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2.5转向
在由驾驶员和车辆组成的控制回路中，方向盘的转角是一个控制变量，驾驶员需要通过控制方向盘转角使汽车偏离理想行驶方向的范围在一个很小的区间内。但是，方向盘转角的变化输入与行驶方向改变的输出之间不存在任何明显的函数关系。汽车横向加速度的存在，转向系统组件间的弹性变形，都会造成这种影响。转向盘输入和方向输出改变之间的关系如图2.5-1所示。
图2.5-1 转向盘输入和行驶方向改变之间的关系
为了驱动汽车行驶，驾驶员必须不断分析转向盘转角和行驶方向的变化之间的关系。除了视觉信息（偏离理想方向）外，驾驶员还获得了许多深层次的信息，包括座椅传递的侧向加速度和方向盘接受的转向扭矩等。
转向系的功能不仅是将转向盘的转角变化传递到车轮，而且还能将车辆运动状态的信息反馈给驾驶员。
在之前的分析中论述了车轮转角修正与行驶方向变化之间的控制系统的组成部分。现在，我们进一步说明决定方向盘角度和车轮转向角之间的关系的结构部件的特征。
2.5.1转向系统的设计规范
由于人和汽车之间是通过转向系统相互联系起来的，如图2.5-2所示，人和汽车的特性共同决定了转向系统的设计要求。
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车辆相关的要求
- 转向运动学
- 转弯半径
- 转向系统的组合
- 成本
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驾驶员相关的要求
- 转向盘转矩
- 中心处手感
- 减震
- 转向盘的回正
- 被动安全措施
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图2.5-2 转向系统的要求
2.5.1.1 与驾驶员相关的设计要求
1.手力
车轮转动时所需的转向力矩很大程度上取决于汽车的行驶速度，如图2.5-3。
转向轴转向齿轮转矩/（n·m）
必须确保驾驶员在所有情况下都能施加必要的转向力。通过方向盘和前轮之间的传动比使得所需的转向力矩降低到驾驶员可以施加的大小，如图2.5-4。然而，大转向比不仅增加了方向盘的转动角度，而且增加了驾驶员的负担。
图2.5-3转向阻力矩与车速之间的函数关系图 （轿车）
车速/（m·s-1）
转向盘转角45°
2.灵敏度
术语“灵敏度”定义了转向轮转向的独特的转换要求，即车轮的转向运动和作用在转向盘上的力的反馈。这些要求禁止转向系统在极端情况下发挥作用，使得转向盘转动和车轮运动之间的弹性影响和转向系统转向节的摩擦力都变小。
3.振动的衰减
如果车轮产生的振动无衰减的传递到方向盘上，在驾驶员能够抵消冲击力之前转向就会产生。这说明，为了获得令人满意的转向性能（舒适性和安全性），转向系统中的高频干扰应该被衰减甚至补偿。
图2.5-4 齿轮齿条式和蜗轮蜗杆式转向器
齿条
转向臂
蜗轮蜗杆式转向器
蜗杆
小齿轮
拉杆
蜗轮
转向杆
齿轮齿条式转向器
4.转向盘的回正
在没有驾驶员干预的情况下转向系统应该保证汽车直线行驶，并且转弯后转向盘能自动回到中间位置。
5.被动安全要求
在发生事故的情况下，必须确保转向系统部件不会干涉到驾驶室，并且方向盘能够承受驾驶员（次碰撞）的冲击，例如通过撞击板、变形元件或回转装置等。
2.5.1.2与汽车相关的设计要求
1.转向动力学
转向连杆布置在转向齿轮和转向轮之间。它的布置决定了转向盘转角和车轮偏转之间的联系（图2.5-4）。对连杆动力学定义重要的边界条件：
1）无转向时车轮的弹性变形和移动（高速直线稳定行驶条件下）。
2）大转向角时轮胎的无滑移滚动（有利于提升车辆在停车场内的机动性）。
3）小转向角的响应（有利于正常转弯时建立轮胎侧向力）。
2.汽车宽度要求
所述宽度要求由车辆沿曲线行驶的圆环宽度来定义，车辆宽度要求的规范是由立法部门制定的。
3.转向组件的位置要求
发动机变速箱、车轮悬架和转向系统的布置一方面要使得在驾驶员的前部有一个良好宽敞的空间，另一方面也要保证车辆的碰撞安全性（碰撞性能），可通过将这些组件集成到到变形区来减少损失。因此进行特定转向系统设计的一个标准是汽车的空间容量和集成不同部件的可行性。
4.成本费用
为追求经济性的目标，转向结构的设计应该尽可能的简单。
2.5.2 前轮调整的特征参数
转向时，车轮绕着安装在车轮上的轴偏转，称为转向轴。转向轴相对于车体或路面的位置用以下特征参数来描述，图2.5-5.
主销后倾
主销偏移
扩展角
轨迹
主销偏移
图2.5-5 转向轴位置的特征参数
1) 主销后倾：车辆纵向平面中转向轴与道路法线的夹角。
2) 主销后倾拖距：在汽车纵向平面内转向轴延长线与路面接触点和轮胎接地的理想中心之间的距离。
3）扩展角：车辆横向平面上转向轴与道路法线夹角。
4）主销偏移：在汽车横向平面内转向轴延长线与路面接触点和轮胎接地的理想中心之间的距离。
作为前轮调整的特征参数，用于表征汽车车轮的位置，主销内倾和主销后倾角都在图中标识。转向轴和车轮设计位置的调整，对转向系统的特性有很大的影响。特别的，为了实现前面段落中提出有关驾驶者的特殊需求，这里需要有针对性的布置。
只有在刚性卡车前轴上，转向轴由主销代替表示，如图2.5-6.
图2.5-6 卡车前轴（转向短轴），梅赛德斯奔驰
转向杆
转向拉杆
轴体
转向杆
旋转主销
制动缸
轮毂
制动鼓
轴杆
轮毂
采用现代双横臂独立悬架/减震支柱前桥（麦弗逊式）的转向轴可能会撞击到连接轮架和叉臂的球笼式万向节，或者撞击到减震器或悬架上面车体的的轴承，如图2.5-7所示。图2.5-7a展示了空间固定旋转轴的整体结构。在这种四连杆悬架的情况下，上下双转向节瞬时转向中心的连接线表示瞬时转向轴。这种虚拟转向轴可以通过球笼式万向节的布置适当的固定在靠近车轮中心处。基于这种事实，此设计允许大幅度缩短所谓的干扰力臂杆，这种干扰力臂杆是造成纵向力对转向元件影响的主要组成部分。
图2.5-7 四连杆和麦弗逊独立悬架前桥转向轴的位置
a)扰力力臂alpha;=9.9mm b)扰力力臂alpha;=65.5mm
图2.5-8空间上表示了转向时转轴的位移。通过一对双万向节节的耦合移动，虚拟转向轴的运动便形成了一个与车辆中心弯曲的曲面。
1.车轮偏角和偏移
车轮偏角和车轮中心的轨迹共同决定了车轮的偏移距，如图2.5-9
这种结构上的偏移n1被添加到n2中（图2.2.4.1）。在车轮接触点的侧向力产生与转向轴相结合的偏转力矩。
（2.5-1）
主销扭矩保证汽车直线行驶的稳定性，因为它总是使得偏转车轮恢复向正前方行驶的位置。在转弯时，主销离心力使得产生一个的校准扭矩，这将导致转向系统在松开方向盘后自动返回直行位置。
离心式脚轮依赖于轮胎和路面之间的相互作用力，驾驶员从轮胎转动方向的转向扭矩中接收轮胎和路面之间的抓地力的信息，这是离心脚轮运作的结果。
为了确定的主销偏移量，选择了轮毂中心的主销偏角和主销路径相结合的方式。因此，一种可能是安装一个球笼式万向节或主销的支撑轴承（减震器支柱），这一方面是主销抵销的结果，另一方面由于悬架系统的夹紧摩擦力很小。此外，还有人认为正的主销角度引起车轮外倾角的变化，从而降低了转向过程中转向不足的倾向。
车轮中心处的主销轨迹
主销偏角
图2.5-8 奥迪A4转向时的虚
拟转向轴的移动
图2.5-9 车轮主销偏角，车轮中心处主销轨迹，主销偏移，主销和侧向力
图2.5-10表示了图2.5-7所示的两种不同的结构下主销偏角和偏移距与转向角之间的函数关系。
为了减少在转向系统局部静止位置时的干涉影响，必须保证当位置随转向角发生变化时，主销内外的特征参数和相应的随之发生改变。
2.扩展角和扰力力臂
由于在加工制造过程中，很难放置转向轴以使得轮胎径向力不会引起转向系统的反力矩，球笼式万向节在轮缘处需要预留部分空间以供制动系统定位。但由于悬架和减震器的存在，这样的结构原则上是不能实现的。滚动摩擦力和带动轴转动的驱动力在车轮中心线的高度处作用于车轮托架上，由此产生的附加力偶矩的大小取决于扰力力臂的长度。
直线行驶时（轮胎压缩量和侧偏量都较小），左右车轮产生的反作用力矩都被补偿，由于滚动摩擦力差别不大，在差速器作用的条件下，左右轮驱动力矩几乎完全相同。
与滚动摩擦和牵引力不同，在车轮接触点（固定在车轮托架上的外部制动
器）作用于车轮托架的制动力在左右轮上可能有很大的不同。
右旋
左旋
转向角/（°）
主销偏角/（°）
主销偏移/mm
左前轮
主销偏角（奥迪A4）
主销偏移（奥迪A4）
主销偏角（奥迪80）
主销偏移（奥迪80）
图2.5-10 主销偏角和主销偏移距相对于四连杆和麦弗逊式悬架转向角度的变化关系
为了减小制动力的扰力力臂b，在车辆横向平面上转向轴与展开角delta;倾斜，如图2所示。由此，使得汽车转向时车轮转动部分的转动惯量减小，降低了转向系统颤振的趋势。
扰力力臂b的大小和转向半径rL 的长度成正比。
（2.5-2）
图2.5-11 侧向力引起的转向系的校准
左旋
转向轴的倾斜位置与展开角的大小有两个额外的影响。
1）主动转向的变化：转向会引起车轮外倾角的变化，从而增加车辆的不足转向的倾向。
图2.5-12 转向系统中轮胎纵向力的干扰力臂
2）自重引起的回正：与力臂a相结合，垂直力F产生一个施加到转向元件的力矩使车轮在地面接触点处复位，在这种情况下，没有侧向力作用在轮胎，这对于转向系统的自动回正和避免低速时的卷入现象都是有利的，如图2.5-13。
3. 主销偏移
随着轮胎接触中心与转向轴延长线和路面交点之间距离较大，在转向过程中，车轮将围绕着交点沿圆弧大致滚动。因此，这段距离称为转向主销偏移距。
如上所述，主销偏移量应尽可能小，以减少制动力不对称引起的转向系统的反作用力矩。此外，这些反应力矩会直接影响驾驶员的驾驶行为。
图2.5-13 展开角引起的自重回正
一方面，把转向力矩传递到转向轮，它可能造成驾驶员提前反转方向盘。另一方面，车轮悬架、转向连杆和转向柱的弹性会引起转
图2.5-14 四连杆和麦弗逊悬架中干扰力臂和主销偏移相对于转向角的变化关系
左旋
右旋
转向补偿/mm
扰力力臂/mm
奥迪A4的扰力力臂
奥迪80的转向补偿
奥迪80的转向补偿
奥迪80的扰力力臂
转向角/（°）
左前轮
向角的变化，产生的反力矩由不对称的制动力引起，这点在之前章节（2.4.4.4）关于改善汽车制动稳定性时有所提及。
因此可预先设计一个负主销偏移距，当车轮两端的摩擦系数不同时，制动时制动力的差异会产生转向系统的反作用力矩，从而使车轮偏向制动力小的车轮方向，由此恢复汽车以正确的方向行驶来弥补非对称的制动力引起的偏转。
图2.5-14表示的四连杆和麦弗逊式悬架（图2.5-7）在转向的过程中干扰力臂和主销偏移的变化。
在传统麦弗逊式悬架中，转向时干扰力臂和主销偏移距是不发生变化的，而在四连杆悬架中，外侧车轮的这些参数值趋于减小，内测车轮趋于增加。
4.前束/后束
前轮前端面与后端面在汽车横向方向的距离差称为前束（相反方向的称为后束），如图2.5.15.
除了距离上的差别，总的前束角也可以被定义：
(2.5-3)
在滚动阻力的影响下，驱动轴由于驱动力矩的存在，车轮会根据车轮悬架的弹性被推入前束或后束的方向。前束角会以产生一个额外的运行阻力（AEI），由于轮胎打滑直线行驶时会使车轮磨损加剧。
因此，在汽车构造中，通常会预先设置一个小的前束值，以补偿当汽车在常规状况下直行时由于车轮悬架和转向系统变形引起的前束变化。
在操纵稳定性上关于运动学和弹性运动学对前束变化的影响已在前面章节2.4.3.5和2.4.4.4有所说明。
图2.5-15 前束的定义
5. 车轮外倾角
在章节2.4.3.5中，已经描述了静态外倾角和和动态外倾角的变化如何影响汽车的操纵稳定性。
早期车辆中正
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