33 武汉理工大学华夏学院本科毕业论文

（2）其他参数的设计计算：

螺母内径D2=D+(5% 到10%)D1=32+(5% 到10%)×29=33.5到34.9mm; 圆整后取D2=34.2mm; 每个环路中的钢球数;

n??DW??DW?3.14?32?2.5?35.167.144dcos?0d （6－3）

圆整后取n=32; 滚道截面半径

R2?d?7.144?3.57222mm; （6－4）

圆整后取R2=4mm; 接触角?选择?=45o；

当转向盘转过5?角(即2.5圈)时，齿扇节圆应转过的弧长等于对应螺母在螺杆上移动的距离S,此时，摇臂轴转过0.25?角，与此同时，转向轮转至最大转角，则

S??pr=0.25??65=51mm; （6－5）

则螺杆螺纹滚道的有效工作长度L’等于螺母在螺杆上移动的距离的2倍，即L’=2S=2×51mm=102mm;

在此条件下，应尽量缩短滚道长度。但为安全计，在有效工作长度L’之外的两端各增加0.5-0.75圈滚道长度。

因此，螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度L

L=L’+2(0.5到0.75)d=102+2×(0.5～0.75)×7.144=109.44～112.716mm;

又螺杆螺纹滚道的有效工作长度距两端面距离?5.5mm，即螺杆螺纹滚道的实际有效工作长度

L? L’+2?5.5=102+2?5.5=113mm；

圆整后取L=112mm；

螺杆螺线导程角?0则tan?0?P,则

?D 3．33

34 武汉理工大学华夏学院本科毕业论文

P10arctanarctan?= ?D = 3.14?32=5.68o; （6－6）

06.2.4钢球与滚道之间的接触应力校核

螺杆受力

作用在螺杆上的轴向力F2

F2?M?477225?14683.8565d22（6－7）

上式中d为变厚齿扇的分度圆直径； 钢球与螺杆之间的正压力F3

F2ncos?0cos??F214683.85??324.52N;ncos?64?22 （6－8）

F3=

上式中n为参与工作的钢球数；?为接触角，?=45o； 螺杆受力简图 则

1?11?1rA? R2B? rR12 2

(4?7.144)?29(R2?r)R122?0.086;A??B(R1?r)R2(29?7.144)?422

AA可见B接近于0.1，根据B查取K=0.970; （6－9）

A表6-2 系数K与B的关系 AB 1.0 B 0.2 0.9 0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 0.3 K A0.388 0.400 0.410 0.440 0.468 0.490 0.536 0.600 0.15 0.1 0.05 0.02 0.01 0.007 K

0.716 0.800 0.970 1.280 1.8 2.271 3.202 3．34

35 武汉理工大学华夏学院本科毕业论文

钢球与滚道之间的接触应力?

?=K

3324.52?(2.1?105)2?(4?7.144)2F3E2(R2?r)22 ?0.970?3(R2r)2(4?7.144)22=2273.15?[?]； （6－10）

上述三式中，R1为螺杆外半径；R2为滚道截面半径；r为钢球半径；E为材料弹性模量，等于2.1?102Nmm2;[?]为许用接触应力，当接触表面

硬度为58-64HRC时，[?]等于25

3．35

36 武汉理工大学华夏学院本科毕业论文 结论

转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。

本次设计，所选用的转向器为适用于各种车型的循环球式转向器，对于已知的汽车数据如轴距，整备质量等参数，计算转向系所需要的相关数据，并且对其进行了强度校核的分析。同时还进行了，转向器的正，逆效率计算，转向系传动比，力传动比，角传动比等计算。动力缸的设计计算以及常流式滑阀的设计计算。其计算结果符合设计要求，并且满足强度条件。

但由于经验较少，所选用的杆件长度，均按同类车型尺寸选取，难免有不当之处，需要今后在实践自中总结经验。

3．36

37 武汉理工大学华夏学院本科毕业论文 参考文献

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3．37