RCVD第19章翻译.doc

文献翻译 摘自《Race Car Vehicle Dynamics》

第19章 转向系统
序言：
本章以转向几何参数的讨论为开始，包括主销后倾角，后倾拖距，主销内倾角，主销偏置量。接下来的部分讨论了转向齿轮齿条以及阿克曼转向几何关系。跳动转向和侧倾转向之间是紧密相关的，如果没有柔性这两种情况是等同的。最后讨论了车轮的调整。这一章与第17章的悬架几何形状密切相关，在设计新的底盘系统时，转向和悬架几何参数是优先考虑的因素。
19.1 转向几何关系（定位参数）
在整体式车桥上转向节主销是转向时的枢轴。1932年Maurice Olley在Cadillac首次提出了现在的非独立悬架，主销因此而被两个球绞连接定义的转向轴线代替。因为各种原因这根轴并不是垂直的也不在轮胎接地中心处。主销的位置表示见图19.1。

·在前视图中，主销偏转的角度被称为主销内倾角，转向主销与地面的交点至车轮中心平面与地面相交处的距离称之为主销偏置量。在前轴所在水平面内，从主销轴心到车轮中心平面的距离称为主销偏距（spindle length）。
·在侧视图中，主销偏转角度称为主销后倾角。如果主销轴线没有通过车轮中心那么就有了侧视的主销偏距（side view kingpin offset），就像大部分的摩托车前轮一样。在地平面内测量从主销到轮胎接地点中心的距离称为主销后倾拖距。
前视图中的主销定位参数
正如在17章中提到，主销内倾角，主销偏距还有主销偏置量在装配以及性能满足时往往是互相妥协的。一些需要考虑的因素包括以下：
1. 当主销偏距是正的时（一般的车都是正主销偏距，如图19.1中一样）那车轮转离中心位置的时候车会有一个抬升效果。主销内倾角偏离竖直平面越大前轮转向时车被抬起的效果越明显。不管车轮往哪个方向转都会是一个抬升的效果，除非主销是完全垂直的。这个效果只有在主销后倾角为零时才是两边对称的。见后面关于主销后倾角部分。对于一个给定的主销内倾角来说，主销偏距越大转向时的抬升量也越大。
2. 主销内倾角和主销偏距将车子前端抬起的效果对于自身来说是有助于低速转向的。在高速转向时，只要有主销后倾拖距就可能会掩盖掉转向时抬升和下落的效果。
3. 主销内倾角影响转向时车轮的外倾角特性。如果主销向内倾斜（主销上端倾向车辆中心）当车轮转向的时候，车轮上端将会向外倾斜，趋向正的车轮外倾角。左右转向都会导致正的车轮外倾。如果跑道有比较紧的弯这个作用效果是比较小但却是有重要意义的。
4. 当车轮滚过颠簸不平的路面时，滚动半径是不断变化的，将会导致轮速的改变。这将会增加车轮中心的纵向力。这些力的反作用与主销偏距的大小成比例，成为反冲效果进入转向系统。如果主销偏距为零，那么将不会有由此引起的反冲。在前面提到的一辆通用“P”型车（菲罗车）中做出设计改动，与较早的一辆“P”型车模型相比，减小了主销偏距，因此而减少了不平路面上的反冲。
5. 如图19.1中所示的主销偏置量是负的，正如下面这辆前轮驱动车用的一样。来自地面的驱动和制动力与主销偏置量成比例的转化成转向力矩。如果左右轮的制动或者驱动力是不等的，那么驾驶者将会感受到的到这个转向力矩（假设转向器有较高的逆效率）。只有在主销偏置量为零时才不会有这个力矩产生因为此时制动力或驱动力对主销的作用力臂为零。
如果轮胎比较宽的话轮胎力通常并不是作用在轮胎中心平面内的，因为轻微的外倾角变化、路面不平、轮胎有一定圆锥度、或者其他的不对称因素存在。这些不对称因素可能导致转向反冲，即使没有前轮的各个定位参数作用。装配要求通常会与中心点转向要求冲突因而很多赛车在较平整的赛道上是采用较大的主销偏置量也是可以的。
6. 对于前轮驱动来说，一个负的主销偏置量有两个重要的稳定作用：
第一， 固定方向盘，如果一个驱动轮打滑，另外一个轮将会外张一定角度，因为 转向系统内有变形。即使两侧的牵引力不等，不同的牵引力使车辆产生一个偏航角，这个负的主销偏置量作用也会使车辆回复到直线行驶。
第二， 有良好的反馈作用情况下驾驶员从来不会真正的固定住方向盘。在这种情况下方向盘可能在不等的车轮纵向牵引力作用下而转动，因此而增加了负主销偏置量的稳定效果。
制动的情况同样适用。负的主销偏置量能使车子回正，即使是在左右轮制动力不等的情况下（左右轮的制动情况或者路面情况不同时）。
主销后倾角和后倾拖距
如图19.1中所示，在有后倾拖距时，侧视图中轮胎接地点是在主销之后的。或许最简单的例子就是办公室座椅上的小脚轮（？）——不管移动多远，轮子总会校正使其自身在枢轴之后。主销拖距越大意味着轮胎侧向力在主销轴上作用有更大的力臂。这会产生更明显的回正作用，并且是作用在主销上最主要的回正力矩。在选择主销后倾角和主销拖距时需要考虑的因素如下：
1. 主销后倾拖距越大转向力也越大。对于所有的车来说，小的后倾拖距都将会减小转向力。在某些情况下，如果后倾拖距减小接近零的话，人力转向也可能被用于重型轿车（代替助力转向）。
2. 像主销内倾角一样，主销后倾角伴随着转向过程也会引起车轮的抬起和回落。与内倾角不同的是，后倾角对两侧的影响是相反的。在有对称定位参数时（包括左右轮有相等的正的主销后倾角），左转的效应是使车向右侧倾，导致一个对角线的重量转移。在这种情况下，左前——右后对角线会承受更大的载荷，有一个左转时的过度转向效应。
使用的弹簧越硬对角线的重量转移效果也会越明显因为这个是几何效应。每个车轮被抬起（或者下落）的距离是恒定的但是重量抬起量和底盘侧倾角是前后侧倾刚度的作用结果。这个对角线的载荷转移可以通过把车放在秤上和定位板上来测量。
记住在实际比赛中前轮并没有转过很大的角度，除非是非常紧的发夹弯。例如，在一个半径是100英尺（时速在40-50英里）的弯，一个10英尺的轴距的中性转向车辆转弯时前轮只需要转过0.1rad（5.7°）（转向传动比是16：1时方向盘的转角大概在90°）。
对于只往一个方向转的车来说，因为整车为了寻求最低的最小离地间隙，可以使主销后倾角交错（左右主销后倾角不同）来把车拉到一边。主销后倾角的交错也会影响上面提到的对角线重量抬升效应。
如果两侧主销后倾角是相反的（一侧为正一侧为负且两侧角度大小相等）那么在转向时车的前端只会抬升和下落，而不会有对角线的重量抬升。
3. 主销后倾角也会影响转向外倾角，但是不像内倾角一样，这个效应是有利的。当有正的后倾角时将会导致外侧车轮内倾（车轮的上部指向车的中心）同时内测轮外倾角为正，两轮都向弯内倾。
在侧滑恢复的时候，反打方向（出弯），后倾角引起的外倾角变化会使前轮抓地力减小。而此时后轮抓地力也很小并不需要很大的前轮抓地力。
4. 如第2章提到，轮胎本身的轮胎拖距会使实际主销后倾拖距明显增加（有大的侧偏角时会减小）。这个效应并不是随着侧向力变化而线性变化的，并且会影响转向力矩和驾驶感。特别是轮胎到极限时轮胎拖距会接近零，这时回正力矩会减小，并给车手一个信号轮胎就要侧滑了。
如果主销后倾拖距相对轮胎拖距很大的话，轮胎拖距给出的这个信号会被掩盖。
5. 有时主销后倾拖距是在垂直于主销轴心的方向上进行测量的（而不是像19.1中在水平面内测量的），因为这能更准确的描述轮胎侧向力对主销作用的力臂。
拉杆位置
注意在19.1中的阴影部分就是转向拉杆的合适位置。侧向力引起的外倾角是不可避免的，如果拉杆的位置如图中示，会有不足转向效应。如果悬架和齿条安装在一些柔性的副车架上，情况要比现在的更加复杂。
19.2 阿克曼转向几何关系
当汽车前轮转向时，转向传动机构的设计将会决定车轮是保持平行还是一个轮比另一轮转过更多的角度。左右轮转向的角度差不应该被车轮前束值混淆，前束值是静态调整时的值，他是在阿克曼几何效应的基础上增减的。
对于横向加速度较小的车（街车）一般使用阿克曼几何关系。正如图19.2左图所示，这个几何关系保证了所有轮子在没有滑动的情况下自由滚动，因为所有轮子只有一个滚动中心。需注意的是在低速时所有车轮的转弯半径都不同，前内侧轮必须比前外轮转过更大的角度。一个合理的近似几何关系可见图19.3。
根据Ref.99中Rudolf所说，阿克曼在1817年获得双枢轴转向系统的专利，1878年，Charles Jeantaud 又提出了上段中的概念，消除了转向时车轮的滑动。Maurice Olley 又提出了阿克曼转向几何关系的推导以使车轮免于镦粗平滑的砾石车道。
在高侧向加速度下要对这个几何模型做明显的修改。实际轮胎都会有一个侧偏角，内侧轮的载荷也要比外侧轮小。回顾轮胎性能曲线可以看出负载较轻的时候获得峰值侧向力所需的侧偏角较小。使用低速几何结构（阿克曼关系），前内侧轮会被迫超过对应最大侧向力时的侧偏角，这样，拖动内轮会使轮胎升温并降低车速。对于赛车来说，通常使用平行转向甚至反阿克曼结构如图19.2中（b）（c）所示。
如果知道轮胎参数通常可以计算出正确的反阿克曼量。大部分情况下计算得到的几何关系是比较极端的因为车肯定会有低速行驶的情况，如进站加油等。
另外值得注意的一点是比赛时大部分弯道半径都比较大阿克曼影响是非常小的。实际上，除非悬架、转向系统结构刚度很大，转向载荷作用下产生的变形也可能使车轮转向，会超过几何关系上的阿克曼转角关系（或者反阿克曼）。
能产生阿克曼几何关系的最简单模型见图19.3，为后置转向。这里，齿条（以及转向器系统内的横拉杆连接）是在前轴之后的，从主销轴心开始画线，延伸到横拉杆外端，并交于后轴中心。转向节的这个角度使内轮转向角度大于外轮（转向时外张）可以获得一个较好的近似的100%阿克曼关系。
第二种获得内外轮转角差的方法是通过前移或后移齿条（或拉杆）的位置，这时两个拉杆外端球头间的连接不再是直线连接。如图19.4所示。图中后置梯形将齿条前移时将倾向于平行转向（最后至反阿克曼），齿条后移将增加转向时的前轮外张量（内外轮转角差更大）。

第三种获得转角差的方法是使两边转向节臂不等长。节臂（从主销轴至拉杆外端的距离）越短转向时转角越大。当然这种不对称结构仅会用于只向一个方向转向的车辆——椭圆形赛道赛车。

推荐
虽然上文提到的一些要求间会有冲突，笔者认为平行转向或者反阿克曼是一个较合理的折中方法。虽然平行转向时进站会有一点困难因为前轮会互相干涉。在高速时，弯道较大，转向角较小，相对参考的转向角度，阿克曼效应对于车轮的侧偏角影响不大。

19.3转向器
转向器把方向盘的旋转运动转换成横拉杆的直线运动。然后横拉杆又把直线运动转换回主销轴的旋转运动使前轮转向。
首先要明确的是转向系统内有很多连接方式。所有这些连接都是产生弯曲变形或者松动的原因，进而影响转向的准确性，使车手不能准确的感知前轮的转向。转向系统部件必须紧固安装好以保证安全、易操控。

转向传动比
转向传动比被定义为方向盘转角与相应的前轮转角之比。对于赛车来说它的变化范围从大于20：1的高速赛道车到小于10：1的F1赛车。当然在快速转向中的极限是卡丁车，传动比接近1：1。公路赛车的一般取值是16：1至18：1。有阿克曼几何关系（或者反阿克曼）时两侧的传动比会不同。受传动机构影响转向是非线性的，也就意味着传动比随车轮转角而变化。

转向试验
一种比较直观的测量总传动比的方法是把车的前部放在有转角仪的试验台上。一个量角器被固定在方向盘中心，固定一个指针来测量方向盘转角。这个试验叫steer-steer是在既定载荷和悬挂高度的情况下进行的。方向盘以等间隔角度向右打，可以是45°、90°等等，记录下左右轮的转角大小。继续试验，往回打方向盘，并再次在每一个角度处测量前轮转角，观察每一点处的溢出值（滞后现象）。转过中心位置后继续往左转直至最后回到中心位置。
本试验的数据和结果统计见图19.5。图中，数据点的平均斜率就是总传动比。注意数据点形成回环，可称为滞后现象，也就意味着转向系统内有变形和松动。也要注意数据点并没形成一条直线，非线性关系说明传动机构并不完美，这在转向系统内很普遍。对于赛车，在方向盘经常使用的转角范围内取数据点即可。接近锁止处的传动比数据只能反应在极低速时的性能。
对于人力转向系统来说转向力的大小同时受转向传动比和主销定位参数（后倾拖距和主销偏置量）的影响。传动比越大（如20：1）转向力越小。在理解车手的评论时要注意区分灵敏的转向性能和快的车辆瞬态反应时间，后者在汽车动力性一章中有被提到。
转向传动比的计算见于下面的段落。

齿轮齿条式转向器传动比
齿轮齿条装置把方向盘的转动转换成横拉杆内球头的直线运动。计算传动比时需用到齿条的c-factor和转向节臂长度（外球头到主销轴的距离）。
C-factor=齿条行程（in.）/小齿轮转过360°
一般的齿条有“1-7/8-inch 齿条”或者“2-inch 齿条”；c-factor这个尺寸是方向盘转一圈的齿条行程。
一旦齿条的c-factor知道，转向传动比可近似用下式计算：
i=arcsin(c-factor/L)/360
L—转向节臂长度
本式中长度单位为英寸，角度单位为度。
系统中的压力角越小这个近似值越接近，也就是说在俯视图中横拉杆几乎要与转向节臂垂直。如果角度比较大的话，那拉杆的布置也会影响传动比。

循环球式转向器的传动比
循环球式转向装置仍应用于很多车中。如果转向器传动比是未知的，可以很容易测量，为方向盘转一圈转向摇臂的运动距离，然后用这个尺寸代替c-factor带入上面的齿轮齿条计算传动比的公式中。
如果转向器的传动比已知，可以用下式来计算近似的转向总传动比：
i=i’*（L’/L）
i’---转向器传动比 L’----摇臂长度 L----转向节臂长度
所有长度单位为英寸
循环球式转向系统有更多的连接机构，像摇臂、直拉杆、和梯形臂。因此，角度会更容易干扰简单的传动比的计算。传动比确定还要考虑传动机构的设计布置。

逆效率
逆效率是指由力路面输入转向机构并反馈给驾驶者的能力。根据使用的情况，相应的会有不同程度的反馈要求。
齿轮齿条式和循环球式转向器的逆效率都比较高，大部分来自主销的力矩都会传至方向盘。对于平滑的赛道来说需要回正力矩的作用来帮助车手在轮胎将要拖滑时作出判断。
蜗杆齿扇式转向器没有像循环球式转向器滚珠轴承螺杆，所以摩擦力更大。摩擦力大小主要是来自于单元内部的磨损、调整、润滑等。这种转向系统逆效率低——来自主销的力矩不能通过齿扇驱动蜗杆（方向盘）。很多越野车辆希望通过这样来减轻驾驶员的疲劳。
对于不平路面转向减震器提供了另外的解决方法。转向减震器在低速时表现出低阻尼但会随速度增大而变更大。这也就是说，驾驶员的控制属于低频变化，路面噪声属于高频变化，这时转向减震器就像一个过滤器一样可以衰减转向反冲。
如果转向减震器的低速减震很强，会使驾驶员的路感不明显。减震器会屏蔽掉回正力矩作用效果，使极限情况下更难驾驶，特别是在侧滑恢复的时候。路面噪声系数很小的话效果会更糟糕，传给驾驶员的回正力矩信号会很弱。转向减震器并不推荐使用，除非减震是一个极需解决的问题。
转向减震器也会装在整体式前桥上。这时减震器会削弱因前轴运动机构与转向系统间联轴节的回转而引起的前轮的摆振（特别是其中一个车轮跳起时）。整体式前桥会有很复杂的动态运动特性，因为受到各种因素影响，如前轴布置位置、制动反馈、驱动反馈（全驱或4驱）以及转向几何关系。需要作出让步的是要制造一个有很好操纵稳定性的前悬架，于是有了大部分车上采用的独立前悬架。

助力转向
助力转向现在多用于很多重型、改装赛车中，像在NASCAR、Trans-Am还有GTO种。主要目的是使转向轻便，助力转向器无疑有这个作用。
助力转向存在的问题是，改装的部件具有自身固有的非线性特性。助力在中心位置附近为线性的，有如由一个弹簧控制（通常是一个扭杆），可一旦弹簧偏斜助力改变很大。如果驾驶员需要地面的反馈作用，这个非线性特性并不好。
另一种使转向轻便的方法是在设计定位参数时让主销内倾角和后倾角都很小，主销偏置量和后倾拖距也很小。使用了这样的结构，即使是一辆很重的车也能不使用转向助力，同时省去了助力系统的重量及其复杂的机构。后倾拖距很小时要保证悬架和转向系统的刚度较大这个定位参数才不容易变化。
另外，没有助力转向的车设计时往往以转向轻便为目标，举例如下：
1. 为了在低速时（如停车）车轮能绕主销滚动可能会选较大的主销偏置量，相对拖动轮胎沿中心点转向会大大的降低转向力。当然，制动器锁紧的时候原地转向会很困难，轮胎必须绕主销轴拖滑！如前文所述，较大的主销偏置量在赛车上并不推荐使用因为其反冲效果较大。
2. 负（或零）后倾拖距有时也会采用，为了抵消轮胎拖距，当然横向加速度很大时轮胎拖距一般是接近零的。
3. 设计主销时离心的后倾角主要是为了使质心落在主销轴前。一些情况下转向节在主销轴线前的重量会增加，这时，转向时的离心力使前轮向外偏转——趋向不足转向。这可能会抵消上文提到的负的后倾拖距的作用。
在赛车上，任何多余的非簧载质量（如转向节）都会都会减弱抓地能力，不可取。把转向器安排在主销之前会增加离心后倾效应，把制动钳放在制动盘前侧同理。
4. 仔细检查助力系统的安装和布置要求，通常要求转向器行程的某一位置和方向盘位置连线平行于前进方向

19.4 跳动转向和侧倾转向
一般来说，由于车轮跳动和车身侧倾引起的转向是不可避免的。几乎所有类型的转向和悬架系统都是难免跳动时的转向。要求没有车轮跳动转向的理由很简单：如果车轮在起跳时候或者在车身侧倾时自动转向了，那么车的行驶路径就与驾驶员所选择的路径不同了。
测量车轮跳动转向有很多方法。见图19.6，取自Ref.150，给出了一种简单准确的测量仪器，把两个测角仪表盘分别接在一个立柱上。悬架弹簧移动时，悬架偏离正常行驶时的位置，两个仪表盘读数之差即为转向的改变。
如果两个仪表盘间的距离已知，那么这个装置测量的是车轮偏转距离与车轮跳动距离的比值。图19.7、19.8、19.9中的数据描述了特殊设置时的跳动转向特性。为了对比不同车辆的情况最好把读出的数据转化成每英寸车轮跳动量时的车轮转角。使用弧度计量也较容易，可以用小角度假设（tanθ=θ，弧度计量）。正切值为1/57的角度非常接近于1°，这一线性假设在二十度角时的误差仍在4%以内，但是在更大角度（>20°）情况下误差就急剧增大。如果两个仪表盘间距离为57/4=14.25英寸，那两个读数的差值是1/4英寸时候即表示1°。
符号惯例——如图，区分跳动转向和侧倾转向的最简易方法是根据行驶中表现出的前束还是负前束来判断。更普遍的方法是根据过度或不足转向效果来判断。如果前轮偏向弯外，使侧向力减小，说明趋于不足转向。对于后轮，情况相反——如果车轮向弯内偏，才是不足转向。相反的转向效果称为过度转向。
跳动转向和侧倾转向是悬架几何和转向系统几何结构作用的结果。如17章中所述，每个悬架都有一个运动瞬心。如果转向横拉杆没有指向瞬心，就会有跳动转向效应，因为转向和悬架杆件的转动中心不一致了。如果转向横拉杆的长度不合适也会导致悬架偏转时横拉杆不再指向瞬心。因此，横拉杆位置和长度的选择都很重要。
如果横拉杆的高度和角度都可调，即使悬架不变，也通常是可以调试来消除大部分的跳动转向的。图19.7、19.8、19.9给出了不同的情况和一般的解决方案。
如图19.9绘制的跳动转向的曲线的情况要尽量避免，因为它会导致行驶过程中车轮前束值的一系列变化。会带来的另一个问题是车轮的跳动位置会使转向效果由不足转向趋于过度转向。如果跳动转向情况如此图，另一个可能的解决方法是抬高横拉杆的两端（对于不等长双横臂），让它接近更短的上横臂。这样的话，横拉杆的角度也要调整。
如图19.8所示的跳动转向曲线是线性的但是倾斜的，可以增加悬架的侧倾不足转向，这样会使驾驶员路感更明显，也会（稍微）补偿不期望的变形效果，下段将会提到。

整体式前桥
整体式前桥通常使用蜗杆齿扇式或者循环球式转向器，安装在底盘上。整体式前桥有两种运动路径——跳动和侧倾，如17章所述。确定唯一一个转向连接的位置来使跳动和侧倾转向影响最小化是不可能的，因为有两个前轴运动的瞬心轴（接近竖直）。如果把转向器固定在前桥上，整体式前桥也可以消除跳动和侧倾转向，就像一些商用车。这样的话会增加簧下质量而破坏抓地性能。

变形效应
对于无载悬架来说跳动和侧倾转向是差不多的。当悬架加载侧向力时，变形效应导致跳动和侧倾转向有所不同，原因如下：
·两个车轮一起跳动时，两边的悬架部件都加载使齿条同时受拉或受压。
·侧倾时，两个车轮的运动方向不一致（一个上跳一个下落），齿条受到一个方向的力而向左或向右移动。
齿条和悬架杆件的连接都会决定有多少变形转向存在。另外在装有循环球式转向器的车上横向连接处也会导致变形转向，因为通常由于安装原因这些连接并不是直的：拉压有弯曲的连接将会比拉压直接连接更容易改变长度。
很多情况下，因侧向力产生的变形转向要比几何问题（跳动、侧倾、阿克曼效应等等）导致的转向大很多，这是在工厂内有或没有弹簧行程下测量的。注意悬架和转向与底盘的连接点的安排可以使变形转向最小化。大部分情况下这是唯一能做的。变形转向效应可以在一个悬架参数测量仪上测，就如Chevrolet Vehicle Handling Facility(VHF)，或者通过分析产生轮胎印迹的侧向力。

19.5 调整
车辆的调整是针对每一个车轮的前束及外倾角进行的静态设置。
前束
前束的设置是以整车为参考的，用卷尺分别测量轮胎的前后端。这种简单的测量存在的问题是它不能明确后悬架是否有设置一个角度而引起车辆的偏斜。更准确的前束测量应该以车的中心线为基准。一种简单的方法是准备两根横杆固定住底盘的前后端。横杆两端系上绳子，绕在车轮外端平行于底盘中心线。用这个装置，单个车轮的前束值也可以测量。测量结果可以转换成角度，因此即使有不同测量跨距的车之间也可以对比，用最小角度的假设（如果1rad=57.3°，1/57rad近似为1°，所有车都对应一个57”宽的轮距）。
前轮的静态前束值也依赖于其他悬架参数，像阿克曼（或反阿克曼）转向几何关系、跳动和侧倾转向、变形转向（前置或后置齿条）以及外倾角（包括静态和跳动侧倾时的动态值）。要求有极小的静态前束值以减小因轮胎运动不一致而出现的滚动阻力和不必要的轮胎磨损。
也可以通过调整上的改变来克服车的一些缺陷。一个简单的例子——后轮有负前束（独立悬架的）可以改善入弯情况。当车转弯时，外侧轮负载增加，会有一个过度转向效应。

外倾角
相对地平面的外倾角是其中一个重要的变量，它会影响轮胎的性能，就像载荷、侧偏角、胎压、温度等因素一样。静态外倾角连同悬架结构决定的外倾补偿角共同作用应该使轮胎转向时有最佳的外倾角。
外倾也像转向一样工作：当车轮外倾时，它倾向于把车拉向轮胎顶部倾斜的方向。可以简单的想成外倾转向力的等效。对于很多子午线轮胎，1°的外倾角相当于产生0.1°的转向时的横向力。对斜交轮胎这种效应更明显：1°的外倾角相当于0.2°转角。从这个简单的经验法则来看，静态的负的外倾角需要配合负前束来保证车轮滚动不互相干涉。

机械与汽车工程学院 06级车辆1班 赵松辉
2010-4-24