道路车辆中的汽车操纵由驾驶人（几乎是唯一的）通过转向系完成的。采用什么样的操纵精度，一方面驾驶人亲自保持所希望的行驶路线或由道路走向和交通事件设定的行驶路线，另一方面汽车也要自主地保持这样设定的路线是十分重要的。驾驶人始终要有安全意识，使汽车能可能地反应他的意愿。驾驶人越是快地识别他所希望的路线变化和根据预期汽车越是快地和越是精确地反应驾驶人对转向盘偏转的要求，则行驶路线保持精度越高。
为此，对转向系的开发者提出贴近用户的设计方面的许多要求和提示：
1）小的转弯圆（半径）、小的停车力、小的转向盘转向角。
2）行驶轻便性、灵敏性、目标准确性、良好的直线行驶性、直接性和主动响应。
3）良好的路面接触、轮胎与路面附着系数反馈。
4）转向盘自主地回到中间位置，在所有行驶状况下的稳定性。
5）对来自路面不平度、侧向风、驱动、制动、轮胎类型等干扰因素没有明显的谐振倾向。
6）少磨损、少维修以及转向系不会增加轮胎磨损。
1.转向运动学
转向系的基本性能可由4个描述车轮主销的位置和方向确定：
1）主销偏距和主销后倾距离。
2）主销内倾角和主销后倾角。
此外，还有与车轮中心有关的特征值，如主销内倾（支撑）偏移值和主销后倾偏移值。这两个值是多余的，是在确定主销位置后附加产生的值。所有的参数已在7.4.1小节中作了说明（图7.4-1、图7.4-2）
参数主销偏距、主销后倾距离、主销内倾（支撑）偏移值是外力作用在转向系上的有效杠杆臂。在参考文献[1]中指出，要定义这些参数和特征值非常简单，但要足够精确地计算它们不是容易的。在底盘设计中，对转向系运动学的这些参数和特征值的重要性以及在现代道路车辆上这些参数和特征值的优先顺序，将在下面根据最重要的行驶状态和在这些行驶状态中出现的外力进行讨论。
（1）主销偏距—制动力 主销偏距的概念可以想象为转向车轮的支撑点在以弯曲的半径在路面上滚动，但这只适用于主销内倾轴（支撑轴）完全垂直的情况。在存在主销内倾角和主销后倾角的情况下，要增大弯曲半径，转向的变道呈螺旋状[1]。因此，主销偏距不是转弯圆的半径，而是看成为在路面产生并作用在车轮支撑点上的纵向力的有效杠杆臂绕主销内倾轴（支撑轴）的转动。当驱动力矩或制动力矩支撑在车轮支架上，并想象车轮和车轮支架瞬间固定连接。这适用于目前常用的、从外部看车轮位于车轮轮盘内的制动系统和位于车轮轮盘中的驱动电动机（车轮轮毂电动机的电动汽车）。
早期由于缺乏转向力矩的伺服支持而考虑到优化主销偏距的情况，因此主销偏距较大。这在弯道保持时，在不对称的制动力矩（制动力延迟，特别是鼓式制动器）或不同路面附着系数时会产生问题，并引起负的主销偏距，如参考文献[2，5]。首先与驱动方案有关，各汽车生产厂家至今生产有关主销偏距大小和“正”、“负”值的各种方案见表7.4-2。
表7.4-2 当前汽车在设计点时转向系运动学特性值[11、12、13]
注：FB—摆动-弹性体（弹簧）支撑车桥；DFB—复式万向节弹性体（弹簧）支撑车桥；ML—多导臂车桥。
负主销偏距是为在不同附着系数路面（μ-Split）制动时稳定行驶。在稳定情况下，在μ-Split路面制动时由于高附着系数侧的车轮的较高制动力产生横摆力矩，使汽车这一侧产生行驶路线的相应变化。在有负主销偏距的底盘设计中，在高附着系数侧车轮产生一个向低附着系数的车轮转动的转向力矩，以阻止由制动力产生的横摆力矩（图7.4-36）。对这里所描述的情况可以找出稳定工作点的一个调整位置，即驾驶人没有对转向盘干预就会达到转向系平衡，并不受干扰地继续直线行驶。
对前驱动汽车方案（全轮驱动也是）和弹性体（弹簧）支撑车桥，负主销偏距是一个不错的选择，它可减少主销内倾偏移值和对驱动有重要影响的干扰力杠杆臂。
图7.4-36 在负主销偏距和左右车轮附着系数不同（μ-Split）制动时在前桥上的力和力矩
需要注意的是在负主销偏距时将转向车轮拉向汽车的低附着系数侧（即通常拉向路面外侧），并使驾驶人对此作出反应，但这个反应放大了汽车初始的横摆运动。在对正主销偏距论证时，将把作为参与者的驾驶人的“过失行为”包括在转向系和与它相连的（未知的）转向校准装置的控制回路中。
主销偏距应偏离0很小，以抑制不稳定的制动力的影响和驾驶人能得到有关汽车行驶状态的确切信息。
（2）主销后倾距离—侧向力—轮胎滑行距离 如果轮胎支撑点位于转向轴延长到路面的冲击点后面，就会出现主销后倾距离（图7.4-36）。主销后倾距离是作用在路面与偏转车轮投影面垂直的侧向力的一个有效的杠杆臂。需要注意的是，轮胎侧向力偏移轮胎滑行距离一个值（见7.3节），因此，有效的杠杆臂是主销后倾距离和轮胎滑行距离之和。在有效的杠杆比大于0时，侧向力产生一个回转力矩，有利于稳定的直线行驶。
（3）主销内倾（支撑）偏移值（干扰力杠杆）—滚动阻力与驱动力 在车轮自由滚动时，通过车轮支撑和在轴向轴上的车轮支架传递所有外力和外力分量。在非驱动车轮，作用着滚动阻力、撞击力和车轮/轮胎转动的不平衡力。作为干扰力的这些力通过主销内倾（支撑）偏移值（干扰力杠杆臂）作用在车桥悬架上。通常，主销内倾（支撑）偏移值也作为由驱动轴产生的驱动力、倒拖力或制动力的有效的杠杆臂。但这种表述适用于在驱动半轴中的零弯曲角的特殊情况。
（4）主销后倾偏移值 主销后倾偏移值是在汽车侧向视图上车轮中心到主销轴间的水平距离。因为没有侧向力作用在车轮中心，作为力杠杆臂的主销后倾偏移值这个特征值没有什么意义。至于这些力对开发者来说也是没有意义的，不管是否通过选择主销后倾距离和主销后倾角会产生主销后倾偏移值的情况。但这适用于车轮和与它相连的部件的空间运动。在驱动桥上，主销后倾偏移值在转向过程中会产生驱动轴的纵向变化。因此，在前驱动汽车上要限制车轮中心和转向轴的偏移值在一定的边界。主销后倾偏移值对转向车轮的空间需要是一个正值：位于车轮中心后面的摆动轴（主销轴）可以使轮胎在弯道内、在危险的车厢前壁范围转向轮转动时少许向汽车内侧摆动。当然，对弯道外的车轮回转角度所需空间更大。但因为弯道内车轮转向角大于弯道内车轮转向角，所以采用这个措施可查明侧向的空间需要，并由此可达到更多的发动机和车身组件的空间。
下面的特征值不会对设计参数产生可见的、直接的效果，但它们对判断各种设计方案很有帮助，或对优化汽车转向系有重要作用。
（5）车轮载荷杠杆臂—垂直力—重量复位 如果主销内倾角和主销后倾角都是0，则主销轴处于垂直位置。在转向时车轮和车身没有高度状态变化，车轮载荷杠杆臂等于0。如果主销轴倾斜，在转向轮转向时车轮相对车身抬高或降低。车轮载荷显然是支撑在大于0的杠杆臂上。车轮上下运动将能量传给车身并跳动，或释放掉。这些能量通过转向横拉杆机构作用在转向盘上。
用数学描述，车轮载荷杠杆臂是车轮上下运动（升程）对转向角的导数：
η=-dz/dδ （19）
车轮载荷杠杆臂（图7.4-37）在转向系直线行驶位置应接近于0，以避免垂直力波动引起的转向力矩（单侧路面激励）。此外，在转向轮转向时，在弯道外侧车轮载荷杠杆臂应变小，以产生转向系的“重量复位”。在（较大的）弯道内车轮回转，也就是在正的车轮载荷杠杆臂时产生车身升高；在弯道外车轮转向产生车身下降，并且只是通过左、右车轮不同的上下运动或垂直运动才产生汽车重心的升高，并使重量复位。车轮载荷杠杆臂对转向角的导数，即在直线行驶位置，车轮升程对转向角的二次导数[方程式（20）]是重量复位杠杆臂[1，6]。这个“杠杆”可想象为等效的“摆杆”。摆杆的质量就是车身质量，并且在设计时摆杆绕车轮转向角产生相应的复位力矩。
dη/dσ=rσ·tanσ-n·tanτ（固定的主销内倾轴） （20）
图7.4-37 车轮杠杆臂图形表示（按参考文献[6]）
在直线行驶时，重量复位是唯一的参量（前束角和外倾角均为0），它将转向系定心在中间位置。
在带有虚拟主销的车轮悬架上，通过主销在整个转向角摆动运动中[6]或通过沿主销产生的螺旋运动中，可以附加地放大或减小重量复位。在转向系通过弹性部件（稳定器、悬架、偏心轮等）连接时直接影响车轮支架上的回位力矩。需要注意的是在不对称的车轮载荷变化时其反作用受转向系影响。
（6）驱动力杠杆臂—驱动力矩与倒拖力矩 在有固定主销轴的车轮悬架上（如常用的双横臂车桥），主销轴偏移或者干扰力杠杆臂，在整个转向轮转向和车轮升程时是不变的，因而弯道外和弯道内的车轮运动学都是一样的。这样，在两个车轮相同的驱动力矩，忽略转向差动角的影响，并且干扰力杠杆臂大小为0时可以达到驱动力的瞬时平衡且不受影响地保持转向系状态。但还是可以在前驱动汽车上观察到转向系受驱动力的影响。在参考文献[4]中，根据这种观察作出了对驱动力杠杆臂的定义。如果在闭锁驱动、车轮支撑点的纵向力作用在车轮上时，与主销偏距类似，驱动力杠杆臂可看成为与转向轴有关的一个有用参量。可以用一个很简单的、带固定主销轴但不是从平面运动学推导的实例表示驱动力杠杆臂（图7.4-38）。与车轮轴和驱动轴间夹角平分线平行的、并穿过车轮轴和主销轴交点的平行线与路面的交点，它与车轮支撑点的距离称为驱动力杠杆臂。由图可容易推导出，只有在万向轴弯曲角为0时主销内倾偏移才是驱动力杠杆臂。进而，在压紧的车轮上驱动力杠杆比减小，在拉伸（放松）的车轮上驱动力杠杆臂增大。从而在不同长度的驱动轴上，不仅在弯道行驶，而且在车轮平行地压紧/拉伸时会在左、右车轮产生不同的驱动力杠杆臂，并影响转向系的传动。
图7.4-38 在固定主销轴时驱动桥的驱动力杠杆臂
（7）干扰参数的影响 由于车轮不平衡、轮胎径向力波动（弹性不均匀性）或制动力矩的波动引起的干扰激励将使车轮悬架、进而使转向系统产生与转动频率和行驶速度有关的、在不同方向平面的振动现象：转向盘垂直振动、扭转振动等。正确选择上面描述的有效的、运动学的杠杆臂，可以减小总是存在的干扰激励/谐振频率的影响，甚至还可进一步抑制，使驾驶人不再觉察到它们。另一个重要参量是车轮导向部件的刚度和弹性运动学的转向轴到非簧载质量的重心位置。另外，转向传动机构的效率与传递的方向有关。转向传动机构从上到下的高效率可提高转向系灵敏度；而从下到上的低效率有助于抑制干扰参数。大量的文献（如参考文献[9]）指出，由于转向扰动，驾驶人抱怨的现象是一个经常的、需要认真对待的问题。
（8）确定理想的转向轮转向角 至今已讨论但没有着手处理的转向运动学，如两个车轮必须以理想方式转向，以实现转向系的基本任务，即安全引导汽车在由驾驶人确定的路线上行驶。当所有车轮的速度矢量的法线交汇到一点时，则汽车无可挑剔地完成运动学转向。对弯道行驶，在小的横向加速度、小的侧向力和因此在很小的侧偏角时（见7.3节），可简化地采用车轮中心线的延长线确定对每一个弯道半径最优的转向轮转向角（图7.4-39）。这样的规则首先是由兰肯斯倍戈（Lankensperge）和阿克曼（Ackermann）确定的。对带双车桥（前桥转向）的双轮辙汽车，按阿克曼的两个转向车轮转向角的关系式规则，可得到：
转向拉杆机构可按阿克曼设计，自由滚动的车轮可以在任意的曲率直至结构上确定的最小转弯圆直径的弯道上行驶。转向误差，即与按关系式（21）的理想转向角关系式（阿克曼函数）的偏差会引起轮胎强制性外倾。如果这样设计转向角误差，即弯道内转向轮转向角小于设定的转向角，则称之为与平行的转向角的偏差。在大的转向轮转向角和慢速弯道行驶时，转向角误差对转向轮回转有重要作用：这里缺少侧向力产生的回位力矩。强制的侧偏角引起过大的前束，并在两个车轮上产生指向弯道内的侧向力（图7.4-40）。在有大的主销内倾角和主销后倾角（弹性体支撑车桥）时，由于转向轮转向角，弯道内车轮侧向力作用在增大的主销后倾距离上，而弯道外的车轮侧向力则作用在变小的主销后倾距离上，且不能补偿车轮向内偏转的转向力矩。如果弯道外的车轮已处于主销后倾状态，则通过弯道外的车轮甚至会增大弯道内车轮向内偏转的力矩；转向系向弯道内偏转。
图7.4-39 弯道内/弯道外转向轮转向角的阿克曼条件以及转弯圆和转向圆定义
图7.4-40 在转向轮上的有效的力和杠杆臂以及转向差动角
在弹性体（弹簧）支撑车桥上实现转向函数关系式，实际函数值按阿克曼的设定函数值的偏差应很小（<3°）。在前置的齿条转向机构上要比在车轮中心后的转向系上容易达到这个偏差。弯道内较小的转向轮转向角说明车轮有少许的转向平行偏转和与此相关的较少的车轮罩中的空间需要。在相同的中等的转向系传动比时（见下面），平行转向系设计能实现较快的转向响应，因为通过前束角的叠加增强引导弯道外车轮可以快速建立侧向力。
驾驶人施加的转向指令通过转向传动机构和转向拉杆机构传递到车轮。通常转向拉杆机构还会附加产生车轮的升程运动。在采用车轮独立悬架时，车轮升程运动导致分开的转向横拉杆。应这样选择转向横拉杆的位置和长度，使在弹跳运动时达到所希望的自转向性能和在转向运动时达到所追求的转向函数关系。
在齿条式转向机构上，转向盘的转动直接传递到齿条上，并转换为直线运动。作为固定在车身上的转向传动机构和与车轮支架固定连接的转向横拉杆臂之间的耦合件的转向横拉杆执行转向任务。在转向轴上的转向横拉杆的线性运动又转换成车轮的摆动运动（转向偏转）。
因为按设计任务，转向横拉杆主要应在垂直于汽车纵轴方向运动，所以在齿条式转向机构上对车轮侧的转向横拉杆臂主要有两个位置选择：指向前或指向后的位置（图7.4-41）。应提及的是小齿轮位置，即为施加一个正确的转动，在前置转向横拉杆臂时，齿条式转向机构小齿轮必须位于齿条后面；在后置转向横拉杆臂时，齿条式转向机构小齿轮必须位于齿条前面或在齿条上。
在杆系式转向系上，转向盘的转动靠在杆系上的传动机构转换（转向连接杆臂），并通过转向横拉杆和车轮侧的转向横拉杆臂传到车轮上。基于这一情况，在结合上面已经讨论的转向横拉杆臂位置中还有建立转向拉杆机构的两个方案：转向连接杆臂指向前或指向后（在转向传动机构上的杆系）（图7.4-41c～f）。为连接汽车相对侧，采用横向布置的中间转向拉杆。它将转向命令传到与转向连接杆臂和与汽车纵轴对称的支撑牵引杆（即转向导向杆）。在杆系式转向系上，从内部的转向横拉杆接头的铰接方式还可得到双份的结构方案：内部的转向横拉杆接头直接铰接在转向连接杆臂上，或铰接在中间转向横拉杆上（图7.4-41g～j）。需要注意的是，外部转向横拉杆铰接在中间转向横拉杆时，所有4个接头位置在作用线上，不然，必须是抗扭的并且与转向连接杆臂平行地支撑中间转向横拉杆。图7.4-42是在采用固定的主销轴时乘用车上常见的转向拉杆机构的布置。
图7.4-41 转向拉杆机构结构型式
a）～b）齿条式转向机构
c）～f）杆系式转向机构，在转向连接杆臂上的转向横拉杆
g）～j）杆系式转向机构，在中间转向横拉杆上的转向横拉杆
图7.4-42 根据图7.4-41的各种转向拉杆机构结构型式的转向函数（按参考文献[1]）
凭经验，前置的车轮侧转向横拉杆臂可达到最好的转向效果。此外，在与相向的转向连接杆臂组合时还可与理想的转向函数达到非常近似的结果。但遗憾的是这种布置已几乎没有在乘用车上出现，因为凸出前面较多位置的转向传动机构和转向连接杆臂增大了结构空间。
（9）整车方案和车桥方案对转向系的影响 必须避免在行驶时由于车轮弹跳运动出现的异常转向，或在各种行驶状态下要保证汽车在发生异常转向（方向和大小）时的导向和稳定。转向拉杆机构就承担导向和稳定汽车转向的功能。根据在现代道路车辆上不断流行的弹性体（弹簧）支撑车桥，应强化转向拉杆机构与转向传动机构的连接。由于在各种汽车等级上综合优化转向系的功能、成本和重量，有不断扩大使用齿条式转向机构的趋势。为此，在下面要讨论齿条式转向机构。
至今讨论的所有转向拉杆机构布置只涉及它在平面中的位置。为最好地将转向系与车轮弹跳解耦（隔离），还要寻找当时高度位置的正确的转向横拉杆长度。对横向安装的动力装置、弹性体（弹簧）支撑车桥和齿条式转向机构，前驱动汽车上转向横拉杆只有两个可实现的位置：在车身构件下面，在车轮中心轴高度，或超过车身构件和轮胎。它们都在前桥后面。因为在弹性体（弹簧）支撑车桥时，上部的横向导臂被减振器的位移导向件替代，所以等效的导臂曲率中心位置在通过支撑点与弹性体（弹簧）支撑车桥垂直的法线上和位于无穷远处。图7.4-43表示按布别里尔（Bobillier）的简化（平面）方法确定转向横拉杆长度的一种方法。如果选择转向横拉杆位于下横向导臂高度，则转向横拉杆长度LU与下横向导臂长度接近。转向横拉杆布置得越高，为优化车轮轮距角导向装置，转向横拉杆越长（LO）。基于这一理由，在弹性体（弹簧）支撑车桥上，在齿条式转向机构外部铰链的转向横拉杆只能在低的位置实现。高的位置的转向横拉杆需要中间铰链转向传动机构，见后面的图7.4-49。
图7.4-43 在弹性体（弹簧）支撑车桥上确定转向横拉杆长度和下置或上置转向横拉杆
（10）转向轮转向角的限制 在确定优化的转向函数和确定由此形成的四角铰链活节或三角铰链活节时可通过传动链节得到转向轮转向角。在转向传动机构侧和车轮侧上的转向横拉杆的传动角对转向拉杆机构的功能安全是重要的。如果转向拉杆机构安全功能低，则在外力作用下转向拉杆处于伸长位置，这样无法实现车轮的精确导向，在极端情况甚至过分地挤压转向拉杆机构。在空间车桥上，为判断传动角（图7.4-44），在所有可能的车轮位置，必须使用与转轴垂直的有效的杠杆臂。在乘用车上没有转向轮转角机械限制的传动角不应小于25°。
在前驱动汽车上，由于是驱动轴，要附加检验转向轮转向角的限制。万向轴工业的技术进步，使当今的驱动轴弯曲角在极端位置几乎可达到50°。在优化前驱动设计时，它与标准驱动相比几乎没有什么缺点。
图7.4-44 转向横拉杆臂与转向 横拉杆之间的传动角
（11）总转向传动比 作为转向盘转角与车轮转角之比的总的转向传动比在高速行驶时，是按转向的直接反应（动作）的下限定的，很少低于14。上限直接与现有的伺服转向辅助和在低速范围的转向系高成本有关，转向总传动比很少超过20。通过所希望的汽车功能定位（敏捷的运动型汽车、舒适型汽车）就可确定具体的总转向传动比[10]。转向总传动比为转向拉杆机构传动比和转向机构传动比的乘积。对转向拉杆机构传动比必须考虑弯道外和弯道内转向轮转向角平均值。在已知的、有效的转向横拉杆臂时（图7.4-44），可以由转向横拉杆臂与转向连接杆臂的比值确定横向拉杆机构传动比。
（12）转向轴 只是在很少的使用场合，转向盘和转向传动机构之间的连接是用简单的、直接的连接轴实现的。常用的则是采用带有一个或两个角铰链的转向柱。在很小的弯曲角（约至5°）可以用关节圆盘替代十字（万向）接头。带十字接头的转向柱在弯曲角大于15°时可产生驾驶人能感觉到的不均匀度U：
图7.4-45 “平面”转向柱与两个布置的十字接头以及协调弯曲角实例
在这种情况采取一个中间轴和两个十字接头（图7.5-45）。
在第一个十字节头后的转动不均匀度可通过第二个十字接头再次排除，但必须满足下述条件：
1）两个十字节头弯曲角必须相等。
2）中间轴的两个叉必须同时位于输入轴和输出轴组成的平面A和平面B上（图7.4-46[7，8]）。
位于平面上的转向横拉杆表示中间轴的两个叉位于一个平面。在相互歪斜布置的转向轴上，两个叉绕两个十字节头的弯曲面角相互转动。两个十字接头可以是同向地（W形布置）或反向地（Z形布置）弯曲。
在十字接头上偏转的转向力矩引起叉上的附加力矩MZ（图7.4-47）。该附加力矩产生作用在支撑上的力，并引起轴的弯曲应力，在实际使用中，一般要避免关节弯曲角超过30°。因为由此产生的、与有支撑摩擦有关的高的横向力和有限的支撑刚度以及在弯曲角方面的两转向轴协调布置会引起可感觉到的转向力矩波动。
图7.4-46 弯斜布置的转向轴与两个呈Z形布置的十字接头以及完全协调弯曲角实例
图7.4-47 专门的十字接头位置0°和90°
a）十字接头位置0°(www.xing528.com)
b）十字接头位置90°
参考文献
2.转向传动机构和转向拉杆机构
转向传动机构和转向拉杆机构的任务是将驾驶人设定的转向盘转角转换为在弯道内和弯道外车轮上的定义的车轮转向角（在乘用车上为前轮）。下面将说明常用的转向传动机构结构型式。
（1）循环球式转向传动机构 几十年前首先在高档乘用车和轻型商用车上广泛采用循环球式转向传动机构（优先采用液力辅助）（图7.4-48）。由于它比齿条式转向传动机构的重量和成本要高，在这期间，这个方案很快在乘车上消失。
转向盘的转动能通过转向柱传递到转向传动机构的输入轴。输入轴下端部为蜗杆，蜗杆的转动通过无限的球链使转向传动机构柱塞来回轴向运动。在循环球式液力转向传动机构中，按转动方向，柱塞侧受到液压油冲击，将液压能量转换为柱塞的轴向机械运动。
为此布置的正交的扇齿轮轴通过柱塞的齿轮啮合在转动方向偏移。
图7.4-48 循环球式液压转向传动机构与旋转柱塞泵（资料来源：ZF）
转向连接杆臂安装在扇齿轮轴上。转向连接杆臂通过球窝关节使转向拉杆机构运动。转向拉杆机构由中间的转向横拉杆（中间的转向横拉杆左、右通过球窝关节固定）和侧向转向横拉杆组成。转向导向杠杆在汽车右侧，与转向连接杆臂对称，以引导转向拉杆机构。侧向转向横拉杆固定在车轮侧转向节外。为调整前轮前束角，可调整螺纹改变侧向转向横拉杆长度。通过在转向传动机构上的转向连接杆臂的高度调整，在必要时还可以补偿内转向横拉杆接头高度位置存在的公差。这样，在整个的弹簧行程，左、右前轮可达到一致的前束变化曲线。这是在汽车两侧车轮跳动时为稳定汽车直线行驶所需要的。转向横拉杆设计标准是要满足所需要的车桥运动学、灵敏性要求和需传递的力（俯仰刚度）。
循环球式转向传动机构的优点在于高的转向舒适性和小的撞击敏感性，因为它有较高的总体弹性。此外，转向四边形的可变设计方案给设计者为实现有利的前束变化曲线、转向总传动比以及转向横拉杆和转向拉杆机构的低载荷提供了很大自由度。转向传动机构在中间位置的较大弹性使转向响应和转向感觉变差。
在早期，在乘用车领域，循环球式转向传动机构由于要比齿条式转向传动机构的重量重、成本高，这是它的使用不断减少的主要因素。
（2）齿条式转向传动机构 在当今的乘用车上用得最多的是齿条式转向传动机构，且越来越多地用在带液力辅助或电辅助的小型汽车上。在高档乘用车上，齿条式转向传动机构不断挤压循环球式转向传动机构的使用空间（图7.4-49）。
图7.4-49 齿条式液压转向传动机构（资料来源：ZF）
在齿条式转向传动机构中，转向盘的转动大多通过斜齿啮合的小齿轮转换为齿条的移动。与齿轮啮合不同，承载的弹簧压力件应这样安装，使小齿轮和齿条在整个的行程中尽可能保证相互间无间隙。
侧转向横拉杆通过球窝关节固定在齿条上，并用橡胶或塑料波纹套管防止脏污物和水浸入。对各种不同的应用场合，横向拉杆的两边、中部或两边和中部安装在齿条一端。转向横拉杆外面又通过球窝关节与车轮侧的转向节连接，并可通过前束角调整螺纹改变转向横拉杆长度。
为设计齿条式转向传动机构，除考虑它的强度和结构空间外，有两个重要事项：齿条直径和长度。齿条直径要由在所谓的路肩压力试验时的载荷确定。在闭锁的前轮与允许的前桥载荷以及在完全的液力转向辅助与转向盘力矩为80N·m时，在齿条上不会出现残余变形。齿条长度在液压转向与侧向安装转向横拉杆时，最短应是齿条单向行程的6倍（2倍啮合行程+2倍柱塞行程+1倍啮合端至内部密封行程+1倍轴向关节到外部的齿杆密封行程）。另外还有密封所需的轴向结构空间和啮合滑行行程。如果在汽车上不能容下所需的齿条长度的空间，则会产生转弯圆（较短的行程）或在行驶性能（较短的转向横拉杆，它会在车轮压紧/拉伸时改变前束变化曲线）方面的缺点。
中间分接是保证足够长的转向横拉杆的较好的方法。另一种方法是液压工作缸放在与齿条平行的外面。
与循环球式转向传动机构相比，齿条式转向传动机构的优点是：
1）成本低。由于结构简单、重量轻并取消转向中间杆和转向横拉杆。
2）需要的空间小。当然，在低置转向传动机构时在发动机油底壳下面还需要另外的结构空间。
3）转向弹性小。因而可直接响应转向动作。
选择齿条式转向传动机构的条件是在较高转向力矩时在两个方向（正转、反转）的效率首先应相同，并达到90%（图7.4-50）。还有要高的刚度、好的转向精度、抗干扰（冲击性、转向扰动）的灵敏度。通过如增大小齿轮与外体间的角度的措施会降低效率和抗干扰灵敏度达10%，当然还要以正转方向的高摩擦为代价。增加阻尼（如通过液压供油中的单向阀增加阻尼、在液压缸中的阻尼阀或弹性的转向传动机构支撑）同样可提高转向舒适性。
在循环球式转向传动机构中，正转和反转效率是不同的（正转效率75%～80%，反转效率65%～70%），这对隔离干扰有影响。阻尼和弹性要比齿条式转向传动机构高，因而有好的转向舒适性，但转向精度略低。
图7.4-50 齿条式转向传动机构工作效率变化
总体来看，在汽车上这两种转向传动机构之间的差别几乎感觉不出来。但齿条式转向传动机构成本低。
3.助力转向
在这期间，伺服转向也是小型汽车领域的基本配置。通过液力或电驱动执行器可减小驾驶人施加给转向盘的转向力。
在原理上，手动转向传动机构也以转向传动机构的传动比和转向拉杆机构的传动比方式提供了一定的助力转向。在较大的转向传动机构传动比时，在转向盘上的转向力相应减小，当然要容忍较大的转向盘转角。这样设计的汽车使用起来不太方便，灵活性和转向感觉不断丧失。手动齿条式转向传动机构通过可变的转向传动比可将这些缺点降低到某个程度。在整个的转向传动机构行程中，齿条是用专门的摆动式挤压法和不同模数和压力角加工而成的，小齿轮是标准的啮合齿轮。应这样设计传动比，即在行程中间范围传动比是直接的啮合传动比，到端部挡块（止动端部），为减小停车力，传动比总是间接的啮合传动比。但这样不能达到助力转向的效果。在柱塞和扇形轴之间的这种可变传动比也可在循环球式转向传动机构上实现。
（1）液压助力转向 首先在较高的前桥载荷以及由此需要较大转向功率的乘用车上，液压助力转向不断普及。下面就带有转阀的齿条液压助力转向实例（图7.4-51）的工作原理加以说明。
图7.4-51 带有转阀和侧边驱动的齿条式助力转向系统（源：ZF）
A—齿条 B—工作小齿轮 C—工作缸 D—储液罐 E—ZF叶片泵 F—回油管 G—限压、限流阀 H—压力管 I—下转向轴 J—扭杆 K—径向凹槽 L—径向凹槽 M—转阀 N—控制套筒 O—进油口 P—进油口 Q—轴向凹槽 R—轴向凹槽 S—回油口 T—回油凹槽 U—回油口 V—连接片 W—控制口
由汽车发动机通常通过V带驱动的液压泵E（目前在乘用车上主要使用叶片泵）输送转向助力所需的压力油，并通过高压管（膨胀软管）H到达转向传动机构中的转向阀。在转向盘中间位置（直线行驶），不变的油量经处于中间位置的转向阀（在中间位置转向阀开启）和回油管回流到储液罐。在工作缸的两个室中的油压是相同的，且相当于为克服转向系内部的流动阻力所建立起来的循环压力，约为2～5bar。在中间位置没有、也不需要转向助力。
顺时针方向转动转向盘时，齿条和工作缸柱塞向右移动。因为液压油促使柱塞移动，所以液压油进入左工作缸内。转阀的3个控制凹槽顺时针方向移动，输入压力油的一个进油口（P）不断开启，进油口（O）则关闭并阻止液压油进入控制套筒的轴向凹槽（Q）。在转向阀工作位置，压力油通过进油口（P）进入控制套筒下径向凹槽（L），并从下径向凹槽到达左工作室，这样，液压油促使柱塞移动。关闭的控制口（W）阻止液压油流回储液罐。来自右工作室的压力油受到挤压。压力油通过控制套筒中的上径向凹槽（K）流入转阀的回油口（S）。转阀的连接片阻止压力油液越过始终与储液罐畅通的控制套筒的回油槽（T）。如果转向盘逆时针转动，则使用右工作缸内液压助力。
所要求的液压助力大小取决于施加的最大转向横拉杆的力。这些力出现在下列情况：在最大前桥载荷和在转向终端位置车轮的撞击时，在不适当的轮胎选择时的最大附着系数时以及在附加操纵行车制动时。附加的影响参数（如已提到过的）是转向总传动比（转向传动机构传动比和横向拉杆机构传动比）和允许的最大手转向力矩。从所需要的转向助力和最高泵压出发，可以计算所需的柱塞面积；根据大多由强度考虑给定的齿条直径可以计算所需的工作柱塞直径和在工作缸范围中的转向传动机构直径。
转向系中其他重要参数是由泵输送的液压油体积流量。确定可达到的转向角速度的液压油体积流量，即用什么样的转向角速度，驾驶人可以转动转向盘而不会出现“液压变硬”现象。
如已经提到过的，转向阀的任务是按转向盘的转动方向将压力油导入相应的工作室，这样可以增强在相应的工作柱塞侧的力。根据这个目标，可减小施加在转向盘上的转向力矩。
手转动力矩随当时的油压而变化，并用阀门特性线表示。阀门特性线是衡量当时助力转向的直接尺度。
在齿条式液压转向传动机构上大多测量在两个工作室中的油压差。在循环球式转向传动机构上测量油压差是困难的，所以测量它的进油压力。原理上阀门特性线是一样的，但要改变系统中的循环油压力的位置。
通过修改阀门特性线可以与阀门控制棱边相适应，并通过改变阀门扭杆的刚度可与所需要的转向调整（转向力、转向感觉）相配合。在行驶时还可实现阀门特性线变化，这时可采用与行驶速度有关的伺服转向。ZF公司为此开发的电控“伺服电子装置（Servotronic）”就是这方面的例子。
伺服电子装置完全按汽车行驶速度工作，即只是由电子转速表指示的汽车行驶速度控制转向的灵活性，它与发动机转速无关。微处理器处理速度信号、确定液压力大小，借以操纵转向盘。液压力以电脉冲形式经电—液转换器传输到转向系的转阀上。液压力随汽车行驶速度而变。专门设计的转向特性（图7.4-52）使在低速停车范围和在停车转向时只要在转向盘上施加最小的力，而随着车速的增加，则在转向盘上施加的力增加，几乎达到机械转向一样的感觉。这样在高速行驶时可以精确地、目标准确地转向。但要注意，油压和液压油体积流量在任何时候不应降低。在紧急情况，如在快速转向校正时，转向盘转动速度达800°/s，要保证不会干扰伺服功能。这样的特性线可达到很高的转向精度、很好的安全性和转向舒适性。从而解决低速停车范围的低的转向盘转动力（简称小的停车力或停车力——译者注，下同）和高速时的转向精度之间的目标冲突。
最后还要提及的是在手动转向传动机构上讨论的可变转向传动机构传动比当然也可用于伺服转向上，但它的目标方向是相反的。在手动转向传动机构上，到终端挡块的传动比一直是间接的传动比，以减小停车力。而在伺服转向系统中，在较大的转向盘转动时，转向的总传动比是直接的。因为这时由于转向助力不需要注意它的小的停车力。这样，从挡块到挡块转向盘转动可以达到很小的值（如3转），这在停车和在转弯行驶时可以很好地操控汽车。
图7.4-52 伺服电子装置阀门特性线图（资料来源：ZF）
为汽车开发的、经过考验和功能成熟完美的、按“开式中心原理—Open-Center-Prinzip”工作的液压转向的标准方案已有几十年的历史。由于液压供给与驱动发动机是机械耦合，这样就有先天的不足，特别是功率需要的消耗上。这一问题至今还没有完全克服。如果使用按油量需要控制或调节的节能泵，液压系统的损失功率可明显降低[11]。
与效率有关的优化方案可从液压的“开式中心原理”工作转变为“闭式中心原理（Closed-Center-Prinzip）”工作。在按闭式中心原理工作时，在静止状态没有液压油的体积流量流动，这样就没有功率损失[12]。由于这样的系统的高度综合性和还有不少不清楚的问题，妨碍它在不久的将来成批使用。
（2）电液助力转向 专门设计的液压助力转向是电液助力转向。液压泵（叶片泵、转子泵或齿轮泵）不是由汽车发动机驱动的，而是由电动机驱动的。各个部件，如电动机、液压泵、储液罐和电子部件组成一个紧凑的“动力组件”（Powerpack）（图7.4-53）。伺服转向传动机构不变（直至阀门特性线匹配）。
图7.4-53 齿条式转向传动机构与电液助力部件“动力组件（Powerpack）”（资料来源：TRW）
动力组件的优点是这套组件的紧凑性，必要时转向系可预装配。另外，还可在切断电液转向时（如惯性行驶、在信号灯前等待或铁路道口）或汽车发动机停机时还可继续提供助力转向。
电动机可按需要控制，使液压泵只在转向时投入工作，从而可减少能量消耗，节省燃料。液压助力转向随行驶速度而变的转向装置带来相对的高的成本，可通过相对简单和成本低的电控电动机实现。其缺点是比目前常规的液压转向系统的成本要高，以及由于增加电动机而额外增加一些重量，其中由于取消了进油管和回油管而可部分地抵消。此外，由于目前可达到的功率，电液转向还不能用于前桥载荷较高的汽车上。
（3）电动助力转向 乘用车上的机电转向或电动助力转向（EPS—Electric Power Steer-ing）被视为未来的转向方向。其主要原因是：
1）最佳的效率：首先是在现今所知的方案中，EPS是效率最高的转向，与常规的液压转向不同，EPS只要求转向系统在实际需要转向时才消耗转向功率。这样，转向对降低汽车CO2排放或降低汽车燃料消耗作出不可忽视的贡献。
2）附加功能：在液压转向中，转向力矩特性只能通过部件本身修改或补充[转向阀、伺服电子（Servotronic）、调节器]实现，而电动助力转向（EPS）与液压助力转向不同，可通过修改软件实现，所以可以控制与汽车行驶速度和转向角有关的转向助力。这样。驾驶人可选择各个转向特性间的每一个按钮压力，即每一个特向特性。
3）简单的可调性：简单的可调性使转向系的开发工作变得容易。在某汽车上进行转向系调整时可显著减少硬件费用。
4）可实现的功能：为实现驾驶人辅助系统（如停车入位、自动行驶、电子转向）提供了基础。因为所需的执行机构（与液压转向不同）已用在基本的转向系统上。在原理上，EPS具有实现“线控转向（steer by wire）”的可能性。在线控转向系统中，操纵元件与转向车轮之间的机械连接取消，驾驶人侧的转向命令转换为电子行程。
在机电助力转向系统中，电动机直接施加所需的转向助力。电动机可以布置在转向系的不同地点。目前考虑有4个安装地点，这些地点的安装各有优劣。
1）组合在转向柱中的、由电动机、蜗轮蜗杆传动机构和传感器组成的伺服部件，如图7.4-54a所示。
图7.4-54 ZF伺服电子装置（Servolectric）的几种设计方案（资料来源：ZF）
①优点：需要的空间小、转向柱和伺服部件安装后再装配。
②缺点：撞车时的性能，伺服部件安装在车内增大噪声，转向助力矩通过下转向轴，因此只适用于小转向力的小型汽车。
2）伺服部件在小齿轮上，如图7.4-54b所示。
①优点：转向器和伺服单元一体，伺服力直接作用在小齿轮上，因此可以产生较高的转向力矩。
②缺点：需要的发动机室的空间大，较高的耐温、密封和寿命要求以及耐磨损要求。
3）双小齿轮方案是机电助力转向系的变型方案（图7.4-54c）。这时，在左转向传动机构上，伺服部件在右导臂时位于转向传动机构上的转向柱安装的这个位置。在右转向传动机构上，伺服部件全部与左转向传动机构上的伺服部件镜面对称。优点是变型的右导臂转向传动机构所需的空间是够用的。这个空间还可以用于左导臂的伺服部件空间需要。缺点是成本增加以及双小齿轮和齿条啮合带来的误差。
4）伺服部件直接作用在齿条上。电动机同轴地在齿条周围或与齿条轴向平行安装，并利用由齿条和循环球减速器组成的减速齿轮传动机构传递力矩。
①优点：产生的转向助力直接作用在需要助力的地方，从而达到较大的齿条力。
②缺点：由于附加减速器，增加成本，较高的耐温、密封要求，到发动机油底壳或前桥支架的位置紧张。
图7.4-55是ZFLS公司为宝马1系和3系设计的平行轴驱动的EPS。
图7.4-55 ZFLS公司为宝马1系和3系设计的平行轴驱动的EPS[15]
当然，使用电动助力转向系统受汽车电气系统的影响很大。目前常用的12V电气系统的附加措施，如提高用于执行器上的电压可克服这个困难。
概言之，利用现有的电动助力转向的技术，由于12V汽车电气系统的有限的工作能力，在高档乘用车上还没有配备EPS。将12V汽车电气系统转换为较高的电压（如42V），可明显地提升汽车的开发工作（见5.7节）。
为达到熟悉的液压助力转向的转向感觉和达到不同于常规的液压助力转向的EPS，所需的工程费用和高的总成本妨碍了它的快速普及。另外，与电液助力转向不动，EPS的优点是可按转向需要控制，从而节省燃料并有良好的维修友好性能，因为可以取消液压助力转向的液压油面控制和密封控制。EPS通过软件匹配，而不是通过硬件改变提供快速、多样性的转向调整的各种可能性。可以根据汽车行驶速度、载荷、转向角的变化控制转向助力。按驾驶人希望，通过软件主动转换转向特性是十分简单的。
此外，EPS也是未来开发各种控制系统联网的优先基础。
参考文献
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