转向系.docx

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转向系

第一节概述

转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。

机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。

有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。

采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。

对转向系提出的要求有：

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）汽车转向行驶后，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，保证转向盘与转向轮转动方向一致。

正确设计转向梯形机构，可以使第一项要求得到保证。

转向系中设置有转向减振器时，能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。

为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，并要达到按前外轮车轮轨迹计算，其最小转弯半径能达到汽车轴距的2～2．5倍。

通常用转向时驾驶员作用·在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。

没有装置动力转向的轿车，在行驶中转向，此力应为50—100N；有动力转向时，此力在20—50N。

当货车从直线行驶状态，以10km／h速度在柏油或水泥的水平路段上转入沿半径为12m的圆周行驶，且路面干燥，若转向系内没有装动力转向器，上述切向力不得超过250N；有动力转向器时，不得超过120N。

轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过2．0圈，货车则要求不超过3．0圈。

·

近年来，电动、电控动力转向器已得到较快发展，不久的将来可以转入商品装车使用。

电控动力转向可以实现在各种行驶条件下转动转向盘的力都轻便。

第二节机械式转向器方案分析

机械式转向器应用比较多，根据它们的结构特点不同，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。

一、机械式转向器方案分析

1．齿轮齿条式

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。

与其它形式转向器比较，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，可自动消除齿间间隙，如图7—1所示，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（60％～70％），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间的冲击力，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，对驾驶员造成伤害。

根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：

中间输入，两端输出（图7—2a）；侧面输入，两端输出（图7—2b）；侧面输入，中间输出（图7—2c）；侧面输入，一端输出（图7—2d）。

采用侧面输入、中间输出方案时，由图7—3可见，与齿条固连的左、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联接（图7—3），因此，两拉杆与齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向方向的长槽，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，常用在乎头微型货车上。

如果齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳性降低，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。

齿条断面形状有圆形（图7—1）、V形（图7—4）和Y形（图7—5）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摩材料（如聚四氟乙烯）做的垫片（图7—4）用来减少滑动摩擦。

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7—6a～d。

齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、中级和中高级轿车上，甚至在高级轿车上也有采用的。

装载量不大、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。

2．循环球式

循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装有钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图7—7所示。

循环球式转向器的优点是：

在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦变为滚动摩擦，因而传动效率可达到75％～85％；在结构和工艺上采取措施，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行（图7—8）；适合用来做整体式动力转向器。

循环球式转向器的主要缺点是：

逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。

循环球式转向器主要用于货车和客车上。

3．蜗杆滚轮式

蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。

其主要优点是：

结构简单；制造容易；因为滚轮的齿面和蜗杆上的螺纹呈面接触，所以有比较高的强度，工作可靠，磨损小，寿命长；逆效率低。

蜗杆滚轮式转向器的主要缺点是：

正效率低；工作齿面磨损以后，调整啮合间隙比较困难；转向器的传动比不能变化。

这种转向器曾在汽车上广泛使用过。

4．蜗杆指销式

蜗杆指销式转向器的销子若不能自转，称为固定销式蜗杆指销式转向器；销子除随同摇臂轴转动外，还能绕自身轴线转动的，称之为旋转销式转向器。

根据销子数量不同，又有单销和双销之分。

蜗杆指销式转向器的优点是：

转向器的传动比可以做成不变的或者变化的；指销和蜗杆之间的工作面磨损后，调整间隙工作容易进行。

固定销蜗杆指销式转向器的结构简单、制造容易。

但是因销子不能自转，销子的工作部位基本保持不变，所以磨损快、工作效率低。

旋转销式转向器的效率高、磨损慢，但结构复杂。

要求摇臂轴有较大的转角时，应该采用双销式结构。

双销式转向器在直线行驶区域附近，两个销子同时工作，可降低销子上的负荷，减少磨损。

当一个销子脱离啮合状态时，另一个销子要承受全部作用力，而恰恰在此位置，作用力达到最大值，所以设计时要注意核算其强度。

双销与单销蜗杆指销式转向器比较，结构复杂、尺寸和质量大，并且对两主销间的位置精度、蜗杆上螺纹槽的形状及尺寸精度等要求高。

此外，传动比的变化特性和传动间隙特性的变化受限制。

蜗杆指销式转向器应用较少。

二、防伤安全机构方案分析与计算

根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验结果的分析表明：

汽车正面碰撞时，转向盘、转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。

因此，要求汽车在以48km／h的速度正面同其它物体碰撞的试验中，转向管柱和转向轴在水平方向的后移量不得大于127mm；在台架试验中，用人体模型的躯干以6．7m／s的速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过11123N，见GBll557—1998。

为此，需要在转向系中设计并安装能防止或者减轻驾驶员受伤的机构。

如在转向系中，使有关零件在撞击时产生塑性变形、弹性变形或是利用摩擦等来吸收冲击能量。

当转向传动轴中采用有万向节连接的结构时，只要布置合理，即可在汽车正面碰撞时防止转向轴等向乘客舱或驾驶室内移动，如图7—9所示。

这种结构虽然不能吸收碰撞能量，但其结构简单，只要万向节连接的两轴之间存在夹角，正面撞车后转向传动轴和转向盘就处在图中双点划线的位置，转向盘没有后移便不会危及驾驶员安全。

图7—10所示在轿车上应用的防伤安全机构，其结构最简单，制造容易。

转向轴分为两段，上转向轴的下端经弯曲成形后，其轴线与主轴轴线之间偏移一段距离，其端面与焊有两个圆头圆柱销的紧固板焊接，两圆柱销的中心线对称于上转向轴的主轴线。

下转向轴呈T字形，其上端与一个压铸件相连，压铸件上铸有两孔，孔内压人橡胶套与塑料衬套后再与上转向轴呈倒钩状连接，构成安全转向轴。

该轴在使用过程中除传递转矩外，在受到一定数值的轴向力时，上、下转向轴能自动脱开，如图7—10b所示，以确保驾驶员安全。

图7—1l所示为联轴套管吸收冲击能量机构。

位于两万向节之间的转向传动轴，是由套管1和轴3组成。

套管经过挤压处理后形成的内孔形状与两侧经铣削加工后所形成的轴断面形状与尺寸完全一致。

装配后从两侧的孔中注入塑料，形成塑料销钉2将套管与轴连接为一体。

汽车与其它物体正面冲撞时，作用在套管与轴之间的轴向力使塑料销钉受到剪切作用，达到一定值以后剪断销钉，然后套管与轴相对移动，存在其间的塑料能增大摩擦阻力吸收冲击能量。

此外，套管与轴相互压缩，长度缩短，可以减少转向盘向驾驶员一侧的移动量，起到保护驾驶员的作用。

这种防伤机构结构简单，制造容易，只要合理地选取铆钉数量与直径，便能保证它可靠地工作和吸收冲击能量。

撞车后因套管与轴仍处在连接状态，所以汽车仍有可能转向行驶到不妨碍交通的地方。

弹性联轴器式防伤机构，由上、下转向轴1、5和有45’斜面的凸缘2、弹性垫片4（用涂有橡胶的多层帘布制成）、联接螺栓3组成，见图7—12。

汽车一旦出现严重的、破坏性碰撞事故，弹性垫片不仅有轴向变形，而且能撕裂直至断开，同时吸收了冲击能量，并允许上、下转向轴相对移动。

这种防伤机构的结构简单，容易制造，成本低。

但弹性垫片的存在会降低扭转刚度，对此必须采取结构措施予以消除。

这种结构工作的可靠性由弹性垫片的强度来决定。

汽车发生碰撞事故时，凸缘斜面上产生的轴向力Fz和径向力Fj相等，其最大值由弹性垫片的强度来决定

式中α0为实际断面宽度；t为垫片厚度；δ为垫片帘布层数；k1为考虑垫片不同时损坏的系数，取0．85；k2为考虑危险断面边缘的帘线完整性被破坏的系数，取0．80；σ1为拉伸应力，σ1=5．5N／mm2。

为了安全，建议轴向力Fz取为9kN，则用上式就可以确定垫片的尺寸。

图7—13示出的上、下两段转向管柱1和2压入两端各有两排凹坑的套管3里。

转向轴分为上、下两段，用花键连接（图上未画出），因而同上述几种形式比较，这种机构虽然工作可靠，但结构复杂，而且制造精度也相对要求高些。

汽车发生撞车事故时，依靠管柱与套管的挤压来吸收冲击能量。

因此，为了满足所要求的压紧力，设计时需要计算套管间的过盈量Δ

式中，n为互相平衡的径向力数或套管上的凹坑数；Ff为计算断面套管间接触点处的法向力；λW、λn为外、内套管系数；h为套管壁厚；E为弹性模量。

其中

式中，μ为泊松比；Rw、Rn为外、内套管平均半径。

撞车时，作用在转向管柱上的轴向力Fz受套管间压力限制，因而

式中，f为套管加工表面之间没有润滑时的摩擦因数。

第三节转向系主要性能参数

一、转向器的效率

功率P1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+=（P1—P2）／Pl；反之称为逆效率，用符号η-表示，η-=（P3—P2）／P3。

式中，P2为转向器中的摩擦功率；P3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，又需要有一定的逆效率。

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。

1．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等三种结构之一。

第一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ly+仅有54％。

另外两种结构的转向器效率，根据试验结果分别为70％和75％。

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10％。

（2）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

（7--1）

式中，αo为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f为摩擦因数。

2．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，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。

该冲击力由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上述两者之间。

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。

它的逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。

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，则逆效率可用下式计算

（7—2）

式（7—1）和式（7—2）表明：

增加导程角αo,正、逆效率均增大。

受η-增大的影响，αo不宜取得过大。

当导程角小于或等于摩擦角时，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，导程角必须大于摩擦角。

通常螺线导程角选在8°～10°之间。

二、传动比的变化特性

1．转向系传动比

转向系的传动比包括转向系的角传动比

和转向系的力传动比

从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力Fh之比，称为力传动比，即ip=2Fw／Fh。

转向盘转动角速度ωw与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向系角传动比

，即；

式中，dφ为转向盘转角增量；dβk为转向节转角增量；dt为时间增量。

它又由转向器角传动比iw和转向传动机构角传动比iw′所组成，即iwo=iwiw′。

转向盘角速度ωw与摇臂轴转动角速度ωK之比，称为转向器角传动比iw′,即

。

式中,dβp为摇臂轴转角增量。

此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。

摇臂轴转动角速度ωp与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向传动机构的角传动比iw′，即

。

2．力传动比与转向系角传动比的关系

轮胎与地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力矩Mr之间有如下关系

（7—3）

式中，α为主销偏移距，指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与支承平面交线间的距离。

作用在转向盘上的手力Fh可用下式表示

（7—4）

式中，Mh为作用在转向盘上的力矩；Dsw为转向盘直径。

将式（7—3）、式（7—4）代入ip=2Fw／Fh后得到

（7—5）

分析式（7—5）可知，当主销偏移距a小时，力传动比ip应取大些才能保证转向轻便。

通常轿车的a值在0．4～0．6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的d值在40～60mm范围内选取。

转向盘直径Dsw根据车型不同在JB4505—86转向盘尺寸标准中规定的系列内选取。

如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，2Mr／Mh可用下式表示

（7—6）

将式（7—6）代人式（7—5）后得到

（7—7）

当α和Dsw不变时，力传动比ip越大，虽然转向越轻，但iwo也越大，表明转向不灵敏。

3．转向系的角传动比iwo

转向传动机构角传动比，除用iw′=dβp／dβk表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长L2与摇臂臂长Ll之比来表示，即iw′=dβp／dβki≈L2／Ll。

现代汽车结构中，L2与L1的比值大约在0．85～1．1之间，可近似认为其比值为iwo≈iw=dφ／dβ。

由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比iw及其变化规律即可。

4．转向器角传动比及其变化规律

式（7—7）表明：

增大角传动比可以增加力传动比。

从ip=2Fw／Fh式可知，当Fw一定时，增大ip能减小作用在转向盘上的手力Fh，使操纵轻便。

考虑到iwo≈iw，由iwo的定义可知：

对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比。

角传动比增加后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度的响应变得迟钝，使转向操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成一对矛盾。

为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。

齿轮齿条式、循环球式、蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。

下面介绍齿轮齿条式转向器变速比工作原理。

根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即Pbl=Pb2。

其中齿轮基圆齿距Pbl=πmlcosα1，齿条基圆齿距Pb2=πm2cosα2。

由上述两式可知：

当齿轮具有标准模数m1和标准压力角α1与一个具有变模数m2、变压力角α2的齿条相啮合，并始终保持m1cosoαl=m2cosoα2时，它们就可以啮合运转。

如果齿条中部（相当汽车直线行驶位置）齿的压力角最大，向两端逐渐减小（模数也随之减小），则主动齿轮啮合半径也减小，致使转向盘每转动某同一角度时，齿条行程也随之减小。

因此，转向器的传动比是变化的。

图7—14是根据上述原理设计的齿轮齿条式转向器齿条压力角变化示例。

从图中可以看到，位于齿条中部位置处的齿有较大压力角和齿轮有较大的节圆半径，而齿条齿有宽的齿根和浅斜的齿侧面；位于齿条两端的齿，齿根减薄，齿有陡斜的齿侧面。

循环球齿条齿扇式转向器的角传动比iw=2πr／P（式7—13）。

因结构原因，螺距P不能变化，但可以用改变齿扇啮合半径r的方法，达到使循环球齿条齿扇式转向器实现变速比的目的。

随转向盘转角变化，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因素，主要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，在转向盘全转角范围内，驾驶员不存在转向沉重问题。

装用动力转向的汽车，因转向阻力矩由动力装置克服，所以在上述两种情况下，均应取较小的转向器角传动比并能减少转向

盘转动的总圈数，以提高汽车的机动能力。

转向轴负荷大又没有装动力转向的汽车，因转向阻力矩大致与‘车轮偏转角度大小成正比变化，汽车低速急转弯行驶时的操纵轻便性问题突出，故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，转向轮转角较小，转向阻力矩也小，此时要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。

因此，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7—15所示。

转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。

过小则在汽车高速直线行驶时，对转向盘转角过分敏感和使反冲效应加大，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。

直行位置的转向器角传动比不宜低于15～16。

三、转向器传动副的传动间隙Δt

1．转向器传动间隙特性

传动间隙是指各种转向器中传动副（如循环球式转向器的齿扇和齿条）之间的间隙。

该间隙随转向盘转角φ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7—16）。

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。

直线行驶时，转向器传动副若存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，就能在间隙Δt的范围内，允许车轮偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。

为防止出现这种情况，要求传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时（一般是10°～15°）要极小，最好无间隙。

转向器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大到无法确保直线行驶的稳定性时，必须经调整消除该处间隙。

调整后，要求转向盘能圆滑地从中间位置转到两端，而无卡住现象。

为此，传动副的传动间隙特性，应当设计成在离开中间位置以后呈图7—16所示的逐渐加大的形状。

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。

2．如何获得传动间隙特性

循环球式转向器的齿条齿扇传动副的传动间隙特性，可通过将齿扇齿做成不同厚度来获取必要的传动间隙。

即将中间齿设计成正常齿厚，从靠近中间齿的两侧齿到离开中间齿最远的齿，其厚度依次递减。

如图7—17所示，齿扇工作时绕摇臂轴的轴线中心O转动。

加工齿扇时使之绕切齿轴线O1转动。

两轴线之间的距离n称为偏心距。

用这种方法切齿，可获得厚度不同的齿扇齿。

其传动特性可用下式计算

（7—8）

式中，αd为端面压力角；R为节圆半径；βp为摇臂轴转角；R1为中心O1到b点的距离；n为偏心距。

偏心距n不同，传动副的传动间隙特性也不同。

图7—18示出偏心距n不同时的传动间隙变化特性。

n越大，在同一摇臂轴转角条件下，其传动间隙也越大。

一般偏心距n取0．5mm左右为宜。

第四节机械式转向器的设计与计算

一、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。

为此推荐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Mn（N·mm）

（7—9）

式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0．7；Gl为转向轴负荷（N）；p为轮胎气压（MPa）。

作用在转向盘上的手力为

（7—10）

式中，Ll为转向摇臂长；L2为转向节臂长；Dsw为转向盘直径；iw为转向器角传动比；η+为