毕业论文-轻型载重货车设计(转向系及前桥设计)（有cad图）.doc
587 轻型载重货车设计（转向系及前桥设计）（全套CAD图+说明书+翻译）
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轻型载重货车设计(转向系及前桥设计)
摘 要
在本次毕业设计中，是关于轻型载货汽车的前桥及转向系统的设计。本着力争性能可靠，价优，易造的设计构想，同时也主要参照拖厂的同类车型，努力去改造，去创新。
转向从动桥是通过悬架和车相连，两侧安装着从动车轮，用以传递车架与车轮之间的各种力和力矩。汽车的转向系是利用转向节使车轮可以偏转一定角度以实现汽车的转向。汽车的转向系是用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，在行驶中起到重要作用。主要可分为机械转向系，动力转向系和电动转向系。其中电动转向系是未来汽车转向系的发展方向。
综合各种因素，本次设计采用采用转向梯形机构布置在前轴之后的整体式车桥和采用了正效率很高，操纵方便且使用寿命长的机械式循环球式转向器。本次设计包括对转向从动桥结构形式的选择，主要是计算前轴、转向节、主销、主销上下轴承、转向节推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的应力校核。还包括转向器的结构选择及其设计计算并对转向梯形进行优化设计。设计中水平有限，但希望能设计出一辆经济实用的轻型载货汽车。
关键词：运输车，前桥，主销，转向轴
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I 轻型载重货车设计 (转向系及前桥设计 ) 摘 要 在本次毕业设计中，是关于轻型载货汽车的前桥及转向系统的设计。本着力争性能可靠，价优，易造的设计构想，同时也主要参照拖厂的同类车型，努力去改造，去创新。 转向从动桥是通过悬架和车相连，两侧安装着从动车轮，用以传递车架与车轮之间的各种力和力矩。汽车的转向系是利用转向节使车轮可以偏转一定角度以实现汽车的转向。汽车的转向系是用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，在行驶中起到重要作用。主要可分为机械转向系，动力转向系和电动转向系。其中电动转向系是未来汽车转向系的发展方向 。 综合各种因素，本次设计采用采用转向梯形机构布置在前轴之后的整体式车桥和采用了正效率很高，操纵方便且使用寿命长的机械式循环球式转向器。本次设计包括对转向从动桥结构形式的选择， 主要是计算前 轴 、转向节、主销、主销上下轴承、转向节推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的应力 校核。还包括转向器的结构选择及其设计计算并对转向梯形进行优化设计。设计中水平有限，但希望能设计出一辆经济实用的轻型载货汽车。 关键词： 运输车，前桥，主销，转向轴 F N O F n my is s I my to my s is is It is to at to T to by at of of to to to or to or or is be in In of be of of of of on of is in to a 3 主要符号表 量的名称 量的符号 单位 汽车前轴静载荷 车质心高度 向阻力矩 M r 触应力 轮承受的制动力 pN 前轮承受的垂直力 N 垂向弯矩 M 平弯矩 轮所受的重力 轮轮距 B 钢板弹簧座中心距 S 矩 T 胎的滚动半径 面垂向反力 Z N 地面侧向反力 Y N 力偶矩 Q 承的轴向载荷 承静承载容量 4 轴承当量静载荷 向轴输入功率 向器中的摩擦功率 率 导程角 0着系数 5 目录 前言 . 7 第一章 概述 . 7 第二章 从动桥的方案确定 . 10 动桥总体方案确定 . 10 第三章 转向系的方案确定 . 12 向系整体方案确定 . 12 向器结构形式及选择 . 12 环球式转向器结构及工作原理 . 13 第四章 从动桥的设计计算 . 15 动桥 主要零件尺寸的确定 . 15 动桥主要零件工作应力的计算 . 15 在最大侧向力 (侧滑 )工况下的前梁应力计算 . 17 向节在制动和侧滑工况下的应力计算 . 19 销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算 . 20 向节推力轴承的计算 . 23 第五章 转向系统的设计计算 . 24 向系主要性能参数 . 24 向器的效率 . 24 动比的变化特性 . 24 要参数的确定 . 25 定的主要计算参数 . 25 择主要转向参数 . 25 轮的左右最大转角确定 . 26 向梯形的选择设计 . 27 向梯形的优化 . 28 环球式转向器的设计 . 31 向器（循环球式）的效率 . 31 要参数的选择 . 31 杆、钢球和螺母传动副 . 32 6 条、齿扇传动副设计 . 33 向系主要性能参数确定 . 34 向系的角传动比i. 34 向盘旋转圈数 n . 34 环球式转向器零件强度的校核 . 34 球与滚道间的接触应力 . 35 的弯曲应力 . 35 向系其他元件的选择及材料的确定 . 36 第六章 转向系主要零件的强度计算 . 37 算载荷的确定 . 37 要零件的强度计算 . 37 总 结 . 35 致 谢 . 40 参考文献 . 41 7 前言 在目前金融危机的大 环境下，伴随着汽车行业的发展，轻型货运汽车在国民生产中扮演着更重要的角色。 轻型载货汽车各个领域得到了广泛应用，对于它的设计是依据以往理论知识及实践经验，在满足其功用的前提下来进行的。转向系统是用来保持或改变汽车行驶方向的机构，它在整体设计中亦有其重要地位，对转向时车轮正确运动和汽车的安全行驶有重大影响，这就要求其工作可靠、操纵轻便。 在目前的设计和使用方面，转向系统由机械式和动力式两类，由于动力式转向系统能减轻驾驶员的负担，而且操作方便，所以到广泛使用。机械式转向系统由于造价低廉，而且能够满足轻型货车等一 大部分汽车的转向需要，固也得到了广泛的使用。机械式转向系由操纵机构、转向器和转向传动机构组成，其重点是转向器和传动机构的设计。现今国内轻型汽车多才用整体式循环球式转向器，整体式后置梯形。 本毕业设计说明书，主要讲述了前桥前悬和转向系统的选择设计和方案分析。对前桥前悬和转向系统的分类和工作原理进行了深入的对比和分析，选出最优方案来进行设计；对于转向系统的重要组成部分转向器和转向传动机构进行分析设计，选择合适的机构和零件。 8 第一章 概述 从动桥通过悬架与车架相联，两侧安装着从动车轮，用以在车架与车轮之间传递 铅垂力、纵向力和横向力。从动桥还要承受和传递制动力矩。 根据从动车轮能否转向，从动桥分为转向桥与非转向桥。一般汽车多以前桥为转向桥。为提高操纵稳定性和机动性，有些轿车采用全四轮转向。多轴汽车除前轮转向外，根据对机动性的要求，有时采用两根以上的转向桥直至全轮转向。 一般载货汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向从动桥。轿车多采用前置发动机前桥驱动，越野汽车均为全轮驱动，故它们的前桥既是转向桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。 从动桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非断开式与 断开式两种。与非独立悬架相匹配的非断开式从动桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是转向桥时，则其两端经转向主销与转向节相联。断开式从动桥与独立悬架相匹配。 为了保持汽车直线行驶的稳定性、转向轻便性及汽车转向后使前轮具有自动回正的性能，转向桥的主销在汽车的纵向和横向平而内都有一定倾角。在纵向平面内，主销上部向后倾斜一个 角，称为主销后倾角。在横向平面内，主销上部向内倾斜一个角，称为主销内倾角。还有车轮外倾角及前束。 在汽车的设计、制造、装配调 整和使用中必须注意防止可能引起的转向车轮的摆振，它是指汽车行驶时转向轮绕主销不断摆动的现象，它将破坏汽车的正常行驶。转向车轮的摆振有自激振动与受迫振动两种类型。前者是由于轮胎侧向变形中的迟滞特性的影响，使系统在一个振动周期中路面作用于轮胎的力对系统作正功，即外界对系统输入能量。如果后者的值大于系统内阻尼消耗的能量，则系统将作增幅振动直至能量达到动平衡状态。这时系统将在某一振幅下持续振动，形成摆振。其振动频率大致接近系统的固有频率而与车轮转速并不一致，且会在较宽的车速范围内发生。通常在低速行驶时发生的摆振往往 属于自摄振动型。当转向车轮及转向系统受到周期性扰动的激励，例如车轮失衡、端面跳动、轮胎的几何和机械 9 特性不均匀以及运动学上的干涉等，在车轮转动下都会构成周期性的扰动。在扰动力周期性的持续作用下，便会发生受迫振动。当扰动的激励频率与系统的固有频率一致时便发生共振。其特点是转向轮摆振频率与车轮转速一致，而且一般都有明显的共振车速，共振范围较窄 (3 5km/h)。通常在高速行驶时发生的摆振往往属于受迫振动型。 转向轮摆振的发生原因及影响因素复杂，既有结构设计的原因和制造方面的因素如车轮失衡、轮胎的机械特性、系统的 刚度与阻尼、转向轮的定位角以及陀螺效应的强弱等；又有装配调整方面的影响，如前桥转向系统各个环节间的间隙 (影响系统的刚度 )和摩擦系数 (影响阻尼 )等。合理地选择这些有关参数、优化它们之间的匹配，精心地制造和装配调整，就能有效地控制前轮摆振的发生。在设计中提高转向器总成与转向拉杆系统的刚度及悬架的纵向刚度，提高轮胎的侧向刚度，在转向拉杆系中设置横向减震器以增加阻尼等，都是控制前轮摆振发生的一些有效措施。 10 第二章 从动桥的方案确定 动桥总体方案确定 转向从动桥的主要零件有前梁 ，转向节，主销，注销上下轴承及转向节衬套，转向节推力轴承，轮毂等。 转向前桥有断开式和非断开式两种。断开式前桥与独立悬架相配合，结构比较复杂但性能比较好，多用于轿车等以载人为主的高级车辆。非断开式又称整体式，它与非独立悬架配合。它的结构简单，承载能力大，这种形式再现在汽车上得到广泛应用。因此本次设计就采用了非断开式从动桥。 作为主要零件的前梁是用中碳钢或中碳合金钢的，其两端各有一呈拳形的加粗部分为安装主销的前梁拳部；为提高其抗弯强度，其较长的中间部分采用工字形断面并相对两端向下偏移一定距离，以降低发动机从而 降低传动系的安装位置以及传动轴万向节的夹角。为提高其抗扭强度，两端与拳部相接的部分采用方形断面，而靠近两端使拳部与中间部分相联接的向下弯曲部分则采用两种断面逐渐过渡的形状。中间部分的两侧还要锻造出钢板弹簧支座的加宽文承面。 转向节用中碳合金钢模级成整体式结构。转向节通过主销与前梁的拳部相连，使前轮可以绕主销偏转一定的角度使汽车转向。为减小磨损，转向节销孔内设计时压入青铜衬套，衬套上的润滑油槽在上面端部是切通的，用装在转向节上的油嘴注入润滑脂润滑，为使转向轻便，在转向节和前梁拳部设有圆锥推力滚子轴承。 主销的几种结构型式如图 2示，本次设计用 (a)。 11 （ a） (b) (c) (d) 图 2销结构形式 （ a）圆柱实心型 (b) 圆柱空心型 (c) 上，下端为直径不等的圆柱，中间为锥体的主销 (d)下部圆柱比上部细的主销 车轮轮毂通过两个圆锥滚子轴承支撑在转向节外端的轴颈上，轴承的松紧度可通过调整螺母进行调整。轮毂外端用冲压的金属外罩罩住。轮毂内侧有油封，以防润滑油进入 制动器内。 12 第三章 转向系的方案确定 向系整体方案确定 用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构即称作汽车的转向系。 转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。在现代汽车结构中，常用机械式转向系。机械式转向系依靠驾驶员的手力转动方向盘，经过转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车装有防伤机构和转向减振装置。还有一些汽车的专门装有动力转向机构，并借助此机构来减轻驾驶员的手力，以降低驾驶员的劳累程度。 本次设计采用机械式转向器。 对转向系的主要要求有： 一、操纵轻便。本 次设计针对轻型载货货车，要求方向盘最大手力不超过360N,方向盘的回转圈数要少。 二、工作安全可靠。 三、在转向后，方向盘有自动回正能力，能保持汽车有稳定的直线行驶能力。 四、在前轮受到冲击时，转向系传递反向冲击到方向盘上要小。 五、应尽量减小转向系统连接处的间隙，间隙应能自动补偿即调整，除了设计应正确的选择导向轮的定位角外，转向盘在中间式的自由行程应当保证直线行驶的稳定性和转向盘相对导向轮偏转角的灵敏度。 3. 2 转向器结构形式及选择 根据转向器所用传动副的不同，转向器有多种。常见的有循 环球式球面蜗杆蜗轮式、蜗杆曲柄销式和齿轮齿条式等。 转向器的结构形式，决定了其效率特性以及对角传动比变化特性的 13 要求。选用那种效率特性的转向器应有汽车用途来决定，并和转向系方案有关。经常行驶在好路面上的轿车和市内用客车，可以采用正效率较高的、可逆程度大的转向器。 效率高、工作可靠、平稳，蜗杆和螺母上的螺旋槽在淬火后经过磨削加工，所以耐磨且寿命较长。齿扇和齿条啮合间隙的调整工作容易进行。和其它形式转向器比较，其结构复杂，对主要零件加工精度要求较高。 蜗杆曲柄销式转向器角传动比的变化特性和啮合间隙特 性变化受限制，不能完全满足设计者的意图。 齿轮齿条式转向器的结构简单，因此制造容易，成本低，正、逆效率都高。为了防止和缓和反向冲击传给方向盘，必须选择较大的传动比，或装有吸振装置的减振器。 本设计采用循环球式转向器。 环球式转向器结构及工作原理 循环球式转向器中一般有两级传动副。第一级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副。 转向螺杆的轴颈支撑在两个圆锥滚子轴承上。轴承紧度可用调整垫片调整。转向螺母的下平面上加工成齿条，与齿扇轴内的齿扇部分相啮合。通过转 向盘转动转向螺杆时，转向螺母不转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转动。为了减小转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，其间装有小钢球以实现滚动摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面轮廓的螺旋管状通道。转向螺母外有两根导管，两端分别插入螺母的一对通孔。导管内装满了钢球。两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球流道。转向器工作是两列钢球只是在各自封闭的流道内循环，而不脱出。 转向螺母上的齿条式倾斜的，因此与之啮合的齿应当是分度圆上的齿厚沿齿扇轴线按线性关系变化的变厚齿扇。因为循环球转向器的正传动效率很 高，操作轻便，使用寿命长。经常用于各种汽车。 综上最后本次设计选定循环球式转向器。 14 15 第四章 从动桥的设计计算 动桥主要零件尺寸的确定 转向从动桥采用工字形断面的前梁 ， 可保证其质量最小而在垂向平面内的刚度大，强度高。工字形断面尺寸的推荐值，见图 5中虚线绘出的是其当量断面。该断面的垂向弯曲截面系数位为 3 可近似取为 3333 v 3333 h (4 式中 a= 由经验公式： 2200(4式中 m=806 l=335 33 0 0 10335403 动桥主要零件工作应力的计算 主要是计算前梁、转向节、主销、主销上下轴承 (即转向节衬套 )、转向节推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的工作应力。绘制计算用简图时可忽略车轮的定位角，即认为主销内倾角、主销后倾角，车轮外倾角均为零，而左右转向节轴线重合 且与主销轴线位于同一侧向垂直平面内。如下所示： 16 图 4 1 转向从动桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图 1 2制动工况下的前梁应力计算： 制 动时 前 轮 承 受的 制 动 力 力 1Z 传给 前 梁 ，使 前 梁 承受 弯 矩 和转矩。考虑到制动时汽车质量向前，转向桥转移，则前轮所承受的地面垂直反 力为： 2 111 (4式中： 1G 汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷， N； 1m 汽车制动时对前桥的质量转移系数，对轿车和载货汽车的前桥可取 量分配给前桥 35%； 2 111 = 前轮所承受的制动力： 1 (4式中： 轮胎与路面的附着系数取为 于 1Z 和 前梁 引起 的 垂向 弯矩方 向 的弯 矩弹簧座之间达最大值，分别为： 2)2()( 1121 (4 17 22 11212 N (4式中： 2l 见图 4 1，取 2l =335 mm 车轮 (包括轮毅、制动器等 )所受的重力， N；取80N； B 前轮轮距取 B=1320 S 前梁上两钢板弹簧座中心间的距离取为 650 501320) 5 5 4 动力 使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩 T： T= rz N (4式中： r 轮胎的滚动半径取 r =635/2=317.5 有 T=129000N 4出了前梁在制动工况下的弯矩图及转矩图。 前梁 在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力w（单位为 M ： 68 3 6 0 4 0 0 106 5 (4式中 : vW，T 见式（ 4 扭转应力为： 6 6m a x (4式中： - 前梁在危险截面处的扭转截面系数， 工字型断面 ： h 410 4 (4 前梁应力的许用值【w】 =340500 】 =150240梁可采用 45,30 40 中碳钢或中碳合金钢制造，硬度 241285 在最大侧向力 (侧滑 )工况下的前梁应力计算 18 当汽车承受最大侧向力时无纵向力作用，左、右前轮承受的地面垂向反力 与侧向反力 此时 右作用 ),各不相等，前轮的地面反力 (单位都为 N)分别为： )21(2111 1 92)1 3 20 (4)21(21111 320 (411 111 )21(2 (4 1)21(2 1 111 (4式中：00 1 1B 3201G 806侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂直作用 )(111 )(111 则有 ： 6 76 5 0) 78 0 0( (4 16 5 0) 78 0 0( (4汽车侧滑时左右前轮轮毂内外轴承的径向力（单位为 N）分别为 ba rL r 5 4 023 202023 (4ba rR r 6 2 6 0 023 202023 (4ba rL r 2 3 023 202023 (4ba rR r 023 232023 (4 公式中： r L 1 , 至车轮中线的距离 , L 2 , 至车轮中线的距离 , 19 求得 111 , 即可求得左右前轮轮毂内轴承对轮毂的径向支承1, 和外轴承对轮毂的径向支承 S 22 , ，这样就求出了轮毂轴承对轴轮的径向支承反力。根据这些力及前梁在钢板弹簧座处的垂向力 T 11 , 可绘出前梁与轮轴在汽车侧滑时的垂向受力弯矩图（ 4汽车的最大弯矩发生在侧滑方向一侧的主销孔处，另一处在钢板弹簧座处，可以按下式求得： 11M = N m 111 9 1 6 (422M = N m 211 0 2 (4公式中： Z 11 , N； Y 11 , N; 向节在制动和侧滑工况下的应 力计算 如图 5 2 所示，转向节的危险断面在轴径为1 图 4 2 转向节，主销及转向节衬套的计算用图 在制动工况下转向节应力计算 面处的轴径仅受垂向弯矩制动力矩不经转向节的轮轴传递而直接由制动底板传给在转向节上的安 装平面。这时的vM，面处的合成弯矩应力w（ ： 20 N m 9 7 7 6 440)9 8 2 4()( 31 (4N m h 2 1 7 2 431 (4 = M P M 3 223122 (4式中： 1d 转向节的轮轴根部轴径取为 50l=40 w=550 得： 故 50轴颈满足要求。 转向节采用 3040中碳合金钢制造，心部硬度 285，高频淬火后表面硬度 65，硬化层 深 轴根部的圆角液压处理。 在侧滑工况下转向节应力计算 在侧滑时左、右转向节在危险断面 的弯矩是不等的，可分别下式求得： N m 311 9 1 6 （ 4 Nm 131 2 4 （ 4 左右转向节在危险截面处的弯曲应力为： M P 01 （ 4 M P （ 4 w=500左右转向节均满足要求； 销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算 在制动和侧滑工况下，在转向节上、下衬套的中心，即与轮轴中心线相距分别为 c， d 的两点处，在侧向平面 (图 4 2(c)和纵向平面 (图 4 2(d)内，对主销作用有垂直其轴线方向的力。 一、在制动工况下 地面对 前轮的垂向支承反力 1Z 所引起的力矩 11由位于通过主销轴线的侧向平面内并在转向节上下衬套中点处垂直地作用于主销的力c+d）所平衡 (见图 4 2(b)，故有 21 4 607070 2911 (4式中 1l 取 150， c 取 70d=70 制动力矩 位于纵向平面内并作用于主销的力c+d）所平衡 (见图 4 2(c)。故有 (4而作用于主销的制动力 则由在转向节上下衬套中点处作用于主销的力见图 4 2(c)，且有： (4 (4由转向桥的俯视图 (图 4 2(d)的下图 取 4l =80，5l=115)可知，制动时转向横拉杆的作用力 N 为： N= Nl lP z 5 41 1 5 1 1 5 45 1 (4力 N 位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为 4l ，如将 N 的着力点移至主销中心线与轮铀中心线的交点处则需对主销作用一侧向力矩 N 4l (见图 4 2(b)。力矩 N 4l 由位于侧向平面内并作用于主销的力偶矩所平c+d）衡，故有 N 29207070 （ 4 而力 N 则内存整向节上下衬套中点处作用于主销的力有：= （ 4 = 3 17070 5 4 （ 4 由图 4 2(b)可知，在转向节上衬套的中点作用于主销的合力Q 分别为： 22 22 =12500N （ 4 221 =16600N （ 4 公式中： Z 11 , N； 1l r Y 11 , N； 由上两式可见，在汽车制动时，主销的最大载荷发生在 转向节下衬套的中点处，其值为 1Q =16600N。 二、在侧滑工况下 仅有在侧向平面内起作用的力和力矩，且作用于左右转向节主销的力们可分别按下式求得： L 6 9 067070 92111 （ 4 R 1 1 3 07070 23 3 0 4111 （ 4 取最大的作为主销的计算载荷 ，计算主销在前梁拳部下端面应力w和剪切应力s： M P 6600 3 (4 ； 204 M P (4式中：04 见图 4 2(a)）取 h=21 其中主销的许可弯曲应力 w=440可剪切应力 s=66 主销采用 202020低碳合金钢制造，渗碳淬火，渗碳层深 62。 转向节衬套的挤压应力c为： 23 M P (4式中： l 0 ,1 中最大值； 0 在静 载荷下，上式的计算载荷取 dc Z N (4 M P 750 5 。 (4 向节推力轴承的计算 对转向节推力轴承，取汽车以等速40h，沿半径 R 50m 的圆周行驶的工况作为计算工况。如果汽车向右转弯，外轮即左前左轮的地面垂向反力 大。 )(2(122111 ， (4将上述计算工况的有关数据代入上式，并设 1 有：111 ， (4可近似地认为推力轴承的轴向载荷 上 述 前 外 轮 的 地 面 垂 向 外力，即 : G 。 鉴于转向节推力轴承在工作中的相对转角不大及轴承滚轮使圆周破坏带来的危险性，轴承的选择按其静承载容量 进行，且取当量静载荷 0 此推力轴承满足要求。 24 第五章 转向系统的设计计算 向系主要性能参数 向 器 的 效 率 功率1转向器输出所求得的效率称为正效率，用符号表示，123()；反 之称为逆效率，用符号表示，323()。 其中，2了保证转向时驾驶员转动方向盘轻便，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回正，又需要一定的逆效率。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方向盘时应尽可能小，防止打手，这又要求此逆效率尽可能低。 转向器的正效率： 影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结果特点、结构参数和制造质量等。转向器类型、结构特点与效率 在前述的几种转向器中，齿轮齿条式、循环球式的正效率比较高。同一 类型的转向器，因结构不同效率也不一样。 转向器逆效率： 根据逆效率大小的不同，转向器又分为可逆式、极限可逆式、和不可逆式三种。 齿轮齿条式转向器属于可逆式转向器，其逆效率相当高，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，又提高了行驶的安全性。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。 动 比 的 变 化 特 性 25 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。 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间的关系 a(5式中， a 为主销偏移距此处 a=72，指从转向节主销轴线的延长线与支撑平面的交点至车轮中心平面与支撑平面交线间的距离。作用在方向盘上的手力为 2 hh
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