汽车转向系统的设计.doc

摘要
本设计课题为汽车前轮转向系统设计，课题以机械式转向系统齿轮齿条式转向器设计及校核、整体式转向梯形机构设计及验算为中心。首先对汽车转向系进行概述，二是作设计前期数据准备，三是转向器形式选择和初定各个参数，四是对齿轮齿条式转向器关键部件进行受力分析和数据校核，五是对整体式转向梯形机构设计和验算，并依据梯形数据对转向传动机构作尺寸设计。
在转向梯形机构设计方面。利用了优化计算工具Matlab进行设计及验算。Matlab强大计算功效和简单程序语法，使设计在参数变更时得到快捷而可靠数据分析和直观二维曲线图。最终设计中利用AutoCAD和CATIA作出齿轮齿条式转向器零件图和装配图。
关键词： 转向机构，齿轮齿条，整体式转向梯形，Matlab梯形
Abstract
The title of this topic is the design of steering system. Rack and pinion steering of Mechanical steering system and integrated Steering trapezoid mechanism gear to the design as the center. Firstly make an overview of the Steering System. Secondly take a preparation of the data of the design. Thirdly, make a choice of the steering form and determine the primary parameters and design the structure of Rack and pinion steering. Fourthly, Stress analysis and data checking of the Rack and pinion steering. Fifthly, design of Steering trapezoid mechanism, according to the trapezoidal data make an analysis and design of Steering linkage.
In the design of integrated Steering trapezoid mechanism the computational tools Matlab had been used to Design and Checking of the data. The powerful computing and Intuitive charts of the Matlab can give us Accurate and quickly data. In the end AutoCAD and CATIA were used to make a rack and pinion steering parts diagrams and assembly drawings
Keywords: Steering system，Mechanical Type Steering Gear and Gear Rack，
Integrated Steering trapezoid，Matlab Trapezoid
目录
1 绪论 1
1.1 汽车转向系统概述 1
1.2 汽车转向系统中国外现实状况及发展趋势 2
1.3 研究内容及论文组成 3
2 机械转向系统性能要求及参数 5
2.1 机械转向系统结构组成 5
2.2 转向系统性能要求 6
2.3 转向系效率 7
2.4 传动比特征 9
2.5 转向器传动副传动间隙 11
3 机械式转向器总体方案初步设计 12
3.1 转向器分类及设计选择 12
3.2 齿轮齿条式转向器基础设计 12
3.2.1 齿轮齿条式转向器结构选择 12
3.2.2 齿轮齿条式转向器部署形式 14
3.2.3 设计目标参数表和对应转向轮偏角计算 15
3.2.4 转向器参数选择和计算 16
3.2.5 齿轮轴结构设计 19
3.2.6 转向器材料及其它零件选择 20
4 齿轮齿条转向器校核 21
4.1 齿条强度计算 21
4.1.1 齿条受力分析 21
4.1.2 齿条齿根弯曲强度计算 22
4.2 小齿轮强度计算 23
4.2.1 齿面接触疲惫强度计算 23
4.2.2 齿轮齿根弯曲疲惫强度计算 26
4. 3 齿轮轴强度校核 27
5 转向梯形机构设计 31
5.1 转向梯形机构概述 31
5.2 整体式转向梯形机构方案分析 32
5.3 整体式转向梯形机构数学模型分析 32
5.4 基于Matlab整体式转向梯形机构优化设计 35
5.4.1 转向梯形机构优化概况 35
5.4.2 转向梯形机构设计思绪 36
5.4.3 基于Matlab转向梯形机构设计 37
5.5 转向传动机构设计 43
5.5.1 转向传送机构臂、杆和球销 43
5.5.2 转向横拉杆及其端部 43
6 基于CATIA齿轮齿条式转向系统三维建模 45
6.1 CATIA软件介绍 45
6.2 齿轮齿条式转向系统关键部件三维建模 45
结论 49
参考文件 50
致 谢 51
附录 基于Matlab转向梯形机构设计程序 52

1 绪论
1.1 汽车转向系统概述
汽车在行驶过程中,需按驾驶员意志改变其行驶方向。就轮式汽车而言,实现汽车转向方法是, 驾驶员经过一套专设机构,使汽车转向桥(通常是前桥)上车轮(转向轮)相对于汽车纵横线偏转一定角度。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向专设机构图1.1所表示，即称为汽车转向系统[1]。

图 1-1汽车转向系统

汽车转向系统分为两大类：机械转向系统和动力转向系统。
1、机械转向系统
机械转向系能量起源是人力，全部传力件全部是机械，由转向操纵机构(方向盘)、转向器、转向传动机构三大部分组成。汽车转向运动是由驾驶员操纵方向盘，经过转向器和一系列杆件传输到转向轮来完成。机械式转向系统工作过程为：驾驶员对转向盘施加转向力矩经过转向轴输入转向器，减速传动装置转向器中有1、2 级减速传动副，经转向器放大后力矩和减速后运动传到转向横拉杆，再传给固定于转向节上转向节臂，使转向节和它所支承转向轮偏转，从而实现汽车转向。纯机械式转向系统依据转向器形式能够分为：齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式、蜗杆指销式。
2、动力转向系统
动力转向系统除了转向操纵机构(方向盘)、转向器、转向传动机构三大部分外，其最关键动力起源是转向助力装置。因为转向助力装置最常见是一套液压系统，所以也就离不开泵、油管、阀、活塞和储油罐，它们分别相当于电路系统中电池、导线、开关、电机和地线作用。动力转向系发展经过多个阶段，各个阶段也有不一样动力辅助系统。
20世纪50年代，美国GM企业率先在轿车上采取了液压助力转向系统。该系统是建立在机械系统基础之上，额外增加了一个液压系统。为液压助力转向系统(HPS)。
1983年，在液压助力系统基础上发展起来，日本Koyo企业推出了含有车速感应功效电控液压助力转向系统（EHPS）。
1988年日本Suzuki企业首先在小型轿车Cervo上配置了Koyo企业研发转向柱助力式电动助力转向系统。1990年日本Honda企业也在运动型轿车NSX上采取了自主研发齿条助力式电动助力转向系统，也就是现在应用车型极为广泛EPS系统。
SBW线控转向系统是继EPS 后发展起来新一代转向系统，含有比EPS 操纵稳定性愈加好特点，它取消转向盘和转向轮之间机械连接，完全由电能实现转向，根本摆脱传统转向系统所固有限制，提升了汽车安全性和驾驶方便性[1]。
1.2 汽车转向系统中国外现实状况及发展趋势
汽车转向系统发展经历了纯机械式转向系统、液压助力转向系统 、电动助力转向系统3个基础阶段 , 线控转向系统为其发展趋势[1]。　
伴随汽车工业快速发展，转向装置结构也有很大改变。汽车转向器结构很多，从现在使用普遍程度来看，关键转向器类型有4种：有蜗杆销式(WP型)、蜗杆滚轮式(WR型)、循环球式(BS型)、齿条齿轮式(BP型)，这四种转向器型式，已经被广泛使用在汽车上。
1、汽车转向系统在世界发展情况
据了解，在世界范围内，汽车循环球式转向器占45%左右，齿条齿轮式转向器占40%左右，蜗杆滚轮式转向器占10%左右，其它型式转向器占5%。循环球式转向器一直在稳步发展[1]。在西欧小客车中，齿条齿轮式转向器有很大发展。日本汽车转向器特点是循环球式转向器占比重越来越大，日本装备不一样类型发动机各类型汽车，采取不一样类型转向器，在公共汽车中使用循环球式转向器，已由60年代62．5%，发展到现今100%了(蜗杆滚轮式转向器在公共汽车上已经被淘汰)。大、小型货车大全部采取循环球式转向器，但齿条齿轮式转向器也有所发展。微型货车用循环球式转向器占65%，齿条齿轮式占35%[1]。
2、汽车转向系统在中国发展情况
中国转向器生产，除早期投产解放牌汽车用蜗杆滚轮式转向器，东风汽车用蜗杆肖式转向器之外，其它大部分车型全部采取循环球式结构，并全部含有一定生产经验。现在解放、东风也全部在主动发展循环球式转向器，并已在第二代换型车上普遍采取了循环球式转向器。由此看出，中国转向器也在向大量生产循环球式转向器发展
3、汽车转向系统发展趋势
齿轮齿条式转向器和循环球式转向器，已成为当今世界汽车上关键两种转向器；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地位。
在小客车上发展转向器见解各异，美国和日本关键发展循环球式转向器，比率全部已达成或超出90%；西欧则关键发展齿轮齿条式转向器，比率超出50%，法国已高达95%[1]。
因为齿轮齿条式转向器种种优点，在小型车上应用(包含小客车、小型货车或客货两用车)得到突飞猛进发展；而大型车辆则以循环球式转向器为关键结构。
从发展趋势上看，国外整体式转向器发展较快，而整体式转向器中转阀结构是现在发展方向。因为动力转向系统还是新结构，各国生产厂家全部正在组织力量，大力开展试验研究工作，提升使用性能、减小总成体积、降低生产成本、确保产品质量稳定，方便逐步推广和普及。
伴随科学技术发展，国际经济形势改变对汽车乃至汽车转向器生产全部有很大影响。尤其是西方国家实施石油禁运以来，世界经济形势受冲击很大。伴随能源危机发展，汽车工业首当其冲，其发展方向有很大改变。从汽车设计、制造到各总成部件生产全部伴随能源危机发生而改变，表现在能源消耗、材料消耗、操纵轻便等各个方面。
1.3 研究内容及论文组成
本课题关键研究机械式转向系统功效及组成，关键从转向系统转向器部分和转向梯形机构部分作分析研究。
1、转向器设计部分：以齿轮齿条式转向器作为中心，分析其效率、齿轮轴和齿条设计及数据校核、其它部分组件设计及标准件选择。
2、转向梯形机构部分：以整体式转向梯形机构作为中心，对阿克曼(Ackerman)理论转向特征了解基础上，对转向梯形机构进行数学模型分析。用计算机工具对转向梯形进行设计，校核。并依据所得结果对传动机构尺寸作设计。
2 机械转向系统性能要求及参数
2.1 机械转向系统结构组成
转向系是用来保持或改变汽车行使方向机构，通常转向系组成以下图1.2[2]包含转向操纵机构（转向盘、转向上、下轴、）、转向器、转向传动机构（转向拉杆、转向节）等。转向系统应正确、快速、平稳地响应驾驶员转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘状态下，应确保汽车自动返回稳定直线行使状态。

图1-2 转向系基础组成
1-方向盘；2-转向上轴；3-托架； 4-万向节； 5-转向下轴； 6-防尘罩 ；7-转向器 ；8-转向拉杆
1、转向操纵机构
转向操纵机构包含转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了部署方便，减小因为装配位置误差及部件相对运动所引发附加载荷，提升汽车正面碰撞安全性和便于拆装，在转向轴和转向器输入端之间安装转向万向节，采取柔性万向节可降低传至转向轴上振动，但柔性万向节假如过软，则会影响转向系刚度。采取动力转向时，还应有转向动力系统。
2、转向传动机构
转向传动机构包含转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂和转向横拉杆等。转向传动机构用于把转向器输出力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。
3、转向器
转向器是完成由旋转运动到直线运动(或近似直线运动)一组齿轮机构，同时也是转向系中减速传动装置。 现在较常见有齿轮齿条式、循环球曲柄指销式、蜗杆曲柄指销式、循环球-齿条齿扇式、蜗杆滚轮式等。
2.2 转向系统性能要求
汽车转向系统是用于改变或保持汽车行驶方向专门机构。起作用是使汽车在行驶过程中能根据驾驶员操纵要求而适时地改变其行驶方向，并在受到路面传来偶然冲击及汽车意外地偏离行驶方向时，能和行驶系统配合共同保持汽车继续稳定行驶。所以，转向系统性能直接影响着汽车操纵稳定性和安全性。
通常来说，对转向系统要求以下：
1、合理设置传动比，使操纵轻便，转向系传动比包含转向系角传动比（方向盘转角和转向轮转角之比）和转向系力传动比。在转向盘尺寸和转向轮阻力一定时，角传动比增加，则转向轻便，转向灵敏度降低；角传动比减小，则转向沉重，转向灵敏度提升。转向角传动比不宜低于15-16；也不宜过大，通常以转向盘转动圈数和转向轻便性来确定。通常来说，轿车转向盘转动圈数不宜大于4圈，对轿车来说，有动力转向时转向力约为20-50N；无动力转向时为50-100N[3]。
2、转向轮应含有自动回正能力。转向轮回正力起源于轮胎侧偏特征和车轮定位参数。汽车稳定行使，必需确保有适宜前轮定位参数，并注意控制转向系统内部摩擦阻力大小和阻尼值。
3、转向杆系和悬架导向机构共同作用时，必需尽可能减小其运动干涉。应从设计上确保各杆系运动干涉足够小。
4、转向器和转向传动机构球头处，应有消除因磨损而产生间隙调整机构和提升转向系可靠性。
5、转向轴和转向盘应有使驾驶员在车祸中避免或减轻伤害防伤机构。
6、汽车在作转向运动时，所以车轮应绕同一瞬心旋转，不得有侧滑；同时，转向盘和转向轮转动方向一致。
7、当转向轮受到地面冲击时，转向系统传输到方向盘上反冲力要尽可能小
8、在任何行使状态下，转向轮不应产生摆振。
9、确保轿车有较高机动性，含有快速和小转弯行驶能力。机动性是经过汽车最小转弯半径来表现，而最小转弯半径由内转向车轮极限转角、汽车轴距、主销偏移距决定，通常极限转角越大，轴距和主销偏移距越小，则最小转弯半径越小。
10、合理设计转向梯形。转向时内外车轮间转角协调关系是经过合理设计转向梯形来确保。对于采取齿轮齿条转向器转向系来说，转向盘和转向轮转角间协调关系是经过合理选择小齿轮和齿条参数、合理部署小齿轮和齿条相对位置来实现，而且前置转向梯形和后置转向梯形恰恰相反。转向系间隙关键是经过各球头皮碗和转向器调隙机构来调整。合理选择转向梯形断开点能够减小转向传动机构和悬架导向机构运动干涉。
2.3 转向系效率
功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得效率称为转向器正效率，符号η+表示，反之称为逆效率，用符号η-表示。
正效率η+计算公式：
(2.1)
逆效率η-计算公式：
(2.2)
式中，P1为作用在转向轴上功率；P2为转向器中磨擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上功率。
正效率高，转向轻便；转向器应含有一定逆效率，以确保转向轮和转向盘自动返回能力。但为了减小传至转向盘上路面冲击力，预防打手，又要求此逆效率尽可能低。
影响转向器正效率原因有转向器类型、结构特点、结构参数和制造质量等[3]。
1、转向器正效率
影响转向器正效率原因有转向器类型、结构特点、结构参数和制造质量等。
（1）、转向器类型、结构特点和效率。
在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器正效率比较高，而蜗杆指销式尤其是固定销和蜗杆滚轮式转向器正效率要显著低些。
同一类型转向器，因结构不一样效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器滚轮和支持轴之间轴承能够选择滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。选择滚针轴承时，除滚轮和滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼和垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种轴向器效率η+仅有54%。另外两种结构转向器效率分别为70%和75%[3]。
转向摇臂轴轴承采取滚针轴承比采取滑动轴承可使正或逆效率提升约10%。
（2）、转向器结构参数和效率
假如忽略轴承和其经地方摩擦损失，只考虑啮合副摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算
(2.3)
式中，为蜗杆（或螺杆）螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f为磨擦系数。
2、转向器逆效率
依据逆效率不一样，转向器有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。
路面作用在车轮上力，经过转向系可大部分传输到转向盘，这种逆效率较高转向器属于可逆式。它能确保转向轮和转向盘自动回正，既能够减轻驾驶员疲惫，又能够提升行驶安全性。不过，在不平路面上行驶时，传至转向盘上车轮冲击力，易使驾驶员疲惫，影响安全行驾驶。
属于可逆式转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。
不可逆式转向器是指车轮受到冲击力不能传到转向盘转向器。该冲击力转向传动机构零件承受，所以这些零件轻易损坏。同时，它既不能确保车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，所以，现代汽车不采取这种转向器。极限可逆式转向器介于可逆式和不可逆式转向器二者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。
假如忽略轴承和其它地方磨擦损失，只考虑啮合副磨擦损失，则逆效率可用下式计算
（2.4）
式（2.3）和式（2.4）表明：增加导程角0，正、逆效率均增大。受-增大影响，0不宜取得过大。当导程角小于或等于磨擦角时，逆效率为负值或为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必需大于磨擦角。
2.4 传动比特征
1、转向系传动比
转向系传动比包含转向系角传动比和转向系力传动比。
（2.5）
式中为从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上协力，为作用在转向盘上手力。
转向系角传动比:
（2.6）
式中为转向盘角速度；为转向节偏转角速度；为转向盘转向角增量；为转向节转向增量； 为时间增量。
转向系角传动比由转向器角传动比和转向传动机构角传动比组成，即：
（2.7）
转向器角传动比:
（2.8）
式中为摇臂轴角速度；为摇臂轴转角增量。
转向传动机构角传动比:
（2.9）
2、力传动比和转向系角传动比关系
转向阻力Fw和转向阻力矩Mr关系式：
（2.10）
a为主销偏距。
作用在转向盘上手力Fh和作用在转向盘上力矩Mh关系式：
（2.11）
式中为方向盘直径
将式（2-10）、式（2-11）代入 后得到：
（2.12）
假如忽略磨擦损失，依据能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示
（2.13）
将式（2.13）代入式（2.12）后得到：
（2.14）
当a和Dsw不变时，力传动比越大，即使转向越轻，但也越大，表明转向不灵敏。
3、转向器角传动比选择
转向器角传动比能够设计成减小、增大或保持不变。影响选择角传动比改变规律关键原因是转向轴负荷大小和对汽车机动能力要求。
若转向轴负荷小或采取动力转向汽车，不存在转向沉重问题，应取较小转向器角传动比，以提升汽车机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时操纵轻便性问题突出，应选择大些转向器角传动比。
汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应该小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置转向器角传动比不宜过小。不然转向过分敏感，使驾驶员正确控制转向轮运动有困难。
转向器角传动比改变曲线应选择大致呈中间小两端大些下凹形曲线，图2.1[3]所表示。其中横轴为转向轮转角，纵轴为转向角传动比。

图2.1 转向器角传动比改变特征曲线
2.5 转向器传动副传动间隙
传动间隙是指多种转向器中传动副之间间隙。该间隙随转向盘转角大小不一样而改变，并把这种改变关系称为转向器传动副传动间隙特征（图2.2）。
研究该特征意义在于它和直线行驶稳定性和转向器使用寿命相关。
传动副传动间隙在转向盘处于中间及其周围位置时要极小，最好无间隙。若转向器传动副存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，车轮将偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。
传动副在中间及其周围位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间周围位置因磨损造成间隙过大时，必需经调整消除该处间隙。

图2.2 转向器传动副传动间隙
转向器传动副传动间隙特征 图中曲线1表明转向器在磨损前间隙改变特征；曲线2表明使用并磨损后间隙改变特征，而且在中间位置处已出现较大间隙；曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙转向器传动间隙改变特征。
3 机械式转向器总体方案初步设计
3.1 转向器分类及设计选择
转向器是转向系中关键部分，其关键作用有三个方面：一是增大来自转向盘转矩，使之达成足以克服转向轮和地面之间转向阻力矩；二是减低转向传动轴转速，并带动摇臂轴移动使其达成所需要位置；三是使转向盘转动方向和转向轮转动方向协调一致。
根据转向能源不一样，能够将汽车转向系统分为机械转向系统和动力转向系统两大类。依据机械转向器结果特点，可分为齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器等。
齿轮齿条式转向器齿轮齿条直接啮合，可安装助力机构。齿轮齿条式转向器正逆效率全部很高，属于可逆式转向器。其自动回正能力强。齿轮齿条式转向器结构简单（不需要转向摇臂和横拉杆等）、加工方便、工作可靠、使用寿命长、用需要调整齿轮齿条间隙。
循环球式转向器第一级传动副是螺杆螺母传动副。第二级是齿条齿扇传动副或滑块曲柄销传动副。循环球式转向器正效率很高（最高可达90%～95%）[4]，操作轻便，使用寿命长。但逆向效率也较高，可将地面对转向轮冲击传给转向盘。
指销式转向器传动副以转向蜗杆为主动件，装在摇臂轴曲柄端指销为从动件。转向蜗杆转动时，和之啮合指指销即绕转向摇臂轴轴线沿圆弧线运动，并带动转向摇臂转动。
对转向其结构形式选择，关键是依据汽车类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特征、角传动比改变特征等对使用条件适应性和转向器其它性能、寿命、制造工艺等。中、小型轿车和前轴负荷小于1.2t客车、货车，多采取齿轮齿条式转向器。齿轮齿条式转向器安装助力机构方便且转向器结构简单，适合于轿车。故本设计选择齿轮齿条式转向器。
3.2 齿轮齿条式转向器基础设计
3.2.1 齿轮齿条式转向器结构选择
1、输入输出形式选择
依据输入齿轮位置和输出特点不一样，齿轮齿条式转向器有四种形式[3]：中间输入，两端输出（图3-1a）；侧面输入，两端输出（图3-1b）；侧面输入，中间输出（图3-1c）；侧面输入，一端输出（图3-1d）

图3.1 齿轮齿条式转向器四种形式

采取侧面输入，中间输出方案时，和齿条相连左、右拉杆延伸到靠近汽车纵向对称平面周围。因为拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于降低车轮上、下跳动时转向系和悬架系运动干涉。拉杆和齿条用螺栓固定连接，所以，两拉杆会和齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向长槽，从而降低了它强度。
采取两端输出方案时，因为转向拉杆长度受到限制，轻易和悬架系统导向机构产生运动干涉。但其结构简单，节省材料同时对转向精度较中间输出形式高。现代轿车通常使用两端输出形式。侧面输入，一端输出齿轮齿条式转向器，常见在平头货车上。
本设计采取是侧面输入 两端输出式齿轮齿条转向器方案。
2、齿轮形式选择
采取齿轮齿条式转向器采取直齿圆柱齿轮和直齿齿条啮合，则运转平稳降低，冲击大，工作噪声增加。另外，齿轮轴线和齿条轴线之间夹角只能是直角，为此因和总体部署不适应而遭淘汰。采取斜齿圆柱齿轮和斜齿齿条啮合齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击和工作噪声均下降，而且齿轮轴线和齿条轴线之间夹角易于满足总体设计要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采取角接触球轴承，使轴承寿命降低，还有斜齿轮滑磨比较大是它缺点。
本设计采取斜齿轮式方案。
3、齿条形式选择
齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种。圆形断面齿条制作工艺比较简单。V形和Y形断面齿条和圆形断面比较，消耗材料少，约节省20%，故质量小；在齿下面两斜面和齿条托座接触，可用来预防齿条绕轴线转动；Y形断面齿条齿宽能够做得宽些，所以强度得到增加。在齿条和托座之间通常装有用减磨材料（如聚四氟乙烯）做垫片，以降低滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转力矩时，应选择V形和Y形断面齿条，用来预防因齿条旋转而破坏齿轮、齿条齿不能正确啮合情况出现。
本设计采取圆形端面齿条。
3.2.2 齿轮齿条式转向器部署形式
依据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置不一样，在汽车上有四种部署形式：
1、转向器在前轴后方，后置梯形（图3-3a）；
2、转向器在前轴后方，前置梯形（图3-3b）；
3、转向器在前轴前方，后置梯形（图3-3c）；
4、转向器在前轴前方，前置梯形（图3-3d）。

图3.2 齿轮齿条式转向器四种部署形式
现阶段大多数轿车全部采取第一个部署方法：转向器在前轴后方，后置梯形，本设计也采取转向器在前轴后方，后置梯形部署方法。
3.2.3 设计目标参数表和对应转向轮偏角计算
1、设计目标参数表如表 3.1所表示（本设计只是采取其参数用于设计机械式转向器，实际上本田雅阁款已配置EPS电动助力转向系统）
表3.1本田雅阁款2.0MT 汽车转向参数
轮距（前/后）
1590mm/1585mm
轴距
2800mm
整备质量
1450kg
满载轴荷分配：前/后
950/850(kg)
轮胎
215/60 R16
主销偏移距a
100mm
轮胎压力p/Mpa
0.24Mpa
方向盘直径
380mm
2、转向轮侧偏角计算
转向系统性能从整车机动性着手，在最大转角时最小转弯半径为轴距2-2.5倍。此轻型车轴距为2800mm，所以其半径在5.6-7.0m，并尽可能取小值以确保良好机动性，最小转弯半径R取6.2m 。
据此，由图3.3得转向轮外轮最大转角
(3.1)
式中a为主销偏移距，通常乘用车a值在0.4—0.6倍轮胎胎面宽度尺寸范围内选择，而货车a值在40mm—60mm范围内选择[4]，本设计为中型轿车，选择主销偏距为100mm
L为汽车轴距。本设计轴距为L=2800

图3.3转角图
能够得到外轮最大转角
(3.2)
于是得转向轮内轮转角
3.2.4 转向器参数选择和计算
齿轮齿条转向器齿轮多数采取斜齿轮。根据汽车设计课程设计指导书[4]所指，齿轮模数多在之间，主动小齿轮齿数多数在个齿范围改变，压力角取，齿轮螺旋角取值范围多为。齿条齿数应依据转向轮达成最大偏转角时，对应齿条移动行程应达成值来确定。变速比齿轮压力角，对现有结构在范围内改变。另外，设计时应验算齿轮抗弯强度和接触强度 。
正确啮合条件：；；
依据设计要求，齿轮齿条关键参数见表3.2。
表3.2 齿轮齿条关键参数
名称
齿轮
齿条
齿数Z
7
31
模数Mn
2.5
2.5
压力角

螺旋角
β1=
β2=-
变位系数Xn
0.65
0
转向时需要克服阻力，包含转向轮绕主销转动阻力、转向轮稳定阻力（即转向轮回正力矩）、轮胎变形阻力和转向系中内摩擦阻力矩。通常见以下经验公式来计算汽车在沥青或混泥土路面上原地转向阻力矩MR（N·mm）。
轮胎上原地转动阻力矩由经验公式得：
(3.3)
式中，f—轮胎和路面间滑动摩擦原因，通常取0.7[3]；
G1—为转向轴负荷（N）；取前轴满载950Kg；
p—为轮胎气压（MPa）。取0.24MPa；
所以 MR = 441018.3 Nm。
方向盘转动圈数：
(3.4)
其中为初选传动比。
方向盘上操纵载荷力：
(3.5)
作用在转向盘上操纵载荷对轿车该力不应超出50~100N，对货车不应超出250N[3]。所以符合设计要求
因为所以作用在转向盘上力矩为
（3.6）
力传动比：
（3.7）
取齿宽系数
（3.8）
齿条宽度圆整取。则取齿轮齿宽
依据转向器本身结构特点和中心距要求，应合理选择齿轮轴变位系数。对于齿轮齿条转向器中齿轮齿条结构特点，齿轮通常全部采取斜齿轮，对于变位齿轮，为了避免齿顶过薄，而又能满足齿轮啮合要求，通常齿轮齿顶高系数取偏小值。
据此，初步选定齿轮和齿条齿顶高系数；顶隙系数；齿轮变位系数。其基础参数如表3.3所表示。
表3.3 齿轮齿条基础参数
名称
符号
公式
齿轮
齿条
齿数

7
31
分度圆直径

17.768
—
变位系数

—
0.65
—
齿顶高

4.125
2.5
齿根高

1.5
3.125
齿顶圆直径

26.021
—
齿根圆直径

14.772
—
齿轮中圆直径

21.023
—
螺旋角

—
12°（右旋）
12°
齿宽

32
22
3.2.5 齿轮轴结构设计
本设计依据齿轮尺寸，设计成齿轮轴形式，图3.4所表示。因为本设计采取斜齿轮结构，在传动时候有轴向力存在。所以轴承方面选择角接触球轴承，齿轮轴和转向轴之间用万向节连接，所以齿轮轴轴端设计花键。

图3.4 齿轮轴结构
3.2.6 转向器材料及其它零件选择
1、齿轮齿条材料选择
小齿轮：齿轮通常选择中国常见、性能优良20CrMnTi合金钢，热处理采取表面渗碳淬火工艺，齿面硬度为HRC58～63。而齿条选择和20CrMnTi含有很好匹配性40Cr作为啮合副，齿条热处理采取高频淬火工艺，表面硬度HRC50～56。
2、轴承选择
轴承1：角接触球轴承7004C (GB/T292-1994)
轴承2：角接触球轴承 7001C (GB/T292-1994)
3、 转向器润滑方法和密封类型选择
转向器润滑方法：人工定时润滑
润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中ZG-S润滑脂。
密封件： 旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871—1992

4 齿轮齿条转向器数据校核
4.1 齿条强度计算
4.1.1 齿条受力分析
在本设计中，依据式3.6得转向器输入端施加扭矩 T = 24.5Nm，齿轮传动通常均加以润滑，啮合齿轮间摩擦力通常很小，计算轮齿受力时，可不予考虑。
齿轮齿条受力情况类似于斜齿轮，齿条受力分析图4.1

图4.1齿条受力分析

图4.1，作用于齿条齿面上法向力Fn，垂直于齿面，将Fn分解成沿齿条径向分力（径向力）Fr，沿齿轮周向分力（切向力）Ft，沿齿轮轴向分力（轴向力）Fx 。各力大小为：
Ft= (4.1)
Fr= (4.2)
Fx= (4.3)
Fn = (4.4)
式中——齿轮轴分度圆螺旋角；——法面压力角。
齿轮轴受到切向力：
Ft = =2757.5 N
式中T——作用在输入轴上扭矩，T为24.5Nm；d——齿轮轴分度圆直径。
齿条齿面法向力：
Fn= =2966N
齿条齿部受到切向力：
=2786.4N (4.5)
4.1.2 齿条齿部弯曲强度计算
齿条单齿弯曲应力：
（4.6）
式中： ——齿条齿面切向力；
b—— 危险截面处沿齿长方向齿宽；
——齿条计算齿高 ；
S ——危险截面齿厚；
从上面条件能够计算出齿条齿根弯曲应力：
=549N/mm （4.7）
上式计算中只按啮合情况计算，即全部外力全部作用在一个齿上了，实际上齿轮齿条总重合系数是2.63（理论计算值），在啮合过程中最少有2对齿同时啮合，所以每个齿弯曲应力应分别降低一倍[5]，则
= 275N/mm （4.8）
齿条材料是40Cr制造，所以：
抗拉强度 735N/mm (没有考虑热处理对强度影响)。
齿部弯曲安全系数
S = / =2.75 （4.9）
所以，齿条设计满足弯曲疲惫强度设计要求。又满足了齿面接触强度，符合此次设计具体要求。
4.2 小齿轮强度计算
4.2.1 齿面接触疲惫强度计算
计算斜齿圆柱齿轮传动接触应力时，推导计算公式出发点和直齿圆柱齿轮相同，但要考虑其以下特点：啮合接触线是倾斜，有利于提升接触强度；重合度大，传动平稳。
1、齿轮计算载荷
为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上平均载荷P（单位为N/mm）为
P = （4.10）
式中Fn ——作用在齿面接触线上法向载荷；
L ——沿齿面接触线长，单位mm。
法向载荷Fn 为公称载荷，在实际传动中，因为齿轮制造误差，尤其是基节误差和齿形误差影响，会使法面载荷增大。另外，在同时啮合齿对间，载荷分配不是均匀，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。所以在计算载荷强度时，应按接触线单位长度上最大载荷，即计算Pca （单位N/mm）进行计算。即
Pca=KP=K （4.11）
式中K——载荷系数。
载荷系数K包含：使用系数，动载系数，齿