多轴汽车的转向系统

第六章多轴汽车的转向系统汽车转向系（Steering System）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。

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，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）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。

2）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。

3）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R min。

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。

2.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。

3.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α、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R min ，则是和汽车最大内轮转角m α相对应的，它是在给定m α的条件下，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，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：LM =-αβcot cot （6-1） 式中α——内轮转角; β——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m L R βαsin /min +=（6-2）式中α——车轮转臂;m β——外轮最大转角。

3．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α，就确定了相应的外轮转角β，有了内、外轮转角α和β，就确定了转向瞬心，即确定了转弯半径，如 图6-5所示。

图中p L 是实际轴距，t L 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：m m m m a R βαβαtan tan tan 1tan 2min -++=（6-3）式中 a ——车轮转臂;M ——主销中心距; m α、m β——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6-6的关系求出，即ma R βsin 21min +=（6-4） 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1.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，a 1δ、a 2δ、a 3δ分别为前、中、后三轴的侧偏角，如图6-7所示。

图中θ为转向轮内外轮α和β的均值，即2/)(βαθ+=。

图6-7 前轴转向的三轴汽车各轴中点的速度方向由向量1v 、2v 和3v 来决定。

轴的侧偏角对于双后轴的车轴决定于、2v 和3v 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θ和速度1v 方向之间的角度。

由于车轴有侧偏，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a 1δ和a 2δ。

根据作用于汽车上力的平衡条件，可以写出⎪⎪⎭⎪⎪⎬⎫-=+=-+=-+)2()2(0sin 0cos 23123231l L Y l L Y Y X X Y Y Y θθ （6-5）在式（6-5）中，包含四个未知数（1Y 、2Y 、3Y 和∑+=32X X X ），考虑到所求的未知数o 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 a a o a o a R C l L R C l R C 2tan tan )tan(tan tan 1123δθδθδδ（6-6） 侧向力与侧偏角有下列关系：⎪⎭⎪⎬⎫===a a a K Y K Y K Y 333222111tan tan tan δδδ （6-7）式中，1K 、2K 和3K 是相应车轴上的车轮侧偏系数。

解式（6-5）~式（6-7），可求出瞬时转向中心：θθθsin )]2()2([cos )2(]cos )2([23122121223l L K l L K K l L K K l L K l K K R o -++-+++=（6-8） )2()2()2(232l L K l L K l L l K C -++-=（6-9） 在许多情况下，可认为321K K K ==，则式（6-8）和式（6-9）可写成：)]cos 2(cos 41[tan 22θθθ++=L l L R o （6-10） Ll l C 422-=（6-11） 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，后移也越多。