转向器的结构型式选择及其设计计算
汽车转向器选型设计
汽车转向器选型设计发表时间：2018-10-09T21:18:00.417Z 来源：《防护工程》2018年第16期作者：陈海滨王少华[导读] 介绍了某车型的转向器选型设计，从整车转向设计要求出发，分别从输出扭矩和输出行程两方面进行校核计算，确定合适的转向器性能参数长城汽车股份有限公司技术中心河北保定 071000摘要：介绍了某车型的转向器选型设计，从整车转向设计要求出发，分别从输出扭矩和输出行程两方面进行校核计算，确定合适的转向器性能参数，进而选用整体循环球式动力转向器，５０００ｋｍ可靠性试验结果表明该转向器满足整车转向要求。
关键词：汽车转向器；选型设计引言某车型是在现有４７６０轴距底盘的基础上匹配宽体２０５０排半驾驶室，同时加大货厢提高载重量的大轻卡车。
该车型作为一个全新的平台，其载质量提升较大，对转向系统提出了更高的要求。
转向器是整个转向系统的关键部件，设计过程中需对转向系统进行校核计算，为转向器的选型设计及后续转向系零部件的开发设计提供可靠的数据支持。
1汽车转向系统汽车转向系统是汽车主要的安全部分，它的发展趋势主要分为两个不同阶段，就是传统的机械转向系统与现代的助力转向系统。
1.1机械转向系统传统的机械式转向系统所主要讲的为通过操作者通过作用于转向盘上的作用力就是它的转向动力，然后没有给它别的外部助力，接着利用转向轴和转向器，其次它的传动机构就马上传给转向轮，所以得到了它的变动车轮转角用意，这样去变动车轮滚动的不同位置[1]。
不过最老式的汽车转向系统就为没有助力的纯机械式的转向系统。
机械转向系统这样的系统不但加强了操作者停车和低速的行驶情况下的转向操纵的压力，尤其它的转向灵敏性与它的轻便性都是不同相对的，根本不能从基础上处理汽车在各个不同的路感和工况下的转向相冲突。
1.2助力转向系统助力转向就是在纯机械转向系统中加上了助力泵，利用发动机来使助力泵的工作它给单纯的人力的转向供给的助力，有助力的转向它会变得更加的轻松。
汽车转向设计与计算
转向系统的计算设计：这次设计的电动车用的是麦弗逊式独立悬架，采用分段式转向梯形机构。
对于采用独立悬架的汽车转向车轮，转向梯形中的横拉杆应是分段式的，以避免运动干涉，防止一个车轮的上下跳动影响另一个车轮的跳动。
（图一）这种转向系统的结构大多如图1所示。
转向轴1的末端与转向器的齿轮轴2直接相连或通过万向节轴相连;齿轮图2与同装于一壳体内的齿条3啮合。
外壳则固定于车身或车架上。
齿条通过两端的球铰接头与两根分开的横拉杆4相连,两横拉杆又通过球头销与左右车轮上的梯形臂5、6相连。
这里齿条3既是转向器的传动件又是转向梯形机构中三段式横拉杆的一部分。
齿轮—齿条式转向器具有结构简单紧凑,制造工艺简便等优点,不仅适用于整体式前轴也适用于前轮采用独立悬架的断开式前轴,目前广泛地被采用于轿车、轻型客货车、微型汽车等车辆上。
但与之相配的转向梯形机构与传统的整体式转向梯形机构相比有其特殊之处。
故有必要加以研究和探讨。
绝大多数齿轮一齿条式转向器都布置在前轴后方,这样既可避让发动机的下部,又便于与转向轴下端连接。
安装时齿条中心线应与汽车纵向对称轴垂直;并且当转向器处于中立位置时,齿条两端球铰中心应对称地处于汽车纵向对称轴的两侧。
对于给定的汽车,其轴距L、主销后倾角口以及左右两主销轴线延长线与地面交点间距离K均为已知定值。
对于选定的转向器,其齿条两端中心距M也为已知定值.故在设计中需确定的参数为梯形底角、梯形臂长l以及齿条中心线到梯形底边的安装距1离，而横拉杆长度l可由上述参数确定其表达式为。
2转动转向盘时,齿条便向左或向右移动,使左右两边的杆系产生不同的运动,从而使左右车轮分别获得一个转角。
以汽车左转弯为例,此时右轮为外轮,外轮一侧的杆系运动如图2所示。
设齿条向右移过某一行程S,通过右横拉杆推动右梯形臂,使之转过。
（图二）取梯形右底角顶点O为坐标原点,X、Y轴方向如图2所示,则可导出齿条行程S与外轮转角的关系：另外，有图像可知：而+arctan-（图三）为坐标原点,X、Y轴方向如图3所示,则同样可导出齿条行程取梯形左底角顶点O1S与内轮转角的关系,即:众所周知,在不计轮胎侧偏时,实现转向轮纯滚动、无侧滑转向的条件是内、外轮转角具有如图4所示的理想的关系,即（图四）(6)式中T—计及主销后倾角夕时的计算轴距主销后倾角3°计算得T=2800+693/2tan3=2818L—汽车轴距2800mmr—车轮滚动半径346.5mm由(6)式可将理想的内轮转角民,表示为设计变量：、底角y和安装距对于给定的汽车和选定的转向器,转向梯形机构尚有梯形臂长11离h三个设计变量。
机械式转向器的设计与计算
机械式转向器的设计与计算机械式转向器是一种经典的机械装置，可以完成物体的旋转转移、扭转和角度校准等任务，常用于车辆转向系统、机械臂控制系统以及工业生产线等场合中。
在这篇文档中，我们将探讨机械式转向器的设计与计算方法。
一、机械式转向器的概述机械式转向器通常由两个主要部分组成：驱动轴和输出轴。
驱动轴是负责输入旋转力矩的轴，可以是手动或电动的。
输出轴则是负责传递旋转力矩的轴，可以是直线或曲线的。
通过曲柄、齿轮、滑块等机械元件的配合和变换，将输入转矩转化为输出转矩，实现物体的旋转和扭转。
机械式转向器具有以下特点：1. 结构简单，稳定性好；2. 能够承受较大的输出力矩；3. 可以与其他机械装置相结合，实现更复杂的动作。
二、机械式转向器的设计方法设计一个机械式转向器需要考虑以下几个方面：1. 设计输入和输出轴的位置和方向，以适应所需传动动作；2. 设计曲柄、齿轮、滑块等机械元件的形状、大小和配合方式，以实现输入和输出转矩的转化；3. 确定机械式转向器的尺寸和重量，以满足预定的设计要求。
具体的设计步骤如下：1. 确定动作要求和传动方式。
根据所需完成的动作要求和转动方向，设计输入和输出轴的位置和方向，确定驱动轴和输出轴间的夹角和轴向距离。
2. 选择合适的机械元件。
根据所需传动动作和力矩大小，选择适当的曲柄、齿轮、滑块等机械元件，并确定它们之间的配合方式和转动比。
3. 进行结构分析。
对机械式转向器的整体结构进行分析，验证各部件的尺寸和强度是否能够满足设计要求。
根据实际计算结果进行适当的调整。
4. 进行力学分析。
对机械式转向器的运动状态进行力学分析，确定输出力矩大小和方向，并进一步评估各部件的强度。
5. 进行制造和组装工作。
根据所设计的参数和尺寸，制造所需机械元件，并按照图纸要求进行组装。
三、机械式转向器的计算方法机械式转向器的计算方法与其他机械装置类似，可以采用以下几种常用的计算方法：1. 扭矩计算法。
通过计算输入和输出端的扭矩大小和方向，判断机械式转向器的传动能力是否满足要求。
机械式转向器的设计和计算
机械式转向器的设计和计算引言机械式转向器是一种用于转动或控制物体方向的装置。
它被广泛应用于汽车、航空器、工业设备等领域。
在本文档中，我们将探讨机械式转向器的设计和计算方法。
设计过程机械式转向器的设计过程可以分为以下几个步骤:步骤1: 确定需求和规格在设计机械式转向器之前，首先需要明确转向器的需求和具体规格。
这包括转向角度范围、转向速度、承载能力等。
步骤2: 选择适当的转向机构类型根据设计要求选择适当的转向机构类型。
常见的转向机构类型包括齿轮传动、滑块传动、曲柄杆机构等。
根据应用场景和性能要求选择合适的机构类型。
步骤3: 计算和优化在选择了合适的转向机构类型后，需要进行计算和优化。
这包括计算转向角度和转向速度的传递比例、计算承载能力和寿命等。
步骤4: 材料选择和制造确定了转向机构的设计参数后，需要选择合适的材料，并进行制造。
机械式转向器通常需要具备较高的强度和耐磨性能。
步骤5: 装配和调试制造完成后，进行转向器的装配和调试。
确保转向器能够正常工作，并进行必要的调整和修正。
计算方法在机械式转向器的设计中，有一些常用的计算方法可以帮助我们确定转向机构的参数和性能。
齿轮传动的计算如果选择了齿轮传动作为转向机构类型，可以使用以下公式进行计算:1.计算传动比例:传动比例公式传动比例公式其中，i为传动比例，z1和z2分别为输入齿轮和输出齿轮的齿数。
2.计算转矩传递比例:转矩传递比例公式转矩传递比例公式其中，τ为转矩传递比例，τ1和τ2分别为输入齿轮和输出齿轮的转矩，η为传动效率。
3.计算齿轮轴的弯曲应力:齿轮轴弯曲应力公式齿轮轴弯曲应力公式其中，σb为齿轮轴的弯曲应力，M为转矩，d为齿轮轴的直径。
这些计算方法可以帮助我们确定齿轮传动的参数和性能。
滑块传动的计算如果选择了滑块传动作为转向机构类型，可以使用以下公式进行计算:1.计算滑块的速度比例:滑块速度比例公式滑块速度比例公式其中，v1和v2分别为输入和输出滑块的速度，X1和X2为输入和输出滑块的行程。
全液压转向器选型计算
1.4、所需流量计算
4、所需流量的选择计算: Q=q0 x N/1000 式中： N为转向器输入的转速，流量的选择应保证在车辆的各种工况下转向器 能获得足够的流量，进而使转向器能够获得足够的转向速度。 转向器 转速参考： 50 mL/r ~250 mL/r 315 mL/r ~400 mL/r 500 mL/r ~1000 mL/r 100rpm 75rpm 60rpm
• 油缸的行程S(cm) 转向油缸的行程由转向臂的尺寸 及转角范围所决定。
1.3、转向器选择与计算
油缸通过大行程所需要的油的体积 V（ml） V=0.01 x S x A 转向器排量的计算q (mL/r) q=V/n 其中: n为转向轮从一个极限位置转到另一个极限位置时方向盘转过的圈数 ,用户应根据 需要选择,一般应为2.5~5.5圈 计算得到排量值后,应从本样本中查找最相近排量的转向器，如查到的排量为q0, 则转 向器的实际的圈数应为：n=V/q0
1.2、转向油缸的选择与计算
. 油缸的计算
• 油缸需要的推力: F=K2T/r 式中: F —油缸需要的力(N); T —见前步计算; r —最小力臂 (mm); K2 —系数1000; • 油缸的工作面积: A=10F/P 式中: A —油缸工作面积(mm²) P —油缸工作压力(Bar) * 在转向系统很少超载的车辆中,P值 为转向系统溢流阀设定压力的80%; 可 能严重超载的车辆, P值为转向系统溢 流阀设定压力的30%。 D—油缸内径mm d —活塞杆直径mm 1、 对等面积油缸： D=√4A/π+d² 2、 对并联油缸： D=√2A/π+d²/2 3、 对不等面积油缸： D=√4A/π+d² (d/D)²≤0.15
转向系统选型计算
齿轮齿条式转向器设计
3.3齿轮齿条式转向器的设计与计算3.3.1 转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，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。
精确地计算出这些力是困难的。
为此用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M R (N·mm)。
表3-1 原地转向阻力矩M R 的计算 设计计算和说明计算结果 mm 627826.2N 0.17910902.530.7p G 3f 331⋅===R M式中 f ——轮胎和路面间的滑动摩擦因数；1G ——转向轴负荷，单位为N ；P ——轮胎气压，单位为MPa 。
f=0.71G =10902.5Np=0.179MPaR M =627826.2mm N ⋅作用在转向盘上的手力F h 为：表3-2 转向盘手力F h 的计算设计计算和说明计算结果N F iD L M L WSWRh 7.290%90153202.6278262221=⨯⨯⨯=+=η式中 1L ——转向摇臂长, 单位为mm ；R M ——原地转向阻力矩, 单位为N·mm 2L ——转向节臂长, 单位为mm ； SW D ——为转向盘直径,单位为mm ；I w ——转向器角传动比；η+——转向器正效率。
因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂，故1L 、2L 不代入数值。
R M =627826.2mm N ⋅SW D =400mmi w =15+η=90%h F =290.7N对给定的汽车，用上式计算出来的作用力是最大值。
因此，可以用此值作为计算载荷。
梯形臂长度的计算2L ：表3-3 梯形臂长度L 2的计算设计计算和说明计算结果轮辋直径LW R = 16in=16×25.4=406.4mm 梯形臂长度2L =LW R ×0.8/2= 406.4×0.8/2=162.6mm,取2L =160mm2L =160mm轮胎直径的计算R T ：表3-4 轮胎直径R T 的计算设计计算和说明计算结果 20555.0⨯+=LW T R R =406.4+0.55×205=518.75mm取T R =520mmT R =520mm转向横拉杆直径的确定：表3-5 转向横拉杆直径的计算设计计算和说明计算结果mm m a M d R811.41021616.083.6274][43=⨯⨯⨯⨯=≥-πσπa =2L ;m N M MPa R ⋅==83.627;216][σ取min d =15mm初步估算主动齿轮轴的直径：表3-6 主动齿轮轴的计算设计计算和说明计算结果mm m Mn d 9.111014016.07.29016][max 16233=⨯⨯⨯⨯=≥-πτπ][τ=140MPa取min d =18mm3.3.2 齿轮齿条式转向器的设计 1. EPS 系统齿轮齿条转向器的主要元件1) 齿条 齿条是在金属壳体内来回滑动的，加工有齿形的金属条。
机械式转向器的设计和计算
第四节 机械式转向器的设计与计算一、转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，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。
精确地计算出这些力是困难的。
为此推荐用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R M (mm N ∙)p G f M R 313= (7-9)式中，f 为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取O.7；1G 为转向轴负荷(N)；p 为轮胎气压(a MP )。
作用在转向盘上的手力为+ωη=i D L M L F sw Rh 212 (7-10)式中，1L 为转向摇臂长；2L 为转向节臂长；sw D 为转向盘直径；ωi 为转向器角传动比；+η为转向器正效率。
对给定的汽车，用式(7-10)计算出来的作用力是最大值。
因此，可以用此值作为计算载荷。
然而，对于前轴负荷大的重型货车，用上式计算的力往往超过驾驶员生理上的可能，在此情况下对转向器和动力转向器动力缸以前零件的计算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力为700N 。
二、齿轮齿条式转向器的设计齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。
齿轮模数取值范围多在2～3mm 之间。
主动小齿轮齿数多数在5～7个齿范围变化，压力角取20º，齿轮螺旋角取值范围多为9º～1 5º。
齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。
变速比的齿条压力角，对现有结构在12º～35º范围内变化。
此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。
主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制造。
为减轻质量，壳体用铝合金压铸。
三、循环球式转向器设计(一)主要尺寸参数的选择1、螺杆、钢球、螺母传动副(1)钢球中心距D 、螺杆外径1D 、螺母内径2D 尺寸D 、1D 、2D 如图7-19所示。
汽车循环球式转向器设计
目录1 绪论 (2)2基本参数与结构设计 (5)3螺杆螺母取材及齿轮齿条参数确定 (8)4循环球式转向器强度计算 (10)5转向摇臂轴直径的确定 (13)6总结 (14)7参考文献 (15)1 绪论课题背景转向器又名转向机、方向机,它是转向系中最重要的部件。
转向器的作用是：增大转向盘传到转向传动机构的力和改变力的传递方向。
转向器按结构形式可分为多种类型。
目前较常用的有齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式、循环球—齿条齿扇式、循环球曲柄指销式、蜗杆滚轮式等。
循环球式转向器这种转向装置是由齿轮机构将来自转向盘的旋转力进行减速，使转向盘的旋转运动变为涡轮蜗杆的旋转运动，滚珠螺杆和螺母夹着钢球啮合，因而滚珠螺杆的旋转运动变为直线运动，螺母再与扇形齿轮啮合,直线运动再次变为旋转运动,使连杆臂摇动，连杆臂再使连动拉杆和横拉杆做直线运动，改变车轮的方向.循环球式转向器的原理相当于利用了螺母与螺栓在旋转过程中产生的相对移动，而在螺纹与螺纹之间夹入了钢球以减小阻力，所有钢球在一个首尾相连的封闭的螺旋曲线内循环滚动，循环球式故而得名.进入90年代以来，汽车已经融入我们的生活,我国的经济实力不断增强，人民生活水平大幅度提高，同时也反映出民族汽车工业的巨大进步。
现在我国已经成为世界五大汽车强国。
作为汽车关键部件之一的转向系统也得到了相应的发展，基本已形成了专业化、系列化生产的局面。
有资料显示，国外有很多国家的转向器厂，都已发展成大规模生产的专业厂，年产超过百万台，垄断了转向器的生产，并且销售点遍布了全世界。
汽车转向器的结构很多，从目前使用的普遍程度来看，主要的转向器类型有4种：有蜗杆销式(WP型）、蜗杆滚轮式（WR型）、循环球式(BS型)、齿轮齿条式（RP型）.这四种转向器型式，已经被广泛使用在汽车上[]1.综合上述对有关转向器品种的使用分析，得出以下结论：循环球式转向器和齿轮齿条式转向器，已成为当今世界汽车上主要的两种转向器；而蜗轮—蜗杆式转向器和蜗杆销式转向器，正在逐步被淘汰或保留较小的地位.在小客车上发展转向器的观点各异，美国和日本重点发展循环球式转向器,比率都已达到或超过90%;西欧则重点发展齿轮齿条式转向器，比率超过50％，法国已高达95%.据了解，在全世界范围内，汽车循环球式转向器占45％左右，有继续发展之势;齿条齿轮式转向器在40％左右；蜗杆滚轮式转向器占10％左右；其它型式的转向器占5％.所以可以说循环球式转向器在稳步发展。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
5.2转向器的结构型式选择及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及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。
中、小型轿车以及前轴负荷小于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，高级轿车和轻型及以上的客车、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及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及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，螺杆及螺母上的螺旋槽经渗碳、淬火及磨削加工，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w i由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动ϕ角时，转向螺母及其齿条的移动量应为t s )360/(ϕ= （5－21）式中t ——螺杆或螺母的螺距。
这时，齿扇转过β角。
设齿扇的啮合半径w r ，则β角所对应的啮合圆弧长应等于s ，即s r w =⋅πβ2)360/( （5－22）由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比w i 为tr i w w ⋅==πβϕ2 （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 范围内可按式(5—23)初选，螺旋线导程角0α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b d 约为6～9mm 。
一般应参考同类型汽车的转向器选取钢球直径b d ，并应使之符合国家标准。
钢球直径尺寸差应不超过b d 510128-⨯。
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。
经验表明在每个环路中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：bb d W d d W d n 000cos παπ≈= （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；b d ——钢球直径；0α——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及强度。
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0α和螺距t 的情况下，0d 亦可由下式求得：0tan απt d = （5－25） 式中t ——螺杆与螺母滚道的螺距；0α——螺线导程角。
螺杆螺旋滚道的内径1d ，外径d ，以及螺母的尺寸 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；c r ——滚道截面的圆弧半径。
⎪⎪⎭⎪⎪⎬⎫-=-+=+=--=h D D x r d D h d d x r d d c c 2)(22)(2101101 （5－26） 式中0d ——钢球中心距；c r ——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）；θsin 2⎪⎭⎫ ⎝⎛-=b c d r x （5－27） b d ——钢球直径；θ——钢球与滚道的接触角，通常取θ＝45º；h ——滚道截面的深度，（见图5－2），可取h ＝（0.30～0.35）b d （5－28）D 应大于d ，一般也可取D ＝d ＋（0.05h ～0.10）b d 。
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θ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θ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0α：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、小的摩擦损失以及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、钢球及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]cos cos [tan 2tan 22222n r n n r r s w w -+±-=∆=∆ββαα （5－29）式中r ∆——径向间隙；α——啮合角；r——齿扇的分度圆半径；wβ——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α，w r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∆能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的使齿条、齿扇传动副两端齿啮合时，齿侧间隙s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办法来实现。
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5—5所示。
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ξ＝0，则位于其两侧的截面I—I和Ⅱ一Ⅱ分别具有ξ＞0和车ξ＜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。