齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計和計算

5.2轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式選擇及其設(shè)計計算根據(jù)所采用的轉(zhuǎn)向傳動副的不同，轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)型式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。對轉(zhuǎn)向其結(jié)構(gòu)形式的選擇，主要是根據(jù)汽車的類型、前軸負荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動比變化特性等對使用條件的適應(yīng)性以及轉(zhuǎn)向器的其他性能、壽命、制造工藝等。中、小型轎車以及前軸負荷小于1.2t的客車、貨車，多采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。球面蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器曾廣泛用在輕型和中型汽車上，例如：當前軸軸荷不大于2.5t且無動力轉(zhuǎn)向和不大于4t帶動力轉(zhuǎn)向的汽車均可選用這種結(jié)構(gòu)型式。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器則是當前廣泛使用的一種結(jié)構(gòu)，高級轎車和輕型及以上的客車、貨車均多采用。轎車、客車多行駛于好路面上，可以選用正效率高、可逆程度大些的轉(zhuǎn)向器。礦山、工地用汽車和越野汽車，經(jīng)常在壞路或在無路地帶行駛，推薦選用極限可逆式轉(zhuǎn)向器，但當系統(tǒng)中裝有液力式動力轉(zhuǎn)向或在轉(zhuǎn)向橫拉桿上裝有減振器時，則可采用正、逆效率均高的轉(zhuǎn)向器，因為路面的沖擊可由液體或減振器吸收，轉(zhuǎn)向盤不會產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象。關(guān)于轉(zhuǎn)向器角傳動比對使用條件的適應(yīng)性問題，也是選擇轉(zhuǎn)向器時應(yīng)考慮的一個方面。對于前軸負荷不大的或裝有動力轉(zhuǎn)向的汽車來說，轉(zhuǎn)向的輕便性不成問題，而主要應(yīng)考慮汽車高速直線行駛的穩(wěn)定性和減小轉(zhuǎn)向盤的總?cè)?shù)以提高汽車的轉(zhuǎn)向靈敏性。因為高速行駛時，很小的前輪轉(zhuǎn)角也會導(dǎo)致產(chǎn)生較大的橫向加速度使輪胎發(fā)生側(cè)滑。這時應(yīng)選用轉(zhuǎn)向盤處于中間位置時角傳動比較大而左、右兩端角傳動比較小的轉(zhuǎn)向器。對于前軸負荷較大且未裝動力轉(zhuǎn)向的汽車來說，為了避免“轉(zhuǎn)向沉重”，則應(yīng)選擇具有兩端的角傳動比較大、中間較小的角傳動比變化特性的轉(zhuǎn)向器。（轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量與相應(yīng)的轉(zhuǎn)向搖臂轉(zhuǎn)角增量之比i1稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比。）二、兩側(cè)轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角之間的理想關(guān)系式汽車轉(zhuǎn)向行駛時，為了避免車輪相對地面滑動而產(chǎn)生附加阻力，減輕輪胎磨損，要求轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能保證所有車輪均作純滾動，即所有車輪軸線的延長線都要相交于一點。cot=cot+B/L其中、分別是內(nèi)外側(cè)轉(zhuǎn)向輪的偏轉(zhuǎn)角，B是兩側(cè)主銷軸線與地面相交點之間的距離；L是汽車軸距。如果是多軸汽車轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角間的關(guān)系與雙軸汽車基本相同。三、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比1轉(zhuǎn)向器角傳動比轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量與相應(yīng)的轉(zhuǎn)向搖臂轉(zhuǎn)角增量之比i1稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比。2轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比轉(zhuǎn)向搖臂轉(zhuǎn)角增量與轉(zhuǎn)向盤一側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)的相應(yīng)轉(zhuǎn)角增量之比i2稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比。3轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)相應(yīng)轉(zhuǎn)角增量之比i為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比。i=i1i24轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力傳動比兩個轉(zhuǎn)向輪受到的轉(zhuǎn)向阻力與駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力之比ip稱為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力傳動比，它與角傳動比i成正比。四、轉(zhuǎn)向盤的自由行程轉(zhuǎn)向盤在空轉(zhuǎn)階段的角行程稱為轉(zhuǎn)向盤的自由行程。轉(zhuǎn)向盤的自由行程有利于緩和路面沖擊，避免駕駛員過度緊張，但不宜過大，否則將使轉(zhuǎn)向靈敏性能下降。下面分別介紹幾種常見的轉(zhuǎn)向器。5.2.1循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器又有兩種結(jié)構(gòu)型式，即常見的循環(huán)球-齒條齒扇式和另一種即循環(huán)球-曲柄銷式。它們各有兩個傳動副，前者為：螺桿、鋼球和螺母傳動副以及落幕上的齒條和搖臂軸上的齒扇傳動副；后者為螺桿、鋼球和螺母傳動副以及螺母上的銷座與搖臂軸的錐銷或球銷傳動副。兩種結(jié)構(gòu)的調(diào)整間隙方法均是利用調(diào)整螺栓移動搖臂軸來進行調(diào)整。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動效率高、工作平穩(wěn)、可靠，螺桿及螺母上的螺旋槽經(jīng)滲碳、淬火及磨削加工，耐磨性好、壽命長。齒扇與齒條嚙合間隙的調(diào)整方便易行，這種結(jié)構(gòu)與液力式動力轉(zhuǎn)向液壓裝置的匹配布置也極為方便。5.2.1.1循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動比由循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)關(guān)系可知：當轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角時，轉(zhuǎn)向螺母及其齒條的移動量應(yīng)為 （521）式中t螺桿或螺母的螺距。這時，齒扇轉(zhuǎn)過角。設(shè)齒扇的嚙合半徑，則角所對應(yīng)的嚙合圓弧長應(yīng)等于s，即 （522）由以上兩式可求得循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動比為 （523）5.2.1.2螺桿鋼球螺母傳動副螺桿鋼球螺母傳動副與通常的螺桿一螺母一傳動副的區(qū)別在于前者是經(jīng)過滾動的鋼球?qū)⒘τ陕輻U傳至螺母，變滑動摩擦為滾動摩擦。螺桿和螺母上的相互對應(yīng)的螺旋槽構(gòu)成鋼球的螺旋滾道。轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向盤經(jīng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動螺桿，使鋼球沿螺母上的滾道循環(huán)地滾動。為了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上與其齒條相反的一側(cè)表面(通常為上表面)需鉆孔與螺母的螺旋滾道打通以形成一個環(huán)路滾道的兩個導(dǎo)孔，并分別插入鋼球?qū)Ч艿膬啥藢?dǎo)管。鋼球?qū)Ч苁怯射摪鍥_壓成具有半圓截面的滾道，然后對接成導(dǎo)管，并經(jīng)氰化處理使之耐磨。插入螺母螺旋滾道兩個導(dǎo)孔的鋼球的兩個導(dǎo)管的中心線應(yīng)與螺母螺旋滾道的中心線相切。螺桿與螺母的螺旋滾道為單頭(單螺旋線)的，且具有不變的螺距，通常螺距t約在8 13mm范圍內(nèi)可按式(523)初選，螺旋線導(dǎo)程角約為6 11。轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向器左置時轉(zhuǎn)向螺桿為左旋，右置時為右旋。鋼球直徑約為69mm。一般應(yīng)參考同類型汽車的轉(zhuǎn)向器選取鋼球直徑，并應(yīng)使之符合國家標準。鋼球直徑尺寸差應(yīng)不超過。顯然，大直徑的鋼球其承載能力亦大，但也使轉(zhuǎn)向器的尺寸增大。鋼球的數(shù)量n也影響承載能力，增多鋼球使承載能力增大，但也使鋼球的流動性變差，從而要降低傳動效率。經(jīng)驗表明在每個環(huán)路中n以不大于60為好。鋼球數(shù)目(不包括鋼球?qū)Ч苤械?可由下式確定： （524）式中鋼球中心距，（見圖52）； 一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)，為了使載荷在各鋼球間分布均勻，一般W1.5 2.5，當轉(zhuǎn)向器的鋼球工作圈數(shù)需大于2.5時，則應(yīng)采用兩個獨立的環(huán)路；鋼球直徑； 螺線導(dǎo)程角。鋼球中心距是指鋼球滾動時其中心所在的圓柱表面的橫截面的圓的直徑。它是一個基本尺寸參數(shù)，將影響循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)尺寸及強度。設(shè)計時可參考同類車進行初選，經(jīng)強度驗算后再進行修正。顯然，在保證強度的前提下應(yīng)盡量取小些。在已知螺線導(dǎo)程角和螺距t的情況下，亦可由下式求得： （525）式中t螺桿與螺母滾道的螺距； 螺線導(dǎo)程角。螺桿螺旋滾道的內(nèi)徑，外徑，以及螺母的尺寸 ，(見圖52)，在確定鋼球中心距后即可由下式確定：圖52 螺桿與螺母的螺旋滾道截面(a) 四點接觸的滾道截面；(b)兩點接觸的滾道截面(b) B、D鋼球與滾道的接觸點；鋼球中心距；滾道截面的圓弧半徑。 （526）式中鋼球中心距；螺桿與螺母的滾道截面的圓弧半徑，（見圖52）；滾道截面圓弧中心相對于鋼球中心線的偏移距（見圖52）； （527） 鋼球直徑；鋼球與滾道的接觸角，通常取45； 滾道截面的深度，（見圖52），可取 （0.300.35） （528） D應(yīng)大于d，一般也可?。?.050.10）。 滾道截面有四點接觸式、兩點接觸式（見圖52）和橢圓滾道截面等。四點接觸式滾道截面由四段圓弧組成，螺桿和螺母的滾道截面各為兩段圓弧。四點接觸滾道截面可獲得最小的軸向間隙，以避免軸向定位的不穩(wěn)定，受載后基本上可消除軸向位移，但滾道與鋼球間仍應(yīng)有間隙以貯存磨屑、減小磨損。雖然其制造工藝較復(fù)雜，但仍得到廣泛應(yīng)用。兩點接觸式滾道截面由兩段圓弧組成，其螺桿和螺母滾道均為單圓弧，形狀簡單。當螺桿受有軸向載荷時，螺桿與螺母間產(chǎn)生軸向相對位移使軸向定位不穩(wěn)定，增加了轉(zhuǎn)向盤的自由行程，這對裝動力轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向系特別不利，因為它降低了分配閥的靈敏度，從而影響轉(zhuǎn)向性能。橢圓滾道的螺桿部分為橢圓截面、螺母部分為圓弧截面。鋼球以三點與滾道接觸，被精確地定位于滾道中心，軸向定位精確，但加工較復(fù)雜。 螺桿滾道應(yīng)倒角以避免尖角劃傷鋼球。 接觸角是指鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法面軸線間的夾 (見圖)。增大"將使徑向力增大而軸向力減?。环粗畡t相反。通常多取45，以使徑向力與軸向力的分配均勻。 螺距t和螺旋線導(dǎo)程角：前者影響轉(zhuǎn)向器的角傳動比(見式(523)；后者影響動效率(見式(56)、式(57)。選擇時應(yīng)滿足角傳動比的要求和保證有較高的正效率而反行程時不發(fā)生自鎖現(xiàn)象。 工作鋼球的總?cè)?shù)：決定于接觸強度。總?cè)?shù)增多鋼球亦增多，則可降低接觸應(yīng)力、提高承載能力。一般有2.5、3和5圈的，當2.5時則應(yīng)采用兩個獨立的環(huán)路。 螺桿和螺母一般采用20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi 3A鋼制造，表面滲碳，滲碳層深度為0.81.2mm，重型汽車和前軸負荷大的汽車的轉(zhuǎn)向器，滲碳層深度可達1.051.45mm。淬火后表面硬度為HRC5864。 螺桿鋼球螺母傳動副的高可靠性、長壽命、小的摩擦損失以及達到實際上的無隙配合(螺桿的軸向間隙不應(yīng)大于0.0020.003mm)，是通過對滾道的高精度加工，使?jié)L道表面具有高光潔度，采用標準的高精度的鋼球(可用二、三級精度的)，并對螺桿、鋼球及螺母的尺寸進行選配來達到的。5.2.1.3齒條、齒扇傳動副齒扇通常有5個齒，它與搖臂軸為一體。齒扇的齒厚沿齒長方向是變化的，這樣即可通過軸向移動搖臂軸來調(diào)節(jié)齒扇與齒條的嚙合間隙。由于轉(zhuǎn)向器經(jīng)常處于中間位置工作，因此齒扇與齒條的中間齒磨損最厲害。為了消除中間齒磨損后產(chǎn)生的間隙而又不致在轉(zhuǎn)彎時使兩端齒卡住，則應(yīng)增大兩端齒嚙合時的齒側(cè)間隙。這種必要的齒側(cè)間隙的改變可通過使齒扇各齒具有不同的齒厚來達到。即齒扇由中間齒向兩端齒的齒厚是逐漸減小的。為此可在齒扇的切齒過程中使毛坯繞工藝中心轉(zhuǎn)動，如圖53所示，相對于搖臂軸的中心有距離為的偏心。這樣加工的齒扇在齒條的嚙合中由中間齒轉(zhuǎn)向兩端的齒時，齒側(cè)間隙也逐漸加大，可表達為 （529）式中徑向間隙； 嚙合角； 齒扇的分度圓半徑；搖臂軸的轉(zhuǎn)角。圖53 為獲得變化的齒側(cè)間隙齒扇的加工原理和計算簡圖圖54 用于選擇偏心n的線圖當，確定后，根據(jù)上式可繪制如圖54所示的線圖，用于選擇適當?shù)膎值，以便使齒條、齒扇傳動副兩端齒嚙合時，齒側(cè)間隙能夠適應(yīng)消除中間齒最大磨損量所形成的間隙的需要。 齒條、齒扇傳動副各對嚙合齒齒側(cè)間隙的改變也可以用改變齒條各齒槽寬而不改變齒扇各輪齒齒厚的辦法來實現(xiàn)。一般是將齒條(一般有4個齒)兩側(cè)的齒槽寬制成比中間齒槽大0.200.30mm即可。齒扇的齒厚沿齒寬方向變化，故稱為變厚齒扇。其齒形外觀與普通的直齒圓錐齒輪相似。用滾刀加工變厚齒扇的切齒進給運動是滾刀相對工件作垂向進給的同時，還以一定的比例作徑向進給，兩者合成為斜向進給。這樣即可得到變厚齒扇。變厚齒扇的齒頂及齒根的輪廓面為圓錐面，其分度圓上的齒厚是成比例變化的，形成變厚齒扇，如圖55所示。圖55變厚齒扇的截面在該圖中若00截面原始齒形的變位系數(shù)0，則位于其兩側(cè)的截面II和一分別具有0和車0，即截面II的齒輪為正變位齒輪，而截面一的齒輪為負變位齒輪。即變厚齒扇在其整個齒寬方向上是由無窮多的原始齒形變位系數(shù)逐漸變化的圓柱齒輪所形成。因為在與0一0平行的不同截面中，其模數(shù)m不變、齒數(shù)亦同，故其分度圓及基圓亦不變，即為分度圓柱和基圓柱。其不同截面位置上的漸開線齒形，均為在同一基圓柱上展開的漸開線，僅僅是其輪齒的漸開線齒形離基圓的位置不同而已，故應(yīng)將其歸人圓柱齒輪范疇，而不應(yīng)歸于直齒圓錐齒輪范圍，雖然它們從外觀上更相似，因為直齒圓錐齒輪輪齒的漸開線齒形的形成基準是基錐。變厚齒扇齒形參數(shù)的計算圖56變厚齒扇的齒型計算用圖通常取齒扇寬度的中間位置作基準截面，如圖56所示的截面AA。由該截面至大端(截面BB)時，各截面處的變位系數(shù)均取正，向小端(截面CC)時，變位系數(shù)由正變?yōu)榱?截面OO)再變?yōu)樨撝怠ＴO(shè)截面OO至截面AA的距離為，則 （530）式中在截面AA處的原始齒形變位系數(shù)；m模數(shù)；切削角。由式（530）可知：當齒扇的模數(shù)m及切削角選定后，各截面處的變位系數(shù)取決于該截面與基準截面的間的距離（見圖56）。變厚齒扇基準截面（截面AA）處的齒形計算可按表53進行，計算前應(yīng)將先選定的參數(shù)也列在該表中。其中齒扇模數(shù)m是根據(jù)前橋負荷及汽車的裝載質(zhì)量的不同參考表51選??；法向壓力角一般為2030；切削角常見的有630和730兩種；齒頂高系數(shù)一般取0.8或1.0；整圓齒數(shù)z一般在1218范圍內(nèi)選??；齒扇寬度F一般在2228mm范圍內(nèi)選取。表51各類汽車循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的齒扇模數(shù)表52變厚齒扇（AA）處的齒形參數(shù)選擇與計算 （mm）說明：基準截面見圖56的截面AA，為齒扇寬度的中間位置處的截面。最大變位系數(shù)截面即截面BB（見圖56），應(yīng)對該截面的齒形作齒頂變尖的核算，如表53所示。表53最大變位系數(shù)截面（截面BB）齒頂變尖核算說明：一般容許的齒頂圓弧齒厚的最小值為：（0.250.30）m 當m34時（0.200.25）m 當m46時（0.100.20）m 當m78時表54給出了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的一些參數(shù)，供設(shè)計時參考。5.2.1.4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件的強度計算為了進行強度計算，首先要確定其計算載荷。式(513)曾給出了汽車在于而粗糙的硬路面上作原地轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向阻力矩，利用它可求得轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩（見式（518）和在轉(zhuǎn)向盤上的切向力（見式(519)），它們均可作為轉(zhuǎn)向系的最大計算載荷。但對前軸符合大的重型載貨汽車，用式（518）或(519)計算出來的力，往往會超過司機在體力上的可能。這時在計算轉(zhuǎn)向器和動力轉(zhuǎn)向的動力缸以前的零件時，可取司機作用在轉(zhuǎn)向盤輪緣上的最大瞬時力，此力可取為700N。確定計算載荷后，即可計算轉(zhuǎn)向系零件的強度。（1）鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力 （531）式中K系數(shù)，根據(jù)AB查表165求得，其中AB用下式計算： （532）d螺桿外徑，見圖1610；螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑，見圖52；鋼球直徑；E材料彈性模量，MPa；N每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力； （533）轉(zhuǎn)向盤圓周力；R轉(zhuǎn)向盤輪緣半徑；螺桿螺線導(dǎo)程角；鋼球與滾道間的接觸角；參與工作的鋼球數(shù)；鋼球接觸點至螺桿中心線之距離。表165 系數(shù)K與AB的關(guān)系 mmA/B1.000.900.800.700.600.500.400.300.200.150.100.050.020.010.007K0.3880.400.410.440.4680.4900.5360.6000.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202當鋼球與滾道的接觸表面的硬度為HRC5864時，許用接觸應(yīng)力可取為30003500MPa。為了滿足式(531)所表達的接觸強度的要求，鋼球的工作總?cè)?shù)應(yīng)達到 （534）式中一圓滾道中的鋼球數(shù)； （535） 螺距；鋼球中心距(見圖52)螺線導(dǎo)程角；鋼球直徑；需要的工作鋼球總數(shù)；b （536）作用在齒條與齒扇的齒上的力； （537）轉(zhuǎn)向搖臂軸上的力矩，見式(518)；齒扇的嚙合半徑； 考慮軸向力在各鋼球間不均勻分配的系數(shù)，0.80.9；N鋼球與螺桿滾道之間的正壓力，見式(533)；鋼球與滾道間的接觸角，見圖52。當由式(1634)算得的鋼球工作總?cè)?shù)2.5時，則應(yīng)采用圈數(shù)及鋼球數(shù)相同的兩個獨立的環(huán)路，以使載荷能較均勻地分布于各鋼球并保持較高的傳動效率。但鋼球總數(shù) (包括在鋼球?qū)Ч苤械?不應(yīng)超過60個。否則應(yīng)加大鋼球直徑并重新計算。徑向間隙(見圖51)不應(yīng)大于0.020.03mm。亦可用下式計算： （538）軸向間隙可用下式計算： （539）(1)螺桿在彎扭聯(lián)合作用下的強度計算螺桿處于復(fù)雜的應(yīng)力狀態(tài)，在其危險斷面上作用著彎矩和轉(zhuǎn)矩，其彎矩M及轉(zhuǎn)矩T分別為： （540） （541）式中由式(1637)決定的力，見圖52；齒條、齒扇嚙合節(jié)點至螺桿中心的距離；螺桿兩支承軸承間的距離；嚙合角；鋼球中心距； 螺線導(dǎo)程角；換算摩擦角；滾動摩擦系數(shù)，0.0080.010；鋼球與滾道的接觸角。這時，螺桿的當量應(yīng)力為 （542）式中，螺桿按其內(nèi)徑計算的橫截面積、彎曲截面系數(shù)和扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)。許用應(yīng)力，螺桿材料的屈服極限。（3）轉(zhuǎn)向搖臂軸直徑的確定轉(zhuǎn)向搖臂軸的直徑可根據(jù)轉(zhuǎn)向阻力矩及材料的扭轉(zhuǎn)強度極限由下式確定：式中安全系數(shù)，根據(jù)使用條件可取2.53.5；轉(zhuǎn)向阻力矩，見式（513）；扭轉(zhuǎn)強度極限。轉(zhuǎn)向搖臂軸一般采用20CrMnTi、22CrMnMo或20CrNi 3A鋼制造，表面滲碳，滲碳層深為0.81.2mm，重型汽車和前軸負荷大的汽車，則為1.051.45mm。淬火后表面硬度為HRC5863。轉(zhuǎn)向器殼體采用球墨鑄鐵QT40018或可鍛鑄鐵KTH35010，KTH37012制造。5.2.2齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的傳動副為齒輪與齒條，其結(jié)構(gòu)簡單、布置方便，制造容易，但轉(zhuǎn)向傳動比較小，(一般不大于15)，且齒條沿其長度方向磨損不均勻，故僅廣泛用于微型汽車和轎車上。轉(zhuǎn)向傳動副的主動件是一斜齒圓柱小齒輪，它和裝在外殼中的從動件齒條相嚙合，外殼固定在車身或車架上。齒條利用兩個球接頭直接和兩根分開的左、右橫拉桿相聯(lián)。橫拉桿再經(jīng)球接頭與梯形臂相接。為了轉(zhuǎn)向輕便，主動小齒輪的直徑應(yīng)盡量小。通常，這類轉(zhuǎn)向器的齒輪模數(shù)多在23mm范圍內(nèi)，壓力角為20，主動小齒輪有58個齒，螺旋角為915。根據(jù)小齒輪螺旋角和齒條傾斜角的大小和方向的不同，可以構(gòu)成不同的傳動方案。圖57齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器傳動副的布置方案當左旋小齒輪與右傾齒條相嚙合且齒輪螺旋角與齒條傾斜角相等時，則軸交角=0，如圖57(a)所示；若，則，如圖57(b)所示；若，則為負值，表示在齒條軸線的另一側(cè)，如圖57(c)所示；當左旋小齒輪與左傾齒條或右旋小齒輪與右傾齒條相嚙合時，則不管這些角度的大小如何，其軸交角均為，如圖57(d)所示。應(yīng)根據(jù)整車布置的需要并考慮轉(zhuǎn)向系的傳動比及效率等來選擇這些角度的大小和方向。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系的角傳動比 （544）式中梯形臂長度，mm；一主動小齒輪的節(jié)圓半徑，mm； 齒輪與齒條的軸交角，見圖57，多在030范圍內(nèi)選擇。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的正效率可達7080。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的主動小齒輪可采用低碳合金鋼如20MnCr5、20MnCr4或 15CrNi6(德國標準DIN 17210)制造并經(jīng)滲碳淬火；齒條可采用中碳鋼或中碳合金鋼如45號鋼或41Cr4鋼(德國標準DIN 17200)制造并經(jīng)高頻淬火，表面硬度均應(yīng)在HRC 56以上。殼體常用鋁合金壓鑄。