳動比可以增加力傳動比。從 ip=2Fw／Fh式可知，當Fw一定時，增大ip能減小作用在轉向盤上的手力Fh，使操縱輕便。 考慮到 iwo≈iw ，由iwo 的定義可知：對于一定的轉向盤角速度，轉向輪偏轉角速度與轉向器角傳動比成反比。角傳動比增加后

34、，轉向輪偏轉角速度對轉向盤角速度的響應變得遲鈍，使轉向操縱時間增長，汽車轉向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構成一對矛盾。為解決這對矛盾，可采用變速比轉向器。 齒輪齒條式、循環球式、蝸桿指銷式轉向器都可以制成變速比轉向器。 循環球齒條齒扇式轉向器的角傳動比iw =2πr／P。因結構原因，螺距 P 不能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑 r 的方法，達到使循環球齒條齒扇式轉向器實現變速比的目的。 隨轉向盤轉角變化，轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規律的因素，主要是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉向軸負荷小，在轉向盤全轉角范圍內，駕駛員不存在轉向沉重問

35、題。裝用動力轉向的汽車，因轉向阻力矩由動力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應取較小的轉向器角傳動比并能減少轉向盤轉動的總圈數，以提高汽車的機動能力。 轉向軸負荷大又沒有裝動力轉向的汽車，因轉向阻力矩大致與‘車輪偏轉角度大小成正比變化，汽車低速急轉彎行駛時的操縱輕便性問題突出，故應選用大些的轉向器角傳動比。汽車以較高車速轉向行駛時，轉向輪轉角較小，轉向阻力矩也小，此時要求轉向輪反應靈敏，轉向器角傳動比應當小些。因此，轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖2-1所示： 圖2-1轉向器角傳動比特性 轉向盤在中間位置的轉向器角

36、傳動比不宜過小。過小則在汽車高速直線行駛時，對轉向盤轉角過分敏感和使反沖效應加大，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。直行位置的轉向器角傳動比不宜低于15～16。 2.2.3轉向盤自由行程 對轉向盤自由行程的認識 轉向盤在空轉階段中的角行程，稱為轉向盤自由行程。轉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，以免過分影響靈敏性。一般說來，轉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°。當零件磨損嚴重到十轉向盤自由行程超過25°～35°時，必須進行調整。 2）轉向盤自由行程過大的原因 造成轉向盤自由行程過大的原因，主要有如下幾

37、個方面： (1)轉向器蝸桿與滾輪(或齒扇、指銷等)間隙過大； (2)轉向傳動裝置松動； (3)轉向傳動裝置的球鉸鏈間隙過大(松動)； (4)前輪軸承或轉向節主銷與襯套配合不緊等。 2.3 轉向操縱機構及轉向傳動機構 2.3.1轉向操縱機構 轉向盤的功能： 現在有越來越多的汽車在轉向盤里安裝了安全氣囊，也使汽車的安全性大大提高了。轉向盤的集電環：轉向盤上有喇叭開關，必須時刻與車身電器線路相連，而旋轉的轉向盤與組合開關之間顯然不能用導線直接相連，因此就必須采用集電環裝置。集電環好比環形的地鐵軌道，喇叭開關的觸點時刻保持接通的狀態。由于是機械接觸，長時間使用觸點會因磨損影響導電性，導

38、致緊急時刻喇叭不鳴甚至氣囊不工作。因此，最近裝備氣囊的汽車開始裝用電纜盤，代替集電環。 轉向盤的端子與組合開關的端子用電纜線連接，電纜盤將電線卷入盤內，在轉向盤旋轉范圍內，電線靠卷筒自由伸縮。這種裝置大大提高了電器裝置的可靠性。 2.3.2轉向傳動機構 為牢固支承轉向盤而設有轉向柱。傳遞轉向盤操作的轉向軸從中穿過，內部有軸承和襯套支承。轉向機構應備有吸收汽車碰撞時產生的沖擊能的裝置，許多國家都規定轎車必須安裝吸能式轉向柱。吸能裝置的方式很多，大都通過轉向柱的支架變形來達到緩沖吸能的作用。 轉向軸與轉向器齒輪箱之間采用聯軸節相連(即兩個萬向節)，之所以用聯軸節，除了可以改變轉向軸的方向

39、，還有就是使得轉向軸可以作縱向的伸縮運動，以配合轉向柱的緩沖運動。即： （1）可傾斜式轉向機構： （2）可伸縮式轉向機構：[5] 3轉向器總成方案分析 3.1轉向器設計要求 （1） 汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞順時針方向旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩定性。 （2） 汽車轉向行駛后，在駕駛員松開轉向盤的情況下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩定行駛。 （3） 汽車在任何行駛狀態下，轉向輪不得產生振動，轉向盤沒有擺動。 （4） 轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工

40、作時，由于運動不協調使車輪產生的擺動應最小。 （5） 保證汽車有較高的機動性，具有快速和小轉彎能力。 （6） 操縱輕便。 （7） 轉向輪碰到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。 （8） 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。 （9） 在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身的變形而后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 （10） 進行運動校核，保證轉向盤與轉向輪轉動方向一致。 正確設計轉向梯形機構，可以使第一項得到保證。轉向系中設有轉向減震器時，能夠防止轉向輪產生振動，同時又能使傳動轉向盤上的反沖力明顯下降。為了使汽車具有良好的機動

41、性能，必須使轉向輪有盡可能大的轉角，并要達到按前外輪車輪軌跡計算，其最小轉彎半徑能達到汽車軸距的2-2.5倍。通常用轉向時駕駛員作用在轉向盤上的切向力大小和轉向盤轉動圈數多少兩項指標來評價操縱輕便性。沒有動力轉向的轎車，在行駛中轉向，此力應為50-100N；有動力轉向時，此力在20-50N。當貨車從直線行駛狀態，以10Km/h的速度在柏油路或水泥的水平路段上轉入沿半徑12m的圓周行駛，且路面干燥，若轉向系內沒有裝動力轉向器，上述切向力不得超過250N;有動力轉向器時，不得超過120N。轎車轉向盤從中間位置轉到每一端的圈數不得超過2.0圈，貨車則要求不超過3.0圈。[3] 3.2轉向器總成方案

42、設計 循環球式轉向器又稱為綜合式轉向器（因為它由兩級傳動副組成），是目前國內、外汽車上較為流行的一種結構形式。循環球式轉向器中一般有兩級傳動副，第一級是由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝有鋼球構成的傳動副，第二級是由螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的齒條-齒扇傳動副。 轉向時，轉動轉向盤，與轉向軸連為一體的螺桿帶動方形螺母作軸向移動（因螺桿在軸向方向固定在轉向器殼上），螺母的下端制成齒條，因而能帶動與轉向搖臂軸做成一體的齒扇的轉動。 圖3-1所示為一循環球式齒條-齒扇轉向器。轉向螺桿的軸徑支撐在兩個角接觸球軸承上，軸承緊度可用調整墊片調整。轉向螺母外側的下平面加工成齒條，與齒扇軸（即搖臂軸）上

43、的齒扇嚙合?？梢?，轉向螺母即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）。通過轉向盤和轉向軸轉動轉向螺桿時，轉向螺母不能轉動，只能軸向移動，并驅使齒扇軸轉動。 1轉向搖臂 2向心推力球軸承 3螺桿副總成 4殼體組件 5螺栓 6上蓋調整墊片8上蓋 9柱管夾子 10螺桿油封 11鐵絲 12頂絲 13柱管 14轉向軸組件 15支承套16自攻螺釘17螺母M12X1.25 18螺母MB 19螺栓20墊圈21濾氣螺塞 圖3-1 循環球式齒條-齒扇轉向器 為了減少轉向螺桿和轉向螺母之間的摩擦和磨損，二者的螺紋制成半圓形凹槽，并不直接接觸，其間裝有許多鋼

44、球，從而將滑動摩擦變為滾動摩擦。轉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，這樣可以使轉向螺母和轉向螺桿軸向定位好，滾道和鋼球間有間隙，可以用來貯存碎屑和潤滑油，有助于減少螺母和螺桿之間的磨損。螺母側面有兩對通孔，可將鋼球從此孔塞入螺旋形通道內。兩根U形鋼球導管的兩端插入螺母側面的兩對通孔中，導管內也裝滿了鋼球。這樣兩根導管和螺母內的螺旋管狀通道組成兩條各自獨立的封閉的鋼球“流道”。 轉向螺桿轉動時，通過鋼球將力傳給轉向螺母，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

45、通道內滾動，形成“球流”。鋼球在管狀通道內繞行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。因此，在轉向器工作時，兩列鋼球只是在各自封閉的“流道”內循環，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。只要使齒扇軸相對于齒條作軸向移動，即能調整兩者的嚙合間隙。調整螺釘裝在側蓋上，并用螺母鎖緊。齒扇軸內側端部有切槽，調整螺釘的圓柱形端頭即嵌入此切槽中。將調整螺釘旋入，則嚙合間隙減少；反之，則嚙合間隙增大。 循環球式轉向器在螺桿和螺母之間因為有可以循環流動的鋼球，將滑動摩擦變為滾動摩擦，因而其正傳動效率很高（可達90%～95

46、%），故操縱輕便；在結構和工藝上采取措施，可保證有足夠的使用壽命；工作平穩可靠；齒條和齒扇之間的間隙調整工作容易進行。但其逆效率高，容易將路面沖擊力傳動轉向盤。不過，對于前軸軸載質量不大而又經常在平坦路面上行使的輕中型載貨汽車而言，這一缺點影響不大；而對于載重量較大的汽車，使用循環球式轉向器時，除可以在轉向器中增加吸振裝置以減少路面沖擊反力外，往往裝有液力轉向加力器。由于循環球式轉向器在結構上便于與液力轉向加力器設計為一個整體，而液力系統又正可以緩和路面的沖擊，因此，循環球式轉向器得到日益廣泛的應用。 循環球齒條-齒扇式轉向器的優點：傳動效率高，可達90%；在結構和工藝上采取措施，包括提高制

47、造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺桿螺母上的螺旋槽經淬火和磨削加工，使之有足夠的硬度和耐磨性能,可保證有足夠的使用壽命；轉向器的傳動比可以變化；工作平穩可靠；齒條和齒扇之間的間隙調整工作容易進行；適合用來做整體式轉向器。 4循環球式轉向器主要尺寸參數的選擇 （1）鋼球中心距D、螺桿外徑D1、 螺母內徑D2 尺寸D、D1、D2如圖3-1所示. 鋼球中心距D是基本尺寸, 螺桿外徑D1、螺母內徑D2及鋼球直徑d對確定鋼球中心距D的大小有影響，而又對轉向器結構尺寸和強度有影響。在保證足夠的強度條件下,盡可能將D值取小些。選取規律是隨著扇齒模數的增大，鋼球中心距也相應增加。設計時先

48、參考同類型汽車的參數進行選取，經強度驗算后，再進行修正。螺桿外徑D1通常在20～38mm范圍內變化,設計時應根據轉向軸負荷的不同來選定.螺母內徑D2應大于D1,一般要求D2- D1=(5%～10%)D. 圖4-1螺桿鋼球螺母傳動副 （2）鋼球直徑d及數量n 鋼球直徑尺寸d取得大，能提高承載能力，同時螺桿和螺母傳動機構和轉響器的尺寸也隨之增大。鋼球直徑應符合國家標準，一般常在7～9mm范圍內選用（表4-1）。 增加鋼球數量n，能提高承載能力，但是鋼球流動性變壞，從而使傳動效率降低。因為鋼球本身有誤差，所以共同參加工作的鋼球數量并不是全部鋼球數。經驗證明，每個環路中的鋼球數以不超過

49、60粒為好。為保證盡可能多的鋼球都承載，應分組裝配。每個環路中的鋼球數可用下式計算 n= （4-1） 式4-1中，D為鋼球中心距；W為一個環路中的鋼球工作圈數；n為不包括環流導管中的鋼球數；為螺線導程角，常取 =5o～8o，則cos1。 （3）滾道截面 圖4-2 四段圓弧滾道截面 當螺桿和螺母各有兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截面時,見圖4-2，鋼球與滾道有四點接觸,傳動時軸向間隙最小，可滿足轉向盤自由行程小的要求。圖中滾道與鋼球之間的間隙，除用來貯存潤滑油之外，還能貯存磨損雜質。為了減少摩擦，螺桿與螺母溝槽的半徑R2應大于鋼球半徑，一般

50、取R2=(0.51～0.53)d。 （4）接觸角 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稱為接觸角,如圖4-2所示。角多取45°,以使軸向力和徑向力分配均勻。 （5）螺距P和螺線導程角 轉向盤轉動角,對應螺母移動的距離s為 （4-2） 式4-2中,P為螺紋螺距。與此同時,齒扇節圓轉過的弧長等于s,相應搖臂轉過角,其間關系可表示如下

51、 （4-3） 式4-3中,r為齒扇節圓半徑. 聯立式（4-2）、式（4-3）得,將對求導得循環球式轉向器角傳動比為 （4-4） 由式（4-4）可知,螺距影響轉向器傳動比的值。在螺距不變的條件下,鋼球直徑d越大,圖3-1中的尺寸b越小,要求b=P-d＞2.5mm。螺距一般在12-18mm內選取. （6）工作鋼球圈數W 多數情況下，轉向器用兩個環路，而每個環路的工作鋼球圈數又與接觸強度有關：增加工作鋼球圈數，參加工作的鋼球增多，能降低接觸應力，提高承載能力；但鋼球受力不均勻、螺桿增長而使剛度降低。工作鋼球圈數有1.5和2.5圈兩種。

52、一個環路的工作鋼球圈數的選取見表4-1。[7] 表4-1循環球式轉向器主要參數 齒扇模數m/mm 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 6.0 6.5 搖臂軸直徑/mm 22 26 30 32 32 35 38 40 42 45 鋼球中心距/mm 20 23 25 25 28 30 32 35 40 螺桿外徑/mm 20 23 25 25 28 29 34 38 鋼球直徑/mm 5.556 5.556 6.350 6.350 7.144 7.144 8 螺距/mm 7.938 8.731

53、 9.525 9.525 10 10 11 工作圈數 1.5 5 2.5 2.5 環流行數 2 螺母長度/mm 41 45 52 46 47 58 56 59 62 72 78 80 82 齒扇齒數 3 5 5 齒扇整圓齒數 12 13 13 13 14 15 齒扇壓力角 22°30′ 27°30′ 切削角 6°30′ 6°30′ 7°30′ 齒扇寬/mm 22 25 25 27 25 28 30 28～32 30 34 38 35 38

54、 5 轉向器輸出力矩的確定 為了保證行駛安全,組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服阻力,包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦力等。 精確地計算出這些力是困難的。為此推薦用足夠精確的半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上行駛時轉向器的輸出力矩。 G1=mg=141410=14140N M= G1L／4=14140 ×135／4 =477225

55、N.mm 式中，G1為汽車前軸負荷，單位是N； M為汽車轉向器的輸出力矩，單位是N.mm； m為汽車的前軸負荷，單位是Kg； g為重力加速度，計算時取g=10N/Kg； L為汽車轉向搖臂中心距（轉向搖臂大端錐形三角花鍵軸頸中心與轉向搖臂小端的球頭銷中心之間的距離），單位是mm。 6 軸的設計計算及校核 6.1 轉向搖臂軸（即齒形齒扇軸）的設計計算 6.1.1材料的選擇 搖臂軸用20CrMnTi鋼制造，由于前軸負荷不大，螺紋、三角花鍵和卡簧槽部表面不滲碳，其余表面滲碳層深度在0.8～1.2mm。表面硬度為58～63HRC。 6.1.2結

56、構設計 軸結構如圖6-1所示 軸伸出殼體的部分制成錐形漸開線花鍵，并使用螺母緊固，這樣可以保證轉向搖臂能緊緊壓靠到軸上，使之聯結緊固、無間隙、工作可靠，花鍵的加工工藝與齒輪相同；由于齒扇和齒條在工作時存在摩擦力，工作一段時間后會產生間隙，為使此間隙的調整工作容易進行，故將齒扇設計成變厚齒扇。 6.1.3軸的設計計算 （1）漸開線花鍵的設計計算 花鍵連接常根據被連接件的特點、尺寸、使用要求和工作條件，確定其類型、尺寸，然后進行必要的強度校核計算。 圖6-1轉向搖臂軸結構簡圖 本軸的漸開線花鍵可選擇45°花鍵，模數為m=0.8,齒數為Z=36，壓力角為45°。 漸開線花鍵幾何尺

57、寸的計算 分度圓直徑D=mZ=0.836=28.8mm; 基圓直徑Db=mZcos45°=0.836×1.414=20.36mm; 周 節P=m=3.140.8=2.5mm; 內花鍵大徑Dei=m(Z+1.2)=0.8(36+1.2)=29.76mm; 外花鍵大徑Dee= m(Z+0.8)= 0.8(36+0.8)=29.44mm; 外花鍵小徑Die= m(Z-1.2) =0.8(36-1.2)=27.84mm； 漸開線花鍵的校核計算 漸開線花鍵連接強度可按擠壓、彎曲和剪切來計算。實踐證明，擠壓強度常是主要的。其計算過程如下： 漸開線花鍵的平均直徑mm; 漸開線花

58、鍵齒的工作高度=m=0.8mm； 漸開線花鍵齒的工作長度=25mm；漸開線花鍵齒的彎曲應力 ； 許用彎曲應力為 由此可知，漸開線花鍵的設計滿足要求。 （2）變厚齒形齒扇的計算 變厚齒形齒扇的計算，如圖6-2所示，一般將中間剖面A-A定義為基準平面。進行變厚齒扇計算之前，必須確定的參數有：變厚齒扇的模數m，參考表4－1選取；法向壓力角，一般在20°～30°之間；齒頂高系數X1，一般取0.8或1.0；徑向間隙系數，取0.2；正圓齒數，在12～15之間選取；齒扇寬度，一般在22mm～28mm。 表6-1 循環球式轉向器齒扇齒模數 齒扇齒模數m/mm 3.0 3.5 4.

59、0 4.5 5.0 6.0 6.5 轎 車 排量/mL 500 1000 ～1800 1600 ～ 2000 2000 2000 前軸負荷/N 3500 ～ 3800 4700 ～ 7350 7000 ～ 9000 8300 ～ 11000 10000 ～11000 貨車和大客車 前軸負荷/N 3000 ～ 5000 4500 ～ 7500 5500 ～ 18500 7000 ～ 19500 9000 ～ 24000 17000 ～ 37000 23000 ～ 4400

60、0 最大轉載質量/Kg 350 1000 2500 2700 3500 6000 8000 首先根據汽車的前軸負荷G1=14140N，查表,選取齒扇的模數m=5mm。 然后，由變厚齒扇的模數m=5mm,查4-1表選擇確定轉向器的相關尺寸。 圖6-2 變厚齒形齒扇的計算簡圖 變厚齒扇的幾何尺寸，計算結果如下： 變厚齒扇的模數m=5mm; 變厚齒扇的法向壓力角=30°； 整圓齒數為13；齒扇齒數為z=5； 變位系數X1=0.082； 分度圓直徑d=mz=513=65mm; 分度圓齒厚S=/2=3.145/2=7.85mm; 齒頂高 ha= X1

61、m=0.85=4mm; 齒根高 hf=( X1+c)=(0.8+0.25)5=5.25mm; 齒頂圓直徑da=d+2ha=65+24=73mm; 齒扇的結構設計 由于齒扇的齒頂圓直徑da=73mm<500mm，因此可采用鍛造毛坯；又齒扇的齒根圓直徑df=d-2hf=65-25.25=54.75mm，而齒扇的軸徑為32mm,二者相差不大，故可制成一體的齒輪軸，軸的材料必須與齒扇齒輪相同。 5）齒扇齒的應力校核 齒扇齒的受力情況如圖6-3所示。 圖6-3 齒扇齒的受力簡圖 作用在齒扇上的圓周力Fa===14683.85N; （6－1） 齒扇的齒高h=ha+

62、hf=4+5.25=9.25mm; 則齒扇齒的彎曲應力w== （6－2） =508.65N/mm[w]=540 N/mm; 上式中，[w]為許用彎曲應力，[w]= 540 N/mm。 由此可知，齒形齒扇的設計能夠滿足設計要求。 6.2 螺桿軸設計計算及主要零件的校核 6.2.1材料選擇 螺桿軸用20CrMnTi鋼制造，熱處理鋼球滾道處滲碳層深度在0.8～1.2mm，表面淬火HRC 58～63。20軸徑硬度HRC40，漸開線花鍵處不滲碳。 6.2.2結構設計 軸的結構如圖所示 圖6-

63、4 螺桿軸結構簡圖 考慮軸向固定，內側采用軸肩，又考慮角接觸球軸承的標準，故左右軸徑均取d=20mm；左端軸徑長度為14mm，比軸承寬度小4mm，以便將軸承可靠地固定在轉向螺桿軸上；為使汽車轉向螺桿軸中心與轉向萬節的中心能保持高度一致，二者的連接采用漸開線花鍵連接，花鍵的加工工藝與齒輪相同；為減少螺桿和螺母之間的摩擦，提高傳動效率，在螺桿和螺母的滾道之間放置適量的鋼球；為防止鋼球沿滾道滾出，在螺母上設有鋼球返回裝置，使鋼球通過此裝置自動返回入口處，從而形成循環回路。[5] 6.2.3軸的設計計算 （1）首先由變厚齒扇齒模數m=5.0mm，查表4-1確定轉向螺桿軸的相關參數，相關參數

64、如下： 鋼球中心距D=32mm; 螺桿外徑D1=29mm; 鋼球直徑d=7.144mm; 螺距P=10mm; 工作圈數2.5； 環流行數2； 螺母長度L=56mm; 齒扇齒數Z=5; 齒扇整圓齒數Z’=13； 齒扇壓力角=27o30′；齒扇寬26mm； （2）其他參數的設計計算： 螺母內徑D2=D+(5% 到10%)D1=32+(5% 到10%)×29=33.5到34.9mm; 圓整后取D2=34.2mm; 每個環路中的鋼球數; （6－3） 圓整后取n=32; 滾道截面半徑mm;

65、 （6－4） 圓整后取R2=4mm; 接觸角選擇=45o； 當轉向盤轉過5角(即2.5圈)時，齒扇節圓應轉過的弧長等于對應螺母在螺桿上移動的距離S,此時，搖臂軸轉過0.25角，與此同時，轉向輪轉至最大轉角，則 ==51mm; （6－5） 則螺桿螺紋滾道的有效工作長度L’等于螺母在螺桿上移動的距離的2倍，即L’=2S=2×51mm=102mm; 在此條件下，應盡量縮短滾道長度。但為安全計，在有效工作長度L’之外的兩端各增加0.5-0.75圈滾道長度。 因此，螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度L L=L’+2(0.5到0.75)d=102+2×(0.5～0.

66、75)×7.144=109.44～112.716mm; 又螺桿螺紋滾道的有效工作長度距兩端面距離5.5mm，即螺桿螺紋滾道的實際有效工作長度 L L’+25.5=102+25.5=113mm； 圓整后取L=112mm； 螺桿螺線導程角則,則 = = =5.68o; （6－6） 6.2.4鋼球與滾道之間的接觸應力校核 螺桿受力 作用在螺桿上的軸向力F2 （6－7） 上式中d為變厚齒扇的分度圓直徑； 鋼球與螺桿之間的正壓力F3 F3= （6－8） 上式中n為參與工作的鋼球數；為接觸角，=45o； 螺桿受力簡圖 則 可見接近于0.1，根據查取K=0.970; （6－9） 表6-2 系數K與的關系 1.0 0.9 0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 0.3 K 0.388 0.400 0