汽车转向系设计

1 绪 论
对于小排量经济型汽车，还有柴油汽车造成的许多问题，例如噪声大，尾气污染等，许多地方制定并出台了许多与之相配套的限制性规定。目前这些规定与我国国情和建设节约型社会的要求不相适应。近年来，随着油价在国际市场上不断的上调，使得汽车驾驶的成本大幅度被提升，汽车不再是买不起而是开不起被消费者普遍认同。因此，该因素客观上对原来小排量汽车的限制造成巨大的冲击最终似的国家发改委取消了对小排量汽车的限制。
转向系统关系重大，它是关系到主动安全的重要系统。为了提高操纵的稳定性，ESP(电子稳定程序)、主动转向、4WS(4轮转向)相应而生。但是这些汽车转向系统也还有许多不足之处。
由于汽车转向器是汽车系统中十分关键的一个部件，它的位置在汽车系统中举足轻重，因而它的发展也能够反映出汽车工业的发展。汽车在低速行驶或车辆就位时，液压助力型转向器使得驾驶员的操作省力灵活;而在高速行驶中，则完全可以自动控制，使操作力逐步增大，实现了稳定操纵的要求。不得不说这种转向器的确有很多优点，但同样也有其不足，例如助力较小等。因此，本课题在考虑到上述要求和因素的基础上，通过研究利用转向盘的旋转从而带动传动机构的齿轮齿条实现转向轴转向，通过万向节使转向齿轮实现轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条能够直线运动，实现需要的转向。简化了、紧凑了转向器的结构，减小轴向尺寸，精简零件数目从而增加助力，使得汽车转向的灵敏性和稳定性得以实现。
1.1 现代汽车转向装置的设计趋势 ⑴适应汽车高速行驶的需要 从多种的角度考虑，如操纵稳定性、轻便性及安全行驶，工艺方法在汽车制造中朝着更先进的方向发展，使用变速比转向器、高刚性转向器。
⑵充分考虑安全性、轻便性 随着汽车车速的提高，如何保证驾驶员和乘客的安全成了一个重要课题，所以能量吸收装置在汽车上普遍安装。 ⑶低油耗、低成本、大批量专业化生产 随着油价上涨，汽车的油耗成为人们关注的一个重要问题，因此，生产线的设计要做到低成本、低油耗以及合理化，尽可能向大批量专业化生产发展。在这方面转向器的生产表现更加突出。
2 汽车转向系设计
2.1 概述
汽车行驶过程中，需要随时按照驾驶员的一直变向，即所谓的汽车转向。汽车转向系就是一套专门用于改变汽车行驶方向的系统。
2.1.1 汽车转向系的类型
按能源形式的不同来分，汽车转向系分为动力转向系和机械式转向系两类。我设计的是小排量微型客

货四座汽车，满载时作用在方向盘上的力都很小转向比较轻便，所以我选用的是机械式转向系。

图 2-1 机械式转向系
机械转向系的能量来源是驾驶者的手臂的力量，在其中机械承担的是传力件作用。当驾驶员向转向时，他可以将手臂的力量作用于方向盘上，力就由 方向盘传递到转向轴，再由转向轴传递到转向器，力矩在转向器放大以及减速作用下，转向横拉杆，然后转向节臂最后到转向轮，达到汽车转向的功能。
2.1.2.机械式转向系的组成
转向操纵机构、转向器、转向传动机构结合互相作用组成机械式转向系。
（1）齿轮齿条式转向器
结构小巧、简单、传动效率高、重量轻、制造成本低、转向简单等是齿轮齿条式转向器的主要优点。
逆效率高是齿轮齿条式转向器存在的尚需解决的一大问题。主要表现是，汽车行驶在不平整的路面，转向器和路面产生冲击力，此冲击力会传递到方向盘上，影响驾驶。
转向齿轮和齿条组合，构成齿轮齿条式转向器。
（2）循环球式转向器
循环球式转向器是由两个传动副构成，一个传动副是螺杆和螺母组合而成的螺旋槽放置钢球构成的，另一个传动副是上齿条与上齿扇构成的。如下图所示：
图 2-2 循环球式转向器
循环球式转向器具有的优势：有一个循环球存在于螺杆和螺母之间，将滑动摩擦变为滚动摩擦，所以效率提高到75%~85%，在结构和制造过程上选取的方法包括改善工作表面粗糙度和螺旋槽的螺丝,通过淬火和磨削,使它有足够的硬度和耐磨性,能保证有足够的使用寿命。
转向器的传动比可以改变，工作起伏不大，值得信赖，可轻易调整齿条与齿扇之间的间隙，适合当做整体式转向器。
逆效率高、结构复杂，成本高等是循环球式转向器亟需解决的一大问题。
2.1.3转向转动比
转向系的传动 = ①转向系角传动比 + ②转向系力传动比
转向器角传动比的设计，可以或大或小或者不变。主要影响选取角传动比大小条件有转向轴负荷以及对汽车的机动能力需求。
当转向轴负荷小，而且没有沉重问题的影响，转向器角传动比应取比较小的，这样可以提高汽车的机动能力。
当转向轴负荷大，操作轻便影响汽车的急转弯情况，很容易出现事故，所以转向器角传动比应该选择大些。
转向器角传动比比较小时适合汽车高车速转向行驶。


图2-3 转向器角传动比变化特性曲线
汽车驱动高速线,方向盘在中间位置转向角传动比尽量选择大些。否则,过于敏感,使司机很难准确控制方向盘的运动。转向器角传动比的曲线应选用大致在中间小而两端较大的凹曲线,如图2 - 3变化特性曲线。
其中

转向盘角速度与同侧转向节偏转角速度之比，称为转向系角传动比，即
(2-1)
式中： ——转向盘转角增量；
——转向节转角增量；
——时间增量。
力传动比是作用在两个转向轮上的合力（轮胎接地面中心）与加在转向盘手力之比，即
(2-2)
在这里由转向器角传动比，转向传动机构角传动比所构成。转向系传动比越大,转向阻力必须克服一定的地面需要方向盘转向转矩和小,方向盘直径一定,司机需要放在方向盘上力越小。但转向系传动比过大会使转向并不敏感,为了使转向节偏转角度,所需的方向盘角太大。因此，并不是转向系传动比越大越好。转向了旋转机构的转向角比率值相对于角度的转向系统传动比小,在转向过程被削弱由于转动的转向节臂转向节臂的杠杆,这将允许方向盘在死点位置靠近方向盘变得沉重,为了解决这个问题,我们将设计使的角度转向齿轮传动比是变量,在中间位置转向角速度比很小,和两个端点位置转向角传动比较大,它可以缓解由于转动的转向节利用更少的问题。的角度转向传动比,货车是16 ~ 32,轿车到12 ~ 20。这个设计的主题迷你货车,同时具有特色商用车和乘用车特征, 所以初选其中部啮合处,两端啮合处。

图2-4齿轮齿条式变传动转向器

2.2 转向系的设计要求
转向系作用是保证方向盘的方向以及协调转向轮之间的转角关系。
对转向系统的具体要求有：
（1）汽车改变大方向时，为了汽车的安全性着想，不应该有侧滑，应该绕瞬时中心旋转，否则会使轮胎磨损严重。
（2）汽车改变方向行驶时，在驾驶者没有握住转向器时，转向盘可以返回到直线行驶的位置。
（3）在任何情况下，汽车的转向盘不能自由振动和摆动。
（4）车轮产生的摆动最小时是转向传动机构和悬架导向装置共同工作的情况，因为此时的运动不怎么协调。
（5）汽车必须具有一定的灵敏性，保证转弯的方便性。
（6）对运动进行检验，要使转向轮与转向盘转向一致。
3 转向器、转向传动操纵机构、转向传动机构
3.1 转向器
齿轮齿条式转向器作为此次设计中我选用的机构。此种机构的优点是拥有对路面状态反应灵敏，而它的缺点是经常受地面反作用力的影响，会产生摆振等现象，机构紧凑、制造方便等是齿轮齿条方式的最显著的特点。齿轮与齿条相互啮合的情况下，利用齿轮的圆周运动转变成齿条的横线运动，造成转向拉杆横向拉动车轮出现偏转现象。为了尽量避免齿轮与齿条之间的啮合间隙，保证转向盘小小的转动可以传递到车轮，增强使用的灵活性能，所以齿轮选择特殊的螺旋形

状。但是齿轮啮合无需过度紧密，这样会造成需要很大的力操作方向盘。
3.2转向操纵机构
（1）转向操纵机构的组成
转向操纵机构有转向盘、转向柱管、万向节和转向传动轴。
（2） 转向盘
方向盘里面的骨架是由金属制成的，此种金属是钢、铝镁合金等。盘毂、辐条、盘圈组成方向盘。选取焊接或者是铸造的工艺制造方向盘，用细齿花键和螺母连接方向盘。方向盘外表具有耐热、不会出现打滑等特点。转向盘的功能：由于转向盘在司机正前方，所以发生碰撞时它是最可能伤害到司机的部件，因此转向盘需要特别注意其安全性能，当司机因发生碰撞与转向盘接触时，骨架能够产生变形，吸收一部分冲击能，减轻对司机的伤害。
现在的方向盘比以前相比，有了很大的改变，虽然表面上看来变化不大。因为转向助力装置的使用，方向盘外圈变减小了，但是手握处采用柔软比较粗直径的材料，使操作更容易。
如今的汽车方向盘里一般都有气囊，这样汽车驾驶就会安全多了。方向盘上安装了喇叭开关，此开关应该一直连接着车身电器线路，但是做圆周运动的转向盘和组合开关之间是不可以直接用导线连接，所以集电环装置就必须采用。集电环类似于环形的地铁轨道，喇叭开关的按钮就如同在轨道上奔跑的电车，一直保持通电的状态。因为是机械接触，触点会因长时间的使用而磨损，导致影响导电性，使得关键的时间里喇叭不灵更或是气囊不弹出。所以，近几年来装备气囊的汽车已经装用电缆盘来代替集电环。
采取电缆线连接转向盘的端子与组合开关的端子，电缆盘是电线卷成盘放置其内，在方向盘旋转范围内，电线卷筒伸缩自由。此种装置提高了电器装置的可依赖性。
方向盘、转向轴、转向管柱等组成转向操纵机构，它的用处是将驾驶者转动方向盘的力传给转向器。
（3）据研究数据以及实例证明，汽车对面碰到时，转向盘、转向管柱可以使驾驶者受伤。转向盘、转向管柱等有关零件在受到撞击时会出现使用摩擦等来吸收冲击力、塑性变形，能防止或者避免驾驶者受伤。
在汽车出现对面撞击时，为了避免转向盘向驾驶室内平移，伤害到驾驶员，采用万向节连接转向传动轴，而且布置情况适当。如图3-1所示
图3-2所示在轿车上应用的防伤安全机构。转向轴上转向轴的下部分与下转向轴上部分两个部分通过两个圆头圆柱销连接。当受到的轴向力达到一定数值时，上、下转向轴可以自由分开，这样驾驶者的安全可以达到保证。
图3-1防伤转向传动轴简图


图3-2 防伤转向轴简图
图3-3所示为联轴套管吸收冲击能量机构

，套管1和轴3组成转向传动轴。汽车出现对面撞击时，轴向力受到一定的力，塑料销钉2折断，套管与轴出现一些平移，其中位于其内塑料不仅能增大摩擦阻力而且可以吸收冲击能量。

图3-3 安全联轴套管
1—套管 2—塑料销钉 3—轴
3.3转向传动机构和布置
设置转向柱来使支承转向盘牢固。传递转向盘操作的转向轴由轴承和衬套支持承担，从中穿过。转向机构需要安置吸收汽车因为碰撞而产生的冲击能的装置。
使用两个万向节连接转向轴与转向器齿轮箱，选用连轴节的原因，不仅能将转向轴的方向改变，而且可以使得转向轴能够做上下运动，来搭配转向柱的缓冲运动。
4 转向系有关的计算及校核
4.1 转向系主要性能参数
4.1.1转向器的效率
功率由转向轴输入，经过转向器输出，此时所得效率称为正效率，用符号表示，；
反之则称为逆效率，用符号表示，。
其中，为转向器中的摩擦功率；
为作用在齿条轴上的功率。
正效率高可以使驾驶者转动方向盘容易；一定的逆效率可以使汽车转向后方向盘能自动回正。
（1）转向器的正效率
转向器的类型、结果特点、结构参数和等可能会影响转向器的正效率。
（2）转向器逆效率
由逆效率大小的不同，转向器有三种形式，分别是可逆式、极限可逆式、和不可逆式。
4.1.2传动比的变化特性
（1）转向系传动比
（2）力传动比与转向系角传动比直接存在的联系
轮胎与地面之间的转向阻力和作用在转向节上的转向阻力矩之间的关系
(4-1)
上式中，a为主销偏移距此处，是作用在方向盘上的力，为
(4-2)
式中：——作用在方向盘上的力矩；
——方向盘的直径。
将式(4-1)、 (4-2)代入后得到
(4-3)
由 (4-3)得到，倘若主销偏移矩a比较小时候，为了保持转向轻便，力传动比应尽量选择大些，此次的设计中，方向盘直径取。
无视磨损情况，由能量守恒定律，
(4-4)
将(4-4)代入(4-3)得出
(4-5)
由(4-5)我们可以看出当a和不变时，力传动比增加，虽然转向轻便，但增加，表明转向不灵敏。
4.1.3转向系计算载荷的确定
得出力准确的数据比较困难，因此我选取足够精确的半经验公式来算汽车在不同的路面上的原地转向阻力,即
（4-6)
式中，
f为轮胎和地面间的滑动摩擦因数，一般情况取0.7，此次设计也取0.7；为转向轴负荷（Ｎ），满载时轴荷分布为前面轴46%，后面轴54%，此种情况下，，p为轮胎气压，经查表；将以上数据代入（4-6)而得 。
此次设计齿轮齿条在中部啮合时＝18

，在两端时＝22，由上面的，当＝18时，代入

得出



此时
当＝22时，

此时


因此可得，因为作用于方向盘的力不是很大，此外已知微型客货两用车总质量为1640Kg，由于排量小的缘故，所以我考虑选用机械式转向系。
4.1.4理想的内外轮转角关系
汽车改变方向时，比较理想的是使每个车轮不滑动只发生滚动，每个车轮应该绕中心点O转动。
当前桥仅为转向桥时，将由转向横拉杆6和左、右梯形臂5组成的转向梯形通常安置在前桥背面，如图4-1所示。倘若转向轮位于和汽车直线行驶相对应的中间位置时，梯形臂5与横拉杆6在平面（与道路平行）内的交角大于 90°。 当发动机位置很低时，为了使运动干涉的现象不发生，通常前桥梯前安置转向梯形，这种状况下上面所讲的交角小于90°，如图4-1所示。
为了达到上面的要求，左、右前轮的偏转角需要满足如下关系：

图4-1内外轮转角关系
(4-7)
式中L为汽车的轴距，外轮转角与内轮的关系如下：
(4-8)
由设计任务书可知：，代入上式可得出
，代入可得出。
4.2　转向器有关参数的设计计算及校核
4.2.1转向器设计有关参数
（1）齿轮齿条的传动计算
齿轮作回转运动，齿条作直线运动。齿条的直线速度与齿轮分度圆直径、转速之间的关系为

式中 d——齿轮分度圆直径，；
——齿轮转速，。
其啮合线与齿轮的基圆之间是相切的关系，由于齿条的基圆是无穷大的，因此啮合线与齿条基圆的切点在无穷远处。
齿轮与齿条啮合与否的标准安装（指的是齿轮的分度圆与齿条的分度圆相切的时候就说明齿轮和齿条安装的方法是标准的），该情况下其啮合角与齿轮分度圆压力角是相等的，同时也与齿条的齿形角相等；此时齿轮的节圆与分度圆的半径是一致的。














图 4-2 齿轮齿条传动的几何尺寸计算
只是不在标准安装的时候，齿条的节线与分度线是不相吻合的。齿轮与齿条能够正确啮合的条件是它们的基圆齿距相同，齿条的基圆齿距是指两个相邻的齿的轮廓在同一侧直线的垂直距离，即。齿轮与齿条的实际啮合线为，即在顶线的齿条齿顶圆与啮合线的交点及之间的长度。
如果齿条的中间部位（类似于汽车在直线行驶的时候视为位置），在这种情况下，齿的压力角是最大的，并且向两端会呈现逐渐减小的趋势（即模数也随之减小）则主动齿轮啮合的半径也会相应地减小，这样会导致转向盘每转动某同一角度的时候，齿条所变动的距离也会随之减小。

因此，转向器的传动比不是一个数值，它是一个随时变化的过程。
图4-3是根据之前所有的原理而设计出的齿轮齿条式转向器中齿条压力角变化的示例图。看图可知，位于齿条中间位置处的齿在工作过程中有较大压力角以及此时的齿轮的节圆半径相对较大；位于具条两端的齿，齿根比较减薄，齿有陡斜的齿侧面。

图4-3 齿条压力角变化简图
a）齿条中部齿 b）齿条两端齿

（2）转向器齿轮有关参数的设计计算
齿轮安装在转向器壳体上并且齿轮的齿与齿条上的齿之间呈现相互啮合的关系。齿轮齿条上的齿既可以是直的也可以是斜的。齿轮轴和转向管柱的一端连接于转向轴。因此，旋转的方向盘控制机架的前方的横向运动。
一对啮合齿轮参与啮合的齿数会随着斜齿的弯曲强度的增加而增加。相对与直齿而言，斜齿在工作的过程中的运转趋于平稳，并且其能够传递更大的动力。
转向齿轮是斜齿轮，螺旋角范围是，转向齿轮的螺旋角在设计的过程中被选中。转向齿轮的齿数范围是在5~8之间，假设本次设计采用8个齿，则。模数的范围便在2到3之间，根据对有关资料的参考以及在生活中接触道的类似的车型，综合考虑在这次的设计中采用的标准模数为2.5，即=2.5。根据上面的描述，齿轮齿条中部啮合处的传动比，两端的传动比，压力角为。
基圆直径
齿顶圆直径
式中法面齿顶高系数 =1，法面顶隙系数
齿根圆直径
齿顶高=
齿根高
齿轮与齿条中心轴线的交角，多在内选择，此处。
梯形臂长度设计时常取在
即,根据参考车型，选定。
（3）齿条设计有关参数
机架上来回滑动的金属外壳，对带有齿形的金属条进行加工处理。转向器壳体安装于前围板横梁或固定位置。阶梯齿条转向联动，而不是为了使他们悬挂下臂平行操纵杆和转向臂和拉杆，以确保适当的高度。梯架可以比喻的转向联动转向纵拉杆。齿条转向器壳体的面向块的支持。横向移动的齿条转向横拉杆拉或者推，使前轮转向。
齿条各齿的压力角一般在内变化，本次设计齿条中部的压力角为，齿条两端的压力角为。
齿轮与齿条啮合基圆齿距必须相等，即，齿轮基圆齿距，齿条的基圆齿距，将代入上述关系式中。
故齿轮在齿条中部啮合，所以=2.868
当齿轮在齿条两端啮合是，所以=2.402
齿距
方向盘转动不超过三圈半，故齿条有效齿数为29个，齿总距为
=7.37729=213.933
4.3　转向传动机构的设计计算与强度校核
4.3.1转向梯形机构的设计
正确地对转向梯形机构进行设计，能够确保汽车在转弯行驶的过程中，其全部车轮都绕瞬时转向中心进行旋转的运动。
转

向轮的定位参数和转向器逆效率的大小对转向轮的自动回正能力起了决定性的作用。转向轮的定位参数需合理确定，同时也需正确选择转向器的形式，以保证汽车具有良好的自动回正能力。
转向系统提供的转向减震器，他是可以防止转向轮产生自振，同时也可以使其受到的反冲击力减少。
为了使汽车能够更加便于操作，必须最大可能地增加转向轮的转角，最小弯矩半径轴距车可以达到2-5倍。
汽车转向盘从中间位置转到第一端的圈数不应超过2.0圈，卡车则不应超过3.0圈。
转向梯形的设计要求：
（1）正确选择转向梯形参数，这样可以保证汽车在转弯的时候全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶。
（2）满足最小转弯直径的要求，这样可以使转向轮有足够大的转角。

4.3.2转向梯形机构方案分析
（1）.整体式转向梯形机构
整体式转向梯形是由转向横拉杆1，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图4-4所示。

图4-4 整体式转向梯形机构
1—横拉杆 2—梯形臂 3—前轴
这种方案的优点：整体式转向梯形机构的结构简单，前束的调整容易，而且它的制造成本相对于其他机构较低；主要缺点：在工作的过程中一侧的转向轮在上、下跳动的时候，会影响到另一侧的转向轮的工作。
（2）断开式转向梯形机构
转向梯形的横拉杆如果是断开的话，就称之为断开式转向梯形。断开式转向梯形方案中的一种结构如图4-5所示。
断开式转向梯形的主要特点：
机构在工作的时候能够保证一侧车轮在上、下跳动的时候，不会影响另一侧车轮的正常工作。
由于杆系、球头增多，所以其结构相对较为复杂，在制造的过程中其成本比较高，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相关。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4-5 断开式转向梯形
与非独立悬架相配和使用的转向传动机构主要包括：转向摇臂2、转向直拉杆3、转向节臂4和转向梯形。在前桥仅为转向桥的情况下，由转向横拉杆6和左、右梯形臂5组成的转向梯形一般布置在前桥之后，如图4-6所示。当转向轮在与汽车直线行驶相应的中立位置的时，梯形臂5与横拉杆6在与道路平行的平面(水平面)内的交角＞90。 发动机处在较低的位置的时候或者转向桥充当驱动桥的情况下，为了避免在工作过程中受到干扰，很多情况下会把前桥放置在梯形之后，这时上述交角会小于九十度，如下图所示。如果转向摇臂不是在汽车纵向平面内作前后摆动，而是在与道路平行的平面内左右摇动，这样的话就可以将转向直拉杆3横置，同时

借助球头销直接带动转向横拉杆6，这样的话可以推动而使两侧的梯形臂发生转动运动。

图4-6 转向梯形的设计
1.转向器 2.转向摇臂 3.转向直拉杆 4.转向节臂 5.梯形臂 6.转向横拉杆
转向轮在独立悬挂的时候，每个转向轮都需要作独立运动（相对于车架），因而转向桥必须是处在断开的状态下的。与上述相对应的是，转向传动机构中的转向梯形也必须是处在断开的状态下的。转向直拉杆的作用就是将转向摇臂传来的力和运动传递给转向梯形臂(或转向节臂)。它所受到的力包括拉力和压力，因此直拉杆的制作材料都是选用优质的特种钢材来进行加工的，这样可以确保工作的过程更加可靠。直拉杆的典型结构如图所示。在转向轮发生偏转或者由于悬架弹性变形而相对于车架发生跳动的时候，转向直拉杆、转向摇臂以及转向节臂之间的相对运动都是空间运动，为了避免在工作的过程中发生运动干涉，它们三者之间都是采用球销进行连接的。

(a) (b)

(c) (d)
图4-7齿轮齿条式转向器的四种布置形式
(a)转向器位于前轴前方，后置梯形 (b)转向器位于前轴后方，前置梯形
(c) 转向器位于前轴后方，前置梯形 (d) 转向器位于前轴后方，后置梯形


图4-8齿轮齿条式转向器布置方案
根据上述条件可知齿轮齿条转向器的布置形式有四种，由于该设计是微型的客货两用车型，这种类型车的车架比较高，而且其座椅位置更加高。根据对人机工程学的了解可知，方向盘应与驾驶员两小臂自然放平的位置处在同一水平线内，转向柱管与转向盘向伸向转向呈水平放置。如果转向器的位置太靠近后方，那么万向节装置就必须很大角度地向后改变，转向传动轴也要最大距离地向后延伸，这样会使得驾驶员没有很宽敞的地方摆放自己腿脚，会影响驾驶的安全。综上所述，在本次设计中采用上图中的a方案，也就是转向前置，梯形后置的布局。
梯形臂长度选择，以下设计与计算主要是根据转向梯形臂的长度确定梯形底角。由公式 可知， 是一条直线，图示的EC线，可根据不同的梯形底角来进行试验，由该图可知，只有两个点能够保证两个转向轮为纯滚动，在实际设计和生活中，所有汽车的转向梯形都必须设计在一定的车轮偏转角之内，允许一定的滑动，即不存在理想的偏转中心。
当梯形臂长度为170mm的时候，可以按照不同的梯形底角值，做出五组曲线，再对五种不同的方案进行对比，从而选择出较为合适的方案，把选择出的几种方案用CAD作图法模拟出轮胎的转动图示，最终选定如图4-9所示

的方案，即：梯形底角为，在采用齿轮齿条式转向器的时候，只需 要横拉杆，此时横拉杆长度为321.8mm，转向器长度为400mm。












4-9 CAD作图法校核转向梯形图

4.3.3转向传动机构元件的强度校核
转向横拉杆与转向节臂之间用球头销连接，以实现空间运动。球头销由于经常发生转动，球面部分容易受到磨损而损坏，这样就会影响转向元件之间的空间运动，从而使汽车转向效率受到一定的影响，故需要检验球头销的接触应力
在设计的初始阶段，球头直径d可以根据表4-1中的数据进行选择
表 4-1 球头直径
球头直径（mm） 转向轮负荷(N) 球头直径（mm） 转向轮负荷(N)
20 <6000 35 24000-34000
22 6000-9000 40 34000-49000
25 9000-12500 45 49000-70000
27 12500-16000 50 70000-100000
30 16000-24000
常用公式：，　其中Ｆ为作用在球头销上的力；Ａ为通过球心并且垂直于F力的方向的平面内球面承载的投影面积的一部分。
球头销常用合金机构如：、或者液体碳氮共渗钢、制造，其需用应力
在本次设计中，根据汽车的轴向轮负荷为7393.12N，我们取D=22mm,作用在球头销的力为
，
所以球头销上的应力为，远小于安全应力范围，故满足强度要求。
4.3.4转向横拉杆的强度校核
由于齿轮齿条式转向器不需要转向摇臂以及转向直拉杆，因此在校核的过程中只需要对转向横拉杆进行强度的校核。
转向横拉杆应具有较小的质量和足够大的强度。可以根据《材料力学》中有关压杆稳定性的计算公式对上述结果进行验算。稳定性安全系数不小于1.5--2.5
在本次设计中我们采用来制造，转向横拉杆的断面直径为30mm,长度为，，。有材料力学公式：

因为转向横拉杆的两端可以简化为铰支座，所以。
惯性矩
横截面积
惯性半径
压杆柔度
因此该情况在计算临界压力的时候不能使用欧拉公式。
轮胎在沥青路或混凝土路面上原地转向阻力，则横拉杆受力为：
根据对《材料力学》这本书的查询可知：
横拉杆的临界压力为
所以安全系数为，符合要求。