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一、轉(zhuǎn)向器的效率
知識點1：轉(zhuǎn)向器的正效率和逆效率
功率P1從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號η+表示，η+=（P1-P2）/P1。
反之稱為逆效率，用符號η-表示，η-=（P3P2）/P3。
式中，P2為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；P3為作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。
為了保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤輕便，要求正效率高。
為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉(zhuǎn)向盤上要盡可能小，防止打手又要求此逆效率盡可能低。
知識點2：轉(zhuǎn)向器正效率的影響因素
影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。
從轉(zhuǎn)向器類型上看，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。
同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結(jié)構(gòu)之一。第一種結(jié)構(gòu)除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種轉(zhuǎn)向器的效率η+僅有54%。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗結(jié)果分別為70%和75%。
轉(zhuǎn)向搖臂軸軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。
如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計算
式中，α0為蝸桿（或螺桿）的螺線導(dǎo)程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為摩擦因數(shù)。
知識點3：逆效率對轉(zhuǎn)向器的影響
根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。
路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉(zhuǎn)向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。
不可逆式轉(zhuǎn)向器是指車輪受到的沖擊力，不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉(zhuǎn)向器。
極限可逆式轉(zhuǎn)向器介于上述兩者之間。在車輪受到?jīng)_擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉(zhuǎn)向盤。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)向器要小。
如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計算：
可見，增加導(dǎo)程角α0，正、逆效率均增大。受η-增大的影響，α0不宜取得過大。當導(dǎo)程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負值或者為零。此時表明該轉(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)向器。為此，導(dǎo)程角必須大于摩擦角。通常螺線導(dǎo)程角選在8°~10°之間。
二、傳動比的變化特性
知識點4：轉(zhuǎn)向系傳動比
轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比iω0和轉(zhuǎn)向系的力傳動比ip。
從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2Fw與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比，即ip =2Fw/ Fh。
轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比 iω0，即 ，式中， dφ為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；dβp 為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；dt為時間增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比iω和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比iω' 所組成，即 iω0=iωiω'。
轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與搖臂軸角速度ωp之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比iω'，即 ，式中，dβp 為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)向器。
搖臂軸角速度ωp與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度ωk之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比 ，即  。
知識點5：轉(zhuǎn)向系的力傳動比
輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩Mr之間有如下關(guān)系
式中，a為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。
作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh可用下式表示
式中，Mh為作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；Dsw為轉(zhuǎn)向盤直徑。
代入ip =2Fw/ Fh后得到
力傳動比ip應(yīng)取大些才能保持轉(zhuǎn)向輕便。
通常乘用車的a值在0.4~0.6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內(nèi)選取，而貨車的a值在40~60mm范圍內(nèi)選取。
轉(zhuǎn)向盤直徑Dsw對輕便性有影響，選用尺寸小些的轉(zhuǎn)向盤，雖然占用的空間少，但轉(zhuǎn)向時需對轉(zhuǎn)向盤施以較大的力，而選用尺寸大些的轉(zhuǎn)向盤又會使駕駛員進、出駕駛室時入座困難。轉(zhuǎn)向盤直徑Dsw根據(jù)車型不同在380~550mm的標準系列內(nèi)選取。
知識點6：力傳動比與角傳動比的關(guān)系
如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2 Mr/ Mh可用下式表示
得到：
當a和Dsw不變時，力傳動比ip越大，雖然轉(zhuǎn)向越輕，但iω0也越大，表明轉(zhuǎn)向不靈敏。
知識點7：轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比
轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比，除用 iω'=dβp /dβk表示以外，還可以近似地用轉(zhuǎn)向節(jié)臂臂長L2與搖臂臂長L1之比來表示，即 = dβp /dβk≈L2/ L1。現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，L2與L1的比值大約在0.85~1.1之間，可近似認為其比值為1，則 。
由此可見，研究轉(zhuǎn)向系的傳動比特性，只需研究轉(zhuǎn)向器的角傳動比iω及其變化規(guī)律即可。
知識點8：轉(zhuǎn)向器“輕”和“靈”的矛盾
增大角傳動比可以增加力傳動比。從ip=2Fw/ Fh式可知，當Fw一定時，增大ip能減小作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh，使操縱輕便。
考慮到iω0≈iω，由iω0的定義可知：對于一定的轉(zhuǎn)向盤角速度，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度與轉(zhuǎn)向器角傳動比成反比。角傳動比增加后，轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度對轉(zhuǎn)向盤角速度的響應(yīng)變得遲鈍，使轉(zhuǎn)向操縱時間增長，汽車轉(zhuǎn)向靈敏性降低，所以“輕”和“靈”構(gòu)成一對矛盾。
知識點9：轉(zhuǎn)向器角傳動的變化規(guī)律
隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角變化，轉(zhuǎn)向器角傳動比可以設(shè)計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的因素，主要是轉(zhuǎn)向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。
若轉(zhuǎn)向軸負荷小，在轉(zhuǎn)向盤全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，駕駛員不存在轉(zhuǎn)向沉重問題。裝用動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩由動力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應(yīng)取較小的轉(zhuǎn)向器角傳動比并能減少轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)，以提高汽車的機動能力。
轉(zhuǎn)向軸負荷大又沒有裝動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)向阻力矩大致與車輪偏轉(zhuǎn)角度大小成正比變化，汽車低速急轉(zhuǎn)彎行駛時的操縱輕便性問題突出，故應(yīng)選用大些的轉(zhuǎn)向器角傳動比。汽車以較高車速轉(zhuǎn)向行駛時，轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角較小，轉(zhuǎn)向阻力矩也小，此時要求轉(zhuǎn)向輪反應(yīng)靈敏，轉(zhuǎn)向器角傳動比應(yīng)當小些。因此，轉(zhuǎn)向器角傳動比變化曲線應(yīng)選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線。
轉(zhuǎn)向盤在中間位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜過小。過小則在汽車高速直線行駛時，對轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角過分敏感和使反沖效應(yīng)加大，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運動有困難。直行位置的轉(zhuǎn)向器角傳動比不宜低于15~16。
對乘用車推薦轉(zhuǎn)向器角傳動比iω在17~25范圍內(nèi)選取，對商用汽車iω在23~32范圍內(nèi)選取。
知識點10：齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器變速比工作原理
根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即Pb1=Pωb2。其中齒輪基圓齒距Pb1=πm1cosα1，齒條基圓齒距Pb2=πm2cosα2。由上述兩式可知：當齒輪具有標準的模數(shù)m1和標準壓力角α1與一個具有變模數(shù)m2、變壓力角α2的齒條相嚙合，并始終保持m11cosα1= m2cosα2時，它們就可以嚙合運轉(zhuǎn)。
如果齒條中部（相當汽車直線行駛位置）齒的壓力角最大，向兩端逐漸減?。?shù)也隨之減少），則主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉(zhuǎn)向器的傳動比是變化的。
根據(jù)上述原理設(shè)計的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器齒條壓力角變化示例。從圖中可以看到，位于齒條中部位置處的齒有較大壓力角和齒輪有較大的節(jié)圓半徑，而齒條齒有寬的齒根和淺斜的齒側(cè)面，位于齒條兩端的齒，齒根減薄，齒有陡斜的齒側(cè)面。
循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器的角傳動比iω=2πr/p 。因結(jié)構(gòu)原因，螺距P不能變化，但可以用改變齒扇嚙合半徑r的方法，達到使循環(huán)球齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器實現(xiàn)變速比的目的。
三、轉(zhuǎn)向器傳動副的傳動間隙Δt
知識點11：轉(zhuǎn)向器傳動間隙特性
傳動間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副（如循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒扇和齒條）之間的間隙。
該間隙隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角 的大小不同而改變，并把這種變化關(guān)系稱為轉(zhuǎn)向器傳動副傳動間隙特性。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有關(guān)。
直線行駛時，轉(zhuǎn)向器傳動副若存在傳動間隙，一旦轉(zhuǎn)向輪受到側(cè)向力作用，就能在間隙Δt的范圍內(nèi)，允許車輪偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。為防止出現(xiàn)這種情況，要求傳動副的傳動間隙在轉(zhuǎn)向盤處于中間及其附近位置時（一般是10°~15°）要極小，最好無間隙。
轉(zhuǎn)向器傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙大到無法確保直線行駛的穩(wěn)定性時，必須經(jīng)調(diào)整消除該處間隙。調(diào)整后，要求轉(zhuǎn)向盤能圓滑地從中間位置轉(zhuǎn)到兩端，而無卡住現(xiàn)象。為此，傳動副的傳動間隙特性，應(yīng)當設(shè)計成在離開中間位置以后呈下圖所示的逐漸加大的形狀。圖中曲線1表明轉(zhuǎn)向器在磨損前的間隙變化特性，曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙，曲線3表明調(diào)整后并消除中間位置處間隙的轉(zhuǎn)向器傳動間隙變化特性。
知識點11：如何獲得傳動間隙特性
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒條齒扇傳動副的傳動間隙特性，可通過將齒扇齒做成不同厚度來獲取必要的傳動間隙。即將中間齒設(shè)計成正常齒厚，從靠近中間齒的兩側(cè)齒到離開中間齒最遠的齒，其厚度依次遞減。
如圖所示，齒扇工作時繞搖臂軸的軸線中心O轉(zhuǎn)動。加工齒扇時使之繞切齒軸線O1轉(zhuǎn)動。兩軸線之間的距離n稱為偏心距。用這種方法切齒，可獲得厚度不同的齒扇齒。其傳動特性可用下式計算：
式中，αd為端面壓力角；R為節(jié)圓半徑；βp為搖臂軸轉(zhuǎn)角；R1為中心O1到b點的距離；n為偏心距。
偏心距n不同，傳動副的傳動間隙特性也不同。圖7-18示出偏心距n不同時的傳動間隙變化特性。n越大，在同一搖臂軸轉(zhuǎn)角條件下，其傳動間隙也越大。一般偏心距n取0.5mm左右為宜。
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