（光学工程专业论文）多轴汽车转向特性及其操纵稳定性研究.pdf

摘要 本文是在陕汽军车研究所开发的8 x 4 系列车型上，对转向系进行设计和计算 的，参考g b l 5 8 9 2 0 0 4 中对重型汽车各轴轴荷分布的要求，针对该系列车型出 现轮胎异常磨耗和操纵稳定性问题展开研究。 本文以消除多轴转向汽车转向系统轮胎异常磨耗以及改善操纵稳定性为目 的，阐述了多轴转向汽车转向系统的运动学、动力学分析方法；在分析了多轴转 向系统转向特性的基础上，建立了转向机构的数学模型：在研究了多轴转向系统 操纵稳定性的基础上，提出了轮胎均载的条件以及该类汽车具有不足转向特性所 应具备的条件；建立了转向梯形机构和转向摇臂机构的优化模型；针对具体的车 型，以m a t l a b 7 0 为设计工具，以m s c a d a m s r a i l 为分析工具，编制了相 关的运算程序，进行了仿真模拟分析，并对m a t l a b 和a d a m s 优化结果进行 了分析、比较。 本文所分析的结论都是针对具体的车型而获得，具有实际的可操作性，得到 的结果表明了分析和设计方法的正确性。 关键词：多轴转向重型汽车特性分析操稳性分析轮胎异常磨耗优化设计 lk-：。blku-r-r t h ec h a r a c t e r i s t i ca n dc o n t r o ls t a b i l i t ya n a l y s i so f m u l t i - - f r o n t - - a x l es t e e r i n gs y s t e mi nh e a v yt r u c k a b s t r a c t t h i sp a p e ri sf i n i s h e db a s e do n s x l 3 8 0 a ”h e a v yt r u c k ，d e s i g n e db yc a m i o n l a b o r a t o r y o fs h a a n x ia u t o m o b i l eg r o u pc o ，l t d c o n s u l t i n g g b l 5 8 9 2 0 0 4 ，t h ea u t h o rh a ss t u d i e da n dw o r k e dt h es t e e r i n gs y s t e m ，a n do u t s p r e a d t h et o p i co na b n o r m i t yw e a ra n dc o n t r o ls t a b i l i t ya n a l y s i so fm u l t i f r o n t a x l es y s t e m t oe l i m i n a t ea b n o r m i t yw e a ro ft i r e si nm u l t i f r o n t a x l es y s t e mo fh e a v yt r u c k ， t h ec h a r a c t e r i s t i ca n dc o n t r o ls t a b i l i t ya n a l y s i si ss e tf o r t h o nt h eb a s eo fs t e e r i n g c h a r a c t e r i s t i c ，a n a l o g u eo fs t e e r i n gs y s t e ma r eb u i l t o nt h eb a s eo fr e s e a r c h i n g c o n t r o ls t a b i l i t y , t i r eu n i f o r m i t yl o a dc o n d i t i o na n dd e f i c i e n c ys t e e r i n gc h a r a c t e r i s t i c o ft h i s t y p et r u c k a r ep u tf o r w a r d t h eo p t i m i z a t i o nm o d e l so fs t e e r i n gt r a p e z i u m s y s t e ma n dp o r t r a i tt r a n s m i s s i o na r eb u i l t a i m i n ga tt h ek i n do ft r u c k ，t h ep a p e rt a k e s a d a m s r a i la sa n a l v s i st o o la n dm a t l a r 7 na rd e s i 。o nt r i a l c o m 。n i l e c1 7 9 i ? ! 盟d a r i t h m e t i ca n dp r o c e s ss y s t e ms i m u l a t i o na n a l y s i s c o n c l u s i o na n dd e s i g nm o d e l so ft h i sp a p e ra r ev a l i d a t e do nt h ee x p e r i m e n to f “s x l 3 8 0 a ”h e a v yt r u c k t h er e s u l t ss h o wt h ea n a l y s i sa n dd e s i g nm e t h o d sa r e c o r r e c t k e yw o r d s ：m u l t i - f r o n t - - a x l eh e a v yt r u c k c h a r a c t e r i s t i ca n a l y s i s c o n t r o ls t a b i l i t yf a u l td i a g n o s i s o p t i m i z a t i o n 埴_ 1 i j毛l嗣习， 论文独刽性声明 本人声明：本人所星交的学位论文怒在导师的指导下，独立进行 研究工 乍所取得的成果。除论文中已经注明引趱的内容外，对论文豹 研究傲惑燕要贡献的个入秘集体，均邑在文中潋明确方式舔赞。本论 文中不包含任何未加明确注明的其他个人域集体已经公开发表的成 罘。 本声鹈静法律责任赉本人零担。 论文作者签名：丑赴加年，月弓日 论文知识产权权属声明 本人褒警舞指导下蘼宠藏静论文及相关的职务律晶，翔谈产蔽爨 属学校。学校享有以任何方式发表、复制、公开阅览、借闵以及申请 专利等权利。本人离校后发表或使用学位论文或与该论文直接相关的 学术论文袋成巢对，署名纂位仍然隽长安大学。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 论文 乍者签名： 玉茏撕；年妇引旦 钠一丛、也纱铲日 第一章绪论 1 1 重型汽车的技术发展概述 汽车技术的快速发展，为重型汽车的发展奠定了雄厚的技术基础；国家加大 对基础建设的投资力度以及水电、矿业、铁路、公路和油田的建设等加大了对重 型汽车的需求，为重型汽车的发展开辟了广阔的市场空间。未来的数年内我国重 型汽车的发展方向是全面改善和提高重型汽车的技术性能。随着高速公路的快速 发展，环保要求的不断提高，燃油税的实施，重型汽车需求量将会显著增长，而 中、轻型载货汽车的总需求量将有所萎缩。 我国汽车工业“十五”计划指出，载货汽车要重点发展高速公路需要的 ( 排量9 l 以上，输出功率2 2 0 k w 以上) 重型汽车。主要为大功率牵引车、重型专用 车及其专用车底盘等大型化、专用化、集装箱化、高速化、长途化的重型汽车， 以及功率在2 2 0 k w 以上达到欧i 、欧i i 排放控制水平的车用柴油机【1 “。 1 1 1 国内重型汽车的技术现状 1 1 1 1 现状 中国地大物博，自然资源分布不均，在许多偏远地区，公路已经成为当地的 经济命脉。截止2 0 0 2 年底，全国公路总里程已经达到1 0 5 8 万公里。高速公路 已经位居世界第二，达到2 5 2 万公里，仅次于美国；2 0 0 2 年全年的公路总投资 超过了3 0 0 0 亿元人民币，是9 年前的4 倍。加之近年来我国不断加大基础设施 建设和实施西部大开发战略，都给重型汽车提供了广阔的平台。据有关部门预测， 中国卡车市场的销量到2 0 0 8 年将达到1 5 0 万辆，届时将是日本、韩国和东南亚 国家需求的总和。我国的重型汽车产销量从1 9 9 7 年到2 0 0 1 年，平均每年以4 6 9 的速度增长，呈高速发展趋势。其中，重型汽车的产销量分别为2 5 2 8 万辆 和2 4 5 4 万辆，同比分别增长6 0 以上。截至2 0 0 3 年7 月底，国内重型汽车 生产1 6 0 8 8 3 辆，销售1 5 6 9 7 6 辆：同比分别增长1 0 2 0 7 和1 1 0 9 4 ，是各类车 型当中增长的最高一项。中国汽车工业协会报告证明；近两年，我国中型、轻型 汽车有不同程度的下降，而重型汽车却以较快的速度在增长；还有专家指出，中 国的重型汽车市场仅处于市场导入期，远没有真正成熟【3 45 1 。面对有利的市场 形势，众多汽车企业使出浑身解数，纷纷挤进重汽市场。 ( 1 ) 吨位分布 根据国内汽车分类标准，车辆总质量大于1 4 t 的载货车，牵引车和商用车为重 型汽车。我国汽车行业曾长期以发展中型汽车为主，重型汽车承担了我国公路交 通运输行业的大部分运输工作。随着我国国民经济建设的发展，重型汽车的优势 就突显出来，应用范围越来越广。 如图卜1 所示，重型汽车的吨位分布及其应用示意图： 钠e 甄豳涵 惩扎岛钱m 以蠲 图1 - 1 重型汽车吨位分布及应用示意图 ( 2 ) 产销呈现波动 近几年来，重型汽车的年生产总量近几直线上升，重型载汽车的用车环境及 n ，z j h j - _ 1 + _ i m 付删，日仆世反，土j 议人w j 札，千坐上出1 、”世世l 口j 人”l 巳世忆，夕制贝q z a _ 丌明 显，牵引车、自卸车等车型销量上升。然而，由下列图表我们可以明显的看到另 一形势：2 0 0 5 年重卡在整个车市的表现是各种细分车型中最弱小的，而且更是出 现了自从1 9 9 8 年以来的首次增速下滑。这一现象的主要原因，笔者认为是：超载、 超限治理全面实施后，造成的一系列影响。尤其是g b l 5 8 9 、g b 7 2 5 8 等文件的实 施，迫使广大的用户不得不开始换车，购买符合法规又能多载货的多轴车和重型 的牵引车辆。 表1 12 0 0 4 2 0 0 5 年载货车细分车型的销售统计对比旧 累计( 辆)市场份额( ) 2 0 0 5 年同比 2 0 0 4 矩2 0 0 5 芷2 0 0 4 年2 0 0 5 年2 0 0 4 年 汽车 5 0 7 1 6 4 85 7 5 8 1 8 91 3 5 4 载货车1 5 2 7 0 3 01 5 1 7 9 5 6 2 9 9 4 ( 占汽车) 2 6 9 6 0 5 9 重卡3 5 4 1 0 82 3 6 5 8 6 2 3 1 9 ( 占载货车) 1 5 5 93 3 1 9 中卡2 0 4 3 4 51 9 4 3 4 4 1 3 3 8 ( 占载货车) 1 2 8 04 8 9 轻卡7 6 6 2 0 38 5 3 6 2 4 5 0 1 8 ( 占载货车) 5 6 - 2 41 1 4 1 微卡 2 0 2 3 7 42 3 3 4 0 2 1 2 2 5 ( 占载货车) 1 5 3 81 5 3 3 表1 - 22 0 0 5 年黧卡销量、增长率与前6 牮的眈较结果旧 年度1 9 9 92 0 0 0 2 0 0 1 2 0 0 22 0 0 32 0 0 42 0 0 5 i 销量( 辆) 4 7 7 8 58 2 8 6 91 4 6 9 8 52 4 5 4 0 12 5 5 7 5 53 5 4 1 0 8 2 3 6 5 8 6 l 增长率( ) 3 0 2 97 3 。4 27 7 。3 76 6 9 64 2 2 3 8 4 63 3 _ 1 9 234567 圈1 - 22 0 0 5 年重卡销量、增长率与前6 年的比较结果图 ( 3 ) 竞争加磷、嚣雄逐瘫 整1 3 重庆缀装4 x 2c q i l 3 0 t 6 f 1 5 g 4 鹜1 4 重汽簸褰象飞龙6 x 4 ( 超级飞燕) 3 啪 瞄 漆 栅 咖 啪 啪 瞄 。 枷 躺 撇 撕 猢 僦 伽 锹 蓬1 - 5 陕汽s x 4 3 2 2 j n 2 9 4 箍龙重卡銎l 石陕汽z z l 2 0 2 b i , 5 6 3 “6 x 2 ”鼗赞汽攀 陕汽s x 4 3 2 z i n 2 9 4 和z z l 2 0 2 b l 5 6 3 两款重卡的技术参数见下表： 表1 - 3 陕汽s x 4 3 2 2 j n 2 9 4 德龙重卡技术整车参数 | 整车长宽x 离( m m ) 6 6 0 0 x2 4 9 0 x 3 1 6 0 轴距( 1 l l l n ) 2 9 2 5 + 1 3 5 0 l 轮避蔻糠) 【6 ( 以；+ 6 7 + 4 c ? ) 一( n l + b l 一4 c 1 ) 2 】后 扪：6 ( a 1 2 + 6 7 + 4 c ? ) 一( 口1 + b 1 4 c 1 ) 2 0 ，k 0 ，所以就有： a l + 6 1 4 c 1 0( 4 - 1 2 ) 为了满足轮胎均载， 将图3 8 和图4 7 比较，得到：a l = l ，b 1 = lr a ，c 1 = a + 6 + c 1 2 一l ， 代入式( 4 1 2 ) ，得： 6 l ，一5 口一4 6 2 c 0 ( 4 1 4 ) 所以只要保证了上式( 4 1 4 ) 得成立，汽车就具有了不足转向的特性，结合前 面的讨论，可以得到结论如下： ( 1 ) 要保证双前桥重型汽车具有不足转向，则车桥各间距和质心位置必须满足不 等式6 l ，一5 一4 6 2 c 0 ； ( 2 ) 重型汽车轮胎均载，车桥各间距和质心位置满足下面的等式时，此时重型汽 车处于中性转向。 6 l ，= 2 ( a + b + c ) + 2 ( a4 - b ) + a 由以上两点，在重型汽车在进行整车布置时，车桥各间距和质心位置一定要 满足不等式6 ，一5 口一一2 c o 时，横摆角速度增益随车速变化的曲线降低，不足转向量增大；当 车速为特征车速“。= 1 k 时，稳态横摆角速度增益达到最大值且为与轴距相等 的中性转向汽车的横摆角速度增益的一半。 而为了提高双前桥转向系的操纵灵敏性，需要在稳定转向得到保证的前提下 尽量增大稳态横摆角速度增益，从孚1 = 知工可知，可以在确定轴距考虑这一 因素。因为双前桥由两个轴距和稳定性因子，为了保持协调性，应该使双桥的横 摆角速度增益与车速关系曲线图的变化趋势一致，尽量贴合。 疆 鬟 聩 驰 篱 嚣 u q u c h u 图4 - 8 稳态横摆角速度增益与车辆行驶速度关系曲线 根据结构参数可以做出第一、第二桥的横摆角速度增益随车速变化的关系曲 线，比较协调性和稳定性。 结果表明，两桥的转向协调性基本一致：转向灵敏性有一定的差距，符合由 于转向机构传动效率的原因造成的结果。 相 粤 剧 到 珏 转 整 ； 嚣 行驶车速u 图4 - 9 双桥结果比较 4 4 本章小结 本章主要就多轴转向的重型汽车在共振以及转向的操纵稳定性等方面的问 题进行分析和研究，着重的处理了共振以及转向系间距对操稳性和转向灵敏性的 影响，并且分析了双桥的转向协调性。 第五章多轴转向系统的优化模型研究 在前面的章节中，已经建立了多轴转向系统的数学模型，并且分析了实际运 动中转角之间的关系。因为实际中设计的结构不能使所有转角都满足理想转角关 系，所以在这里必须借助优化理论的思想，通过优化算法，确定优化目标，来找 出设计中的最佳参数，实现设计的目标。 本章从优化设计的原理和思路出发，以分析双轴转向系统为例，确定优化设 计的约束条件、设计变量和目标函数。 5 1 优化设计的原理简介h 5 4 6 1 在产品设计中，设计者总是希望所设计的产品或工程设施具有最好的使用性 能。这些在设计中进行选择并最终必须确定的各项独立参数，称为设计变量。在 最优化设计中，可将所追求的设计目标( 最优指标) 用设计变量的函数形式表达出 来，即建立目标函数。 目标函数是设计变量的标量函数，是设计中要达到的预期目标，表达为各设 计变量的函数表达式： ，( x ) = 厂 。，x ：，x 。) 最优化设计的过程就是最优选择设计变量，使得目标函数达到最优值，或者 找出目标函数的最小值( 或者最大值) 的过程。 目标函数与设计变量之间的关系，可以由曲线或者曲面直观的表达。一个设 计变量和一个目标函数之间的函数关系，是二维平面的上的一条曲线。同理，两 个设计变量和一个目标函数的函数关系，是三维曲面上的一个曲面。当有n 个设 计变量时候，目标函数和设计变量之间呈( n + 1 ) 维空间的超越曲面关系。 图5 - 1 目标函数等值曲线图 图5 1 表示目标函数，仁) 与两个设计变量，x 2 所构成的关系曲面上的等值 线( 也称之为等高线) ，是由许多具有相等目标函数值的设计点所构成的平面曲 线。当给目标函数以不同值时，可得到一系列的等值线，它们构成目标函数的等 值线族。在极值处目标函数的等值线聚为一点x ，并位于等值簇线的中心。当 该中心为极小值时，则离开它越远，目标函数数值越大：当该中心为极大值时， 则离开它越远日标函数越小。当目标函数的变化范围定时，等值线越稀疏说明 目标函数值的变化越平缓。利用等值线的概念可用几何图像形象地表现出目标函 数的变化规律。在许多最优化问题中，最优点周围往往是一簇近似的同心椭圆族， 而每一个近似椭圆就是一条目标函数的等值线。那么，求最优点即是求目标函数 的极值问题，可以归结为求其等值线同心椭圆族的中心。在r l 维设计空间，等值 线就抽象为超越平面1 4 ”。 加权因子是指用多项指标来建立一个目标函数时，为反映出各项指标在最优 设计中所占的重要程度，而选取的各项指标的常系数，仃，叮：，口。加权因子 由设计者根据各项指标在最优设计中的所占据的重要程度等情况选定，取非负系 数。如果该项指标的重要性相对一般，则取n ；= 1 。指标越重要，加权因子就越 重要。 5 2 多轴汽车转向系统优化思想 多轴汽车转向系统可以看作是一套并不十分复杂的连杆机构，但是要从整体 上来考虑各种因素对于各个杆件的影响，使得各个杆件的设计和布置达到最佳， 并满足转向的要求则不是很容易。 在本文中我们反复提到，汽车转向的理想状况是在各车轮转向时，转向瞬心 能够重合与一点，以便于在转向的过程中，车轮能绕同一点作纯滚动。而在实际 的情况中，要在每一个角度下实现各个车轮绕同一瞬心作纯滚动是不可能的。设 计时只能通过优化计算，设立目标函数，求出目标函数最小时的各个设计变量值。 对于双前桥转向系统，设计的目标就是：使汽车作为输出的各个转向车轮在其转 角范围内的所有转向角度下，运用数学模型确定的实际转角值与理想公式求出的 理想转角值之间的误差总体上最小，使汽车在合理的范围内整体上达到最佳转向 效果。 5 3 优化设计方法h 8 1 针对实际产品优化设计中用到的方法，简要介绍以下几种。 5 3 1 惩罚函数法 惩罚函数法又称作无约束极小化法，简称s u m t 法，惩罚函数法属于间接法 之一，它通过建立一个新的函数惩罚函数，把有约束的优化问题转化为一系 列无约束的优化问题来处理的一种方法。 有约束到无约束的这种转化必须满足以下两个前提条件： ( 1 ) 不破坏原来约束问题的约束条件； ( 2 ) 最优解必须归结到原来约束优化问题的最优解上。 这种方法是把目标函数和约束函数综合构造成一种新函数，即 妒( x ，r 晖) = ，( x ) + r 畔套g k ，( x ) + m 眯日防。( x ) 式中：( x ，( “) 增广目标函数；r ( “，垅咩) 惩罚因子； g 【g ，( z ) 】，h h 。( z ) 卜惩罚项。 由上式可以看出，在新目标函数中，既包括原函数，( x ) ，又包括了所有的 约束函数g ，( x ) ，h 。( x ) 。求解的关键是如何恰当的构造函数的惩罚项，通过不 断的调整惩罚因子，使得新目标函数的最优解逐步趋向于原约束优化问题的最优 解。惩罚函数法是一种用无约束优化方法来求解约束优化问题的方法。 图5 - 2 内点惩罚函数法流程图 如图5 2 ，具体的算法如下： ( 1 ) 选取初始点，该点应在约束范围内，但是不应该在约束边界上 ( 2 ) 选取适当的惩罚因子初值r “，m “，并取循环因子k = 0 ； ( 3 ) 构造惩罚函数，调用无约束优化方法，求m i n 妒( x ，r ) ，得到最优解； ( 4 ) 检验精度，从而判定迭代是否终止，如果满足要求，输出最优解；否则重 新修正惩罚因子，调用无约束优化方法，求m i n 庐( x ，r 1 ) ，直到得到最优解。 x l = a + o 3 8 2 ( b - a )y l = f ( x 1 ) x 2 = a + o 6 1 8 0 b - a ) y z f f ( x 2 ) 5 3 2 黄金分割法 图5 - 3 黄金分割法流程示意图 黄金分割法又称为0 6 1 8 法，它是一种等比例缩短区间的直接搜索方法。黄 金分割法属于一维搜索，一维搜索的主要思想为：对于单峰区间内含有极小点， 一维搜索就是根据一定的原理不断缩小初始区间，使区间在缩小过程中逐步向极 小点处靠拢，最后缩小到最优点附近极小的邻域内。这个领域的大小有计算者根 据实际问题的需要，规定为一个怒够小的正数5 ，这个正数称为收敛精度域迭代 精度。当区间长度足够小时，即隧间长度小于，那区间的中点就作为缀优点。 黄金分割法辣法的流程见图5 3 ，具体算法步骤如下： ( 1 ) 在初始联间k ，bi 内，按照定的规律对称取毛，x 2 ： 墨= 拉+ ( 1 一o 。6 1 8 ) p 一拉) ，x 2 一群+ o 6 1 8 一嚣) ，势登诗算对瘦蹙嚣瓣遨数 值五= f 瓴) ，疋= f ( x 0 ； ( 2 ) 比较两个豳数值，1 ，2 若j f j ，2 ，则极小点在区间 d ，x 2 内，将6 一x 2 得到新区间：囊，b = k ，工： ；若 麓，2 ，则极小点在区间 葺，6 内，将群一鼍得到新区间：k ，6 】= ，刍】。 ( 3 ) 判断瑟酝闯长度p a ) 是否运翻颟先给定静充分小黪正数，郎b a 蕊s 。 若满足，则迭代终止，得到最优解矿= 0 5 p + 日) ，+ = f o ) ；若不满足，返 回第一步，继续寻求最优解。 5 3 3p o w e l l 箕法 p o w c l l 辣法又称为方向加速法，它是利用共轭方向可以加速收敛的健质所形 成的一种搜索算法。这种方法属于无约束优化，它的优势在于不用对目标函数作 求导计算。熟体参考有关的机械设计优化理论与设计。 5 4 多辘汽车转蠢系统的优化 对于多轴转向系统的数学模测的建立，在第二章融经做了详细的分析和讨 论，在此不掰赘述。本章主要从分析多轴转向系统的优化模型入手分析。 圈5 4 “s x l 3 8 0 a ”转向梯形机构闰 5 4 1 多轴转向系统转向梯形优化模型 同前面的章节，以双前桥转向为例。双前桥转向，要分别对各个轴的转向梯 形进行优化设计。转向梯形机构又分为整体式转向梯形机构和断开式转向梯形机 构。虽然它们的数学模型不同，但是它们的优化目标是一致的。 f 1 ) 优化设计变量 影响转向轮转角关系的因素主销内倾角卢、主销后倾角y 、车轮外倾角口以 及梯形机构的上底之长k 。由汽车的总体设计来确定，还要知道汽车的梯形臂长 m ，梯形的底角口，才能确定梯形机构，因此选取梯形臂长m 和梯形的底角口作 为优化设计的变量，即：x = b 。，x 2 】2 = 【m ，p 】1 。 ( 2 ) 优化设计的目标函数 由于转向梯形机构本身的原因，目前常用的转向梯形不可能绝对保证在任何 角度内都能满足理论转向特性的要求，因此，目标函数要取实际梯形特性与理论 梯形特性的差值最小。在经常使用中间位置附近的小转角范围内，希望偏差尽可 能的小，以减少汽车高速行驶时的轮胎异常磨耗；在不经常使用且车速较慢的较 大转角时，可适当的放宽要求，因此引入加权函数( 醵) 。 r 2 0 0 。s o os 1 0 0 口( 吼) 2 1 5 1 0 。 o o 3 0 。 ( 5 1 ) 1 1o 3 0 。 ) ， 矾一乞如一乞叼且乞鱼乞叼 6 一q 6 _ q d ( ( 一 旦葺兰t矗 第六章“s x l3 8 0 a ”多轴汽车转向系统的优化设计 6 1 引言 “s x l 3 8 0 a 重型汽车转向系统优化设计”项目是陕西重型汽车集团与长安大 学汽车学院联合展开研究的科研项目，该课题由长安大学马建教授主持。该项目 主要针对重型汽车在转向时的操纵稳定性和轮胎的异常磨耗而进行，对于提高汽 车的整车经济性和舒适性有着十分重要的现实意义。该项目的主要目的是在现有 的机构中进行局部的参数变化以达到优化的转向机构，从而进一步提高经济效 益，使得该类产品在日益激励的市场竞争中立于不败之地。在本章中，针对这一 目的进行如下的工作： ( 1 ) 运用转向稳态响应的原理求解“s x l 3 8 0 a ”重型汽车的转向中心，并且 得到该车辆的最小转向半径。 ( 2 ) 应用第二章所述的多轴汽车的转向理论，来分析“s x l 3 8 0 a ”重型汽车 的转向特性。 ( 3 ) 利用已有的参数并结合第四章的优化设计方法及成果，用m a t l a b 软 件对“s x l 3 8 0 a ”重型汽车进行参数优化设计。 “s x l 3 8 0 a ”重型汽车的彩色外观图见图i - 9 。 6 2 “s x l 3 8 0 a ”重型汽车转向中心的计算 ， 6 2 1 转向中心的计算思路 对于四轴重型汽车的转向中心的计算，根据汽车转向稳态响应的原理进行分 析。对于匀低速行驶转向的汽车，为了简化力系，并且不计惯性力的影响和转向 轮受到的滚动阻力，汽车受力如图6 - 1 。设瞬时转向中心位于0 点，为各轴转 向时的侧偏角，6 ；为第一、二前桥的转向轮转角的平均值。根据力系的平衡条件， 可以得到多轴转向汽车最小转向半径的计算公式： r 。i 。= ( 厶+ c ) s i n ( , 5 。) + a( 6 - 1 ) 式中：r 。最小转向半径；) 6 一一轴外轮转角最大值；( 。) a 车轮转臂长度：) c = ( z 1 a 2 一z 2x a l ) ( a 1x b 2 一a 2x b 0 ，其中： a 1 = s i n 3 1 + s i n 6 2a 2 = s i n 6 2 仁1 - l 2 ) 仇篁c o s 6 l + c o s2 + 4b 2 = c o s 3 2 ( 工1 - l 2 ) + 4 x l l + l 4 z 1 = c o s 6 1 厶+ c o s 6 2 工2 一厶 z 2 = c o s 6 2 ( 上1 一l 2 ) 工2 一三；2 一工4 ( l l + l 4 ) 6 2 2 “s x l 3 8 0 a ”转向中心 ( 1 ) 原始数据 具体的数据参考表格6 - 1 和所提供的数据。 表6 - 1 整车基本参数表 外形尺寸( 总长总宽总高) ( m m ) 9 8 0 0 丰2 5 0 0 术2 8 7 0 设计最大载荷量( k g ) 2 8 1 5 5 整备质量( k g ) 9 8 4 5 总质量( k g ) 3 8 0 0 0 一轴：3 1 2 7二轴：2 3 8 0 轴荷分配( 空载) ( k g ) 三轴：2 1 2 4四轴：2 3 3 0 一轴：7 6 0 0二轴：7 6 0 0 轴荷分配( 满载) ( k g ) 三轴：1 1 4 0 0四轴：1 1 4 0 0 轴距( m m ) 1 8 0 0 + 3 0 0 0 + 1 3 5 0 轮距( 前后) ( m m )1 9 3 9 1 8 0 0 第一轴外轮最大转角( o )3 3 。 车轮转臂( i l 】m ) 1 9 8 ( 2 ) 计算 根据公式( 6 1 ) 以及图6 - 1 ，可以求得该车的最小转向半径为 r 。i n = 犯f + c ) s i n ( 6 。) + a = ( 3 3 0 0 + 2 2 5 0 ) s i n ( 3 3 。) + 1 9 8 = 1 0 2 9 6 ( r a m ) 6 3 四轴汽车的转向原理 0 图6 - 1 转向运动受力图 双前桥转向的原理图见图2 2 ，在这里，为了简化分析，低速时，做出下面 的假设： ( 1 ) 忽略离心力的影响； ( 2 ) 忽略轮胎侧偏角的影响； r 3 1 不考虑由悬架引起的轴转向对瞬时转向中心的影响，近似的认为转向中心 位于图中所示、计算所得的第三、四轴之间。 对于同一转向轴的内、外轮转角关系以及不同转向轴同一侧的车轮的转角关 系，在第二章已经做了详细的介绍，这里不在赘述。 同一转向轴的内、外轮的转角关系靠转向梯形机构保证：不同转向轴同一侧 车轮的转角关系则是由纵向传动机构保证。 6 4 “s x l 3 8 0 a ”重型汽车多轴转向传动机构的优化设计 6 4 1 优化设计的计算思路 转向传动机构的优化设计包括对于转向梯形机构和双摇臂机构的优化设计。 针对陕汽“s x l 3 8 0 a ”重型汽车，首先运用优化设计的思想对转向梯形机构进行 双参数优化设计( 9 0 对转向梯形底角和转向梯形臂长进行优化设计1 。然后根据厂 家的实际需要，在保持原有参数不变的情况下，运用优化的思想对转向梯形机构 的底角进行优化( 转向梯