JIUJIANG UNIVERSITY
毕 业 设 计
题 目 捷达汽车齿轮齿条式转向系的设计
院 系 机械与材料工程学院
专 业 车 辆 工 程
姓 名 舒 彬 (8)
年 级 2008（机材A0831）
指导教师 肖 静
二零壹零年六月
目 录
中文摘要、关键词……………………………………………………………………………1 英文摘要、关键词……………………………………………………………………………2 引言 ……………………………………………………………………………………………2
第1章 汽车转向系统总述…………………………………………………………………3
1.1 汽车转向系统概述…………………………………………………………………3
1.1.1机械式转向系统…………………………………………………………………4
1.1.2液压助力转向系统……………………………………………………………4
1.1.3 电控液压助力转向系统……………………………………………………………5
1.1.4 电动助力转向系统……………………………………………………………6
1. 1. 5 线控转向系统……………………………………………………………7
第2章 转向系设计概述………………………………………………………8
2.1 对转向系的要求………………………………………………………………………8
2.2转向操纵机构…………………………………………………………………9
2.3转向传动机构……………………………………………………………………10
2.4转向器………………………………………………………………………10
2.5 转角及最小转弯半径…………………………………………………………………11
第3章 转向系方案的选择及主要参数的确定………………………………………12
3.1 转向系方案的选择………………………………………………………………12
3.1.1 转向盘……………………………………………………………………………12
3.1.2 转向轴……………………………………………………………………………13
3.1.3转向器…………………………………………………………………………13
3.1.4 转向梯形…………………………………………………………………………14
3. 2 转向系主要性能参数…………………………………………………14
3.2.1 转向系设计的前提条件………………………………………………………14
3.2.2转向系的效率……………………………………………………………………14
3.2.3转向器的正效率
3.2.4 转向器的逆效率η_+………………………………………………………15 η……………………………………………………………16
3.3传动比的变化特性…………………………………………………………………16
3. 3. 1转向系传动比……………………………………………………………16
3.3.2 力传动比与转向系角传动比的关系…………………………………………17
3.3.3 转向器角传动比的选择………………………………………………………18
3.4 转向器传动副的传动间隙△t …………………………………………………18
3.5 转向盘的总转动圈数…………………………………………………………19
第4章 齿轮齿条式转向器方案分析及设计……………………………………19
4.1 齿轮齿条式转向器……………………………………………………………………19
4.2 齿轮齿条式转向器工作原理及布置、结构形式的选择………………………22
4.3 数据的确定…………………………………………………………………23
4.4设计计算过程………………………………………………………………………23
4.4.1转向轮侧偏角计算……………………………………………………………23
4.4.2转向器参数选取…………………………………………………………………24
4.4.3齿轮齿条设计………………………………………………………………………25
4.4.4齿条的强度计算…………………………………………………………………… 27
4.4.5小齿轮的强度计算………………………………………………………………… 30
4.5 齿轮轴的结构设计……………………………………………………………………34
4.6轴承的选择…………………………………………………………………………… 34
4.7转向器的润滑方式和密封类型的选择……………………………………………… 34
4.8 动力转向机构布置方案分析……………………………………………………… 35
第5章 转向传动机构设计………………………………………………………………35
5.1转向传动机构原理 ……………………………………………………………………36
5.2 转向传送机构的臂、杆与球销……………………………………………………… 37
5.3转向横拉杆及其端部………………………………………………………………… 38
结论……………………………………………………………………………………………39 致谢……………………………………………………………………………………………40 参考文献………………………………………………………………………………………41
摘 要
本课题的题目是转向系的设计。以齿轮齿条转向器的设计为中心，一是汽车转向系统总述；二是机械转向器的选择；三是齿轮和齿条的合理匹配，以满足转向器的正确传动比和强度要求；四是动力转向机构设计；五是梯形结构设计。因此本课题在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构的齿轮齿条转向轴转向，通过万向节带动转向齿轮轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条直线运动，实现转向。实现了转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现了汽车转向的稳定性和灵敏性。在本文中主要进行了转向器齿轮齿条的设计和对转向齿轮轴的校核，主要方法和理论采用汽车设计的经验参数和大学所学机械设计的课程内容进行设计，其结果满足强度要求，安全可靠。
【关键词】：轿车；转向系；齿轮齿条设计；转向梯形
Abstract
The title of this topic is the design of steering system. Rack and pinion st eering gear to the design as the center, first are cars’ steering system overview; Second, Cars steering system performance parameters; third rack gear and a reasonable match to meet the correct steering gear ratio and strength requirements; Fourth, power steering mechanism design; Fifth, the structural design of trapezoidal. Therefore, taking into account the above issues and factors that require study, based on the steering wheel rotary drive transmission shaft of the steering rack and pinion steering, through the universal joint drive shaft rotation gear shift, steering rack and steering gear shaft meshing, thereby encouraging steering rack linear motion to achieve steering. Simple structure to achieve the steering tight, short axial dimension, and the number of parts can increase the advantages of less power in order to achieve the vehicle steering stability and sensitivity. In this article a major design steering rack and pinion steering gear shaft and the check, the main methods and theoretical experience in the use of automotive design parameters and the University of mechanical design school curriculum design and the results meet the strength requirements, safe and reliable.
【Key words】 Car; Steerin; Mechanical Type Steering Gear and Gear Rack; Steering Trapezoidal
引 言
改革开放以来，中国的汽车工业有着飞速的发展，据中国汽车工业协会统计，截至2006年10月底，轿车累计销量超过300万辆，达到304万辆，同比增长40%。2006年11月的北京车展，自主品牌：奇瑞、吉利、长城、中兴、众泰、比亚迪、双环、中顺、力帆、华普、长安、哈飞、华晨等自主品牌纷纷亮相，在国际汽车盛宴中崭露头角，无论从参展规模还是产品所展示的品质和技术含量上，都不得不令人折服，但和国外有着近百年发展历史的国外汽车工业相比，我们的自主品牌汽车在行车性能和舒适体验方面仍有差距。
汽车工业是国民经济的支柱产业，代表着一个国家的综合国力，汽车工业随着机械和电子技术的发展而不断前进。到今天，汽车已经不是单纯机械意义上的汽车了，它是机械、电子、材料等学科的综合产物。汽车转向系也随着汽车工业的发展历经了长时间的演变。
转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。
随着私家车的越来越普遍，各式各样的高中低档轿车进入了人们的生活中。快节奏高效率的生活加上们对高速体验的不断追求，也要求着车速的不断提高。由于汽车保有量的增加和社会活生活汽车化而造成交通错综复杂，使转向盘的操作频率增大，这要求减轻驾驶疲劳。
所以，无论是为满足快速增长的轿车市场还是为给驾车者更舒适更安全的的驾车体验，都需要一种高性能、低成本的大众化的轿车转向结构。
本课题以现在国产轿车最常采用的齿轮齿条液压动力转向器为核心综合设计轿车转向机构。
第一章 汽车转向系统概述
1.1 汽车转向系统概述
转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。随着现代汽车技术的迅速发展，汽车转向系统已从纯机械式转向系统、液压助力转向系（HPS ）、电控液压助力转向系统（EHPS ），发展到利用现代电子和控制技术的电动助力转向系统（EPS ）及线控转向系统（SBW ）。
按转向力能源的不同，可将转向系分为机械转向系和动力转向系。
机械转向系的能量来源是人力，所有传力件都是机械的，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。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动(严格讲是近似直线运动) 的机构，是转向系的核心部件[2]。
动力转向系除具有以上三大部件外，其最主要的动力来源是转向助力装置。由于转向助力装置最常用的是一套液压系统，因此也就离不开泵、油管、阀、活塞和储油罐，它们分别相当于电路系统中的电池、导线、开关、电机和地线的作用。
通常，对转向系的主要要求是:
(1) 保证汽车有较高的机动性，在有限的场地面积内，具有迅速和小半径转弯的能力，同时操作轻便;
(2) 汽车转向时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，不应有侧滑;
(3) 传给转向盘的反冲要尽可能的小;
(4) 转向后，转向盘应自动回正，并应使汽车保持在稳定的直线行驶状态;
(5) 发生车祸时，当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时，转向系统最好有保护机构防止伤及乘员
1.1.1 机械式转向系统
汽车的转向运动是由驾驶员操纵方向盘，通过转向器和一系列的杆件传递到转向轮来完成的。机械式转向系统工作过程为：驾驶员对转向盘施加的转向力矩通过转向轴输入转向器，减速传动装置的转向器中有1、2 级减速传动副，经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向横拉杆，再传给固定于转向节上的转向节臂，使转向节和它所支承的转向轮偏转，从而实现汽车的转向。纯机械式转向系统根据转向器形式可以分为：齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式、蜗杆指销式。
纯机械式转向系统为了产生足够大的转向扭矩需要使用大直径的转向盘，需占用较大的空间，整个机构笨拙，特别是对转向阻力较大的中重型汽车，实现转向难度很大，这就大大限制了其使用范围。但因结构简单、工作可靠、造价低廉，目前该类转向系统除在一些转向操纵力不大、对操控性能要求不高的农用车上使用外已很少被采用。
1.1.2 液压助力转向系统（HPS ）
装配机械式转向系统的汽车，在泊车和低速行驶时驾驶员的转向操纵负担过于沉重，为解决这个问题，美国GM 公司在20 世纪50 年代率先在轿车上采用了液压助力转向系统。该系统是建立在机械系统的基础之上，额外增加了一个液压系统。液压转向系统是由液压和机械等两部分组成，它是以液压油做动力传递介质，通过液压泵产生动力来推动机械转向器，从而实现转向。液压助力转向系统一般由机械转向器、液压泵、油管、分配阀、动力缸、溢流阀和限压阀、油缸等部件组成。为确保系统安全，在液压泵上装有限压阀和溢流阀。其分配阀、转向器和动力缸置于一个整体，分配阀和主动齿轮轴装在一起（阀芯与齿轮轴垂直布置），阀芯上有控制槽，阀芯通过转向轴上的拨叉拨动。转向轴用销钉与阀中的弹性扭杆相接，该扭杆起到阀的中心定位作用。在齿条的一端装有活塞，并位于动力缸之中，齿条左端与转向横拉杆相接。转向盘转动时，转向轴（连主动齿轮轴）带动阀芯相对滑套运动，使油液通道发生变化，液压油从油泵排出，经控制阀流向动力缸的一侧，推动活塞带动齿条运动，通过横拉杆使车轮偏转而转向。 液压助力转向系统是在驾驶员的控制下，借助于汽车发动机带动液压泵产生
的压力来实现车轮转向。由于液压转向可以减少驾驶员手动转向力矩，从而改善了汽车的转向轻便性和操纵稳定性。为保证汽车原地转向或者低速转向时的轻便性，液压泵的排量是以发动机怠速时的流量来确定。汽车起动之后，无论车子是否转向，系统都要处于工作状态，而且在大转向车速较低时，需要液压泵输出更大的功率以获得比较大的助力，所以在一定程度上浪费了发动机动力资源。并且转向系统还存在低温工作性能差等缺点。
1.1.3 电控液压助力转向系统（EHPS ）
由于液压助力转向系统无法兼顾车辆低速时的转向轻便性和高速时的转向稳定性，因此，在1983年日本Koyo 公司推出了具备车速感应功能的电控液压助力转向系统（EHPS ）。EHPS 是在液压助力系统基础上发起来的，在传统的液压助力转向系统的基础上增设了电控装置，其特点是原来由发动机带动的液压助力泵改由电机驱动，取代了由发动机驱动的方式，节省了燃油消耗；具有失效保护系统，电子元件失灵后仍可依靠原转向系统安全工作；低速时转向效果不变，高速时可以自动根据车速逐步减小助力，增大路感，提高车辆行使稳定性。电控液压助力转向系统是将液压助力转向与电子控制技术相结合的机电一体化产品。一般由电气和机械两部分组成，电气部分由车速传感器、转角传感器和电控单元ECU 组成；机械部分包括齿轮齿条转向器、控制阀、管路和电动泵。其中电动泵的工作状态由电子控制单元根据车辆的行驶速度、转向角度等信号计算出的最理想状态。简单地说，在低速大转向时，电子控制单元驱动液压泵以高速运转输出较大功率，使驾驶员打方向省力；汽车在高速行驶时，液压控制单元驱动液压泵以较低的速度运转，在不至影响高速打转向的需要的同时，节省一部分发动机功率。
电控液压转向系统的工作原理：在汽车直线行驶时，方向盘不转动，电动泵以很低的速度运转，大部分工作油经过转向阀流回储油罐，少部分经液控阀然后流回储油罐；当驾驶员开始转动方向盘时，ECU 根据检测到的转角、车速以及电动机转速的反馈信号等，判断汽车的转向状态，决定提供助力大小，向驱动单元发出控制指令，使电动机产生相应的转速以驱动油泵，进而输出相应流量和压力的高压油。高压油经转向控制阀进入齿条上的动力缸，推动活塞以产生适当的助力，协助驾驶员进行转向操作，从而获得理想的转向效果。
电控液压助力转向系统在传统液压动力转向系统的基础上有了较大的改进，但液压装置的存在，使得该系统仍有难以克服如渗油、不便于安装维修及检测等
问题。电控液压助力转向系统是传统液压助力转向系统向电动助力转向系统的过渡。
1.1.4 电动助力转向系统（EPS ）
1988年日本Suzuki 公司首先在小型轿车Cervo 上配备了Koyo 公司研发的转向柱助力式电动助力转向系统。1990 年日本Honda 公司也在运动型轿车NSX 上采用了自主研发的齿条助力式电动助力转向系统，从此揭开了电动助力转向在汽车上应用的历史。EPS 是在EHPS 的基础上发展起来的, 它取消EHPS 的液压油泵、油管、油缸和密封圈等部件, 完全依靠电动机通过减速机构直接驱动转向机构, 其结构简单、零件数量大大减少、可靠性增强, 解决了长期以来一直存在的液压管路泄漏和效率低下的问题。电动助力转向系统在本田飞度、思域以及丰田新皇冠、奔驰新A-class 等车型上纷纷被采用。
1.1.5 线控转向系统（SBW ）
在车辆高速化、驾驶人员大众化、车流密集化的今天，针对更多不同水平的驾驶人群，汽车的易操纵性设计显得尤为重要。线控转向系统（Steering-By-Wire Systerm ，简称SBW ）的发展，正是满足这种客观需求。它是继EPS 后发展起来的新一代转向系统，具有比EPS 操纵稳定性更好的特点，它取消转向盘与转向轮之间的机械连接，完全由电能实现转向，彻底摆脱传统转向系统所固有的限制，提高了汽车的安全性和驾驶的方便性。
1.2转向系设计概述
1.2.1对转向系的要求
1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。
2）汽车转向行驶时，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。
3）汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，转向盘没有摆动。
4）转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。
5）保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。
6）操纵轻便。
7) 转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。
8) 转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。
9) 在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。
10) 进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。
1.2.2转向操纵机构
转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装配位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图2-1。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应有转向动力系统。
图1-1转向操纵机构
1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘
1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering
wheel
1.2.3 转向传动机构
转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。（见图2-2）
转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。
图1-2 转向传动机构
Fig 3-2 the transmission system of steering
1-转向摇臂；2-转向纵拉杆；3-转向节臂；4-转向梯形臂；5-转向横拉杆
1.2.4 转向器
机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构。
机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。高级轿车和重型载货汽车为了使转向轻便，多采用这种动力转向系统。采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。
为了避免汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊外，还可在转向系中设置防伤装置。为了缓和来自路面的冲击、衰减转向轮的摆振和转向机构的震动，有的还装有转向减振器。
多数两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高操纵稳定性和机动性，某些现代轿车采用全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要求，有时要增加转向轮的数目，制止采用全轮转向 。
1.2.5转角及最小转弯半径
汽车的机动性，常用最小转弯半径来衡量，但汽车的高机动性则应由两个条件保证。即首先应使左、右转向轮处于最大转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的2~2.5倍范围内；其次，应这样选择转向系的角传动比。
两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足上述对转向系的第(2)条要求，其内、外转向轮理想的转角关系如图2-3所示，由下式决定：
cot θo -cot θi =DO -CO K =BD L (1-1)
式中：θo —外转向轮转角；
θi —内转向轮转角；
K—两转向主销中心线与地面交点间的距离；
L—轴距
内、外转向轮转角的合理匹配是由转向梯形来保证。
图2-3 理想的内、外转向轮转角间的关系
汽车的最小转弯半径R min 与其内、外转向轮在最大转角θi max 与θo max 、轴距L 、主销距K 及转向轮的转臂a 等尺寸有关。在转向过程中除内、外转向轮的转角外，其他参数是不变的。最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成圆周的半径。可按下式计算：
R min =L sin o max +a (1-2)
通常θi max 为35º～40º，为了减小R min 值，θi max 值有时可达到45º
操纵轻便型的要求是通过合理地选择转向系的角传动比、力传动比和传动效率来达到。
对转向后转向盘或转向轮能自动回正的要求和对汽车直线行驶稳动性的要求则主要是通过合理的选择主销后倾角和内倾角，消除转向器传动间隙以及选用
可逆式转向器来达到。但要使传递到转向盘上的反向冲击小，则转向器的逆效率有不宜太高。至于对转向系的最后两条要求则主要是通过合理地选择结构以及结构布置来解决。
转向器及其纵拉杆与紧固件的称重，约为中级以及上轿车、载货汽车底盘干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轿车干重的1.5%～2.0%。转向器的结构型式对汽车的自身质量影响较小。
1.2本课程设计研究内容
1.2.1课题研究的主要研究内容：
（1）捷达汽车转向器的方案选择；
（2）齿轮齿条式转向器的主要性能参数选择和确定；
（3）齿轮齿条式转向器各部件的设计计算；
（4）齿轮齿条式转向器的强度校核；
（5）齿轮齿条式转向器转向传动机构的设计；
（6）绘制零件图及装配图
解决方法：
1. 查阅资料确定捷达汽车即总质量小于3500KG 的M 型和N 型汽车所使用的转向器的类型。
2. 确定转向器的角传动比，转矩传动比。研究转向器的正效率和逆效率。影响转向器效率的因素有转向器类型和转向器的结构参数与效率。
3. 查阅资料和学过的知识，根据选择的性能参数设计计算；
4. 通过研究转向器的受力情况，并对其进行强度校核；
5. 通过研究转向传动机构的机构原理，对捷达汽车转向传动机构做简单的设计计算；
6. 用CAD 绘图软件绘制所设计的零件图和装配图。
1.2.2齿轮齿条式转向器的主要优点：
结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，能自动消除间隙，这不仅可以提高转
向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用体积小；制造成本低。转向器要提供轻便的方向控制，同时转向盘的转角范围不允许过大。这要求转向器的自由行程尽可能小，传动比适当，驾驶员主动转动转盘时的机械效率高。可能需要动力助力。
基于以上调查和转向器的优点，本设计采用齿轮齿条式对捷达汽车的转向系进行设计。
第2章 捷达汽车齿轮齿条式转向系的总体设计
2.1 齿轮齿条式转向器工作原理
图2-1齿轮齿条式转向器转向原理简图
2.2 转向系方案的选择
2.2.1 转向盘
转向盘有盘毂、轮缘和轮辐组成。一般轮辐有两根和三根的，也有四根的。 转向盘的尺寸和形状直接影响转向操纵的轻便性。选用大直径转向盘会使驾驶员进、出驾驶室感到困难；选用小直径转向盘转向时要求驾驶员施加较大的力，从而使汽车操纵困难。
转向盘必须符合JB4505-1986转向盘尺寸标准。该标准规定：转向盘直径尺寸380mm 、400mm 、425mm 、450mm 、500mm 、550mm 。转向盘与转向轴采用圆柱直尺渐开线花键连接形式，可参照下表选择。
各类车型的转向盘直径
2.2.2 转向轴
早期汽车的转向轴通常用一根无缝钢管制造，其结构简单，制造容易，成本低，但从汽车上拆、装转向器较为困难。这种结构在某些轻型汽车上还有应用。目前大多数汽车转向轴上装置了万向节，使转向盘和转向器再汽车上布置更为合理，拆装方便，从而提高了操纵方便性、行驶安全性和转向机构的寿命。特别对可翻转驾驶室的平头车，可将万向节布置在驾驶室翻转轴线上，有利于驾驶室的翻转。
万向节有柔性和刚性两种。柔性万向节，若刚性很大则不能满足使用要求，刚性大小又不能适应汽车转向要求，故一般应用较少。刚性万向节多是十字轴式，可使用单万向节，也可使用双万向节。双万向节要求布置适当，达到等角速运动。本课题采用装有单十字轴万向节的转向轴。
2.2.3 转向器
转向器的种类很多，常见的有循环球式、球面蜗杆滚轮式、曲柄指销式和齿轮齿条式。随着汽车技术的发展和工艺水平的提高，有些形式的转向器已经很少采用，目前循环球式和齿轮齿条式两种转向器应用广泛。
转向器形式的选择应根据汽车的用途决定。经常行驶在公路上的汽车可选用正效率高、可逆程度大的转向器。转向系统中采用液力式动力转向器时，由于
液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，可采用可逆程度大、正效率高的装向器。循环球式和齿轮齿条式两种转向器正效率高（70%-85%），可逆程度大（60%-70%），适合大量生产，是目前得到广泛应用的原因。本文采用齿轮齿条式转向器，取其传动效率为80%。
因本车型前悬采用钢板弹簧，为了避免悬架运动与转向机构运动出现不协调现象，应该将转向器布置在前钢板跳动中心附近，即前钢板弹簧前支架偏后不多的位置处。
2.2.4 转向梯形
汽车转向时，左、右转向轮的转角要符合一定的规律，以保证所有车轮在转向过程中都绕一个圆心以相同的瞬时角速度运动。转向梯形机构可以使汽车在转向过程中所有车轮都是纯滚动或有极小的滑移，从而提高轮胎的使用寿命，保证汽车操纵的轻便性和稳定性。转向梯形机构由梯形臂、横拉杆和前轴组成。 根据梯形机构相对前轴的位置分为前置式和后置式两种。
后置转向梯形机构是将转向梯形放在前轴之后，简单可靠，因此应用广泛。 前置转向梯形机构是在发动机位置很低或前轴为驱动轴时，转向梯形实在不能布置在转向轴之间，才不得不把转向梯形放在前轴之前。
根据前悬架形式的不同，转向梯形机构又可分为整体式和分段式两种。
整体式转向梯形机构用于非独立悬架的汽车。分段式转向梯形机构用于独立悬架的汽车，以保证任一前轮的跳动不致牵动拉杆而涉及另一车轮的偏转。分段式转向梯形比较复杂，铰接点多。
因本车型采用非独立悬架，故本文采用后置整体式转向梯形。
2.3 转向系主要性能参数
2.3.1转向系设计的前提条件
整车形式及总布置方案：平头，发动机前置，非独立悬架，轮胎规格10.00-20（低气压) 。
2.3.2转向系的效率
功率p 1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号η表示，；反之称为逆效率，用符号η表示。
+-
正效率η计算公式：
+
η
-+=p -p 112 （2-1） 逆效率η计算公式：
η=-p -p 3
32 （2-2）
式中， p 1为作用在转向轴上的功率；
用在转向摇臂轴上的功率。 p 为转向器中的磨擦功率；2p 为作3
正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，又要求此逆效率尽可能低。
影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。
2.3.3转向器的正效率η+
影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。
（1）转向器类型、结构特点与效率
在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。
同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。选用滚针轴承时，除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种轴向器的效率η+仅有54%。另外两种结构的转向器效率分别为70%和75%。
转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。
（2）转向器的结构参数与效率
如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算
η+=
tan a 0 （2-3） tan(a 0+ρ)
式中，a 0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f 为
磨擦因数。
2.3.4转向器的逆效率η-
根据逆效率不同，转向器有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。
路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。
属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。
不可逆式和极限可逆式转向器
不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。
极限可逆式转向器介于可逆式与不可逆式转向器两者之间。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。
如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算
η-=tan(a 0-ρ) （2-4） tan a 0
式（4-3）和式（4-4）表明：增加导程角a 0，正、逆效率均增大。受η-增大的影响，a 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
者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角。
2.4 传动比变化特性
2.4.1转向系传动比
转向系的传动比包括转向系的角传动比i ω0和转向系的力传动比i p 。
转向系的力传动比:
i p =2F W /F （2-5）
转向系的角传动比: i ω0=
ωw d ϕ/dt d ϕ
（2-6） ==
ωk d βk /dt d βk
转向系的角传动比i ω0由转向器角传动比i ω和转向传动机构角传动
'组成，即 i ω0=i ωi ω' （2-7） i ω
转向器的角传动比: i ω=
ωw d ϕ/dt d ϕ
（2-8） ==
ωp d βp /dt d βp
'=转向传动机构的角传动比: i ω
ωp d βp /dt d βp
（2-9） ==
ωk d βk /dt d βk
2.4.2力传动比与转向系角传动比的关系
转向阻力F W 与转向阻力矩M r 的关系式：
Fw =
M r
（2-10） a
作用在转向盘上的手力F h 与作用在转向盘上的力矩M h 的关系式：
F h =
2M h
（2-11） D sw
将式（3-10）、式（3-11）代入 i p =2F W /F h 后得到
i p =
M r D sw
（2-12） M h a
如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh 可用下式表示
2M r d ϕ
==i ω0 （2-13） M h d βk
将式（3-13）代入式（3-12）后得到
i p =
i ω0D sw
（2-14） 2a
当a 和D sw 不变时，力传动比i p 越大，虽然转向越轻，但i ω0也越大，表明转
向不灵敏。
一般情况下，机械转向汽车，轻型车i w0在15-23之间，中型车i w0在25-30之间，本文暂取i w0为20。 2.4.3转向器角传动比的选择
转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。
若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。
汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。
转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图2-1所示。
图2-1转向器角传动比变化特性曲线
2.5转向器传动副的传动间隙△t
传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性（图3-2）。
研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。 传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，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过大时，必须经调整消除该处间隙。
为此，传动副传动间隙特性应当设计成图2-2所示的逐渐加大的形状。
图2-2 转向器传动副传动间隙特性
转向器传动副传动间隙特性 图中曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并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的转向器传动间隙变化特性。 3.5转向盘的总转动圈数
转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。轿车转向盘的总转动圈数较少，一般约在3.6圈以内；货车一般不宜超过6圈。
第三章 捷达汽车齿轮齿条式转向器方案分析及设计
3.1齿轮齿条式转向器
齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。与其他形式的转向器比较，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙以后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧。能自动消除齿间间隙，这不仅可以提高转向系统的刚度。还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用的体积小；没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低。
齿轮齿条式转向器的主要缺点是：因逆效率高，汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。
根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向起有四种形式，如图
4-1所示：中间输入，两端输出(a)；侧面输入，两端输出(b)；侧面输入，中间输出(c)；侧面输入，一端输出(d)。
图3-1 齿轮齿条式转向起有四种形式
采用侧面输入，中间输出方案时，与齿条连的左，右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆会与齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了它的强度。
采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。
侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头货车上。
采用齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳降低，冲击大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用推力轴承，使轴承寿命降低，还有斜齿轮的滑磨比较大是它的缺点。
齿条断面形状有圆形、V 形和Y 形三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单。V 形和Y 形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节省20%，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动；Y 形断面齿
条的齿宽可以做得宽些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有用减磨材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。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的力矩时，应选用V 形和Y 形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿轮、齿条的齿不能正确啮合的情况出现。
为了防止齿条旋转，也有在转向器壳体上设计导向槽的，槽内嵌装导向块，并将拉杆、导向块与齿条固定在一起。齿条移动时导向块在导向槽内随之移动，齿条旋转时导向块可防止齿条旋转。要求这种结构的导向块与导向槽之间的配合要适当。配合过紧会为转向和转向轮回正带来困难，配合过松齿条仍能旋转，并伴有敲击噪声。
根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置：形式转向器位于前轴后方，后置梯形(a)；转向器位于前轴后方，前置梯形(b)；转向器位于前轴前方，后置梯形(c)；转向器位于前轴前方，前置梯形(d)。
图3-2 齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置
齿轮齿条式转向器广泛应用于乘用车上。车载质量不大，前轮采用独立悬架的货车和客车有些也用齿轮齿条式转向器。
3.2齿轮齿条式转向器结构形式的选择
图3-3 采用如图所示的布置形式
图3-4 采用如图所示的侧面输入两端输出的结构形式。
3.3数据的确定
根据以上的论述，本次设计初选数据如下：
表3-1 初选数据 3.4设计计算过程
3.4.1 转向轮侧偏角计算
sin α=
R
=
2471
=0. 47075250 (3-1)
α=28. 0776
tan β=
L 2471==0. 7707
R ⨯COS α-β5250⨯COS α-1429 (3-2)
β=37. 6229 3.4.2转向器参数选取
齿轮齿条转向器的齿轮多采用斜齿轮，齿轮模数在2~3mm 之间，主动小齿
︒之间。故取小齿轮轮齿数在5~7之间，压力角取α=20︒，螺旋角在9︒~15
z 1=7，m n =2.5，β=10︒右旋，压力角α=20︒，精度等级8级。 转向节原地转向阻力矩：
M R =
f 3G 10. 7=P 3
826⨯9. 8=339872. 45
3
0. 25
(3-3)
方向盘转动圈数：
n =
(β+α)=20(28. 0776+37. 6229)=3. 64
360360 (3-4)
w 0
角传动:
n ⨯=i w α+β=
28. 0776+37. 54950
3. 64⨯0
=19. 969
(3-5)
故初选角传动比值复合要求 方向盘上的手力：
F h =
L D i η
2
sw
w
21R
=
2⨯3398. 7245
=106N
400⨯19. 969⨯0. 8
(3-6)
其中L 1为转向摇臂长，L 2转向节臂长，D SW 转向盘直径，η为转向器效率。 作用在转向盘上的操纵载荷:对轿车该力不应超过150～200N ，对货车不应超过500N 。所以符合设计要求
F h =
2h
D
→M h =
h
sw
sw
2
=
106⨯400
=21200N 2
(3-7)
力传动比：
i p =
M α
R h
SW
=
339872. 45⨯400
=86
21200⨯74
(3-8)
3.4.3齿轮齿条设计
齿轮齿条转向器的齿轮多数采用斜齿轮。齿轮模数多在2—3mm 之间，主动小齿轮齿数多数在5—7个齿范围变化，压力角去200，齿轮螺旋角的取值范围多为90-150。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。变速比的齿轮压力角，对现有结构在120-350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 。
齿条选用45钢制造，而主动小齿轮选用20CrMo 材料制造，为减轻质量壳体用铝合金压铸。
正确啮合条件：m 1=m 2=m ；α1=α2=α；B 1=±B 2
根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见下表：
表2齿轮齿条的主要参数
齿轮：d 1 = m n z cos β1 =15.3 齿顶高 h a
齿轮：h a 1=(h *a 1+x n ) *m n = 2.5 齿条：h a 2=h *a 2*m n =2.5 齿根高 h f
*
齿轮：h f 1=(h *a 2+c 1-x n ) *m n = 3.125 *
齿条：h f 2=(h *a 1+c 2) *m n = 3.125
齿全高 h
齿轮：h 1=h a 1+h f 1=5.625 齿条：h 2=h a 2+h f 2=5.625 齿顶圆 d a
齿轮：d a 1=d 1+2h a 1 = 20.3 齿根圆 d f
齿轮：d f 1=d 1-2h f 1=9.05 基圆直径 d b
由 tg αt =tg αn cos βρ得αt =20.41
齿轮：d b 1=d 1*cos αt =14. 34
表3 齿轮齿条的结构尺寸
3.4.4.1齿条的受力分析
在本设计中，选取转向器输入端施加的扭矩 T = 20Nm，齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小，计算轮齿受力时，可不予考虑。
齿轮齿条的受力状况类似于斜齿轮，齿条的受力分析如图
齿条的受力分析
如图，作用于齿条齿面上的法向力Fn ，垂直于齿面，将Fn 分解成沿齿条径向的分力（径向力）Fr ，沿齿轮周向的分力（切向力）Ft ，沿齿轮轴向的分力（轴向力）Fx 。各力的大小为：
Ft=2T/d Fr=Ft*tgαn / cosβ1 Fx=Ft*tgβ
1
Fn = Ft/(cosαn *cosβ1)
βρ——齿轮轴分度圆螺旋角 （由表1查得）
αn ——法面压力角 （由表1查得） 齿轮轴受到的切向力：
Ft = 2T/d = 2614.38 N T ——作用在输入轴上的扭矩，T 取20Nm 。 d ——齿轮轴分度圆的直径， 齿条齿面的法向力：
Fn=Ft/(cosαn *cosβ1) =2841N 齿条牙齿受到的切向力：
F xt =F n *cos αn =2669.67N 齿条杆部受到的力：
F =F xt *c o βs 2 = 2611.33N 3.4.4.2 齿条杆部受拉压的强度计算 计算出齿条杆部的拉应力：
σ = F / A =11.1N/mm2 F——齿条受到的轴向力
A——齿条根部截面积 ，A =334.6mm2
由于强度的需要，齿条长采用45钢制造，其抗拉强度极限是 σb = 690N/mm2,(没有考虑热处理对强度的影响) [2]。
因此 σ
所以，齿条设计满足抗拉强度设计要求。 3.4.4.3齿条齿部弯曲强度的计算
齿条牙齿的单齿弯曲应力：
σF 0=6*F xt *h 1/b *s 2
式中： F xt ——齿条齿面切向力
b—— 危险截面处沿齿长方向齿宽 h 1——齿条计算齿高 S ——危险截面齿厚
从上面条件可以计算出齿条牙齿弯曲应力：
σF 0=6*2669. 67*5. 20*3. 162 =451.16N/mm2
上式计算中只按啮合的情况计算的，即所有外力都作用在一个齿上了，实际上齿轮齿条的总重合系数是2.63（理论计算值），在啮合过程中至少有2个齿同时参加啮合，因此每个齿的弯曲应力应分别降低一倍。
σF 01=σF 02 = 182.2N/mm2 齿条的材料我选择是 45刚制造，因此：
抗拉强度 σb =690N/mm2 (没有考虑热处理对强度的影响) 。 齿部弯曲安全系数
S = σb /σF 01 = 3.8
因此，齿条设计满足弯曲疲劳强度设计要求。又满足了齿面接触强度，符合本次设计的具体要求。 3.4.5 小齿轮的强度计算
3.4.5.1. 齿面接触疲劳强度计算
计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力时，推导计算公式的出发点和直齿圆柱齿轮相似，但要考虑其以下特点：啮合的接触线是倾斜的，有利于提高接触强度 ；重合度大，传动平稳。
齿轮的计算载荷
为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷P （单位为N/mm）为
P =
F n
L
Fn ——作用在齿面接触线上的法向载荷 L ——沿齿面的接触线长，单位mm
法向载荷Fn 为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上， 载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算Pca （单位N/mmm）进行计算。即
Pca = KP =K K——载荷系数
载荷系数K 包括 ：使用系数K A ，动载系数K V ，齿间载荷分配系数K α及齿向载荷分布数K β，即
K = K A K V K αK β 使用系数K A
是考虑齿轮啮合时外部领接装置引起的附加动载荷影响的系数。
K A = 1.0
F n L
动载系数K V
齿轮传动制造和装配误差是不可避免的，齿轮受载后还要发生弹性变形，因此引入了动载系数。
K V = 1.0
齿间载荷系数K α
齿轮的制造精度7级精度[2]
K H α = 1.2
齿向荷分配系数K β
齿宽系数 φd = b/d1 = 18.14/12.13 = 1.5
K H β = 1.12+0.18(1+0.6φd 2) + 0.23*10-3b = 1.5 所以载荷系数 K= K A K V K H αK H β = 1*1*1.2*1.5 = 1.8 斜齿轮传动的端面重合度ξα
ξα = bsinβ/(πm n ) = 0.318φd*z1tan β = 1.65 在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度如下： P ca = KP =K
F n
L
因为 L =
b εα
cos β1
Fn = Ft/(cosαn *cosβ1)
所以 P ca =
KF n KF t KF t
== b αL b εαcos αt
cos αt cos β1
cos β1
=1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67= 296N/mm
可以认为一对斜齿圆柱齿轮啮合相当于它们的当量直齿轮啮合，利用赫兹公式，代入当量直齿轮的有关参数后，得到斜齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度校核公式[2] ：
σH =
1
⎛1-μ121-μ22⎫
⎪π E +E ⎪
12⎝⎭
*
2cos βb KF t μ±1
**
sin αt *cos αt bd 1εa μ
=Z E Z H
KF t μ±1
≤[σH ] *
bd 1εαμ
式中：
ZE －弹性系数
Z E =
1
π
⎝
⎛1-μ1
E 1
2
+
1-μ2
E 2
2
⎫⎪⎪⎭
主动小齿轮选用材料20CrMo 制造，根据材料选取μ1，μ2均为0.3， E1，E 2都为合金钢 ， 取189.8 MPa1/2 求得 ZE = 5.7
Z H －节点区域系数
Z H =
2cos b
sin αt *cos αt
Z H = 2.24
齿轮与齿条的传动比 u , u趋近于无穷
u +1则 ≈1
u
所以 σH = 51.6 MPa
小齿轮接触疲劳强度极限 σH lim 1 = 1000 MPa 应力循环次数 N = 2*105 所以 K HN = 1.1 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S = 1，可得
[σH ]=K HN σH lim = 1.1*1000MPa = 1100MPa （3-38）
S
K HN ——接触疲劳寿命系数 由此可得 σH
所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。 3.4.5.2齿轮齿跟弯曲疲劳强度计算
齿轮受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂最大，但力并不是最大，因此弯矩不是最大。根据分析，齿根所受的最大玩具发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合最高点时。因此，齿根弯曲强度也应按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。
斜齿轮啮合过程中，接触线和危险截面位置在不断的变化，要精确计算其齿根应力是很难的，只能近似的按法面上的当量直齿圆柱齿轮来计算其齿根应力。
将当量齿轮的有关参数代入直齿圆柱齿轮的弯曲强度计算公式，考虑螺旋角使接触线倾斜对弯曲强度有利的影响而引入螺旋角系数Y β，可得到斜齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度计算校核公式：
σF =
KF t Y Fa Y Sa Y β
bm n εα
≤[σF ]
齿间载荷分配系数K F α
K F α= 1.2
齿向载荷分配系数K F β
K F β = 1.33
载荷系数
K= K A K V K F αK F β = 1*1*1.2*1.3 =1.56
齿形系数Y F a Y F a =3. 41 校正系数Y S a Y S a = 1.4 螺旋角系数Y β
Y β=0. 75
校核齿根弯曲强度
σ
F =
KF t
Y Fa Y Sa Y β bm n ξa
=
1. 56*3297. 6
*3. 41*1. 4*0. 75= 323.8MPa
18. 14*1. 75*1. 65
弯曲强度最小安全系数S F min
S F min =1.5 计算弯曲疲劳许用应力
[σF ]=
K FN σFE
S F m i n
K FN ——弯曲疲劳寿命系数 K FN = 1.5
可得，[σF ] = 1.5*1000/1.5 = 1000 MPa 所以 σ
F
因此，本次设计及满足了小齿轮的齿面接触疲劳强度又满足了小齿轮的弯曲疲劳强度，符合设计要求。
综上所述，齿轮齿条式转向器的设计满足设计的强度要求 3.5 齿轮轴的结构设计
图3.11 齿轮轴的结构设计
3.6轴承的选择
轴承1：深沟球轴承6004 (GB/T276-1994) 轴承2：滚针轴承 NA4901 (GB/T5801-1994) 3.7 转向器的润滑方式和密封类型的选择
转向器的润滑方式：人工定期润滑
润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S 润滑脂。 密封件： 旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871—1992 3.8 动力转向机构布置方案分析
液压式动力转向因为油液工作压力高，动力缸尺寸小、质量小，结构紧凑，
油液具有不可压缩性，灵敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面冲击等优点而被广泛应用。由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成液压式动力转向机构。根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置的不同，它分为整体式和分置式两类。后者按分配阀所在位置不同又分为：分配阀装在动力缸上的称为联阀式 (b)；分配阀装在转向器和动力缸之间的拉杆上称为连杆式 (c)；分配阀装在转向器上的称为半分置式。
图3.12 动力转向机构布置方案图 1－分配阀 2－转向器 3－动力缸
在分析比较上述几种不同动力转向机构布置方案时，常从结构上是否紧凑；转向器主要零件是否承受由动力缸建立起来的载荷；拆装转向器是否容易；管路，特别是软管的管路长短；转向轮在侧向力作用下是否容易引起转向轮摆振；能不能采用典型转向器等方面来做比较。例如整体式动力转向器，由于分配阀、转向器、动力缸三者装在一起，因而结构紧凑，管路也短。在转向轮受到侧向力作用时或者发动机的振动不会影响分配阀的振动，因而不能引起转向轮摆振。它的缺点是转向摇臂轴、摇臂等转向器主要零件，都要承受由动力缸所建立起来的载荷，因此必须加大它们的尺寸和质量，这对布置它们带来不利的影响。同时还不能采
用典型转向器，拆装转向器时要比分置式的困难。除此之外，由于对转向器的密封性能要求高，这对转向器的设计，特别是重型汽车的转向器设计带来困难。对于轿车来说，由于空间本身限制，选用结构紧凑的整体型较为合适，且较短的管路也可以减少泄露，经济而又环保。
第4章 捷达汽车齿轮齿条式转向传动机构设计
4.1 转向传动机构原理
图4.1 转向中心的不同轨迹圆
如上图4.1所示：转向传动机构的任务是将转向器输出端的摆动转变为左、右转向车轮绕其转向主销的偏转，并使它们偏转到绕同一瞬时转向中心的不同轨迹圆上，实现车轮无滑动地滚动转向。为了使左、右转向车轮偏转角之间的关系能满足这一汽车转向运动学的要求，则要由转向传动机构中的转向梯形机构的精确设计来保证。
由于一般齿轮齿条式转向器与左右横拉杆铰接，而左右横拉杆一般直接与转向节下节臂铰接，所以在这里我假定把左右梯形臂转变为转向节的一部分。
根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形，见图4.2。
图4.2 梯形配置
本设计采用上图a 方案配置方法
4.2 转向传送机构的臂、杆与球销
转向传动机构的杆件应选用刚性好、质量小的20、30或35号钢的无缝钢管制造，其沿长度方向的外形可根据总布置的需要确定。
转向传动机构的各元件间采用球形铰接，球形铰接的主要特点是能够消除由于铰接处的表而磨损而产生的间隙，也能满足两铰接件间复杂的相对运动。在现代球形铰接的结构中均是用弹簧将球头与衬垫压紧。而且应采用有效结构措施保持住润滑材料及防止灰尘污物进入。
球销与衬垫均采用低碳合金钢如12CrNi3A ，18MnTi ，或20CrN 制造，工作表面经渗碳淬火处理，渗碳层深1.5～3.0mm ，表面硬度HRC 56～63。允许采用中碳钢40或45制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处则用滚压工艺增强。球形铰接的壳体则用钢35或40制造。
4.3 转向横拉杆及其端部
转向横拉杆与梯形转向杆系的相似。球头销通过螺纹与齿条连接。当这些球头销依制造厂的规范拧紧时，在球头销上就作用了一个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上，这些防尘套阻止杂物进入球销及齿条中。
转向横拉杆端部与外端用螺纹联接。这些端部与梯形转向杆系的相似。侧面螺母将横拉杆外端与横拉杆锁紧（图4.4）。
图4.4 转向横拉杆外接头
1—横拉杆 2—锁紧螺母 3—外接头壳体 4—球头销 5—六角开槽螺母 6—球碗 7—端盖
8—梯形臂 9—开口销
表4.1 转向横拉杆及接头的尺寸设计参数
图4.5 转向传动设计效果简图
结 论
转向系是汽车行驶中必不可少的系统，本次设计一开始对汽车转向系很陌生，但本着对汽车转向的强烈兴趣和此次设计的责任感，通过大量的想关文献参考和网络搜索，使我逐渐认识并最终了解了汽车转向机构。
汽车转向机构中，轿车使用的一般都是齿轮齿条式。所以本文主要以齿轮齿条式液动助力转向转向器为中心。按照任务书的要求对轿车助力转向进行了分析和一些的设计，包括齿轮齿条转向实现的原理以及相关零件的校核等等。还对汽车转向系统的一些重要参数进行了分析，尤其像转向系统的正逆效率、传动比、最小转弯半径等。但是由于相关转向设计所需的基本参数本人我法获得，还有时间限制，以及篇幅所限，所以对一些重要参数只进行分析未能进行设计。
由于转向梯形优化是本设计的独立部分故被放入最后一章。为保证轿车转向后的自动回正能力，转向系的主销一般都是向内倾和向后倾的，但为计算简单，本优化把倾角都设计为零，即设计主销垂直。
由于水平限制和相关数据的缺乏，本设计难免有诸多不足之处，肯请老师批评指正。
致 谢
短短的半个学期毕业设计即将结束，我的大学生活也即将画上了圆满的句号。在这次设计过程中得到了许多老师和同学的热心指导，尤其是肖静老师在百忙之中多次给与指导，在此表示衷心的谢意！
通过这次毕业设计，使自己更加清醒地认识到知识的无穷无尽以及自己所学的微小。在实习中学到了许多书上所没有的东西，知识面得到了极大的扩展和丰富，让我了解了以前想知道但没有弄清楚的东西，如为什么大汽车那么重而驾驶员却不用费力的就可以拨动方向盘。
毕业设计是对我们大学四年所学知识的一次总结，同时也是对我们各种能力的一次考验。设计过程中通过初步尝试、发现问题、寻找解决方法、确定方案的步骤，逐渐培养了我们独立思考问题的能力和创新能力，同时也是我们更加熟悉了一些基本的机械设计知识。本次设计几乎运用了我们所学的全部机械课程，内容涉及到机械设计、机械材料、力学、液压传动、机械图学等知识，以及一些生产实际方面的知识。通过设计巩固了理论知识，接触了实际经验，提高了设计能力和查阅文献的能力，为今后工作最后一次在学校充电。
在我结束毕业设计的同时，也结束了我的大学生活。这意味着我进入了人生新的起点，我会用我在学校所学到的知识在崭新的生活中不断进取，发奋图强。用我的事业成就来报答学校和老师对我的栽培，回报社会对我的关爱！
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JIUJIANG UNIVERSITY
毕 业 设 计
题 目 捷达汽车齿轮齿条式转向系的设计
院 系 机械与材料工程学院
专 业 车 辆 工 程
姓 名 舒 彬 (8)
年 级 2008（机材A0831）
指导教师 肖 静
二零壹零年六月
目 录
中文摘要、关键词……………………………………………………………………………1 英文摘要、关键词……………………………………………………………………………2 引言 ……………………………………………………………………………………………2
第1章 汽车转向系统总述…………………………………………………………………3
1.1 汽车转向系统概述…………………………………………………………………3
1.1.1机械式转向系统…………………………………………………………………4
1.1.2液压助力转向系统……………………………………………………………4
1.1.3 电控液压助力转向系统……………………………………………………………5
1.1.4 电动助力转向系统……………………………………………………………6
1. 1. 5 线控转向系统……………………………………………………………7
第2章 转向系设计概述………………………………………………………8
2.1 对转向系的要求………………………………………………………………………8
2.2转向操纵机构…………………………………………………………………9
2.3转向传动机构……………………………………………………………………10
2.4转向器………………………………………………………………………10
2.5 转角及最小转弯半径…………………………………………………………………11
第3章 转向系方案的选择及主要参数的确定………………………………………12
3.1 转向系方案的选择………………………………………………………………12
3.1.1 转向盘……………………………………………………………………………12
3.1.2 转向轴……………………………………………………………………………13
3.1.3转向器…………………………………………………………………………13
3.1.4 转向梯形…………………………………………………………………………14
3. 2 转向系主要性能参数…………………………………………………14
3.2.1 转向系设计的前提条件………………………………………………………14
3.2.2转向系的效率……………………………………………………………………14
3.2.3转向器的正效率
3.2.4 转向器的逆效率η_+………………………………………………………15 η……………………………………………………………16
3.3传动比的变化特性…………………………………………………………………16
3. 3. 1转向系传动比……………………………………………………………16
3.3.2 力传动比与转向系角传动比的关系…………………………………………17
3.3.3 转向器角传动比的选择………………………………………………………18
3.4 转向器传动副的传动间隙△t …………………………………………………18
3.5 转向盘的总转动圈数…………………………………………………………19
第4章 齿轮齿条式转向器方案分析及设计……………………………………19
4.1 齿轮齿条式转向器……………………………………………………………………19
4.2 齿轮齿条式转向器工作原理及布置、结构形式的选择………………………22
4.3 数据的确定…………………………………………………………………23
4.4设计计算过程………………………………………………………………………23
4.4.1转向轮侧偏角计算……………………………………………………………23
4.4.2转向器参数选取…………………………………………………………………24
4.4.3齿轮齿条设计………………………………………………………………………25
4.4.4齿条的强度计算…………………………………………………………………… 27
4.4.5小齿轮的强度计算………………………………………………………………… 30
4.5 齿轮轴的结构设计……………………………………………………………………34
4.6轴承的选择…………………………………………………………………………… 34
4.7转向器的润滑方式和密封类型的选择……………………………………………… 34
4.8 动力转向机构布置方案分析……………………………………………………… 35
第5章 转向传动机构设计………………………………………………………………35
5.1转向传动机构原理 ……………………………………………………………………36
5.2 转向传送机构的臂、杆与球销……………………………………………………… 37
5.3转向横拉杆及其端部………………………………………………………………… 38
结论……………………………………………………………………………………………39 致谢……………………………………………………………………………………………40 参考文献………………………………………………………………………………………41
摘 要
本课题的题目是转向系的设计。以齿轮齿条转向器的设计为中心，一是汽车转向系统总述；二是机械转向器的选择；三是齿轮和齿条的合理匹配，以满足转向器的正确传动比和强度要求；四是动力转向机构设计；五是梯形结构设计。因此本课题在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构的齿轮齿条转向轴转向，通过万向节带动转向齿轮轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条直线运动，实现转向。实现了转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现了汽车转向的稳定性和灵敏性。在本文中主要进行了转向器齿轮齿条的设计和对转向齿轮轴的校核，主要方法和理论采用汽车设计的经验参数和大学所学机械设计的课程内容进行设计，其结果满足强度要求，安全可靠。
【关键词】：轿车；转向系；齿轮齿条设计；转向梯形
Abstract
The title of this topic is the design of steering system. Rack and pinion st eering gear to the design as the center, first are cars’ steering system overview; Second, Cars steering system performance parameters; third rack gear and a reasonable match to meet the correct steering gear ratio and strength requirements; Fourth, power steering mechanism design; Fifth, the structural design of trapezoidal. Therefore, taking into account the above issues and factors that require study, based on the steering wheel rotary drive transmission shaft of the steering rack and pinion steering, through the universal joint drive shaft rotation gear shift, steering rack and steering gear shaft meshing, thereby encouraging steering rack linear motion to achieve steering. Simple structure to achieve the steering tight, short axial dimension, and the number of parts can increase the advantages of less power in order to achieve the vehicle steering stability and sensitivity. In this article a major design steering rack and pinion steering gear shaft and the check, the main methods and theoretical experience in the use of automotive design parameters and the University of mechanical design school curriculum design and the results meet the strength requirements, safe and reliable.
【Key words】 Car; Steerin; Mechanical Type Steering Gear and Gear Rack; Steering Trapezoidal
引 言
改革开放以来，中国的汽车工业有着飞速的发展，据中国汽车工业协会统计，截至2006年10月底，轿车累计销量超过300万辆，达到304万辆，同比增长40%。2006年11月的北京车展，自主品牌：奇瑞、吉利、长城、中兴、众泰、比亚迪、双环、中顺、力帆、华普、长安、哈飞、华晨等自主品牌纷纷亮相，在国际汽车盛宴中崭露头角，无论从参展规模还是产品所展示的品质和技术含量上，都不得不令人折服，但和国外有着近百年发展历史的国外汽车工业相比，我们的自主品牌汽车在行车性能和舒适体验方面仍有差距。
汽车工业是国民经济的支柱产业，代表着一个国家的综合国力，汽车工业随着机械和电子技术的发展而不断前进。到今天，汽车已经不是单纯机械意义上的汽车了，它是机械、电子、材料等学科的综合产物。汽车转向系也随着汽车工业的发展历经了长时间的演变。
转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。
随着私家车的越来越普遍，各式各样的高中低档轿车进入了人们的生活中。快节奏高效率的生活加上们对高速体验的不断追求，也要求着车速的不断提高。由于汽车保有量的增加和社会活生活汽车化而造成交通错综复杂，使转向盘的操作频率增大，这要求减轻驾驶疲劳。
所以，无论是为满足快速增长的轿车市场还是为给驾车者更舒适更安全的的驾车体验，都需要一种高性能、低成本的大众化的轿车转向结构。
本课题以现在国产轿车最常采用的齿轮齿条液压动力转向器为核心综合设计轿车转向机构。
第一章 汽车转向系统概述
1.1 汽车转向系统概述
转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。随着现代汽车技术的迅速发展，汽车转向系统已从纯机械式转向系统、液压助力转向系（HPS ）、电控液压助力转向系统（EHPS ），发展到利用现代电子和控制技术的电动助力转向系统（EPS ）及线控转向系统（SBW ）。
按转向力能源的不同，可将转向系分为机械转向系和动力转向系。
机械转向系的能量来源是人力，所有传力件都是机械的，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。其中转向器是将操纵机构的旋转运动转变为传动机构的直线运动(严格讲是近似直线运动) 的机构，是转向系的核心部件[2]。
动力转向系除具有以上三大部件外，其最主要的动力来源是转向助力装置。由于转向助力装置最常用的是一套液压系统，因此也就离不开泵、油管、阀、活塞和储油罐，它们分别相当于电路系统中的电池、导线、开关、电机和地线的作用。
通常，对转向系的主要要求是:
(1) 保证汽车有较高的机动性，在有限的场地面积内，具有迅速和小半径转弯的能力，同时操作轻便;
(2) 汽车转向时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，不应有侧滑;
(3) 传给转向盘的反冲要尽可能的小;
(4) 转向后，转向盘应自动回正，并应使汽车保持在稳定的直线行驶状态;
(5) 发生车祸时，当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时，转向系统最好有保护机构防止伤及乘员
1.1.1 机械式转向系统
汽车的转向运动是由驾驶员操纵方向盘，通过转向器和一系列的杆件传递到转向轮来完成的。机械式转向系统工作过程为：驾驶员对转向盘施加的转向力矩通过转向轴输入转向器，减速传动装置的转向器中有1、2 级减速传动副，经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向横拉杆，再传给固定于转向节上的转向节臂，使转向节和它所支承的转向轮偏转，从而实现汽车的转向。纯机械式转向系统根据转向器形式可以分为：齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式、蜗杆指销式。
纯机械式转向系统为了产生足够大的转向扭矩需要使用大直径的转向盘，需占用较大的空间，整个机构笨拙，特别是对转向阻力较大的中重型汽车，实现转向难度很大，这就大大限制了其使用范围。但因结构简单、工作可靠、造价低廉，目前该类转向系统除在一些转向操纵力不大、对操控性能要求不高的农用车上使用外已很少被采用。
1.1.2 液压助力转向系统（HPS ）
装配机械式转向系统的汽车，在泊车和低速行驶时驾驶员的转向操纵负担过于沉重，为解决这个问题，美国GM 公司在20 世纪50 年代率先在轿车上采用了液压助力转向系统。该系统是建立在机械系统的基础之上，额外增加了一个液压系统。液压转向系统是由液压和机械等两部分组成，它是以液压油做动力传递介质，通过液压泵产生动力来推动机械转向器，从而实现转向。液压助力转向系统一般由机械转向器、液压泵、油管、分配阀、动力缸、溢流阀和限压阀、油缸等部件组成。为确保系统安全，在液压泵上装有限压阀和溢流阀。其分配阀、转向器和动力缸置于一个整体，分配阀和主动齿轮轴装在一起（阀芯与齿轮轴垂直布置），阀芯上有控制槽，阀芯通过转向轴上的拨叉拨动。转向轴用销钉与阀中的弹性扭杆相接，该扭杆起到阀的中心定位作用。在齿条的一端装有活塞，并位于动力缸之中，齿条左端与转向横拉杆相接。转向盘转动时，转向轴（连主动齿轮轴）带动阀芯相对滑套运动，使油液通道发生变化，液压油从油泵排出，经控制阀流向动力缸的一侧，推动活塞带动齿条运动，通过横拉杆使车轮偏转而转向。 液压助力转向系统是在驾驶员的控制下，借助于汽车发动机带动液压泵产生
的压力来实现车轮转向。由于液压转向可以减少驾驶员手动转向力矩，从而改善了汽车的转向轻便性和操纵稳定性。为保证汽车原地转向或者低速转向时的轻便性，液压泵的排量是以发动机怠速时的流量来确定。汽车起动之后，无论车子是否转向，系统都要处于工作状态，而且在大转向车速较低时，需要液压泵输出更大的功率以获得比较大的助力，所以在一定程度上浪费了发动机动力资源。并且转向系统还存在低温工作性能差等缺点。
1.1.3 电控液压助力转向系统（EHPS ）
由于液压助力转向系统无法兼顾车辆低速时的转向轻便性和高速时的转向稳定性，因此，在1983年日本Koyo 公司推出了具备车速感应功能的电控液压助力转向系统（EHPS ）。EHPS 是在液压助力系统基础上发起来的，在传统的液压助力转向系统的基础上增设了电控装置，其特点是原来由发动机带动的液压助力泵改由电机驱动，取代了由发动机驱动的方式，节省了燃油消耗；具有失效保护系统，电子元件失灵后仍可依靠原转向系统安全工作；低速时转向效果不变，高速时可以自动根据车速逐步减小助力，增大路感，提高车辆行使稳定性。电控液压助力转向系统是将液压助力转向与电子控制技术相结合的机电一体化产品。一般由电气和机械两部分组成，电气部分由车速传感器、转角传感器和电控单元ECU 组成；机械部分包括齿轮齿条转向器、控制阀、管路和电动泵。其中电动泵的工作状态由电子控制单元根据车辆的行驶速度、转向角度等信号计算出的最理想状态。简单地说，在低速大转向时，电子控制单元驱动液压泵以高速运转输出较大功率，使驾驶员打方向省力；汽车在高速行驶时，液压控制单元驱动液压泵以较低的速度运转，在不至影响高速打转向的需要的同时，节省一部分发动机功率。
电控液压转向系统的工作原理：在汽车直线行驶时，方向盘不转动，电动泵以很低的速度运转，大部分工作油经过转向阀流回储油罐，少部分经液控阀然后流回储油罐；当驾驶员开始转动方向盘时，ECU 根据检测到的转角、车速以及电动机转速的反馈信号等，判断汽车的转向状态，决定提供助力大小，向驱动单元发出控制指令，使电动机产生相应的转速以驱动油泵，进而输出相应流量和压力的高压油。高压油经转向控制阀进入齿条上的动力缸，推动活塞以产生适当的助力，协助驾驶员进行转向操作，从而获得理想的转向效果。
电控液压助力转向系统在传统液压动力转向系统的基础上有了较大的改进，但液压装置的存在，使得该系统仍有难以克服如渗油、不便于安装维修及检测等
问题。电控液压助力转向系统是传统液压助力转向系统向电动助力转向系统的过渡。
1.1.4 电动助力转向系统（EPS ）
1988年日本Suzuki 公司首先在小型轿车Cervo 上配备了Koyo 公司研发的转向柱助力式电动助力转向系统。1990 年日本Honda 公司也在运动型轿车NSX 上采用了自主研发的齿条助力式电动助力转向系统，从此揭开了电动助力转向在汽车上应用的历史。EPS 是在EHPS 的基础上发展起来的, 它取消EHPS 的液压油泵、油管、油缸和密封圈等部件, 完全依靠电动机通过减速机构直接驱动转向机构, 其结构简单、零件数量大大减少、可靠性增强, 解决了长期以来一直存在的液压管路泄漏和效率低下的问题。电动助力转向系统在本田飞度、思域以及丰田新皇冠、奔驰新A-class 等车型上纷纷被采用。
1.1.5 线控转向系统（SBW ）
在车辆高速化、驾驶人员大众化、车流密集化的今天，针对更多不同水平的驾驶人群，汽车的易操纵性设计显得尤为重要。线控转向系统（Steering-By-Wire Systerm ，简称SBW ）的发展，正是满足这种客观需求。它是继EPS 后发展起来的新一代转向系统，具有比EPS 操纵稳定性更好的特点，它取消转向盘与转向轮之间的机械连接，完全由电能实现转向，彻底摆脱传统转向系统所固有的限制，提高了汽车的安全性和驾驶的方便性。
1.2转向系设计概述
1.2.1对转向系的要求
1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。
2）汽车转向行驶时，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。
3）汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，转向盘没有摆动。
4）转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。
5）保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。
6）操纵轻便。
7) 转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。
8) 转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。
9) 在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。
10) 进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。
1.2.2转向操纵机构
转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装配位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图2-1。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应有转向动力系统。
图1-1转向操纵机构
1-转向万向节；2-转向传动轴；3-转向管柱；4-转向轴；5-转向盘
1-steering universal shaft; 2-steering propeller ; 3-steering column ; 4-steering axis; 5-steering
wheel
1.2.3 转向传动机构
转向传动机构包括转向臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。（见图2-2）
转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。
图1-2 转向传动机构
Fig 3-2 the transmission system of steering
1-转向摇臂；2-转向纵拉杆；3-转向节臂；4-转向梯形臂；5-转向横拉杆
1.2.4 转向器
机械转向器是将司机对转向盘的转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比和力转动比进行传递的机构。
机械转向器与动力系统相结合，构成动力转向系统。高级轿车和重型载货汽车为了使转向轻便，多采用这种动力转向系统。采用液力式动力转向时，由于液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的转向器结构。
为了避免汽车在撞车时司机受到的转向盘的伤害，除了在转向盘中间可安装安全气囊外，还可在转向系中设置防伤装置。为了缓和来自路面的冲击、衰减转向轮的摆振和转向机构的震动，有的还装有转向减振器。
多数两轴及三轴汽车仅用前轮转向；为了提高操纵稳定性和机动性，某些现代轿车采用全四轮转向；多轴汽车根据对机动性的要求，有时要增加转向轮的数目，制止采用全轮转向 。
1.2.5转角及最小转弯半径
汽车的机动性，常用最小转弯半径来衡量，但汽车的高机动性则应由两个条件保证。即首先应使左、右转向轮处于最大转角时前外轮的转弯值在汽车轴距的2~2.5倍范围内；其次，应这样选择转向系的角传动比。
两轴汽车在转向时，若不考虑轮胎的侧向偏离，则为了满足上述对转向系的第(2)条要求，其内、外转向轮理想的转角关系如图2-3所示，由下式决定：
cot θo -cot θi =DO -CO K =BD L (1-1)
式中：θo —外转向轮转角；
θi —内转向轮转角；
K—两转向主销中心线与地面交点间的距离；
L—轴距
内、外转向轮转角的合理匹配是由转向梯形来保证。
图2-3 理想的内、外转向轮转角间的关系
汽车的最小转弯半径R min 与其内、外转向轮在最大转角θi max 与θo max 、轴距L 、主销距K 及转向轮的转臂a 等尺寸有关。在转向过程中除内、外转向轮的转角外，其他参数是不变的。最小转弯半径是指汽车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成圆周的半径。可按下式计算：
R min =L sin o max +a (1-2)
通常θi max 为35º～40º，为了减小R min 值，θi max 值有时可达到45º
操纵轻便型的要求是通过合理地选择转向系的角传动比、力传动比和传动效率来达到。
对转向后转向盘或转向轮能自动回正的要求和对汽车直线行驶稳动性的要求则主要是通过合理的选择主销后倾角和内倾角，消除转向器传动间隙以及选用
可逆式转向器来达到。但要使传递到转向盘上的反向冲击小，则转向器的逆效率有不宜太高。至于对转向系的最后两条要求则主要是通过合理地选择结构以及结构布置来解决。
转向器及其纵拉杆与紧固件的称重，约为中级以及上轿车、载货汽车底盘干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轿车干重的1.5%～2.0%。转向器的结构型式对汽车的自身质量影响较小。
1.2本课程设计研究内容
1.2.1课题研究的主要研究内容：
（1）捷达汽车转向器的方案选择；
（2）齿轮齿条式转向器的主要性能参数选择和确定；
（3）齿轮齿条式转向器各部件的设计计算；
（4）齿轮齿条式转向器的强度校核；
（5）齿轮齿条式转向器转向传动机构的设计；
（6）绘制零件图及装配图
解决方法：
1. 查阅资料确定捷达汽车即总质量小于3500KG 的M 型和N 型汽车所使用的转向器的类型。
2. 确定转向器的角传动比，转矩传动比。研究转向器的正效率和逆效率。影响转向器效率的因素有转向器类型和转向器的结构参数与效率。
3. 查阅资料和学过的知识，根据选择的性能参数设计计算；
4. 通过研究转向器的受力情况，并对其进行强度校核；
5. 通过研究转向传动机构的机构原理，对捷达汽车转向传动机构做简单的设计计算；
6. 用CAD 绘图软件绘制所设计的零件图和装配图。
1.2.2齿轮齿条式转向器的主要优点：
结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，能自动消除间隙，这不仅可以提高转
向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用体积小；制造成本低。转向器要提供轻便的方向控制，同时转向盘的转角范围不允许过大。这要求转向器的自由行程尽可能小，传动比适当，驾驶员主动转动转盘时的机械效率高。可能需要动力助力。
基于以上调查和转向器的优点，本设计采用齿轮齿条式对捷达汽车的转向系进行设计。
第2章 捷达汽车齿轮齿条式转向系的总体设计
2.1 齿轮齿条式转向器工作原理
图2-1齿轮齿条式转向器转向原理简图
2.2 转向系方案的选择
2.2.1 转向盘
转向盘有盘毂、轮缘和轮辐组成。一般轮辐有两根和三根的，也有四根的。 转向盘的尺寸和形状直接影响转向操纵的轻便性。选用大直径转向盘会使驾驶员进、出驾驶室感到困难；选用小直径转向盘转向时要求驾驶员施加较大的力，从而使汽车操纵困难。
转向盘必须符合JB4505-1986转向盘尺寸标准。该标准规定：转向盘直径尺寸380mm 、400mm 、425mm 、450mm 、500mm 、550mm 。转向盘与转向轴采用圆柱直尺渐开线花键连接形式，可参照下表选择。
各类车型的转向盘直径
2.2.2 转向轴
早期汽车的转向轴通常用一根无缝钢管制造，其结构简单，制造容易，成本低，但从汽车上拆、装转向器较为困难。这种结构在某些轻型汽车上还有应用。目前大多数汽车转向轴上装置了万向节，使转向盘和转向器再汽车上布置更为合理，拆装方便，从而提高了操纵方便性、行驶安全性和转向机构的寿命。特别对可翻转驾驶室的平头车，可将万向节布置在驾驶室翻转轴线上，有利于驾驶室的翻转。
万向节有柔性和刚性两种。柔性万向节，若刚性很大则不能满足使用要求，刚性大小又不能适应汽车转向要求，故一般应用较少。刚性万向节多是十字轴式，可使用单万向节，也可使用双万向节。双万向节要求布置适当，达到等角速运动。本课题采用装有单十字轴万向节的转向轴。
2.2.3 转向器
转向器的种类很多，常见的有循环球式、球面蜗杆滚轮式、曲柄指销式和齿轮齿条式。随着汽车技术的发展和工艺水平的提高，有些形式的转向器已经很少采用，目前循环球式和齿轮齿条式两种转向器应用广泛。
转向器形式的选择应根据汽车的用途决定。经常行驶在公路上的汽车可选用正效率高、可逆程度大的转向器。转向系统中采用液力式动力转向器时，由于
液体的阻尼作用，吸收了路面上的冲击载荷，可采用可逆程度大、正效率高的装向器。循环球式和齿轮齿条式两种转向器正效率高（70%-85%），可逆程度大（60%-70%），适合大量生产，是目前得到广泛应用的原因。本文采用齿轮齿条式转向器，取其传动效率为80%。
因本车型前悬采用钢板弹簧，为了避免悬架运动与转向机构运动出现不协调现象，应该将转向器布置在前钢板跳动中心附近，即前钢板弹簧前支架偏后不多的位置处。
2.2.4 转向梯形
汽车转向时，左、右转向轮的转角要符合一定的规律，以保证所有车轮在转向过程中都绕一个圆心以相同的瞬时角速度运动。转向梯形机构可以使汽车在转向过程中所有车轮都是纯滚动或有极小的滑移，从而提高轮胎的使用寿命，保证汽车操纵的轻便性和稳定性。转向梯形机构由梯形臂、横拉杆和前轴组成。 根据梯形机构相对前轴的位置分为前置式和后置式两种。
后置转向梯形机构是将转向梯形放在前轴之后，简单可靠，因此应用广泛。 前置转向梯形机构是在发动机位置很低或前轴为驱动轴时，转向梯形实在不能布置在转向轴之间，才不得不把转向梯形放在前轴之前。
根据前悬架形式的不同，转向梯形机构又可分为整体式和分段式两种。
整体式转向梯形机构用于非独立悬架的汽车。分段式转向梯形机构用于独立悬架的汽车，以保证任一前轮的跳动不致牵动拉杆而涉及另一车轮的偏转。分段式转向梯形比较复杂，铰接点多。
因本车型采用非独立悬架，故本文采用后置整体式转向梯形。
2.3 转向系主要性能参数
2.3.1转向系设计的前提条件
整车形式及总布置方案：平头，发动机前置，非独立悬架，轮胎规格10.00-20（低气压) 。
2.3.2转向系的效率
功率p 1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为转向器的正效率，用符号η表示，；反之称为逆效率，用符号η表示。
+-
正效率η计算公式：
+
η
-+=p -p 112 （2-1） 逆效率η计算公式：
η=-p -p 3
32 （2-2）
式中， p 1为作用在转向轴上的功率；
用在转向摇臂轴上的功率。 p 为转向器中的磨擦功率；2p 为作3
正效率高，转向轻便；转向器应具有一定逆效率，以保证转向轮和转向盘的自动返回能力。但为了减小传至转向盘上的路面冲击力，防止打手，又要求此逆效率尽可能低。
影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。
2.3.3转向器的正效率η+
影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。
（1）转向器类型、结构特点与效率
在四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。
同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承。选用滚针轴承时，除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种轴向器的效率η+仅有54%。另外两种结构的转向器效率分别为70%和75%。
转向摇臂轴的轴承采用滚针轴承比采用滑动轴承可使正或逆效率提高约10%。
（2）转向器的结构参数与效率
如果忽略轴承和其经地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆类转向器，其效率可用下式计算
η+=
tan a 0 （2-3） tan(a 0+ρ)
式中，a 0为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f 为
磨擦因数。
2.3.4转向器的逆效率η-
根据逆效率不同，转向器有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。
路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向轮和转向盘自动回正，既可以减轻驾驶员的疲劳，又可以提高行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，传至转向盘上的车轮冲击力，易使驾驶员疲劳，影响安全行驾驶。
属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。
不可逆式和极限可逆式转向器
不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。
极限可逆式转向器介于可逆式与不可逆式转向器两者之间。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。
如果忽略轴承和其它地方的磨擦损失，只考虑啮合副的磨擦损失，则逆效率可用下式计算
η-=tan(a 0-ρ) （2-4） tan a 0
式（4-3）和式（4-4）表明：增加导程角a 0，正、逆效率均增大。受η-增大的影响，a 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
者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于磨擦角。
2.4 传动比变化特性
2.4.1转向系传动比
转向系的传动比包括转向系的角传动比i ω0和转向系的力传动比i p 。
转向系的力传动比:
i p =2F W /F （2-5）
转向系的角传动比: i ω0=
ωw d ϕ/dt d ϕ
（2-6） ==
ωk d βk /dt d βk
转向系的角传动比i ω0由转向器角传动比i ω和转向传动机构角传动
'组成，即 i ω0=i ωi ω' （2-7） i ω
转向器的角传动比: i ω=
ωw d ϕ/dt d ϕ
（2-8） ==
ωp d βp /dt d βp
'=转向传动机构的角传动比: i ω
ωp d βp /dt d βp
（2-9） ==
ωk d βk /dt d βk
2.4.2力传动比与转向系角传动比的关系
转向阻力F W 与转向阻力矩M r 的关系式：
Fw =
M r
（2-10） a
作用在转向盘上的手力F h 与作用在转向盘上的力矩M h 的关系式：
F h =
2M h
（2-11） D sw
将式（3-10）、式（3-11）代入 i p =2F W /F h 后得到
i p =
M r D sw
（2-12） M h a
如果忽略磨擦损失，根据能量守恒原理，2Mr/Mh 可用下式表示
2M r d ϕ
==i ω0 （2-13） M h d βk
将式（3-13）代入式（3-12）后得到
i p =
i ω0D sw
（2-14） 2a
当a 和D sw 不变时，力传动比i p 越大，虽然转向越轻，但i ω0也越大，表明转
向不灵敏。
一般情况下，机械转向汽车，轻型车i w0在15-23之间，中型车i w0在25-30之间，本文暂取i w0为20。 2.4.3转向器角传动比的选择
转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。
若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。
汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。
转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图2-1所示。
图2-1转向器角传动比变化特性曲线
2.5转向器传动副的传动间隙△t
传动间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。该间隙随转向盘转角的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性（图3-2）。
研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。 传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时要极小，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过大时，必须经调整消除该处间隙。
为此，传动副传动间隙特性应当设计成图2-2所示的逐渐加大的形状。
图2-2 转向器传动副传动间隙特性
转向器传动副传动间隙特性 图中曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性；曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并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的转向器传动间隙变化特性。 3.5转向盘的总转动圈数
转向盘从一个极端位置转到另一个极端位置时所转过的圈数称为转向盘的总转动圈数。它与转向轮的最大转角及转向系的角传动比有关，并影响转向的操纵轻便性和灵敏性。轿车转向盘的总转动圈数较少，一般约在3.6圈以内；货车一般不宜超过6圈。
第三章 捷达汽车齿轮齿条式转向器方案分析及设计
3.1齿轮齿条式转向器
齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。与其他形式的转向器比较，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙以后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧。能自动消除齿间间隙，这不仅可以提高转向系统的刚度。还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用的体积小；没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低。
齿轮齿条式转向器的主要缺点是：因逆效率高，汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害。
根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向起有四种形式，如图
4-1所示：中间输入，两端输出(a)；侧面输入，两端输出(b)；侧面输入，中间输出(c)；侧面输入，一端输出(d)。
图3-1 齿轮齿条式转向起有四种形式
采用侧面输入，中间输出方案时，与齿条连的左，右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆会与齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了它的强度。
采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。
侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头货车上。
采用齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳降低，冲击大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用推力轴承，使轴承寿命降低，还有斜齿轮的滑磨比较大是它的缺点。
齿条断面形状有圆形、V 形和Y 形三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单。V 形和Y 形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节省20%，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动；Y 形断面齿
条的齿宽可以做得宽些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有用减磨材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。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的力矩时，应选用V 形和Y 形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿轮、齿条的齿不能正确啮合的情况出现。
为了防止齿条旋转，也有在转向器壳体上设计导向槽的，槽内嵌装导向块，并将拉杆、导向块与齿条固定在一起。齿条移动时导向块在导向槽内随之移动，齿条旋转时导向块可防止齿条旋转。要求这种结构的导向块与导向槽之间的配合要适当。配合过紧会为转向和转向轮回正带来困难，配合过松齿条仍能旋转，并伴有敲击噪声。
根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置：形式转向器位于前轴后方，后置梯形(a)；转向器位于前轴后方，前置梯形(b)；转向器位于前轴前方，后置梯形(c)；转向器位于前轴前方，前置梯形(d)。
图3-2 齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置
齿轮齿条式转向器广泛应用于乘用车上。车载质量不大，前轮采用独立悬架的货车和客车有些也用齿轮齿条式转向器。
3.2齿轮齿条式转向器结构形式的选择
图3-3 采用如图所示的布置形式
图3-4 采用如图所示的侧面输入两端输出的结构形式。
3.3数据的确定
根据以上的论述，本次设计初选数据如下：
表3-1 初选数据 3.4设计计算过程
3.4.1 转向轮侧偏角计算
sin α=
R
=
2471
=0. 47075250 (3-1)
α=28. 0776
tan β=
L 2471==0. 7707
R ⨯COS α-β5250⨯COS α-1429 (3-2)
β=37. 6229 3.4.2转向器参数选取
齿轮齿条转向器的齿轮多采用斜齿轮，齿轮模数在2~3mm 之间，主动小齿
︒之间。故取小齿轮轮齿数在5~7之间，压力角取α=20︒，螺旋角在9︒~15
z 1=7，m n =2.5，β=10︒右旋，压力角α=20︒，精度等级8级。 转向节原地转向阻力矩：
M R =
f 3G 10. 7=P 3
826⨯9. 8=339872. 45
3
0. 25
(3-3)
方向盘转动圈数：
n =
(β+α)=20(28. 0776+37. 6229)=3. 64
360360 (3-4)
w 0
角传动:
n ⨯=i w α+β=
28. 0776+37. 54950
3. 64⨯0
=19. 969
(3-5)
故初选角传动比值复合要求 方向盘上的手力：
F h =
L D i η
2
sw
w
21R
=
2⨯3398. 7245
=106N
400⨯19. 969⨯0. 8
(3-6)
其中L 1为转向摇臂长，L 2转向节臂长，D SW 转向盘直径，η为转向器效率。 作用在转向盘上的操纵载荷:对轿车该力不应超过150～200N ，对货车不应超过500N 。所以符合设计要求
F h =
2h
D
→M h =
h
sw
sw
2
=
106⨯400
=21200N 2
(3-7)
力传动比：
i p =
M α
R h
SW
=
339872. 45⨯400
=86
21200⨯74
(3-8)
3.4.3齿轮齿条设计
齿轮齿条转向器的齿轮多数采用斜齿轮。齿轮模数多在2—3mm 之间，主动小齿轮齿数多数在5—7个齿范围变化，压力角去200，齿轮螺旋角的取值范围多为90-150。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。变速比的齿轮压力角，对现有结构在120-350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 。
齿条选用45钢制造，而主动小齿轮选用20CrMo 材料制造，为减轻质量壳体用铝合金压铸。
正确啮合条件：m 1=m 2=m ；α1=α2=α；B 1=±B 2
根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见下表：
表2齿轮齿条的主要参数
齿轮：d 1 = m n z cos β1 =15.3 齿顶高 h a
齿轮：h a 1=(h *a 1+x n ) *m n = 2.5 齿条：h a 2=h *a 2*m n =2.5 齿根高 h f
*
齿轮：h f 1=(h *a 2+c 1-x n ) *m n = 3.125 *
齿条：h f 2=(h *a 1+c 2) *m n = 3.125
齿全高 h
齿轮：h 1=h a 1+h f 1=5.625 齿条：h 2=h a 2+h f 2=5.625 齿顶圆 d a
齿轮：d a 1=d 1+2h a 1 = 20.3 齿根圆 d f
齿轮：d f 1=d 1-2h f 1=9.05 基圆直径 d b
由 tg αt =tg αn cos βρ得αt =20.41
齿轮：d b 1=d 1*cos αt =14. 34
表3 齿轮齿条的结构尺寸
3.4.4.1齿条的受力分析
在本设计中，选取转向器输入端施加的扭矩 T = 20Nm，齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小，计算轮齿受力时，可不予考虑。
齿轮齿条的受力状况类似于斜齿轮，齿条的受力分析如图
齿条的受力分析
如图，作用于齿条齿面上的法向力Fn ，垂直于齿面，将Fn 分解成沿齿条径向的分力（径向力）Fr ，沿齿轮周向的分力（切向力）Ft ，沿齿轮轴向的分力（轴向力）Fx 。各力的大小为：
Ft=2T/d Fr=Ft*tgαn / cosβ1 Fx=Ft*tgβ
1
Fn = Ft/(cosαn *cosβ1)
βρ——齿轮轴分度圆螺旋角 （由表1查得）
αn ——法面压力角 （由表1查得） 齿轮轴受到的切向力：
Ft = 2T/d = 2614.38 N T ——作用在输入轴上的扭矩，T 取20Nm 。 d ——齿轮轴分度圆的直径， 齿条齿面的法向力：
Fn=Ft/(cosαn *cosβ1) =2841N 齿条牙齿受到的切向力：
F xt =F n *cos αn =2669.67N 齿条杆部受到的力：
F =F xt *c o βs 2 = 2611.33N 3.4.4.2 齿条杆部受拉压的强度计算 计算出齿条杆部的拉应力：
σ = F / A =11.1N/mm2 F——齿条受到的轴向力
A——齿条根部截面积 ，A =334.6mm2
由于强度的需要，齿条长采用45钢制造，其抗拉强度极限是 σb = 690N/mm2,(没有考虑热处理对强度的影响) [2]。
因此 σ
所以，齿条设计满足抗拉强度设计要求。 3.4.4.3齿条齿部弯曲强度的计算
齿条牙齿的单齿弯曲应力：
σF 0=6*F xt *h 1/b *s 2
式中： F xt ——齿条齿面切向力
b—— 危险截面处沿齿长方向齿宽 h 1——齿条计算齿高 S ——危险截面齿厚
从上面条件可以计算出齿条牙齿弯曲应力：
σF 0=6*2669. 67*5. 20*3. 162 =451.16N/mm2
上式计算中只按啮合的情况计算的，即所有外力都作用在一个齿上了，实际上齿轮齿条的总重合系数是2.63（理论计算值），在啮合过程中至少有2个齿同时参加啮合，因此每个齿的弯曲应力应分别降低一倍。
σF 01=σF 02 = 182.2N/mm2 齿条的材料我选择是 45刚制造，因此：
抗拉强度 σb =690N/mm2 (没有考虑热处理对强度的影响) 。 齿部弯曲安全系数
S = σb /σF 01 = 3.8
因此，齿条设计满足弯曲疲劳强度设计要求。又满足了齿面接触强度，符合本次设计的具体要求。 3.4.5 小齿轮的强度计算
3.4.5.1. 齿面接触疲劳强度计算
计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力时，推导计算公式的出发点和直齿圆柱齿轮相似，但要考虑其以下特点：啮合的接触线是倾斜的，有利于提高接触强度 ；重合度大，传动平稳。
齿轮的计算载荷
为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷P （单位为N/mm）为
P =
F n
L
Fn ——作用在齿面接触线上的法向载荷 L ——沿齿面的接触线长，单位mm
法向载荷Fn 为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上， 载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算Pca （单位N/mmm）进行计算。即
Pca = KP =K K——载荷系数
载荷系数K 包括 ：使用系数K A ，动载系数K V ，齿间载荷分配系数K α及齿向载荷分布数K β，即
K = K A K V K αK β 使用系数K A
是考虑齿轮啮合时外部领接装置引起的附加动载荷影响的系数。
K A = 1.0
F n L
动载系数K V
齿轮传动制造和装配误差是不可避免的，齿轮受载后还要发生弹性变形，因此引入了动载系数。
K V = 1.0
齿间载荷系数K α
齿轮的制造精度7级精度[2]
K H α = 1.2
齿向荷分配系数K β
齿宽系数 φd = b/d1 = 18.14/12.13 = 1.5
K H β = 1.12+0.18(1+0.6φd 2) + 0.23*10-3b = 1.5 所以载荷系数 K= K A K V K H αK H β = 1*1*1.2*1.5 = 1.8 斜齿轮传动的端面重合度ξα
ξα = bsinβ/(πm n ) = 0.318φd*z1tan β = 1.65 在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度如下： P ca = KP =K
F n
L
因为 L =
b εα
cos β1
Fn = Ft/(cosαn *cosβ1)
所以 P ca =
KF n KF t KF t
== b αL b εαcos αt
cos αt cos β1
cos β1
=1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67= 296N/mm
可以认为一对斜齿圆柱齿轮啮合相当于它们的当量直齿轮啮合，利用赫兹公式，代入当量直齿轮的有关参数后，得到斜齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度校核公式[2] ：
σH =
1
⎛1-μ121-μ22⎫
⎪π E +E ⎪
12⎝⎭
*
2cos βb KF t μ±1
**
sin αt *cos αt bd 1εa μ
=Z E Z H
KF t μ±1
≤[σH ] *
bd 1εαμ
式中：
ZE －弹性系数
Z E =
1
π
⎝
⎛1-μ1
E 1
2
+
1-μ2
E 2
2
⎫⎪⎪⎭
主动小齿轮选用材料20CrMo 制造，根据材料选取μ1，μ2均为0.3， E1，E 2都为合金钢 ， 取189.8 MPa1/2 求得 ZE = 5.7
Z H －节点区域系数
Z H =
2cos b
sin αt *cos αt
Z H = 2.24
齿轮与齿条的传动比 u , u趋近于无穷
u +1则 ≈1
u
所以 σH = 51.6 MPa
小齿轮接触疲劳强度极限 σH lim 1 = 1000 MPa 应力循环次数 N = 2*105 所以 K HN = 1.1 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S = 1，可得
[σH ]=K HN σH lim = 1.1*1000MPa = 1100MPa （3-38）
S
K HN ——接触疲劳寿命系数 由此可得 σH
所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。 3.4.5.2齿轮齿跟弯曲疲劳强度计算
齿轮受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂最大，但力并不是最大，因此弯矩不是最大。根据分析，齿根所受的最大玩具发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合最高点时。因此，齿根弯曲强度也应按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。
斜齿轮啮合过程中，接触线和危险截面位置在不断的变化，要精确计算其齿根应力是很难的，只能近似的按法面上的当量直齿圆柱齿轮来计算其齿根应力。
将当量齿轮的有关参数代入直齿圆柱齿轮的弯曲强度计算公式，考虑螺旋角使接触线倾斜对弯曲强度有利的影响而引入螺旋角系数Y β，可得到斜齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度计算校核公式：
σF =
KF t Y Fa Y Sa Y β
bm n εα
≤[σF ]
齿间载荷分配系数K F α
K F α= 1.2
齿向载荷分配系数K F β
K F β = 1.33
载荷系数
K= K A K V K F αK F β = 1*1*1.2*1.3 =1.56
齿形系数Y F a Y F a =3. 41 校正系数Y S a Y S a = 1.4 螺旋角系数Y β
Y β=0. 75
校核齿根弯曲强度
σ
F =
KF t
Y Fa Y Sa Y β bm n ξa
=
1. 56*3297. 6
*3. 41*1. 4*0. 75= 323.8MPa
18. 14*1. 75*1. 65
弯曲强度最小安全系数S F min
S F min =1.5 计算弯曲疲劳许用应力
[σF ]=
K FN σFE
S F m i n
K FN ——弯曲疲劳寿命系数 K FN = 1.5
可得，[σF ] = 1.5*1000/1.5 = 1000 MPa 所以 σ
F
因此，本次设计及满足了小齿轮的齿面接触疲劳强度又满足了小齿轮的弯曲疲劳强度，符合设计要求。
综上所述，齿轮齿条式转向器的设计满足设计的强度要求 3.5 齿轮轴的结构设计
图3.11 齿轮轴的结构设计
3.6轴承的选择
轴承1：深沟球轴承6004 (GB/T276-1994) 轴承2：滚针轴承 NA4901 (GB/T5801-1994) 3.7 转向器的润滑方式和密封类型的选择
转向器的润滑方式：人工定期润滑
润滑脂：石墨钙基润滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S 润滑脂。 密封件： 旋转轴唇形密封圈 FB 16 30 GB 13871—1992 3.8 动力转向机构布置方案分析
液压式动力转向因为油液工作压力高，动力缸尺寸小、质量小，结构紧凑，
油液具有不可压缩性，灵敏度高以及油液的阻尼作用可吸收路面冲击等优点而被广泛应用。由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、贮油罐和油管等组成液压式动力转向机构。根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置的不同，它分为整体式和分置式两类。后者按分配阀所在位置不同又分为：分配阀装在动力缸上的称为联阀式 (b)；分配阀装在转向器和动力缸之间的拉杆上称为连杆式 (c)；分配阀装在转向器上的称为半分置式。
图3.12 动力转向机构布置方案图 1－分配阀 2－转向器 3－动力缸
在分析比较上述几种不同动力转向机构布置方案时，常从结构上是否紧凑；转向器主要零件是否承受由动力缸建立起来的载荷；拆装转向器是否容易；管路，特别是软管的管路长短；转向轮在侧向力作用下是否容易引起转向轮摆振；能不能采用典型转向器等方面来做比较。例如整体式动力转向器，由于分配阀、转向器、动力缸三者装在一起，因而结构紧凑，管路也短。在转向轮受到侧向力作用时或者发动机的振动不会影响分配阀的振动，因而不能引起转向轮摆振。它的缺点是转向摇臂轴、摇臂等转向器主要零件，都要承受由动力缸所建立起来的载荷，因此必须加大它们的尺寸和质量，这对布置它们带来不利的影响。同时还不能采
用典型转向器，拆装转向器时要比分置式的困难。除此之外，由于对转向器的密封性能要求高，这对转向器的设计，特别是重型汽车的转向器设计带来困难。对于轿车来说，由于空间本身限制，选用结构紧凑的整体型较为合适，且较短的管路也可以减少泄露，经济而又环保。
第4章 捷达汽车齿轮齿条式转向传动机构设计
4.1 转向传动机构原理
图4.1 转向中心的不同轨迹圆
如上图4.1所示：转向传动机构的任务是将转向器输出端的摆动转变为左、右转向车轮绕其转向主销的偏转，并使它们偏转到绕同一瞬时转向中心的不同轨迹圆上，实现车轮无滑动地滚动转向。为了使左、右转向车轮偏转角之间的关系能满足这一汽车转向运动学的要求，则要由转向传动机构中的转向梯形机构的精确设计来保证。
由于一般齿轮齿条式转向器与左右横拉杆铰接，而左右横拉杆一般直接与转向节下节臂铰接，所以在这里我假定把左右梯形臂转变为转向节的一部分。
根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形，见图4.2。
图4.2 梯形配置
本设计采用上图a 方案配置方法
4.2 转向传送机构的臂、杆与球销
转向传动机构的杆件应选用刚性好、质量小的20、30或35号钢的无缝钢管制造，其沿长度方向的外形可根据总布置的需要确定。
转向传动机构的各元件间采用球形铰接，球形铰接的主要特点是能够消除由于铰接处的表而磨损而产生的间隙，也能满足两铰接件间复杂的相对运动。在现代球形铰接的结构中均是用弹簧将球头与衬垫压紧。而且应采用有效结构措施保持住润滑材料及防止灰尘污物进入。
球销与衬垫均采用低碳合金钢如12CrNi3A ，18MnTi ，或20CrN 制造，工作表面经渗碳淬火处理，渗碳层深1.5～3.0mm ，表面硬度HRC 56～63。允许采用中碳钢40或45制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处则用滚压工艺增强。球形铰接的壳体则用钢35或40制造。
4.3 转向横拉杆及其端部
转向横拉杆与梯形转向杆系的相似。球头销通过螺纹与齿条连接。当这些球头销依制造厂的规范拧紧时，在球头销上就作用了一个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上，这些防尘套阻止杂物进入球销及齿条中。
转向横拉杆端部与外端用螺纹联接。这些端部与梯形转向杆系的相似。侧面螺母将横拉杆外端与横拉杆锁紧（图4.4）。
图4.4 转向横拉杆外接头
1—横拉杆 2—锁紧螺母 3—外接头壳体 4—球头销 5—六角开槽螺母 6—球碗 7—端盖
8—梯形臂 9—开口销
表4.1 转向横拉杆及接头的尺寸设计参数
图4.5 转向传动设计效果简图
结 论
转向系是汽车行驶中必不可少的系统，本次设计一开始对汽车转向系很陌生，但本着对汽车转向的强烈兴趣和此次设计的责任感，通过大量的想关文献参考和网络搜索，使我逐渐认识并最终了解了汽车转向机构。
汽车转向机构中，轿车使用的一般都是齿轮齿条式。所以本文主要以齿轮齿条式液动助力转向转向器为中心。按照任务书的要求对轿车助力转向进行了分析和一些的设计，包括齿轮齿条转向实现的原理以及相关零件的校核等等。还对汽车转向系统的一些重要参数进行了分析，尤其像转向系统的正逆效率、传动比、最小转弯半径等。但是由于相关转向设计所需的基本参数本人我法获得，还有时间限制，以及篇幅所限，所以对一些重要参数只进行分析未能进行设计。
由于转向梯形优化是本设计的独立部分故被放入最后一章。为保证轿车转向后的自动回正能力，转向系的主销一般都是向内倾和向后倾的，但为计算简单，本优化把倾角都设计为零，即设计主销垂直。
由于水平限制和相关数据的缺乏，本设计难免有诸多不足之处，肯请老师批评指正。
致 谢
短短的半个学期毕业设计即将结束，我的大学生活也即将画上了圆满的句号。在这次设计过程中得到了许多老师和同学的热心指导，尤其是肖静老师在百忙之中多次给与指导，在此表示衷心的谢意！
通过这次毕业设计，使自己更加清醒地认识到知识的无穷无尽以及自己所学的微小。在实习中学到了许多书上所没有的东西，知识面得到了极大的扩展和丰富，让我了解了以前想知道但没有弄清楚的东西，如为什么大汽车那么重而驾驶员却不用费力的就可以拨动方向盘。
毕业设计是对我们大学四年所学知识的一次总结，同时也是对我们各种能力的一次考验。设计过程中通过初步尝试、发现问题、寻找解决方法、确定方案的步骤，逐渐培养了我们独立思考问题的能力和创新能力，同时也是我们更加熟悉了一些基本的机械设计知识。本次设计几乎运用了我们所学的全部机械课程，内容涉及到机械设计、机械材料、力学、液压传动、机械图学等知识，以及一些生产实际方面的知识。通过设计巩固了理论知识，接触了实际经验，提高了设计能力和查阅文献的能力，为今后工作最后一次在学校充电。
在我结束毕业设计的同时，也结束了我的大学生活。这意味着我进入了人生新的起点，我会用我在学校所学到的知识在崭新的生活中不断进取，发奋图强。用我的事业成就来报答学校和老师对我的栽培，回报社会对我的关爱！
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