整体式转向梯形机构几何参数的确定.pdf
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1前言从减少轮胎磨损、减小转向力的目的出发,保证汽车转向时内、外转向轮尽可能作纯滚动是汽车的基本功能之一。
这一功能是由转向梯形机构的几何性能实现的。
汽车转向时,内、外转向轮以符合理论几何关系的比例绕同一瞬心转过不同的转角是作纯滚动的必要条件。
内、外转向轮的这一比例关系与汽车的轴距相关。
在系列汽车设计中,如果轴距的变化在一定的范围内,可采用同一几何参数的转向梯形机构,以提高部件的通用性;如果轴距的变化有可能明显加剧轮胎的磨损,则需要考虑分类设计转向梯形机构。
近几年,由于公路状况的改善和运载密度小或长体积货物的需要,市场对长货厢载货汽车的需求趋旺,刺激了长轴距载货汽车的开发。
四川汽车制造厂继1999年成功开发轴距长6.8m、6.3m的红岩CQ1160T6G3/G44?
2载货汽车后,2000年又开发了轴距长5.625m+1.35m的红岩CQ1322BM5646?
4载货汽车。
这些车型的轴距比当时同类红岩汽车分别长1.2m、0.7m和0.65m。
策划CQ1160T6G3/G4汽车的整车设计方案时,即面临需不需要重新设计转向梯形机构的论证;策划CQ1322BM564汽车的整车设计方案时,再次面临CQ1160T6G3/G4所用转向梯形机构能否适用于该车的校核。
红岩汽车采用整体式后置梯形机构。
因此,有必要探讨确定整体式转向梯形机构几何参数的方法及其在系列汽车设计中的应用。
2内、外转向轮理论转角关系确定转向梯形机构几何参数的依据是在所有车轮均作纯滚动的理论状态下导出的内、外转向轮转角关系。
2.14?
2汽车内、外转向轮理论转角关系对低速下转向的两轴汽车,在忽略惯性力（假设轮胎不发生侧向偏离）的情况下,理论的内、外轮转角应满足如下关系式:
ctg?
o-ctg?
i=KL
（1）式中?
o?
外轮转角?
i?
内轮转角K?
主销中心线延长线到地面交点之间的距离L?
轴距文/柳献初!
摘要转向梯形机构的几何参数决定汽车转向时内、外转向轮转角的相关关系。
本文探讨了求解4?
2、6?
4汽车转向轮理论转角关系的方法及整体式转向梯形机构几何参数的确定,介绍了在系列汽车设计中应用这些方法的实例。
叙词:
汽车转向梯形机构车轮转角2001.3.HEAVYTRUCK#重型汽车Shejikaifa设计开发整体式转向梯形机构几何参数的确定17#重型汽车HEAVYTRUCK2001.3.Shejikaifa设计开发图1理论的4?
2汽车转向轮转角关系式
（1）就是著名的阿克曼转向几何关系（Ackermansteeringgeometry）的表达式。
一般而言,同一系列汽车中,主销中心距和主销倾角是不会轻易改变的。
因此,欲使内、外轮转角满足式
（1）所示关系,两轮的转角关系将随轴距的变化而改变。
依据式
（1）,用图解法确定4?
2汽车的转向轮理论转角关系比较方便。
如图1所示,O点是汽车的转向瞬心,A、B是主销中心线的延长线与地面的交点。
分别从A、B向后桥引平行于汽车纵轴线的直线,交后桥中心线于C、D。
连接AB线段的中点E和C,EC线上的任一点F与A、B的连线组成的%FAE和%FBE即满足式
（1）的内、外轮转角。
证明如下:
如图1所示,过F点作FG平行于ACctg?
i=AGFG=AE-EGFG,ctg?
o=BGFG=BE+EGFGctg?
o-ctg?
i=BE+EG-AE+EGFG=2EGFG=2AEAC=KL（&EFG（ECA）利用图1中的EC线,即可用CAD作图校核初选的梯形底角和梯形臂长能否满足式
（1）。
作法是:
如图1,作出EC线;以AB线为底边,画出一系列外轮转角?
o1、?
o2）（因通常用外轮最大转角计算最小转弯直径,故以?
oi为自变量）,交EC线于F1、F2）;连接F1A、F2A）,测量对应的?
i1、?
i2）,从而得到在特定K、L下满足式
（1）的一组?
o和?
i。
2.26?
4汽车内、外转向轮理论转角关系三轴欲绕同一瞬心纯滚动转向,中、后桥必发生侧偏。
现以6?
4汽车转向时中、后桥因几何位置变化发生侧偏时的力系,推导理论的内、外转向轮转角关系。
汽车匀低速行驶转向,为简化力系,不计惯性力的影响并忽略前轮受到的滚动阻力,并设地面对中、后桥车轮的切向力和侧向力不随桥的侧倾改变方向,此时汽车的受力如图2所示。
设转向瞬心位于O点,?
1、?
2、?
3分别是前、中、后轴（桥）的侧倾角,?
是转向轮转角的平均值。
V1、V2、V3是各轴中点速度的向量。
根据几何关系,可判定中、后桥的侧偏方向。
前轴的侧偏方向暂不能判定,可设为图示方向。
根据力系的平衡条件,可得:
Y1cos?
-Y2+Y3=0
（2）X3+X2-Y1sin?
=0（3）Y3L+l2=Y2L+l2（4）由图2所示几何关系还可列出:
tg（?
-?
1）tg?
-tg?
1=L+l2-CR0（5）tg?
2=l-CR0（6）tg?
3=CR0（7）侧向力与侧偏角有如下关系:
Y1=K1tg?
1、Y2=K2tg?
2、Y3=K3tg?
3,式中K1、K2、K3是相应轴上的车轮侧偏系数。
在多数情况下,可认为K1=K2=K3。
通过式
（2）、（4）、（5）、（6）、（7）的代换,并利用侧向力与侧偏角的关系,可得:
C=l2-l24L（8）Ro=Ltg?
1+l2（2+cos?
）4L2cos?
（9）将C、Ro代入式（5）,可得:
tg?
1=2l2tg?
4L2cos?
+L2（2+cos?
）0（10）由式（10）知,图1所设?
1方向正确,即6?
4车转向时,前轴的侧偏产生不足转向,这是系统惯性对中、后桥侧偏的反抗响应。
6?
4汽车理论的内、外转向轮转角分别为:
arctg?
o=4L2+l22L（2Ro+K）（11）arctg?
i=4L2+l22L（2Ro-K）（12）应用公式（11）、（12）,利用MicrosoftExcel即可方便地算得一组理论的?
o和?
i。
图2匀速行驶时6?
4汽车转向受力简图182001.3.HEAVYTRUCK#重型汽车Shejikaifa设计开发图3红岩6.5t前轴转向梯形机构几何参数图4红岩CQ16T6系列汽车内、外轮转角关系曲线图5红岩6?
4系列汽车内、外轮转角关系曲线3在系列汽车设计中,确定转向梯形机构的几何参数所谓转向梯形机构的几何参数系指可变的梯形的底角、臂长等。
现以红岩汽车为例,说明上述方法的实际应用。
红岩汽车采用的6.5t级前轴现有两种几何参数的转向梯形机构,见图3。
其中,O型是原有的几何参数,N型是1999年开发红岩CQ1160T6G3/G4载货汽车时增设的几何参数。
在图3所示的中间位置时的转向梯形图上画出一组外轮转角?
oi,通过作图,可得对应的一组内轮转角?
ii,从而获得一组相关的?
oi、?
ii,这就是特定的转向梯形机构具有的内、外轮转角关系。
比较理论与实际的内、外轮转角关系,即可确定何种车型适用何种几何参数的转向梯形机构。
为了评价实际的内、外轮转角关系与理论的偏离程度,引入某特定外轮转角范围内平均内轮转角偏差这一概念,定义为:
=+ni=1?
ii（实际）-?
ii（理论）n（13）?
imax取决于?
omax的取值,样本数取决于期望的计算精度。
例如,红岩CQ16T6系列汽车装置不同几何参数的转向梯形机构的内轮转角偏差有不同取值范围:
汽车经常以较小的转角转向,现有的转向梯形机构不可能在全部转角范围内吻合理论的内、外转向轮转角关系,但在经常的转角范围内,应能接近吻合,故以外轮转角025的作为比较离散程度的主要依据;.根据四杆机构的运动分析,O型的?
omax取30为宜,N型的?
omax可达35,以0到?
omax的比较全部转角范围内的离散程度。
若将原有的转向梯形机构（O型）用于CQ1160T6G3/G4汽车,其转向轮转角偏离度已显著大于系列中原有的车型。
因此,即使单纯从减小轮胎磨损的角度考虑,也有必要设计新的转向梯形机构。
从四杆机构的运动和受力的角度,考虑梯形机构保证整车所需最大转角的能力等因素,有必要设计新的转向梯形机构。
据此,开发CQ1160T6G3/G4汽车时,设计了新几何参数的转向梯形机构（N型）。
对L=5.6m、L=5m的汽车,如装置N型机构,其转向轮转角偏离度将会减小,外轮转角将会增大,转弯直径将因此减小。
因此,N型较O型更适用于这些车型。
红岩CQ1322BM564（6?
4）（L=6.3m）装置N型转向梯形机构比O型偏离度小,仅从减小轮胎磨损的角度考虑,应采用N型转向梯形机构。
综合考虑梯形机构保证整车所需最大转角的能力等因素,采用了N型转向梯形机构。
对L=5.65m、L=5m的汽车,如装置N型机构,其转向轮转角偏离度将会减小,转弯直径也会因此减小,N型机构也适用于这些车型。
图4、图5分别是红岩CQ16T6系列汽车和红岩6?
4系列汽车内、外轮转角关系曲线。
从图中可直观地看出不同驱动型式、不同轴距的内、外轮转角的理想关系与不同结构的转向梯形机构的适配程度。
4结语系列汽车的轴距差达到一定值时,仅用一种几何参数的转向梯形机构已不能满足各种车型对内、外转向轮转角关系符合性的需求。
红岩4?
2、6?
4汽车目前采用了两种几何参数的转向梯形机构。
从运动和受力的角度分析,增大梯形底角可增大转向轮的转角,汽车的机动性因此得以提高。
在满足转向轮转角关系和结构允许的前提下,宜采用底角较大的转向梯形机构。
目前,还只能用类比的方法评估转向梯形机构的几何参数,定量评估的准则有待于通过对大量试验数据的统计分析来获得。
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