多轴汽车的转向系统

1、第六章多轴汽车的转向系统汽车转向系（SteeringSystem）是用来控制汽车行驶方向、保证汽车直线行驶并灵活改变行驶方向的总成系统。多轴汽车的转向行驶性能包括转向机动性和转向行驶稳定性等性能。这些性能都具有非常重要的地位。汽车转向系的基本要求有：1）转向必须安全可靠。2）要有正确的运动规律，保证稳定的行驶方向，准确执行驾驶人的意志，保证具有良好的稳态转向特性，防止车身侧倾时过大地牵动车轮转向。3）多轴汽车应保证具有良好的机动性能，具有较小的转弯半径、转向通道和轨迹差等机动性参数。4）应保证驾驶操作轻便，以减轻驾驶人的劳动强度。转向时施加在转向盘上的手力，中型车不得超过360N,重型车和多轴

2、越野车不得超过450N,必要时须加装助力和动力系统。5）转向盘的回转圈数要尽可能减少，且应具有自动回正能力;特别在车轮受到地面冲击时，不可产生过大的反冲力，一般都应安装阻尼装置，以防止反冲和摆振。6）对于多轴汽车动力分组转向的后组，必须安装可靠的锁死装置，以确保高速行驶的稳定性和安全性。多轴汽车的转向系统较为复杂，问题很多，本书仅在介绍转向模式和转向形式的基础上着重介绍转向机动性、转向稳定性和转向轻便性。第一节转向模式和转向形式一、转向模式所谓转向模式，是指在不同工况下的转向驾驶模式，包括常态转向驾驶、瞬心在后轴线上的转向驾驶、斜向驾驶，90驾驶、原地回转驾驶、横向驾驶以及复位驾驶七种模式，具

3、体如图6-1所示。二、转向形式转向形式，是指转向的类型和方式。例如选用何种转向器，是否装有助力和动力系统，特别是全轮转向，还是部分车轮转向。在部分车轮（轴）转向中，哪些车轮（轴）是转向轮（轴），哪些是非转向轮（轴）等。多轴汽车一般都采用机械传递，选用循环球式转向器，装有防振阻尼装置和助力装置以及动力转向系统，且具有应急转向功能。随着车轴数的增多，转向系统越来越复杂，普遍采用分组动力转向和转向轴与非转向轴的棍合转向，即“转-非”混合或“转-随”混合。b）瞬/沁后轴缄上的转間翱鸵d）90舉驶欖迁叫原地回转罢胶横式门横向此驶横式图6-1多轴汽车的转向模式非转向轴往往装有随动装置。车轮在转向侧向力的作

4、用下，根据转向要求自动随动转向，从而减少转向阻力，降低轮胎磨损。分组动力转向，一般将转向轴分为前、后两组，两组间采用静压联动。在要求获得更小的转弯半径时，前、后两组必须同时转向。前、后两组同时转向时，在汽车高速行驶中，车轮容易摆振，侧向力较大，驾驶困难，稳定性差。因此，在一般情况下，应利用锁止机构将后组锁死，只用前组转向，以保证高速行驶的稳定性。前、后两组同时转向时，必须保证两组的同步，否则将影响汽车的行驶方向，加大轮胎的磨损，因此应选用合适的同步机构，以消除不同状态下的位移差。下面具体介绍不同车轴数下的转向形式：二轴汽车：1轴转向，2轴为非转向轴。三轴汽车：一般仅1轴转向，2、3轴为非转向轴

5、，在少数情况下，也有1、2轴转向的。为提高机动性，在等轴距的三轴汽车上，也有1、3轴转向的。四轴汽车：可有三种方案：1、2轴转向，3、4轴为非转向轴。此时，车轮走出8条车辙，增加了松软土壤上的阻力，消耗功率较多，通过性较差。1、4轴转向，2、3轴为非转向轴。此时车轮走出4条车辙，在松软土壤上的阻力较小，降低了功率循环，改善了通过性，提高了机动性。全轮转向，动力转向分为两组。1、2轴为前组，3、4轴为后组，这可获得最小的转弯半径，机动性更好，但须增加锁止机构和同步装置，结构较为复杂。五轴汽车：动力转向一般分两组，1、2轴为前组，4、5轴为后组，3轴为非转向轴。六轴汽车：动力转向一般分为两组，但有

6、两种方案：1)1、2轴为前组，4、5、6为后组，3轴为非转向轴。2)1、2、3轴为前组，5、6轴为后组，4轴为非转向轴。七轴汽车：动力转向一般分为两组，1、2、3轴为前组，6、7轴为后组，4、5轴为非转向轴。八轴汽车：动力转向一般分为两组，1、2、3轴为前组，6、7、8轴为后组，4、5轴为非转向轴。第二节转向机动性转向机动性牵涉的问题很多，例如转向通过性、侧向稳定性和车道变换性等。本书较关心的是显著影响汽车机动性能的机动性参数，即转弯半径、转向通道和轨迹差等参数，下面详细介绍。一、机动性参数的定义1.转弯半径及瞬时转向中心转弯半径有着不同的意义，一般认为转弯半径R是指车辆转向时，从瞬时转向中心

7、O到前转向轮轴外侧车轮轨迹中心线的距离。但在理论研究上，普遍认为转弯半径是转向瞬心至汽车轴线的垂直距离。对于汽车列车，则是指瞬心到牵引车前轴外轮轨迹中心线的距离，如图6-2和图6-3所示。图6-2单车的理论转向轨迹挂车氐轴中匕軌谜奉引车桶抽屮社執迹图6-3列车的理论转向轨迹瞬时转向中心O是指汽车在转向过程中某一瞬时的转向中心。因此，转弯半径R也是指转弯过程中某一瞬时的转弯半径。汽车在转弯过程中，转弯半径是随转向轮的转角变化的，转角越大，半径越小，转角达到最大值时，转弯半径获得最小值，也就是最小转弯半径Rmin转向轮的最大转角是受转向空间限制的，也就是受各种杆系、传动部件和减振器等的位置限制的。

8、转向通道转向通道有车轮转向通道A和车辆外轮廓转向通道B之分，如图6-2所示。车轮转向通道是由车轮轨迹形成的通道，是指车辆转向时，前转向轴外侧车轮所形成的轨迹与后轴内侧车轮所形成的轨迹之间的通道。这个通道主要是针对车辆行驶所应具有的地面支撑条件。车辆外轮廓转向通道，是由车辆外轮廓在转向时形成的最外侧轨迹和最内侧轨迹构成的。此通道主要是针对车辆转弯时，道路两侧的设施、建筑物或山路内侧的山体以及错车等情况下的通行条件。轨迹差由图6-2可知，作为单车，其后轴中心的转向运动轨迹与前轴中心的转向运动轨迹之差就是单车的轨迹差。轨迹差是追随性的评价指标，是前、后轴中心运动接近程度的标志。这个轨迹差越小越好。由

9、图6-3可知，当列车转向时，牵引车和挂车的瞬时转向中心往往并不重合，两者的运动轨迹也明显不同，挂车（后轴中心）的转向运动轨迹与牵引车（前轴中心）的转向运动轨迹之差，就是汽车列车的轨迹差，两轨迹接近的程度就标志着挂车对牵引车追随性的好坏。二、转弯半径的计算公式汽车的转弯半径R与汽车的内轮转角a、轴距L、车轮转臂a、主销中心距M等因素有关。汽车的最小转弯半径Rmin则是和汽车最大内轮转角a相对应的，它是在给定a的mm条件下，汽车以低速转弯时，前外轮与地面接触的轨迹到转向中心点。之间的距离，如图6-4所示。图6-4理想的内、外轮转角关系转弯半径与车轴数紧密相关，不同车轴数的转弯半径有着不同的表达式，

10、下面就以二轴、三轴和四轴为例来建立转弯半径的计算公式。(一)二轴汽车的转弯半径在建立转弯半径计算式之前，先研究一下理想的内、外轮转角的关系。1内、外轮转角的关系在转向过程中，为使全部车轮都处于纯滚动而无滑移状态，则要求全部车轮都绕瞬心O作圆周运动。在一般转向条件下，每个车轮的转弯半径都是不同的，同一车轴上的两个转向轮，即内轮和外轮的转向角也是不同的，它们的关系为：Mcotp-cota=(6-1)L式中a内轮转角；卩外轮转角；L轴距；M主销中心距。2.纯滚动转弯半径在车轮纯滚动的情况下，也就是在理想的内、外轮转角关系的条件下(阿克曼原理)，二轴汽车的最小转弯半径为R=a+L/sinP(6-2)m

11、inm式中a车轮转臂；卩外轮最大转角。m3梯形机构决定的转弯半径汽车的转弯半径，严格说来，完全取决于梯形机构，它与轴距的大小基本无关。当梯形机构参数确定后，给定一个内轮转角a，就确定了相应的外轮转角卩，有了内、外轮转角a和P，就确定了转向瞬心，即确定了转弯半径，如图6-5所示。图中Lp是实际轴距，是理论上的纯滚动轴距。图6-5梯形机构确定的转弯半径在假定没有侧向偏离的情况下，由图6-5的关系，可求出最小转弯半径:(6-3)a+tanaJ1+tan2PRmmintana-tanPmm式中a车轮转臂；M主销中心距;内、外轮最大转角。4.二轴全轮转向的转弯半径二轴全轮转向汽车的最小转弯半径可由图6-

12、6的关系求出，即1Ra+（6-4）min2SinBm二轴全轮转向汽车的优点在于提高机动性。由式（6-4）可知，在轴距和外轮转角相等的条件下，其转弯半径要比仅前轮转向的约小一半。然而，外轮转角相同时,在全轮转向的汽车上，内轮就需转过较大的角度，要占用较大的空间。所以，如果转向空间受限制的话,实际最小转弯半径减少就不到一半。全轮转向的另一优点是转弯时的车轮轨迹只有两条，而只前轮转向的汽车则有四条。因此减少了汽车在松软土地上的行驶阻力和所消耗的功率，提高了通过性。全轮转向还会使转向传动装置更为复杂，使转向传动中的总间隙增加，这将影响高速行驶的稳定性。此外，全轮转向的汽车还难于从停车处驶出。为消除这些

13、缺点，在结构中还应考虑装设锁住后轮传动装置的机构。图6-6二轴全轮转向汽车的转弯半径（二）三轴汽车的转半径瞬时转向中心为建立三轴汽车转弯半径的计算式，先假设前轮为转向从动轮，且略去前轮的滚动阻力和惯性力的影响。在考虑侧向偏离的情况下，假定点O为瞬时转向中心，S、6、6分1a2a3a别为前、中、后三轴的侧偏角，如图6-7所示。图中9为转向轮内外轮Q和0的均值，即0=Q+卩)/2。图6-7前轴转向的三轴汽车各轴中点的速度方向由向量v、v和v来决定。轴的侧偏角对于双后轴的车轴决定于、23V和V的方向同汽车纵轴线间的角度，而对于前轴，侧决定于转发向轮平均转角0和速度3V方向之间的角度。由于车轴有侧偏，

14、在车轮上出现侧向力Y。下面确定瞬时转向中心的实际位置，为此必须找出偏侧角6和6。根据作用于汽车上力的平衡条件，可以写出1a2acos0+Y-Y=0TOC o 1-5 h z132(6-5)X=X2+X3），考虑到所求的 HYPERLINK l bookmark79 o Current Document X+X-Ysin0=0321i(L+-)=Y(L-) HYPERLINK l bookmark81 o Current Document 3222J在式（6-5）中，包含四个未知数（JY、Y3和工未知数R和C（决定转向中心的位置），必须还要三个方程式，为此可利用下列几何关系:o HYPERLIN

15、K l bookmark26 o Current Document tan8=-3aRl-oCQ1/ HYPERLINK l bookmark107 o Current Document tan8= HYPERLINK l bookmark243 o Current Document 2aRo(6-6)tan(0-8)tan0-tan81a1aL+-C2Ro侧向力与侧偏角有下列关系：=Ktan811a=Ktan8 HYPERLINK l bookmark123 o Current Document 22a=Ktan8 HYPERLINK l bookmark34 o Current Docum

16、ent 33a6-7)式中，K、K和K是相应车轴上的车轮侧偏系数。123解式(6-5)式(6-7)，可求出瞬时转向中心：KK/2+K(L+-)2cos0+KK(L-)2cos03212122KK(L+-)+K(L-i)sin013222Kl(L-L)22I6-8)在许多情况下，C=li(6-9)K(L+-)+K(L-)3222可认为K1=K2=K3,则式(6-8)和式(6-9)可写成：l2R=-1+otan04L2cos0(2+cos0)(6-10)-/2-4L6-11)从式(6-11)可见，在给定的行驶条件(低速)下，三轴汽车的转向中心总是相对双后轴中心线往后移，并且双后轴的轴距越大，后移也

17、越多。三轴汽车的最小转弯半径在已知转向中心位置的情况下，可直接求得三轴汽车的最小转弯半径，即R+M/2R=a+o(6-12)minCOsBm式中M主销中心距；B外轮最大转角。m为了理论分析的需要，还可将三轴汽车的最小转弯半径表达为：Rmin将C值代人式（6-13）得到：sin(P-)m1a6-13)6-14)sin(B+)Rminm1a式（6-14）中的可以用式（6-6）、式（6-10）和式（6-11）求出。1a比较式（6-14）和式（6-2），可以得到如下结论：三轴汽车的最小转弯半径总是大于同样轴距的两轴汽车的最小转弯半径。首先，这是由于瞬时转向中心向后移了，其次，三轴汽车甚至在低速行驶时也

18、存在着前轮侧偏的现象。转弯半径的增加主要取决于双后轴的轴距，它在公式的分子中是二次方，与此同时，车轮的侧偏角，包括前轮的侧偏角要显著增加，因此转弯半径也增加。如果三轴汽车转弯速度较大，不能忽略侧向惯性力的作用时，转向运动特点就取决于侧向惯性力所引起的各车轮侧偏角变化的情况。由于侧向惯性力的作用，在所有车轮上产生了向心的侧向反作用力，在前轴和后轴上，上述侧向反力与忽略侧向惯性力作用时汽车转向所产生的反力相叠加（图6-7），而在中轴的车轮上，两种反力是相减的，由于这个原因，前（轴和后轴车轮的侧偏角随着速度的增加而增大。而中轴车轮的侧偏角则减小，到某一速度后，改变符号，此时C值应考虑侧向惯性力作用的

19、影响，和两轴汽车一样，取决于后轮侧偏角，根据侧偏角的变化，车速越高则三轴汽车瞬时转弯中心向前移得越多。此时最小转弯半径既取决于C的数值，又决定于角，见式（6-13）。1a将三轴汽车的前驱动轴接通，则会对转向运动产生和两轴汽车上相同的变化。从保证三轴汽车具有最好的转向运动关系的观点出发，应该使中轴和后轴尽量接近。可是在目前的许多设计中，为了提高通过性，改善重量在轴间的分配，常把中轴设置在前轴和后轴的中间。如果此时只有一个轴的车轮是转向轮，则转弯阻力和转弯时轮胎的磨损将由于所有车轮侧偏角的显著增加而大大增加。所以，这种类型的三轴汽车通常是双轴转向的，在有的汽车上采用了前、中轴转向。但是这种汽车的最

20、小转弯半径不仅不小于一般的三轴汽车，甚至还略大一些。这是由于前、中轴转向汽车的转弯中心，在低速行驶时处在后轴的延长线上，而前轴转向的三轴汽车的转向中心相对后轴向前移了。等轴距的三轴汽车也有做成前、后轴转向的，这样能改善汽车的机动性，使最小转弯半径比上述几种形式减少将近一半。但实际上内轮转角会受转向空间的限制，最小转弯半径减少不到一半。（二）四轴汽车的转弯半径四轴汽车的转向形式，有双前轴转向，前、后轴转向和全轮转向等几种形式。下面分别研究一、二轴转向和一、四轴转向的情况。首先研究具有双前轴转向的四轴汽车的转向运动学。一、二轴转向的理想转弯半径所请理想转向，就是轮胎没有侧向偏离的纯滚动转向。由图6

21、-8的关系，可得四轴汽车、二轴转向的最小理想转弯半径为图6-8一、二轴转向的理想转弯关系要保证式（6-15）成立，须在假定a、a为一、二轴内轮转角，卩、卩为一、二轴1212外轮转角的情况下，保证下列关系成立：a=arctan2L-L-C44L-C4tan叩（6-16）P=arctaniL-C4L-L-C42tan卩2(6-17)Mp=cot-icota+(6-18)11L一C4P=arccotcota+（6-19）22LLC42、二轴转向的实际转弯半径所谓实际转弯半径，是指在考虑轮胎侧向偏离情况下的转弯半径，如图6-9所示。为了简化分析先作如下假定：1）所有车轴等距分布，且轴距为l。2）所有车

22、轮侧偏系数相同。3）转向轮不是驱动轮，且其滚动阻力可以忽略不计。4）转向速度低而均匀，因此侧向惯性力很小，不影响转向运动学。图6-9双前轴转向的四轴汽车设图6-9中的瞬时转向中心位于点O。要获得点O距后轴中心的距离C和半径R,必须列出转弯时，作用于汽车上的力和力矩平衡方程式：Ycos9+Ycos9-Y+Y=0、TOC o 1-5 h z112234X+X-Ysin9-Ysin9=0、(6-20)422113Yl-2Yl+Ylcos9=0322丿式中Y车轮侧向力；i9转向轴的均值转角。i这些方程式中包含了五个未知数Y、Y、12JY4和(X3+X4)。为了求得转弯中心的坐标RO和C，必须再建立四个

23、方程式，为此可以利用下面的几何关系:tan53aR=i-CROtan(9-5)tan9-tan522a2tan(9-5)tan9-tan511a1=2l-C=引-C1aRO(6-21)式中5la车轮侧偏角。侧偏角和侧向力之间有下列关系:Y=Ktan8a1Y2Y3Y41(6-22)=Ktan82a=Ktan83a=Ktan84a利用式(6-22)求解式(6-20)和(6-21),从中求出人。和C值:l(6-23)13cos0+5cos0+cos0cos0+112215sin0+3sin0+sin(0-0)12122sin0(1+cos0)+sin0(1-3cos0)7C=1222l(6-24)5

24、sin0+3sin0+sin(0-0)1212由式(6-23)和式(6-24)可知，转弯中心的位置决定于0和0角之比。通常四轴汽12车的转向系的设计思路是使所有转向轮的轴线相交于双后轴之间。计算表明，在这种情况下C沁(0.30.35)l，即转向中心偏向第四轴。最小转弯半径可按下列式计算：Rmin+a(6-25)引-Csin(P-8)m1a式中的8可通过式(6-21)、式(6-23)和式(6-24)求出。1a四轴汽车的最小转弯半径，大致上和一个轴距等于31的双轴汽车相同。由图6-9可见，当转向轮像图上那样分布时，由于转弯中心相对于双后轴中心线有所偏移，车轮将走出8条轮辙，这就增加了在松软土壤上的

25、转向阻力，消耗功率较多，并使汽车通过性变坏。例如：上述四轴汽车是全轮驱动的，则转向轮上的切向驱动力会对转向运动学产生与两轴汽车和三轴汽车相同的影响。当转向的速度达到不能忽略侧向惯性力的情况下，则必须考虑这个力所引起的附加侧偏，这将永远使转向中心前移，而转弯半径则根据后轴和前轴侧偏角之比，可能减小或增大。当四轴汽车轴距均布时，转弯时在第三轴和第四轴的车轮上将产生显著的侧向力，因此，三、四轴的靠近能使侧向力减小。但对于提高通过性，即对于改善汽车克服水平障碍(壕沟等)而言，将更有利于减小第二轴和第三轴之间的距离。此时，将第一轴和第四轴的车轮做成转向轮比较有利。一、四轴转向的转弯半径图6-10前、后轴

26、转向的四轴汽车一、四轴转向的四轴汽车（图6-10）,它的主要优点是在转弯行驶时总共只走出4条轮辙，其结果是在松软土壤上的转向阻力比双前轴转向汽车的要小，转弯时实际上不引起功率循环，这个情况也有助于减少转弯阻力，所以不仅改善了汽车的通过性，也提高了转向机动性。其转向运动学，采取和上述相同的一些假设。为了求出坐标C和R，先列出汽车转弯时作用在汽车上的力和力矩方程式：cos9-Y+Y-Ycos9=0、112344sin9-X-X+Ysin9=0112344Yl-Y(/+/)+Ycos9(2/+/)=02131441丿、三轴间的距离；(6-26)式中ll1第一、二轴和第三、四轴间的距离。利用下列的几何

27、关系，又能得到附加的四个方程式：_L-C、Otan(9-8)沁tan9一tan811a11a(l+1)-C1-RC-l_1ROtan82atan83atan(0-8)沁44atan9一tan84(6-27)式中L首尾两轴之间的距离。通常从式（6-22）、式（6-26）和式（6-27）中解出C和Ro，则L1、(1+9C0S9)(6-28)cLC=-(6-29)2最小转弯半径为LR(6-30)min2sin(B-6)m1a式（6-30）中的侧偏角S按照式（6-27）和式（6-29）确定：1a由式（6-31）可见，最小转弯半径在很大程度上取决于二、三轴之间的距离，它越小，s也越小，则最小转弯半径R也

28、越小，同时，转弯时的侧向力也减少，因而转弯阻力也1amin减少。如果转向轮同时是驱动轮，则由于前、后两端车轮侧偏角绝对值的减小，最小转弯半径也略为减小，而汽车则有过度转向的趋势。（四）汽车到车的转弯半径图6-11汽车列车的转向轨迹汽车列车的转向轨迹如图6-11所示。它是在不计轮胎侧偏角的情况下，牵引车前轮转角最大时，前外轮的中心到瞬时转向中心的距离。由该图可知，汽车列车的理论最小转弯半径与牵引车本身的最小转弯半径是相同的，即LR1+a（6-32）minSinBm实际上，由于牵引车和挂车轮胎的侧向偏离，汽车列车的转弯半径瞬时转向中心并不在同一点上，如图6-2和图6-11所示。当牵引车为二轴汽车、

29、轴距为L前轴主销中心距为M时，考虑轮胎弹性偏离时的列车最小转弯半径为minLM1+-tan(0m-6)+tanS2121+acos(p-6)mO(6-33)式中6J62牵引车前、后轴内、外轮偏离角的均值（。）；0牵引车前轴内、外轮最大转角的均值（。）；m卩牵引车前轴外轮最大转角（。）；m牵引车前轴外轮轮胎的侧偏角（）；L牵引车的轴距（m）；1M牵引车前转向轴主销中心距（m）；a牵引车转向轴车轮转臂（m）。汽车列车的最小转弯半径和半挂车的位置也可用作图法求得。首先，由牵引车转向时，向各车轮中心平面作垂线，它们的交点便是其瞬时转向中心O。对半挂车来说，其后轴中心线的延长线与转向中心的交点应与半挂车

30、的纵轴线垂直。因此，可以将半挂车牵引销中心O1与转向中心O连接起来，并以其作为直径画一个半圆（因为半圆上的圆周角总是直角），另以牵引销中心为圆心、以半挂车轴距L为半径画圆弧，它与前一个半圆的交点，便是半挂2车后轴的中心O。这样半挂车的位置也就确定了，如图6-11所示。2三、机动性参数的实例分析此处所讲的机动性参数指的就是转弯半径R、通道宽度A以及轨迹差X。所举实例有美军三个车型和我军一个车型，下面具体介绍。（一）美军三车型的机动性参数美军三车型是：10t级8X8重型增强机动性战术车（HEMTT）M985。该车用途广泛，可作为运输车辆、战斗车辆，同时是作战师重要的武器装备机动平台和旅作战群主要的

31、战斗勤务支援车辆。它具有很强的战场适应性。6X6中型高机动战术车（MTVR）。它是利用现有越野车辆的先进技术开发、用于替换M939的系列车型。与M939相比，它具有更强的地面机动性、更大的承载能力、更高的可靠性和环境适应性。8X8MK48系列车。LVS是一部镜接车，其镜接结构允许后部较前部有46的夹角。与同轴距的普通车辆相比，其转弯半径可缩小30%。上述三种车型的有关参数列于表6-1之中。表6-1HEMTT、MTVR、MK48的有关参毅车型驱动形式整备质量/kg装载质量/kg轴距/mm轮距/mm长X宽X咼/(mmXmmXmm)HEMTT8X817080100001524+3810=152419

32、7710173X2038X2845MTVR6X61261064414674+143320527799X2489X3063MK488X818997113401524+6579+1524200711582X2438X2591三车型的转弯半径、转弯通道和轨迹差如图6-12所示。图6-12三种车型的转弯半径、转弯通道及轨迹差通过作图法求出的转弯半径R、通道宽度A以及轨迹差X的数值列于表6-2中。表6-2三车型的R、A和X值（单位：mm）车型RAXHEMTT1277234941659MTVR1148233641447MK48752619930从上述结果可知：从转向半径的角度分析，中间采用铰接式连接的MK

33、48车型转弯半径和转弯通道都比较小，尤其是它的轨迹追随性好，即前轴中心轨迹与后轴中心轨迹重合。但是，铰接式车辆也有转弯稳定性问题，这在高速转弯行驶条件下是十分不利的，另外铰接式的转向阻力较大，因此转向平顺性受到影响。由于采用了前两轴为转向轴，8X8传动的HEMTT车辆的转向半径得到改善，接近于6X6MTVR高机动车辆，并且追随性也较好。（二）我军60t半挂列车机动性参数我军60t半挂列车主要情况如下：主车：TA4410,8X8，双前轴动力转向，整备质量20t，鞍载质量18.5t。半挂车：五轴空气悬架，后两轴为随动轴，整备质量18.4t，装载质量60t。主列车负荷比：=0.35。该列车的总布置如

34、图6-13所示。该列车的转向过程如图6-14所示。由图6-14的关系，可以得到如下计算公式：式（6-34）式（6-40）中符号的意义及数值见表6-30利用这些数值，并给定主车前轴外轮转角品，对如下三参数进行了计算：转向中心O至主车中心轴线垂足的距离R。；主车外轮中心的转弯半径R2；列车外廓转向通道A。将计算结果列人表6-4中。由表6-4可知，由于列车吨位和车体较大，故转弯半径R及2转向通道A帮较大，且R和A两者是相互关联和矛盾的。2图6-1360t半挂汽车列车总布置图6-1460t半挂汽车列车的转向过程表6-3半娃汽车列车的有关参数序号参数数值/mm1主车车宽A131002半挂车车宽A2340

35、03主车轮距B25004半挂车轮距B225005主车一、二轴距离L214506主车一、三轴距离L370507主车一、四距离L485008半挂车轴距等轴距）L14009主车前悬F212510牵引销中心至主车三轴的偏置距e26011牵引销至半挂车的距离La726012瞬心与主车中心线的垂足至四轴的距离C62513主车一轴外轮转角0114瞬心至主车中心线先进垂足的距离RO表6-4转弯半径R2和转弯通道A的计算结果C/mmR/mmOR/mmA/mm625173022015572976251563818634769262512390157508760第三节转向操稳性转向操稳性牵涉的问题很多，本书着重研究

36、梯形机构对操稳性的影响。不同的梯形机构，在一定的内轮转角下将有着不同的外轮转角，从而造成不同的转向特性;不同的梯形机构，在同样的车身侧倾角下，将以不同的转角牵动车轮转向，从而带来不同的转向性质和程度等。梯形机构有普通梯形机构和三段式梯形机构之分，下面分别进行研究。一、普通梯形机构普通梯形机构也叫整体式梯形机构，由两个梯形臂和一根横拉杆组成。梯形机构有前梯形和后梯形之分，如图6-15所示。图中M为主销中心距，m为梯形臂，9为梯形角。图6-15整体式梯形机构（一）内外轮转角关系当给定一个内轮转角Q值后，由梯形机构的运动学关系可以得到相应的外轮转角0值,卩=(0-8-w)(6-41)s2+m2-n2

37、、8=arccos()2sm,s2+M2-m2=arccos()2sMs=、m2+M2-2mMcos(0a)式中a内轮转角（。）；卩外轮转角（。）；0一一梯形角，即梯形臂m与M线的夹角（。）；M一一主销中心距;m一一梯形臂的长度;n一一两梯形臂球头中心距。另外，式中的“”号，前梯形取正，后梯形取负。有了梯形机构的内外轮转角关系式，就可以解决如下两个问题1）计算对应于内轮转角的汽车转弯半径。2）判定梯形机构的转向特性。（二）梯形机构的转向特性刚性车轮元滑移转向的条件是Lt=1M1tanPtana6-42)式中L无滑移轴距（mm）;tM主销中心距（mm）;a、P内外轮转角（。）。式（6-42）中所

38、给的条件，便是所谓的中性转向趋势。在轴距和梯形机构已定的情况下，要想始终保持这种转向，既无必要也无可能。不过有一个通常的参考，那就是cot0=0.75M/L，m=0.1l0.15M。对于一定的梯形机构，当给定了一个内轮转角a之后，相应的外轮转角卩就被完全确定了。内外轮转角一定，即完全确定了车辆的运动瞬心和转弯半径。若将此时的内外轮转角带人式（6-42），由此算得的元滑移转向的理论轴距L，与实际的轴距L就不见得一致了。Ltpp可能大于L，也有可能小于L。它们的关系见式（6-43）：ttL九=J(6-43)Lp式中九轴距系数；L实际轴距(mm);pL无滑移转向轴距(mm)。t轴距系数不仅反映了实际

39、轴距与梯形机构所决定的无滑移转向轴距之间的关系，而且反映了不同的转向特性趋势：九1,为不足转向趋势；九=1,为中性转向趋势；九1,为过度转向趋势。值得注意的是，随着内轮转角a的不断变化，轴距系数九=f(a)也在不断地变化，也就是说，转向程度在不断地变化，转向性质也在变化。在全部转向过程中，只有一个a点，能使九二1(中性转向)。九二1的a点落在哪里，这对于不同的梯形机构是完全不一样的。设计者的任务就在于合理地选定九二1的位置，做到与已定轴距的合理匹配。作为具体的汽车，在轴距L和梯形机构已定的情况下，可按下列5个步骤判定它的转p向特性。计算无滑移转向的外轮转角给定一系列的内轮转角a值(前梯形不得大

40、于180-9，后梯形不得大于的，并利用式(6-44)算出相应的元滑移转向(中性转向)的外轮转角值为1卩二arctan()(6-44)tM/L+1/tanap计算梯形机构的外轮转角以上述给定的内轮转角a值，用梯形机构运动学关系得出的式(6-41)，计算相应的梯形机构的外轮转角值。确定车轴偏离角车轴偏离角，是指在给定内轮转角下，实际梯形机构造成的转向角S与无滑移运动的p转向角8的差。6与5可由式(6-45)和式(6-46)计算。tpt8=：(a+卩)(6-45)p2p8=4(a+卩)(6-46)t2t所以车轴偏离角为8=；(卩-卩)(6-47)2pt由于后轴没有发生偏离，所以式(6-47)的8值就

41、是前后轴偏离角差A，故可直接用于检验具体梯形机构在不同内轮转角下的转向趋势。为了更好地观察具体梯形机构的转向性质和转向的变化过程，尚需利用已得的值绘制曲线，如图6-16所示。图6-16a曲线4计算无滑移转向轴距和轴距系数计算元滑移转向轴距和轴距系数是为了考察在转向过程中,具体梯形机构在保证车轮纯滚动下的轴距变化情况。它们能较为直观地显示其转向趋势和转向程度。无滑移转向轴距可用式（6-48）计算：(6-48)M/t1/tanP一1/tanap式中L无滑移转向轴距（mm）;t0具体梯形机构的外轮转角（）p轴距系数九可用式（6-43）计算。为了观察L和九值的变化过程，还应作出a-九曲线，如图6-17

42、所示。t1如3r21j111J5710152025图6-17a九曲线和aL曲线5.示例计算与分析为掌握梯形机构转向特性的规律，特选择了8种梯形机构进行分析计算，其有关参数及其计算结果见表6-5。在8种梯形机构中，有7种是前梯形。0.5在7种前梯形中，编号为AF的6种，均与2300mm的轴距匹配，且主销中心距均为1246.8mm,梯形臂皆等于170mm。不同的是，让梯形角。从120逐步变到90。同时，对拉杆n的数值作了相应的调整。编号为G的前梯形是为了进行轴距变化的对比。编号为B的后梯形则是为了与编号为B的前梯形对比。为了更好地理解表6-5的计算结果，特将B号后梯形的部分内轮转角的计算结果列于表

43、6-6之中。表6-5不同梯形机构的转向特性梯形类别梯形编号轴距L/mm梯形参数九占八、m5占八、m5占八、zM/mmn/mmm/mm0/()a/Am()L/mmtm九/mmma/5m()a/&()、八刖梯形A23001246.81416.8170120224571.071218B23001246.81390.5170115629161.272537C23001246.81363.1170110237391.633552D23001246.81323.3170103357242.494871E23001246.81282.3170963121645.296184F23001246.81246.8

44、17090-gg-G27501370.01509.9193111.25l39001.424444后梯形B23001390.51246.817065726491.152525表6-6B号梯形机构的匹配特性内轮转角a()外轮转角/()轴偏角5/()无滑移轴距Lt/mm轴距系数九pt54.7784.7500.01426051.1376.5806.5210.03026491.15109.1519.0530.04825921.131513.13612.9850.07525151.091714.62014.4690.07624711.072016.74216.6110.06524111.052519.96

45、519.989-0.01223001.003022.79323.169-0.18821470.933525.21026.195-0.49319980.874027.19629.104-0.95418430.804528.72831.932-1.60216870.735029.78634.710-2.46215310.675530.35437.467-3.55713800.606030.41840.234-4.90812350.546529.97543.040-6.53210970.48从表6-6数据可知，随着内轮转角a的增加，轴偏角5从小到大，直至a约为17时达到最大值5，然后又开始减小。当a

46、25。时，减至最小值5=0，之后变为负值，且m越负越大。也就是说B后梯形与2300mm轴距匹配所得的转向特性是：当a在025。的区间内属于不足转向趋势，而1725。的区间则是不足转向程度的下降区段;当a25。时，为中性转向趋势;a25后则变为过度转向趋势。作为无滑移转向轴距L则是从实际轴距L=2300mm开始逐步增大，当a=7时达到tp最大值L=2649mm。此时的轴距系数九获得最大值九=1.15。之后，L值逐步回落。当tMmt25。时，L=L=2300mm,继而逐步减小。tp图6-16的a-8曲线以及图6-17的a-九曲线清楚地显示了该梯形机构的转向特性。从表6-5数据可知，号后梯形所具有的

47、转向特性，具有普遍意义，所有梯形机构都是在内轮转角a的变化过程中，具有三个关键点：纯滚动轴距和轴距系数获得最大值L和九的点a该点一般出现在初始转角上。tmmhn轴偏角获得最大值8的点a，这是不足转向趋势由增到减的转折点。m8m轴偏角降为零值8的点a这是不足转向与过度转向的转换点，即中性转向点。此z8z时的轴距系数入=1,纯滚动轴距等于实际轴距，即L=L。tp不同的梯形机构和不同的匹配，会造成：轴距系数的最大值九是随梯形角0的变化而变化的。0值越大h，h值越小。一mmm般来说，h值在1之间变化。D号前梯形是一个实际采用的方案，而h=2.49。也就是mm说，轴距变化约两倍半，不足转向程度高，跨越的

48、区间也大。轴偏角的最大值8和零值8也是随0值的变化而变化的。0值越大，8和8出mzmz现得越早。值得注意的是，8和8所对应的内轮转角a和8的分布还具有一定的规mz8mz律性。二者的比值，大约在式(6-49)的范围之内。ag=8m=0.670.68(6-49)a8z式(6-49)描述了梯形机构转向特性从量变到质变的内轮转角的变化规律。从表6-5的B号前梯形与号后梯形的计算对比可知，前后梯形的转向特性规律没有多大不同，只是后梯形的不足转向下降点和中性转向点出现得更早。基于上述认识，设计者在选择梯形机构时就有了主动权，改变梯形参数，就可获得不同的最大轴距系数，获得所需的不足转向下降点和中性转向点。汽

49、车实际的内轮转角使用值一般不超过30，故中性转向点应大于此点。以上所讲的是二轴汽车梯形机构的内、外轮转角关系和梯形机构的转向特性。作为三轴以上汽车的梯形机构，其内、外轮转角关系式(6-41)依然适用，然而元滑移转向的外轮转角公式(6-44)却需要另行推导。例如四轴汽车一、二轴转向的情况(图6-8)，其外轮转角则应采用式(6-18)和式(6-19)计算。除此之外，与其他梯形机构转向特性分析没有什么区别。转向机构附加牵动轮转向转向机构附加牵动轮转向包含两个方面的内容：一是转向系统与悬架机构运动干涉造成的车轮转向;二是垂臂球头中心绕侧倾中心转动带来的车轮转向。这些都和梯形机构相关，下面分别研究。1转

50、向系与悬架运动干涉的轮转向转向系与悬架运动的不协调性，在可逆转向系统中，当车速较低时，往往造成转向盘的摆振;而在不可逆的转向系统中，当车速较高时，必将引起转向车轮的干涉转向。现以图6-18所示的悬架和转向系统为例来研究这个问题。图6-18系摆耳在后的纵置对称板簧悬架。转向系为转向机在车轴之后的直拉杆式。图中O点为垂臂球头中心，M点为节臂球头中心。当车身上下跳动或者侧倾时，M点既以O点为圆心、以直拉杆长度为半径画弧运动，也以M点的轨迹中心P为圆心、以M点的轨迹半径R为半径画弧运动。二者的矛盾随悬架变化量的大小而变，或者随车身侧倾角的大小而变。图6-18悬架与转向系的运动干涉假设悬架的变形量为f且

51、O点与M点近似地在同一纵向平面内，那么两者运动的矛盾量就是S。在同一悬架变形量的情况下，由于摆耳位置以及O点和M的布置位置不同，矛盾量的大小也将不同，而且压缩和反弹行程也不相同。我们研究和关心的是矛盾量较大的那个行程。如何统一这个矛盾呢?假设不考虑球头胶件的变形和克服各种间隙，矛盾量S必将转化为转向节臂和车轮的角位移，如图6-19所示。根据图6-19的几何关系，水平方向上的矛盾量可由式（6-50）求出：S=RcosQ*R2-（RsinQ+f）2丫l2h2l2（h+f）2（6-50）式中R节臂球头中心M的轨迹半径（mm）;9悬架推杆角（）；l直拉杆的长度（mm）;h在垂直方向上的长度（mm）;f

52、给定悬架的垂直位移（mm）。f一般以车身在0.4g侧向加速度j的作用下的侧倾角。来计算：f=a9（6-51）式中9车身侧倾角（rad）;a节臂球头中心至车身中心线的距离（mm）。式（6-50）中的正负号，是由垂臂球头中心O的位置与节臂球头中心M的轨迹中心P的位置来决定的。如果O、P两点在车轴的异侧（图6-18），应取正号，同侧则取负号。由此可知，板簧固定吊耳与转向机同侧布置，可使运动干涉大为降低。图6-19水平位移与角位移求出了水平方向上的矛盾量，便可由式（6-52）算出车轮偏转角（梯形臂转角）：S8=（6-52）r式中8车轮偏转角（rad）;r节臂长度（mm）。轴偏角到底反映了什么转向性质呢

53、?假设转向盘内转，车身外倾，图6-19中的O点上提，这相当于M点下移，此时的矛盾量S需要节臂内转来统一，故此转向属于过度转向;反之，若转向盘外转，节臂依然外转，仍属过度转向。假若不打转向盘，只是车身上下跳动，此时必将造成车轮来回摆振，这将使不同转向趋势交替出现。2.垂营球头中心侧倾轮转向汽车转向机构的形式大多数系以纵向上的直拉杆带动转向节臂转动。然而，部分汽车的转向机构却是以横向上的横拉杆带动节臂转动，进而带动梯形臂转动。BJ212越野汽车就属于这种形式，如图6-20所示。由式（6-52）所求出的车轮偏转角，仅是内轮偏转角，由于此偏转角较小，故可近似认为此轮偏转角就是轴偏角。【计算示例】示例车

54、型为燕京YJ620型乘用车。该车前板簧倾角E=3，固定吊耳在前，簧长L=1200mm,采用“柏林式”卷耳，满载弧高F=7mm,夹紧长度d=92mm,转向机与固定吊耳同侧。横拉杆长度l=740mm,垂直方向投影长h=139mm,节臂球头中心至车身中心线的距离a=525mm,节臂长度r=135mm,计算过程如下：计算推杆长度和推杆角：R=3（1200-92）/8=415.5mm申=arcsin（7/415.5）+3.3。=3.97。假设车身在0.4g侧向加速度作用下的侧倾角0=3.5,那么由式（6-51）便可算出悬架变形量（节臂球头中心相对车身的垂直位移）：f=525X3.5/57.3=32mm用

55、式（6-50）计算水平方向上的矛盾量：S=412.5cos3.97。、415.52（415.5sin3.97。+32）2-&7402-13927402（139+32）2二3.4mm用式（6-52）计算车轮偏转角（梯形臂转角）。6=3.4/145=0.0025rad=1.441.44。这个较小的轮偏角，说明该型车的布置方案是较合理的。反之，在同样条件下，如果P、O两点异侧布置，那么水平矛盾量将超过10mm,轮偏角可达4之多。式(6-52)所计算的轮偏角，仅是转向机构一侧的车轮偏转角，为简化分析，此处我们就把它当做车轴偏离角。车身在侧向加速度j的作用下，置于车身上的垂臂球头中心点O便绕侧倾力矩中心

56、o1转过一个角，同时通过横拉杆1带动节臂球头点m横向移动了一个距离s。这个横向位移必然是通过节臂和车轮的偏转来实现的，它可由式(6-53)求出：S=*12y2+S；12(y+5)2TOC o 1-5 h z兀y式中5=Rsin(0+0)一sin0；xOO5=Rcos0一cos(0+0)；yOO0=arcsin(x/R)；OR=于y)2+x2；1横拉杆在横向平面上的长度(mm);y垂臂球头中心点O的坐标(mm);h侧倾中心O距地面的高度(mm);f1r车轮滚动半径(mm);k0O点及O点的连线与纵向平面的夹角();O10一一车身侧倾角()。【计算示例】示例车型有关参数：1=900mm，x=150

57、mm，y=40mm，h=550mm，fr=365mm。节臂长r=145mm。k取侧向加速度j=0.4g时，侧倾角0=3.5。由式(6-53)可以计算如下参数：R=;(55040365)2+1502=208.6mm0二arcsin(150/208.6)二46O5=2086Xcos46cos(46+3.5)=943mmy5=2086Xsin(46+3.5)-sin46=857mmxS=(6-54)h2u2B另一方面，为避免轮胎产生横向滑移，要求轮胎与地面接触点，即接地点不动，则当车轮与车身在垂直方向相对移动h以后，要求位于接地点以上的各点的横移与其所在位置的高度成正比关系，如图6-22b所示。b、

58、d、f三点的横移分别是l=（s+n）tanabl=ntana卜（6-55）dl=ytanaf丿因为l=l，l=l，l=l所以bbddffh2R=B=A（s+n）=（6-56）yn2tana由式（6-56）可见，在双横臂独立悬架结构中，其上、下横臂的支点和横拉杆的断开点，应布置在以接地点O为原点的满足式（6-56）的双曲线a、c、e点上。有关断开点的位置确定方法，还有上下止点法。所谓上下止点法即是根据转向系和悬架系运动协调的几何关系，在一定的转向摇臂位置和车轮相对汽车簧载质量一定高度位置，假定松开转向节臂球头销c时，转向节臂球头销c和横拉杆上的球头销c两点应满足下列三azr项要求：1）球头销两点

59、应重合。2）球头销两点轨迹的切线应重合。3）球头销两点轨迹的曲率中心应重合。下面通过图6-23所示的双横臂独立悬架，介绍确定转向系横拉杆球头销瞬时摆动中心的方法。图6-23转向系横拉杆球头销瞬时摆动中心在悬架导向机构几何参数已给定的情况下，为了确定能满足上述三项要求的横拉杆球头销的瞬时摆动中心位置，必须首先确定转向节点在两个相隔较远的位置上，例如跳至上止点和下止点位置时的瞬时摆动中心。如图6-23所示，当悬架的导向机构和节臂作为一个刚体上跳至上止点时，图上A、B、C三，点分别位于A、B、C位置，跳至下止点时则分别位于A、B、C三点。在上111222TOC o 1-5 h z止点时，B与O点连线

60、的延长线与A与O点连线的延长线相交于O点，此点即是悬架11123的瞬时摆动中心。为保证运动协调，悬架和横拉杆球头销C点的摆动中心应落在C点与O113点的连线CO上。同理，当悬架下落至下止点位置时，A点和O点连线的延长线与B点13222和O点连线的延长线交于O点，C点的摆动中心应该位于直线CO或其延长线上。如14224果把断开点取在线段CO与CO延长线的交点。，则至少保证在上止点和下止点两个相隔1324较远的位置上，转向系和悬架系运动协调一致，故经常把O点选为转向系横拉杆球头销的中心。内外轮转角关系从普通梯形机构一节可知，知道内外轮转角关系，不仅可以求出整车转弯半径，而且也能掌握梯形机构的转向特