方程式赛车转向专业系统设计转向系统.doc

毕 业 设 计（论 文）

题目 大学生方程式赛车设计(转向器设计)

5 月 30 日

方程式赛车转向系统设计（转向系统）
摘 要
赛车转向系设计对赛车转向行驶性能、操纵稳定性等性能均有较大影响。在赛车转向系设计过程中一方面通过转向系统受力计算和UG草图功能进行运动分析，拟定转向系传动比，拟定了方向盘转角输入与轮胎转角输出之间角传动比为3.67；运用空间机构运动学原理,采用Matlab软件编制转向梯形断开点通用优化计算程序,拟定汽车转向梯形断开点最佳位置,从而将悬架导向机构与转向杆系运动干涉减至最小；然后采用UG运动分析办法,分析转向系在转向时运动,求解内外轮转角、拉杆与转向器及转向节臂传动角、转向器行程相应关系,为转向梯形设计及优化提供数据根据。
完毕构造设计与优化后咱们对转向纵拉杆与横拉杆计算球铰强度与耐磨性校核以及对某些易断杆件进行了校核计算，保证赛车有足够强度与寿命。完毕了对转向轻便性计算，咱们计算了转向轮转向力矩M转，转向盘上作用力p手以及转向盘回转总圈数n，以确认与否达到赛车规则中所规定规定以及转向灵活性与轻便性。最后咱们建立三维模型数据进行预装配，在软件上检查咱们设计转向系与否存在干涉等现象以及检查咱们转向系与否满足咱们设计规定，对咱们设计进行改进。
核心词：赛车，转向，UG，转向梯形，运动分析，齿轮齿条

The design of Formula front and rear suspension and steering system (steering system)
ABSTRACT
Steering System Design of a car has a significant impact of driving performance，steering stability. In the car design process，first through the steering force calculations and the UG kinetic analysis we determine the ratio of steering system，the relationship between the wheel angle input and output；The principles of spatial mechanism kinetics and a related optimization program by using Matlab are applied to the calculation of the spatial motion of the ackerman steering linkage. By using the method,the interference between suspension guiding mechanism and steering linkage is minimized；then UG kinetic analysis is used to analysis the motion of steering system when turning and calculating the corresponding relation between the turning angle of inside and outside wheels，the transmission angle of steering linkage and steering box or steering linkage and track-rod，and steering box stroke. And it provides a theoretical basis for designing and optimizing the steering trapezoidal mechanism.
After the work we calculate the ball joints tie rod strength and wear resistance，and some calculations was made on some dangerous bars，to ensure the car has enough strength and life. After carrying out a complete calculation of the portability，we calculate the torque of the wheel，the force of steering wheel on the hands and the total number of turns ，to meet the requirements in the car rules. Finally，we set up pre-assembled three-dimensional model data，checking the steering we designed whether there is interference phenomena and to examine whether our steering meet our design requirements，to improve our design.
KEY WORDS：FSAE，UG，steering trapezoid，motion analysis，rack and pinion
目 录
第一章 绪 论 1
§1.1 Formula SAE 概述 1
§1.1.1 背景 1
§1.1.2 发展和现状 2
§1.2 中华人民共和国FSAE发展概况 2
§1.3 任务和目的 3
第二章 转向系设计方案分析 4
§2.1 赛车转向系概述 4
§2.2 转向系基本构成 4
§2.3 转向操纵机构 4
§2.4 转向传动机构 6
§2.5 机械式转向器方案分析 6
§2.5.1 齿轮齿条式转向器 6
§2.5.2 其她形式转向器 8
§2.5.3 转向器形式选取 9
§2.6 赛车转向系统传动比分析 9
§2.7 转向梯形机构分析与选取 10
§2.7.1 转向梯形机构选取 10
§2.7.2 断开式转向梯形参数拟定 10
§2.7.3 转向系内外轮转角关系拟定 12
§2.7.4 MATLAB内外轮转角关系曲线某些程序 14
第三章 转向系重要性能参数 16
§3.1 转向器效率 16
§3.1.1 转向器正效率η+ 16
§3.1.2 转向器逆效率η- 17
§3.2 传动比变化特性 17
§3.2.1 转向系传动比 17
§3.2.2 力传动比与转向系角传动比关系 18
§3.2.3 转向系角传动比 19
§3.2.4 转向器角传动比及其变化规律 19
§3.3 转向器传动副传动间隙Δt 20
§3.3.1 转向器传动间隙特性 20
§3.3.2如何获得传动间隙特性 21
§3.4 转向系传动比拟定 22
第四章 齿轮齿条式转向器设计与计算 23
§4.1 转向系计算载荷拟定 23
§4.1.1 原地转向阻力矩MR计算 23
§4.1.2 作用在转向盘上手力Fh 23
§4.1.3转向横拉杆直径拟定 24
§4.1.4初步估算积极齿轮轴直径 24
§4.2 齿轮齿条式转向器设计 25
§4.2.1 齿条设计 25
§4.2.2 齿轮设计 25
§4.2.3 转向横拉杆及其端部设计 25
§4.2.4齿条调节 26
§4.2.5转向传动比 27
§4.3 齿轮轴和齿条设计计算 28
§4.3.1 选取齿轮材料、热解决方式及计算许用应力 28
§4.3.2 初步拟定齿轮基本参数和重要尺寸 29
§4.3.3拟定齿轮传动重要参数和几何尺寸 30
§4.4 齿轮齿条转向器转向横拉杆需要全套设计请联系Q Q运动分析 31
§4.5 齿轮齿条传动受力分析 32
§4.6 齿轮轴强度校核 32
§4.6.1轴受力分析 32
§4.6.2判断危险剖面 33
§4.6.3轴弯扭合成强度校核 33
§4.6.4轴疲劳强度安全系数校核 33
第五章 转向梯形优化设计 36
§5.1 目的函数建立 36
§5.2 设计变量与约束条件 37
§5.2.1 保证梯形臂不与车轮上零部件发生干涉 37
§5.2.2保证有足够齿条行程来实现规定最大转角 38
§5.2.3保证有足够大传动角α 38
第六章 基于UG运动仿真转向梯形设计与优化 41
§6.1 建立UG三维模型 41
§6.2 基于UG工程图模块转向机动图 42
§6.3 UG模型以及基于UG高档仿真零部件校核 42
§6.4 UG装配模型检查干涉问题 43
第七章 结论 45
参照文献 46
致 谢 47

第一章 绪 论
§1.1 Formula SAE 概述
§1.1.1 背景
Formula SAE 赛事由美国汽车工程师协会（the Society of Automotive Engineers 简称SAE）主办。SAE 是一种拥有超过60000 名会员世界性工程协会，致力与海、陆、空各类交通工具发展进步。
Formula SAE 是一项面对美国汽车工程师学会学生会员组队参加国际赛事，于1980 年在美国举办了第一届赛事。比赛目是设计、制造一辆小型高性能赛车。当前美国、欧洲和澳大利亚每年都会定期举办该项赛事。比赛由三个重要某些构成：工程设计、成本以及静态评比；多项单独性能实验；高性能耐久性测试。
Formula SAE 发展初衷是想创立一种小型道路赛车比赛，而当前已经发展成为一种拥有大概20个竞赛因素大型比赛，参加者涉及赛车和车队。Formula SAE 向年轻工程师们提供了一种参加故意义综合项目机会。由参加学生负责管理整个项目，涉及时间节点安排，做预算以及成本控制、设计、采购设备、材料、部件以及制造和测试。Formula SAE 为在老式教室学习中学生提供了一种现实工程经历。Formula SAE 队员在这个过程中将会经受考验，面对挑战，培养创造性思维和实践能力。出于此项比赛宗旨，参赛学生们是被一种假象制造公司雇佣，让她们制造一辆原型车，用于量产前各项评估。目的市场就是那些会在周末去参加高速穿障比赛（Autocross）非专业车手。因而，这些赛车在加速、制动、和操控性方面要有非常好体现。它们要造价低廉、便于维修并且足够可靠。此外，这些赛车市场竞争力会由于某些附加因素，例如美观、舒服性和零件兼容性而得到提高。制造公司日产能力要达到4 辆，并且原型车造价要低于25,000 美元。对于设计团队来说，挑战在于要在一定期间和一定资金限制下，设计和制造出最能满足这些目原型车。每一项设计将会与其她设计一起参加比较和评估从而决出最佳整车。
§1.1.2 发展和现状
从世界范畴来看，当今有三个地区有Formula SAE 学生竞赛，即美国、欧洲、澳洲。70 年代中期，几种美国大学开始主办本地学生设计竞赛赛车。SAE MiniBaja 名称沿袭了知名墨西哥Baja 1000 汽车比赛。第一届SAE Mini Baja 比赛于1976 年举办，并且迅速成为一种地区性年度比赛。比赛由三个评判原则构成，即一天静态比赛——设计、成本、陈述——接着一天是各自性能竞赛2项目。Mini Baja 比赛重点强调了地盘设计，由于每个队伍都使用一种8 匹马力引擎，这一点无法变化。在过去20 近年里，SAE Mini Baja 成功超乎了每个人预期。在SAE Mini Baja 成功获得各界认同同步，SAE 联合美国三大汽车公司开始推广一项技术水平更高工程类学生竞赛，这就是Formula SAE。FormulaSAE 相比SAE Mini Baja 有着许多进步和发展，引擎限制也已经大大放宽，容许参赛车队使用610cc 如下发动机，这极大地提高了赛车性能体现。
在发达国家，诸多高校已经从事Formula SAE 超过20 年时间，拥有大量资金和实验基本状况下，她们作品已经基本达到了专业水平，最高时速可达到甚至超过200km/h，0 到100km/h 加速时间普通都在4.5s 以内。
需要全套设计请联系Q Q
§1.2 中华人民共和国FSAE发展概况
外国该类项目起步较早，经验较丰富，而国内才刚刚起步，只有同济大学、湖南大学等很少数知名院校参加过此类赛事，具备参赛经验。其中湖南大学已经两次赴美国参赛，已有两代车型。其中第二代比第一代质量轻了许多，悬架采用了阻尼可调减震器，增长了先后需要全套设计请联系Q Q横向稳定杆，增长了悬架刚度和侧倾刚度；转向梯形转至座舱顶部，改进座舱内部空间，并减小最小转弯半径是赛车更加灵活；制动方面使用双制动总泵和平衡杆构造，是赛车先后轴制动力分派比例可调，以适应不同路面状况；车身造型方面保证空气动力学规定同步，使赛车更加美观，添加两侧冷却风气道，改进冷却系统。厦门理工车队车在北美获得“燃油经济性”和“新秀奖”两个单项亚军。她们赛车进行过发动机进气系统改进设计及流场特性分析、FSAE赛车进气系统改进设计、FSAE赛车悬架安装座三维定位尺寸算法与CAE分析、FSAE赛车悬架仿真分析及操纵稳定性虚拟实验、基于有限元FSAE赛车车架强度及刚度计算与分析等分析设计。
仔细分析湖大转向系采用齿轮齿条式转向器横置在赛车上，经齿条两端球头与左右横拉杆连接，当齿条移动时推动或拉动横拉杆，是转向轮偏转，实现转向。她转向器上还没有设立齿轮齿条游隙调节机构，齿轮齿条磨损后会严重影响转向性能。并且湖大转向系设计中只进行了运动学分析，而没有涉及到动力学，转向系刚度对系统优化影响也没有考虑，在赛车车身侧倾转向时还不满足阿克曼转向理论，与国际赛车还存在较大差距。咱们本次设计旨在设计出构造更合理，转向性能更好赛车转向系统，以缩小与外国车队差距。
§1.3 任务和目的
任务和目的重要提成两个某些：
1、设计一种达到一定性能并符合FSAE竞赛有关规定方程式赛车专项系统。
2、立足国内采购条件以及当前项目可以达到加工条件，通过购买可以通用部件、改装符合条件通用部件以及制造所有其她部件，完毕赛车转向系统制造、装配和调试。
在这个过程中必要兼顾成本、性能和可靠性三个方面。

第二章 转向系设计方案分析
§2.1 赛车转向系概述
赛车转向系统是关系到赛车性能重要系统，它是用来保持或者变化赛车行驶方向机构，在赛车行驶时，保证各转向轮之间有协调转角关系。
咱们转向系统设计重要任务是：学习大学生方程式赛车规则，依照有关车型国内外资料，以及某些有关调查和报告，对设计任务进行分析研究，形成详细技术方案，完毕转向系各重要方面设想，为进一步详细设计计算提供根据。如所设计汽车具备什么样性能，采用何种形式转向器，何种形式转向梯形，怎么布置转向系各部件，采用什么新构造、新技术，以及为满足各方面规定需要采用什么办法等，从而保证所设计汽车不但在预定使用条件下具备良好使用性能、重量轻、寿命长、构造简朴、使用以便、经济性好等，综合指标方面上要不断缩小与世界先进水平差距。
§2.2 转向系基本构成
图2-1 转向系统构成
1、转向器 2、转向摇臂 3、转向直拉杆4、转向节臂
5、转向梯形 6、转向横拉杆
§2.3 转向操纵机构
转向操纵机构涉及转向盘、转向轴、转向管柱。其总体设计如图2-2所示。

图2-2 转向操纵机构 图2-3 转向万向节
有时为了布置以便，减小由于装置位置误差及不见相对运动所引起附加载荷，提高汽车正面碰撞安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器输入端之间安装有转向万向节，如上图2-3所示。采用柔性万向节可减少传至传动轴振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系刚度。
依照交通事故记录资料和对汽车碰撞实验成果分析表白：汽车正面碰撞时，转向盘、转向管柱是使驾驶员受伤重要元件。因而，规定汽车在以48km/h速度、正面同其她物体碰撞实验中，转向管柱和转向轴在水平方向上后移量不得不不大于127mm；在台架实验中，用人体模型躯干以6.7m/s速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上水平力不得超过1123N，见GB11557—1998。为此，需在转向系中设计并安装能防止或者减轻驾驶员受伤机构。

图2-4 防伤机构 图2-5 转向传动机构
本文所采用机构如上左图2-4示，当转向传动轴中采用万向节连接时，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，这种构造虽然不能吸取碰撞能量，但其构造简朴，只要万向节连接两轴之间存在夹角正面碰撞后转向传动轴和转向盘就会错位，转向盘没有后移便不会危及驾驶员安全。转向轴上设立有万向节不但能提高安全性，并且有助于使转向盘和转向器在汽车上得到合理布置，提高操纵以便性并且拆装容易。
§2.4 转向传动机构
转向传动机构涉及转向摇臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。转向传动机构用于把转向器输出力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。
由于咱们赛车采用齿轮齿条式转向器， 并且转向齿条横向布置，因而该车转向传动机构非常简朴紧凑，不需要转向摇臂和转向拉杆。转向传动机构即为横拉杆及相应接头，其构造如上右图2-5所示。
§2.5 机械式转向器方案分析
§2.5.1 齿轮齿条式转向器

图 2-6 自动消除间隙装置
齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体齿条构成。与其她形式转向器比较，齿轮齿条式转向器最重要长处是：构造简朴、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器质量比较小；传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损浮现间隙后来，运用装在齿条背部、接近积极小齿轮处压紧力可以调节弹簧，能自动消除齿间间隙（如图2-6所示），这不但可以提高转向系统刚度，还可以防止
冲击和噪声；转向器体积小；[1]没有转向摇臂和直拉杆，因此转向轮转角可以增大；制导致本低。
齿轮齿条式转向器重要缺陷是：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冲击力大某些能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以精确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会照成打手，同步对驾驶员导致伤害。[1]依照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 a）；侧面输入，两端输出（图 b）；侧面输入，中间输出（图 c）；侧面输入，一端输出（图 d）。

2-7 齿轮齿条式转向器四种形式
依照齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置不同，齿轮齿条是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，如图2-8所示。

图2-8 齿轮齿条式转向器四种布置形式
§2.5.2 其她形式转向器
其她形式转向器重要尚有循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器、蜗杆指销式等形式转向器。
循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成螺旋槽内装钢球构成传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成传动副构成，如图2-9所示。
循环球式转向器长处是：在螺杆和螺母之间由于有可以循环流动钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到75%~85%；在构造和工艺上采用办法后，涉及提高制造精度，改进工作表面粗糙度和螺杆、螺母上螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够硬度和耐磨损性能，可保证有足够使用寿命；转向器传动比可以变化；工作可靠平稳。
循环球式转向器缺陷是：逆效率高，构造复杂，制造困难，制造进度规定高。

图2-9 循环球式转向器
§2.5.3 转向器形式选取
由上述分析综合考虑学校实际状况，例如考虑到咱们加工精度等因素，咱们选取了齿轮齿条是转向器。
§2.6 赛车转向系统传动比分析
由于赛车比赛比较激烈，方向盘转角与商用车相差较大，普通汽车方向盘转角普通不不大于三圈，而F1赛车方向盘转角都比较小，考虑到咱们赛车整体参数与卡丁车比较相似，咱们参照卡丁车初选转向系角传动比为1:1，方向盘转40度，转向内轮转40度。
赛车静止状态与转向系关于力如图2-10和2-11所示。
图2-10考虑主销后倾角时受力

式中ψ：赛道阻尼系数 G：赛车质量

图2-11为考虑主销内倾时受力
考虑到本次设计赛车主销内倾角后倾角均为零。
考虑到方向盘上力268.7N太大，在减小方向盘力同步，考虑到传动比太小转向敏捷度太高，不适于赛车手操作，故将传动比改为3.7，方向盘转110度，内轮转30度。
按选定传动比再次计算方向盘力为60N，满足规定。

图2-10 考虑主销后倾角是受力 图2-11 考虑主销内倾时受力
§2.7 转向梯形机构分析与选取
§2.7.1 转向梯形机构选取
转向梯形有整体式和断开式两种，选取整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案关于。无论采用那一种方案，都必要对的选取转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证所有车轮绕一种瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动车轮，作无滑动纯滚动运动。同步，为达到总体布置规定最小转弯直径值，转向轮应有足够大转角。
由于咱们赛车采用是独立悬架，因此转向梯形需采用与此相应断开式转向梯形，其重要长处是它与前轮采用独立悬架相配合，可以保证一侧车轮上、下跳动时，不会影响另一侧车轮。
§2.7.2 断开式转向梯形参数拟定
横拉杆上断开点位置与独立悬架形式关于。采用双横臂独立悬架时，惯用图解法（基于三心定理）拟定断开点位置。求法如2-12

图2-12 断开点拟定
1、延长KBB与KAA，交于立柱AB瞬心P点，由P点作直线PS。S点为转向节臂球销中心在悬架杆件（双横臂）所在平面上投影。当悬架摇臂轴线斜置时，应以垂直于摇臂轴平面作为当量平面进行投影和运动分析;
2、延长直线AB与KAKB，交于QAB点，连PQAB直线;
3、连接S和B点，延长直线SB;
4、作直线PQBS，使直线PQAB与PQBS间夹角等于直线PKA与PS间夹角。当S点低于A点时，PQBS线应低于PQAB线;
5、延长PS与QBSKB，相交于D点，此D点便是横拉杆铰接点（断开点）抱负位置。
以上是在前轮没有转向状况下，拟定断开点D位置办法。此外，还要对车轮向左转和向右转几种不同工况惊进行校核。图解办法同上，但S点位置变了；当车轮转向时，可以以为S点沿垂直于主销中心线AB平面上画弧（不计主销后倾角）。如果这种办法所得到横拉杆长度在不同转角下都相似或十分接近，则不但在汽车直线行驶是，并且在转向时，车轮跳动都不会对转向产生影响。双横臂互相平行悬架能满足此规定，如图2-12a、c所示。[2]
§2.7.3 转向系内外轮转角关系拟定
齿轮齿条式转向系构造如图2-13所示，转向轴1末端与转向器齿轮轴2直接相连或通过万向节轴相连，齿轮2与装于同一壳体齿条3啮合，外壳则固定于车身或车架上。齿条通过两端球铰接头与两根分开横拉杆4、7相连，两横拉杆又通过球头销与左右车轮上梯形臂5、6相连。因而，齿条3既是转向器传动件又是转向梯形机构中三段式横拉杆一某些。

图2-13 转向系统构造简图
1、转向轴 2、齿轮 3、齿条 4、左横拉杆 5、左梯形臂 6、右梯形臂 7、右横拉杆
咱们齿轮齿条式转向器布置在前轴后方，安装时，齿条轴线与汽车纵向对称轴垂直，并且当转向器处在中立位置时，齿条两端球铰中心应对称处在汽车纵向对称轴两侧。
咱们赛车，轴距L、主销后倾角β以及左右两主销轴线延长线与地面交点之间距离K，齿条两端球铰中心距M，梯形底角γ，梯形臂长L1以及齿条轴线到梯形底边安装距离h。则横拉杆长度L2壳由下式计算

转动转向盘时，齿条便向左或向右移动，使左右两边杆系产生不同u运动，从而使左右车轮分别获得一种转角。以汽车左转弯为例，此时右轮为外轮，外轮一侧杆系运动如图2-12所示。设齿条向右移动某一行程S，通过右横拉杆推动右梯形臂，使之转角。
取梯形右底角顶点O为坐标原点，X、Y轴方向如图2所示，则可导出齿条行程S与外轮转角关系：
（2-2）

图2-15 内轮一侧杆系运动状况 图2-14 外轮一侧杆系运动情
此外，由图2-14可知：

而

（2-3）
而内轮一侧运动则如图2-15所示，齿条右移了相似行程S，通过左横拉杆拉动右梯形臂转过θi，取梯形左底角顶点O1为坐标原点，X、Y轴方向如2-15所示，则同样可导出齿条行程S与内轮转角θi关系，即：
(2-4)
(2-5)
因而，运用公式（2-2）便可求出相应于任一外轮转角θ0齿条行程S，再将S代人公式（2-5）即可求出相应内轮转角θi。把公式（2-2）和（2-5）结合起来便可将θi表达为θ0函数，记作：

反之，也可运用公式（2-4）求出相应任一内轮转角齿条行程S，再将S代入公式（2-3）即可求出相应外轮转角。将公式（2-4）和（2-3）结合起来可将表达为函数，记作：

通过计算得：

§2.7.4 MATLAB内外轮转角关系曲线某些程序
sita20=0.0001
for i=1:50
D2R=pi/180
sita21=atan(1/(1/tan(sita20)-1200/1650))
angles1(i,1)=sita20/D2R
angles1(i,2)=sita21/D2R
sita20=sita20+D2R
end
plot(angles1(:,1),angles1(:,2))
axis([0 30 0 30])
xlabel('input angles(degrees)')
ylabel('solved angles(degrees)')
hold on

r=66*pi/180
h=50
k=1100
M=730
sita0=0
L1=40
L2=(((k-M)/2-L1*cos(r))^2+(L1*sin(r)-h)^2)^0.5
D2R=pi/180
for i=1:50
……
sita0=sita0+D2R
end
plot(angles(:,1),angles(:,2))
axis([0 30 0 30])
xlabel('input angles(degrees1)')
ylabel('solved angles(degrees1)')

图2-16 MATLAB绘制内外论转角关系曲线
第三章 转向系重要性能参数
§3.1 转向器效率
功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得效率称为正效率，用符号η+表达，η+=(P1—P2)／Pl；反之称为逆效率，用符号η-表达，η- =(P3—P2)／P3。式中，P2为转向器中摩擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上功率。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，规定正效率高。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，又需要有一定逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员疲劳，车轮与路面之间作用力传至转向盘上要尽量小，防止打手又规定此逆效率尽量低。
§3.1.1 转向器正效率η+
影响转向器正效率因素有：转向器类型、构造特点、构造参数和制造质量等。
1、转向器类型、构造特点与效率 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正效率要明显低些。
同一类型转向器，因构造不同效率也不同样。如蜗杆滚轮式转向器滚轮与支持轴之间轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承等三种构造之一。第一种构造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，故这种转向器效率ly+仅有54％。此外两种构造转向器效率，依照实验成果分别为70％和75％。
转向摇臂轴轴承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、转向器构造参数与效率 如果忽视轴承和其他地方摩擦损失，只考虑啮合副摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率可用下式计算
（3-1）
式中，αo为蜗杆(或螺杆)螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f为摩擦因数。
§3.1.2 转向器逆效率η-
依照逆效率大小不同，转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在车轮上力，通过转向系可大某些传递到转向盘，这种逆效率较高转向器属于可逆式。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，车轮受到冲击力，能大某些传至转向盘，导致驾驶员“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，是指车轮受到冲击力不能传到转向盘转向器。该冲击力由转向传动机构零件承受，因而这些零件容易损坏。同步，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺少路面感觉；因而，当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，此力只有较小一某些传至转向盘。它逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同步转向传动机构零件所承受冲击力也比不可逆式转向器要小。
如果忽视轴承和其他地方摩擦损失，只考虑啮合副摩擦损失，则逆效率可用下式计算
（3-2）
式(3—1)和式(3—2)表白：增长导程角αo,正、逆效率均增大。受η-增大影响，αo不适当获得过大。当导程角不大于或等于摩擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表白该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必要不不大于摩擦角。普通螺线导程角选在8°～10°之间。
§3.2 传动比变化特性
§3.2.1 转向系传动比
转向系传动比涉及转向系角传动比和转向系力传动比
从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上合力2Fw与作用在转向盘上手力之比，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iwo，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′ 所构成，即 iwo=iw iw′ 。
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。此定义合用于除齿轮齿条式之外转向器。
摇臂轴转动角速度ωp与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向传动机构角传动比，即
。
§3.2.2 力传动比与转向系角传动比关系
轮胎与地面之间转向阻力和作用在转向节上转向阻力矩之间有如下关系
（3-3）
式中，α为主销偏移距，指从转向节主销轴线延长线与支承平面交点至车轮中心平面与支承平面交线间距离。
作用在转向盘上手力Fh可用下式表达
（3-4）
式中，为作用在转向盘上力矩；为转向盘直径。
将式(3-3)、式(3-4)代入后得到
(3-5)
分析式(3-5)可知，当主销偏移距a小时，力传动比 ip 应取大些才干保证转向轻便。普通轿车 a 值在0．4～0．6倍轮胎胎面宽度尺寸范畴内选用，而货车d值在40～60mm范畴内选用。转向盘直径依照车型不同在JB4505—86转向盘尺寸原则中规定系列内选用。
如果忽视摩擦损失，依照能量守恒原理，2／可用下式表达
（3-6）
将式(3-6)代人式(3-5)后得到
（3-7）
当 α 和 不变时，力传动比 越大，虽然转向越轻，但也越大，表白转向不敏捷。
§3.2.3 转向系角传动比
转向传动机构角传动比，除用 =dβp/dβk表达以外，还可以近似地用转向节臂臂长L2与摇臂臂长Ll之比来表达，即=dβp/dβki≈L2/Ll 。当代汽车构造中，L2与L1比值大概在0.85～1.1之间，可近似以为其比值为 ≈=dφ/dβ。由此可见，研究转向系传动比特性，只需研究转向器角传动比及其变化规律即可。
§3.2.4 转向器角传动比及其变化规律
式(3-7)表白：增大角传动比可以增长力传动比。从 =2Fw／Fh式可知，当Fw一定期，增大ip能减小作用在转向盘上手力Fh，使操纵轻便。
考虑到 iwo≈iw ，由 iwo 定义可知：对于一定转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比。角传动比增长后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度响应变得迟钝，使转向操纵时间增长，汽车转向敏捷性减少，因此“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。下面简介齿轮齿条式转向器变速比工作原理。
依照互相啮合齿轮基圆齿距必要相等， 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：当齿轮具备原则模数m1和原则压力角α1与一种具备变模数m2、变压力角α2齿条相啮合，并始终保持 m1cosαl=m2cosα2时，它们就可以啮合运转。如果齿条中部(相称汽车直线行驶位置)齿压力角最大，向两端逐渐减小(模数也随之减小)，则积极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。因而，转向器传动比是变化。图3-1是依照上述原理设计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齿有较大压力角和齿轮有较大节圆半径，而齿条齿有宽齿根和浅斜齿侧面；位于齿条两端齿，齿根减薄，齿有陡斜齿侧面。

图3-1 齿条压力角变化简图a）齿条中部齿b）齿条两端齿

§3.3 转向器传动副传动间隙Δt
§3.3.1 转向器传动间隙特性
传动间隙是指各种转向器中传动副(如循环球式转向器齿扇和齿条)之间间隙。该间隙随转向盘转角φ大小不同而变化，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)。研究该特性意义在于它与直线行驶稳定性和转向器使用寿命关于。

图3-2 转向器传动间隙特性
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范畴内，容许车轮偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。为防止浮现这种状况，规定传动副传动间隙在转向盘处在中间及其附近位置时(普通是10°～15°)要极小，最佳无间隙。
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导致间隙大到无法保证直线行驶稳定性时，必要经调节消除该处间隙。调节后，规定转向盘能圆滑地从中间位置转到两端，而无卡住现象。为此，传动副传动间隙特性，应当设计成在离开中间位置后来呈图7—16所示逐渐加大形状。图中曲线1表白转向器在磨损前间隙变化特性，曲线2表白使用并磨损后间隙变化特性，并且在中间位置处已浮现较大间隙，曲线3表白调节后并消除中间位置处间隙转向器传动间隙变化特性。
§3.3.2如何获得传动间隙特性
循环球式转向器齿条齿扇传动副传动