汽车电动助力转向系统机械本体的设计
1 绪论
1.1 汽车转向系统作用及简要介绍
作为汽车的一个重要组成部分, 汽车转向系统是决定汽车主动安全性的关键总成, 如何设计汽车的转向特性, 使汽车具有良好的操纵性能, 始终是各汽车生产厂家和科研机构的重要研究课题。特别是在车辆高速化、驾驶人员非职业化、车流密集化的今天, 针对更多不同水平的驾驶人群, 汽车的操纵设计显得尤为重要。汽车转向系统经历了纯机械式转向系统、液压助力转向系统、电动助力转向系统3 个基本发展阶段。
机械式的转向系统, 由于采用纯粹的机械解决方案, 为了产生足够大的转向扭矩需要使用大直径的转向盘, 这样一来, 占用驾驶室的空间很大, 整个机构显得比较笨拙, 驾驶员负担较重, 特别是重型汽车由于转向阻力较大,单纯靠驾驶员的转向力很难实现转向, 这就大大限制了其使用范围。但因结构简单、工作可靠、造价低廉, 目前在一部分转向操纵力不大、对操控性能要求不高的微型轿车、农用车上仍有使用。
1953 年通用汽车公司首次使用了液压助力转向系统, 此后该技术迅速发展, 使得动力转向系统在体积、功率消耗和价格等方面都取得了很大的进步。80 年代后期, 又出现了变减速比的液压动力转向系统。在接下来的数年内, 动力转向系统的技术革新差不多都是基于液压转向系统, 比较有代表性的是变流量泵液压动力转向系统( Variable Displacement Power Steering Pump) 和电动液压助力转向( Electric Hydraulic PowerSteering, 简称EHPS) 系统。变流量泵助力转向系统在汽车处于比较高的行驶速度或者不需要转向的情况下, 泵的流量会相应地减少, 从而有利于减少不必要的功耗。电动液压转向系统采用电动机驱动转向泵, 由于电机的转速可调, 可以即时关闭, 所以也能够起到降低功耗的功效。液压助力转向系统使驾驶室变得宽敞, 布置更方便, 降低了转向操纵力, 也使转向系统更为灵敏。由于该类转向系统技术成熟、能提供大的转向操纵助力, 目前在部分乘用车、大部分商用车特别是重型车辆上广泛应用。
但是液压助力转向系统在系统布置、安装、密封性、操纵灵敏度、能量消耗、磨损与噪声等方面存在不足。
电动助力系统EPS 在日本最先获得实际应用, 1988 年日本铃木公司首次开发出一种全新的电子控制式电动助力转向系统, 并装在其生产的Cervo 车上, 随后又配备在Alto 上。此后, 电动助力转向技术得到迅速发展, 其应用范围已经从微型轿车向大型轿车和客车方向发展。日本的大发汽车公司、三菱汽车公司、本田汽车公司, 美国的Delphi公司, 英
国的Lucas 公司, 德国的ZF 公司, 都研制出了各自的EPS。EPS 的助力形式也从低速范围助力型向全速范围助力型发展, 并且其控制形式与功能也进一步加强。日本早期开发的EPS 仅低速和停车时提供助力, 高速时EPS 将停止工作。新一代的EPS 则不仅在低速和停车时提供助力, 而且还能在高速时提高汽车的操纵稳定性。随着电子技术的发展, EPS 技术日趋完善, 并且其成本大幅度降低, 为此其应用范围将越来越大。
1.2汽车电动助力式转向系统的国内外发展概况
自1953年美国通用汽车公司在别克轿车上使用液压动力转向系统以来，HPS给汽车带来了巨大的变化，几十年来的技术革新使液压动力转向技术发展异常迅速，出现了电控式液压助力转向系统(Electric Hydraulic Power Steering，简称EHPS)。1988年2月日本铃木公司首先在其Cervo车上装备EPSTM，随后又应用在Alto汽车上；1993年本田汽车公司在爱克NSX跑车上装备EPS并取得了良好的市场效果[4]；1999年奔驰和西门子公司开始投巨资开发EPS。上世纪九十年代初期，日本铃本、本田，三菱、美国Delphi汽车公司、德国ZF等公司相继推出了自己的EPS，TRW公司继推出 EHPS后也迅速推出了技术上比较成熟的带传动 EPS和转向柱助力式EPSTM，并装配在Ford Fiesta和Mazda 323F 等车上，此后EPS技术得到了飞速的发展。
在国外，EPS已进入批量生产阶段，并成为汽车零部件高新技术产品，而我国动力转向系统目前绝大部分采用机械转向或液压助力转向，EPS的研究开发处于起步阶段。
试验表明，EPS还具有高效节能和环保的优点。与传统HPS相比，没有系统要求的常运转转向油泵，且电动机只是在需要转向时才接通电源，所以动力消耗和燃油消耗均可降到最低，还消除了由于转向油泵带来的噪音污染。在不转向情况下，装有EPS的汽车燃油消耗降低了2．5％，在使用转向情况下，降低了5．5％[10]。此外，EPS的重复利用率高，组件的95％可以再回收利用，而传统的液压助力转向系统的回收利用率只有85％[1]。
EPS系统控制的核心ECU具有故障自诊断功能，当ECU检测到某一组件工作异常，如系统各传感器、电动机、电磁离合器、电源系统及汽车点火系统等，便能立即控制电磁离合器分离，停止助力，显示相应故障代码，转为手动转向，按普通转向控制方式工作，以确保行车安全可靠。
EPS当前已经较多应用在排量在1．3L - 1．6L的各类轻型轿车上，其性能已经得到广泛的认可。随着直流电机性能的提高和42V电源在汽车组件上的应用，其应用范围将进一步扩宽，并逐渐向微型车、轻型车和中型车扩展。目前，在全世界汽车行业中，EP8系统每年正以9％ - 10％的增长速度发展，年增长量达130万 - 150万套。据TRW公司预测，到2010年全世界生产的轿车中每3辆就有1辆装备EPS，到2010年，全球EPS产量将达到2500万套。因而，EPS将具有十分广阔的发展和应用前景。
1.3汽车动力转向系统的构造
电动助力转向系统按照电动机布置位置的不同，可以分为：转向柱助力式(Column-assisttype EPS)、齿轮助力式(Pinion-assisttype EPS)、齿条助力式(Rack—assisttype EPS)、直接助力式(Direct-drivetype EPS)四种。
转向柱助力式电动助力转向器(C-EPS)的助力电机固定在转向柱的一侧，通过减速增扭机构与转向轴相连，直接驱动转向轴助力转向。这种形式的电动助力转向系统结构简单紧凑、易于安装。现在多数EPS就是采用这种形式。此外，C-EPS的助力提供装置可以设计成适用于各种转向柱，如固定式转向柱、斜度可调式转向柱以及其它形式的转向柱。但
由于助力电机安装在驾驶舱内，受到空间布置和噪声的影响，电机的体积较小，输出扭矩不大，一般只用在小型及紧凑型车辆上。
齿轮助力式电动助力转向器(P—EPS)的助力电机和减速增扭机构与小齿轮相连，直接驱动齿轮实现助力转向。由于助力电机不是安装在乘客舱内，因此可以使用较大的电机以获得较高的助力扭矩，而不必担心电机转动惯量太大产生的噪声。该类型转向器可用于中型车辆，以提供较大的助力。
齿条助力式电动助力转向器(R-EPS)的助力电机和减速增扭机构则直接驱动齿条提供助力。由于助力电机安装于齿条上的位置比较自由，因此在汽车的底盘布置时非常方便。同时，同C—EPS和P-EPS相比，可以提供更大的助力值，所以一般用于大型车辆上。
直接助力式电动助力转向器(D-EPS)的助力电机和减速增扭机构同转向齿轮形成了一个独立的单元。它与日—EPS比较相似，两者的主要区别是扭矩传感器的安装位置有所不同。通过优化电控单元(ECU)内部的算法，让电机向齿条直接提供转向助力可以获得良好的转向路感。
汽车转向系统可按转向能源不同分为机械转向系统和动力转向系统两类。动力转向系统根据动力源不同又可分为机械式的液压动力转向系、电控式液压助力转向系统(EHPS)和电动助力式动力转向系统(EPS)。
机械式的液压动力转向系统一般由液压泵、油管、压力流量控制阀体、V型传动皮带、储油罐等部件构成。无论车是否转向，系统总处于工作状态，能耗较高，又由于液压泵的压力很大，比较容易损害助力系统，且不易安装和维护。其共同缺点是结构复杂、消耗功率大，容易产生泄漏，转向力不易有效控制等。
EHPS是在传统的液压动力转向系统的基础上增设电子控制装置而构成的。它采用的液压泵是一个电动泵，其工作状态是由电子控制单元根据车速、转向等信号计算出的理想状态，并控制电磁阀，使转向动力放大倍率实现连续可调，从而满足高、低速时的转向助力要求，但即使是最新的EH—PS也无法根除液压助力系统在布置、安装、密封性、操控性、能量消耗、磨损与噪音的固有缺陷。
新一代的EPS是利用直流电动机作为动力源，电子控制单元根据转向参数和车速等信号，控制电动机输出扭矩的大小和方向，使之得到一个与工况相适应的转向作用力。它将电动机、离合器、减速装置、转向杆等各部件装配成一个整体，其结构紧凑、质量较轻，其可编程的转向助力特性使得转向操纵稳定性得到较大的提高。
电动助力式转向系统在不同车上的结构部件尽管不尽一样，但其基本原理是一致的。它一般是由转矩(转向)传感器、电子控制单元ECU、电动机、电磁离合器以及减速机构构成，其机构示意图如图1所示。
当转向轴转动时，扭矩传感器检将测到的转矩信号转化为电信号送至电子控制单元ECU，ECU再根据扭矩信号、车速信号、轴重信号等进行计算，得出助力电动机的转向和助力电流的大小，完成转向助力控制。
图1
当汽车处于直线行驶状态时，EPS便处于 Standy状态，电动机停止工作，只有在汽车转向时，系统才实时的实现助力控制作用。
因而，EPS可以很容易的实现在全速范围内的最佳助力控制，在低速行驶时保证汽车的转向灵活轻便，在高速行驶时保证汽车转向稳定可靠。在系统的某一部件发生故障时，可以断开电磁离合器使助力系统脱离机械转向系统，并同时驱动故障信号指示灯，保障驾驶的安全性。所以，EPS可以在各种路况和车速下，给驾驶员提供一个安全、稳定、轻便、舒适的驾驶环境。
本次设计在于完成电动助力转向系统机械本体部分的设计及适当改进。基于目前微车普遍采用的方案，本次本已设计采用的助力方案是齿条助力式。
2 汽车转向系统方案的选择
2.1 汽车参数的确定
本次毕业设计选择的针对车型是长安汽车奔奔mini舒适型，其相关参数如下：
2.2对转向系的要求
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.汽车转向行驶时，在驾驶员松开转向盘条件下，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，保证转向轮和转向盘转动方向一致。
2.3转向操纵机构
转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。为了布置方便，减小由于装置位置误差及部件相对运动引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。采用动力转向，还应有转向动力系统扭矩和转角感应装置。
2.4转向传动机构
转向传动机构包括转向臂、转向操纵拉杆、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的力和运动传给左、右转向轮按一定关系进行偏转。
2.5机械转向器
机械转向器是司机对转向盘转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比进行传递的机构。
本次毕业设计课题是电动助力转向系统，是将机械转向器与动力系统相结合而构成。
机械转向器分为齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆曲柄指销式转向器。由于齿轮齿条式转向器具有结构简单、紧凑；质量轻，刚性大；正、逆效率都高以及便于布置，传动效率高达90％；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙以后，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，能自动消除齿间间隙，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；转向器占用体积小适于在微车上采用；没有转向摇臂和直拉杆，所以转向转角可以增大，转向灵敏，制造容易，成本低。
而且适用于与长安奔奔mini所采用的麦弗逊式悬架配用。
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；侧面输入，两端输出；侧面输入，中间输出；侧面输入，一端输出。
采用侧面输入，中间输出方案时，与齿条连的左、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、下跳动时转详细与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆与齿条同时向左或向右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了他的强度。
采用两端输出方案时，由于轴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，常用在平头货车上。
由于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。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用推力轴承，使轴承寿命降低，还有，斜齿轮的滑磨比较大是它的缺点。
齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单，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的宽些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有用减磨材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，应选用V形和Y形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿轮、齿条的齿不能正确啮合的情况出现。
为了防止齿条旋转，也有在转向器壳体上设计导向槽，槽内镶嵌导向块，并将拉杆、导向块与齿条固定在一起。齿条移动时导向块在导向槽内随之移动，齿条旋转时导向块可防止齿条旋转。要求这种结构的导向滑块与导向槽之间的配合要适当。配合过紧会为转向和转向轮回正带来困难，配合过松齿条仍能旋转，并伴有敲击噪声。
根据齿轮齿条式转向器广泛应用于乘用车上。载荷质量不大，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。
2.6动力系统
2.6.1转矩传感器
扭矩传感器用来检测转向盘扭矩的大小和方向，以及转向盘转角的大小和方向，它是EPS的控制信号之一。扭矩传感器主要有接触式和非接触式两种。常用的接触式（主要是电位计式）传感器有摆臂式、双排行星齿轮式和扭杆式三种类型，而非接触式转矩传感器主要有光电式和磁电式两种。前者的成本低，但受温度与磨损影响易发生漂移、使寿命较低，需要对制造精度和扭杆刚度进行折中，难以实现绝对转角和角速度的测量。后者的体积小，精度高，抗干扰能力强、刚度相对较高，易实现绝对转角和角速度的测量，但是成本较高。因此扭转传感器类型的选取根据EPS的性能要求中和考虑。
2.6.2减速机构
减速机构用来增大电动机传递给转向器的转矩。它主要有两种形式：双行星齿轮减速机构和涡轮蜗杆减速机构。由于减速机构对系统工作性能的影响较大，因此在降低噪声，提高效率和左右转向操作的对称性方面对其提出了较高要求。装配有离合器的EPS，多采用涡轮蜗杆减速机构，装配在减速机构的一侧。
2.6.3电磁离合器
电动式EPS转向助力一般都是工作在一个设定的范围。当车速低于某一设定值时，系统提供转向助力，保证转向的轻便性；当车速高于某一设定值时，系统提供阻尼控制，保证转向的稳定性；而当车速处于两个设定值之间时，电动机停止工作，系统处于Standy 状态，离合器分离，以切断辅助动力。另外，当EPS系统发生故障时，离合器应自动分离，此时仍可利用手动控制转向，保障系统的安全性。EPS系统中电磁离合器应用较多的为单片干式电磁离合器。
2.6.4电动机
电动机根据ECU的指令输出适宜的转矩，一般采用无刷永磁电动机，无刷永磁电机具有无激磁损耗、效率较高、体积较小等特点。电机是EPS的关键部件之一，对EPS 的性能有很大的影响。由于控制系统需要根据不同的工况产生不同的助力转矩，具有良好的动态特性并容易控制，这些都要求助力电机具有线性的机械特性和调速特性。此外还要求电机低转速、大转矩、波动小、转动惯量小、尺寸小、质量轻、可靠性高、抗干扰能力
强。
2.6.5车速传感器
车速传感器的输出信号可以是磁电式交流信号，也可以是霍尔式数字信号或者是光电式数字信号，车速传感器通常安装在驱动桥壳或变速器壳内，车速传感器信号线通常装在屏蔽的外套内，这是为了消除有高压电火线及车载电话或其他电子设备产生的电磁及射频干扰，用于保证电子通讯不产生中断，防止造成驾驶性能变差或其他问题，在汽车上磁电式及光电式传感器是应用最多的两种车速传感器，在欧洲、北美和亚洲的各种汽车上比较广泛采用磁电式传感器来进行车速(VSS)、曲轴转角(CKP)和凸轮轴转角(CMP)的控制。
2.6.5电子控制单元
电子控制单元的功能是根据转矩传感器和车速传感器传来的信号，进行逻辑分析和计算后发出指令，控制电动机和离合器的动作。
3 转向系统的主要性能参数
3.1转向系的效率
根据效率定义，因功率输入来源不同，转向器的效率有正、逆效率之分。
功率由转向轴输入，经转向摇臂输出所求得的效率称为正效率，用符号η+表示，反之称为逆效率，用符号η-表示。
3.1.1 转向系的正效率
影响转向系的正效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和质量制造等，同一类型的转向器因结构不同，效率也有较大的差别。对于齿轮齿条式转向器，如果只考虑啮合副的摩擦损失，忽略轴承和其它地方的摩擦损失。其效率可以用下式计算：
η+=）
ραα+tan(tan （3-1） 式中α——齿轮的螺旋角（齿条的倾斜角）
ρ——摩擦角
由于该转向器为可逆转向器，故摩擦角ρ 要比齿轮螺旋角α小，齿轮齿条式转向器的效率一般为70—80％。
取η+=75％ ，α=10° 由于 η=）
ραα+tan(tan 则ρ=4040‘ 3.1.2 转向系的逆效率
转向系的逆效率影响汽车的使用性能和驾驶员的安全。对于逆效率高的转向器而言，路面作用在车轮上的力，经过转向系统可大部分传递到方向盘，这种转向器称为可逆式的。齿轮齿条转向器属于可逆式的转向器。设计的时候，为满足操纵的方便性，希望转向器的
正逆效率要高。
和计算正效率的公式一样，如果只考虑啮合副的摩擦，忽略轴承和其他地方的摩擦损失。逆效率可用以下的公式计算：
η-=68262949192
.018245208.0tan )tan(==?-ρα％ （3-2）
3.2传动比的变化特性
3.2.1转向系统传动比的组成
转向系的传动比由转向系的角传动比0ωi 和转向系的力传动比p i 所组成。
从轮胎接地中心作用在两个轮上的合力w F 2和与作用在方向盘上的手力h F 之比称为
力传动比。
方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比，称为转向系的角传动比。
3.2.2转向系统的力传动比和角传动比的关系
如上所述，力传动比可以用以下的式子表示：
p i =Fh
Fw 2 (3-3) 轮胎和地面之间的转向阻力w F 和作用在转向节上的转向阻力r M 有以下关系：
w F =
a
Mr （3-4） a ——车轮转臂，指主销延长线至地面的交点到轮胎接地中心的距离。 作用在方向盘上的手力h F 可以由下面的式子来表示：
h F =Rsw
Mh (3-5) 式中 h M ——作用在方向盘上的力矩，
sw R ——方向盘的作用半径。
将公式（3-4）和(3-5)代入(3-3)后，得
p i =Mha
sw Mr R 2 (3-6) 如果忽略摩擦损失，Mh
Mr 2可以表示： h r M M /2=
0θ?=0ωi (3-7)
将(3-7)代入(3-6)之后，得到
p i =0ωi ·a
Rsw (3-8) 由（3-8）可知，力传动比p i 与sw R 、a 和0ωi 有关。车轮转臂a 越小，力传动比p i 越大，转向越轻便。但是a 值过小的话，会由于车轮和路面的之间的表面摩擦力的增加，反而增大了转向阻力。对于一定的车型，可以用实验方法确定a 值的最小极限值。通常货车的a 值在40—60mm 之间，轿车的a 值取0.4—0.6的轮胎胎面的宽度。对于一定的汽车而言，sw R 和a 都是一个常值，故力传动比p i 与角传动比0ωi 成正比关系。
3.2.3传动系传动比的计算
汽车在沥青或者混凝土路面的原地转向阻力矩，可用下面的半经验公式计算：
r M =P G 3
13μ mm N ? (3-9)
式中 1G ——前轴静负荷，N ；
μ——轮胎和地面间的滑动摩擦系数，一般在0.7左右；
P ——轮胎气压，2/mm N 。
由于满载时，前轴负荷45---49.5％；空载时，51---56％，所以
1G =870×55％×9.8=4689N
即 r M =4.1367843
.0)4689(37.03
=mm N ? 由于轮胎选用155/65R13型号，其宽度为155mm ，那么，
a =0.4×155=62mm ;
w F =a
M r =2.2206624.136784=N 取h F =200N ，则
p i =20022.2206?=h
w F F 2=22 由于p i =0ωi ?a
R sw ， 即0ωi =p i ?sw
R a =22×20062≈6.82
3.3转向系传动副的啮合间隙
3.3.1转向器的啮合特征
所谓啮合间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。啮合间隙又称为传动间隙。研究啮合特性的意义，在于它与直线行驶状态的稳定性和转向器的使用寿命有密切关系。汽车处于直线行驶状态时，转向器传动副的啮合间隙可能有两种情况：没有间隙或者有间隙。在后一种情况下，一旦转向器受到侧向力的作用，就能在间隙的范围内，允许转向轮偏离原来的行驶位置，而使汽车失去安稳性。为了防止出现这样的情况，要求传动副的啮合间隙在方向盘处于中间或附近位置上时要极小，最好无间隙，以保证汽车直线行驶的稳定性。
因为汽车用小转弯行驶的次数多于大转弯，所以转向器传动副工作表面磨损不均匀。传动副中间位置的磨损要大于两端的磨损。当中间位置的间隙达到一定程度的时，驾驶员将无法确保行驶的稳定性，此时要对间隙进行重新调整，借以消除所产生的间隙，调整后要求方向盘能及时圆滑地从中间位置转到两端，而无卡住现象。
如果设计的时使转向器的传动副各处具有均匀的间隙，就不能达到上述的要求，因为当中间位置磨损出现间隙后，经过调整，该处的间隙虽然可以消除，但是在方向盘转到底以前必然要卡住，使之不能继续使用。为了延长转向器的使用寿命，应当使传动副的啮合间隙在离开中间位置以后逐渐增大。
3.3.2转向盘的自由行程
就转向操纵机构的灵敏度而言，最好是转向盘和转向节运动能同步开始并能同步结束。然而，这在实际上是不可能的，因为在整个转向系统中，各个传动件之间必存在着转配间隙，而且，这些间隙将随着零件的磨损而逐渐增大。在转向盘转动的开始阶段，驾驶员对转向盘的转向力矩很小，因为只用来克服转向系的内部摩擦，称为转向盘的空转阶段。此后，才需要对转向盘施加更大的力来克服从车轮传到转向节的阻力矩，从而实现汽车的转向。转向盘在空转阶段的角行程，称为转向盘的自由行程。转向盘的自由行程对于缓和路面冲击及避免使驾驶员过度紧张是有利的，但不宜过大，以免影响灵敏度，一般来说，转向盘从相应于汽车直线行驶的中间位置向任何一方的自由行程最好也不超过10—15度，当零件磨损严重到转向盘的自由行程超过25—30度时，必须进行调整。
3.4转向系的刚度
转动转向转向系的各个零、部件尤其是一些杠杆均具有一定的弹性，这就使转向轮的实际转角a s 要比司机盘并按照角传动系传动比换算至转向轮的转角a 0要小，这样就有转向
不足的趋势。转向系刚度C s 对轮胎的侧片刚度影响也很大。如果a C 为不考虑转向系刚度时
的轮胎侧偏刚度，而'a C 为考虑转向系刚度时的轮胎侧偏刚度，则有以下关系式：
'
a C =
b C C C s
a a ?+1 （3-10）
式子中s C '——整个轮胎的刚度；
b ——拖后距（后倾拖距和轮胎拖距之和），由上面的式子可知道：当s C 值很大
的时，'a C ≈a C 即前轮的侧偏刚度近似为a C ；当s C 的值很小时，前轮的侧偏刚度为'a C 且
'a