传动方案选择齿轮传动精度等级选用级精度初选参数初选按当量齿数初步计算齿轮模数转矩闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。

确定载荷系数，由，对称布置，取取则修正法向模数斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动级精度圆整为标准值，取确定齿轮传动主要参数和几何尺寸分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即。

齿轮法面基圆齿距为齿条法面基圆齿距为取齿条法向模数为齿条齿顶高齿条齿根高法面齿距校核齿面接触疲劳强度由表，由图，取，所以当点位于点的左侧即时由于现有的转向梯形机构并不能够完全满足转向几何学要求，实际上只能在定的车轮转角范围内，使两侧车轮偏转角的关系大体上接近于理想关系。

因此，本着最大限度地逼近理想的阿克曼转角的原则，给出了优化设计目标函数为右侧转向轮的实际转角右侧转向轮的理想转角当取得最小值时，即车轮实际转角与理想值最为接近，优化结果最为理想。

对于方程式赛车，起方向盘的最大行程不能太大，大约取转向轮最大转角约为到度，依据该车的设计要求，初定其转向轮最大转角设计为度左右，而齿条行程为，方向盘的总转角是度。

由于横拉杆和转向节臂之间主要是传递力的作用关系，因此，在传动过程中，两杆间应该尽可能地保持小的压力角，以保证系统效率。

根据些相关资料初步确定了下三种初始方案方案方案二方案三将上述的三种方案数据代入之前说明的各项计算式中，在算出对应的优化设计目标函数可知，，经过以上的分许可知方案二的数据最合理，则此设计的基本数据为即梯形臂为其与主销的夹角为其大概示意图为下图所示，根据以上的优化数据，又有转向轮最大转向角约为度，有三角形的余弦定理很容易得出转向齿条的总行程为结构设计和绘制零件图详见零件图取齿面接触疲劳强度满足要求齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析转向传动机构的设计转向梯形转向梯形有整体式和断开式两种。

转向梯形方案与悬架形式密切相关。

转向梯形的设计要求正确选择转向梯形参数，保证汽车转弯时全部车轮绕个瞬时转向中心行驶。

满足最小转弯直径的要求，转向轮应有足够大的转角。

转向梯形结构方案分析整体式转向梯形整体式转向梯形是由转向横拉杆，转向梯形臂和汽车前轴组成，如图所示。

图整体式转向梯形横拉杆梯形臂前轴这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低主要缺点是侧转向轮上下跳动时，会影响另侧转向轮。

断开式转向梯形转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯形。

断开式转向梯形方案之如图所示。

断开式转向梯形的主要特点能够保证侧车轮上下跳动时，不会影响另侧车轮由于杆系球头增多，所以结构复杂，制造成本高，并且调整前束比较困难。

横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。

采用双横臂独立悬架，常用图解法基于三心定理确定断开点的位置。

图断开式转向梯形基于以上分析，考虑成本及我所设计的赛车要求等因素，所以采用断开式转向梯形机构断开式式转向梯形机构设计理想的左右转向轮转角关系为了避免在汽车转向时产生的路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎磨损过快，要求转向系统尽可能地保证在汽车转向时，所有的车轮均作纯滚动。

显然，这只有在所有车轮的轴线都相交于点时方能实现，此交点被称为转向中心。

如图所示，汽车左转弯时，内侧转向轮转角应大于外侧车轮的转角。

当车轮被视为绝对刚体的假设条件下，左右转向轮转角和应满足转向几何学要求，式式中左侧转向轮转角右侧转向轮转角对侧主销轴线与地面相交点之间的距离汽车前后轴距转弯半径。

根据式可得理想的右轮转角，如式，同理，当汽车右转向时，转角关系如式，根据式可得理想的右轮转角，如式所示，实际的左右转向轮转角关系图是种含有驱动滑块的常用断开式转向梯形机构。

齿轮齿条转向机构将方向盘的旋转运动转化成齿条滑块的直线运动，继而驱动转向梯形机构实现左右前轮转向。

这与本设计的基本原理差不多，只是本设计中采用的是中间输入两端输出的结构。

其大概示意图是图中转向机齿条左右球铰中心的距离左右横拉杆的长度左右转向节臂的长度厂车轮中心至转向主销的距离转向齿条从中心位置的位移量，向左移动时，取正值，反之取负值转向齿条左右球铰中心连线与左右转向主销中心连线之偏距，图示位置取正值，反之取负值直线行驶时，转向齿条左球铰中心和左转向主销的水平距离转向节臂与汽车纵轴线的夹角。

运用余弦定理和三角函数变换公式，经推导可得点的坐标值为表示转向齿条左右球铰中心和左右转向主销中心的动态距离，对于直线行驶时转向时对于左转向轮右转向轮由此得到左转向轮转角随齿条运动的方程，如式所示右转向轮如式所示。

当点位于点的左侧即时当点位于点的右侧即时外应用最广泛的结构型式之，般有两级传动副，第级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副。

为了减少转向螺杆转向螺母之间的摩擦，二者的螺纹并不直接接触，其间装有多个钢球，以实现滚动摩擦。

转向螺杆和螺母上都加工出断面轮廓为两段或三段不同心圆弧组成的近似半圆的螺旋槽。

二者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面的螺旋管状通道。

螺母侧面有两对通孔，可将钢球从此孔塞入螺旋形通道内。

转向螺母外有两根钢球导管，每根导管的两端分别插入螺母侧面的对通孔中。

导管内也装满了钢球。

这样，两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球流道。

转向螺杆转动时，通过钢球将力传给转向螺母，螺母即沿轴向移动。

同时，在螺杆及螺母与钢球间的摩擦力偶作用下，所有钢球便在螺旋管状通道内滚动，形成球流。

在转向器工作时，两列钢球只是在各自的封闭流道内循环，不会脱出。

在单端输出的齿轮齿条式转向器上，齿条的端通过内外托架与转向横拉杆相连。

万向节转向齿轮轴调整螺母向心球轴承滚针轴承固定螺栓转向横拉杆转向器壳体防尘套转向齿条调整螺塞锁紧螺母压紧弹簧压块图中间式齿轮齿条转向器转向系主要性能参数转向器的效率功率从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号η表示，η反之称为逆效率，用符号η表示，η。

式中，为转向器中的摩擦功率为作用在转向摇臂轴上的功率。

为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求正效率高。

为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置，又需要有定的逆效率。

为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小，防止打手又要求此逆效率尽可能低。

转向器正效率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。

转向器类型结构特点与效率在前述四种转向器中，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。

同类型转向器，因结构不同效率也不样。

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等三种结构之。

第种结构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，故这种转向器的效率仅有。

另外两种结构的转向器效率，根据试验结果分别为和。

转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响，用滚针轴承比用滑动轴承可使正或逆效率提高约。

转向器的结构参数与效率如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率可用下式计算式中，为蜗杆或螺杆的螺线导程角为摩擦角为摩擦因数。

此设计中初次选取由公式可知η转向器逆效率η根据逆效率大小不同，转向器又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。

它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。

这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。

但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力，能大部分传至转向盘，造成驾驶员打手，使之精神状态紧张，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。

属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。

不可逆式转向器，是指车轮受到设计步骤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。

表原地转向阻力矩的计算设计计算和说明计算结果式中轮胎和路面间的滑动摩擦因数转向轴负荷，单位为轮胎气压，单位为。

作用在转向盘上的手力为表转向盘手力的计算设计计算和说明计算结果式中转向摇臂长，单位为原地转向阻力矩，单位为转向节臂长，单位为为转向盘直径，单位为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，故不代入数值。

齿轮轴和齿条的设计计算转向齿轮设计根据汽车设计中机械式转向器的设计与计算节，转向小齿轮模数取值范围多在之