某種類(lèi)型的多軸重型汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)

摘要：針對(duì)某種類(lèi)型的多軸重型汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的組成和基本原理進(jìn)行了描述，并對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)理論轉(zhuǎn)角與最小轉(zhuǎn)彎直徑進(jìn)行了計(jì)算分析，介紹了液壓系統(tǒng)的主要零部件匹配計(jì)算及參數(shù)的選取，給出了匹配參數(shù)的計(jì)算方法和推薦值，并提出設(shè)計(jì)匹配過(guò)程中的注意事項(xiàng)，旨在為多軸重型汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供參考。

關(guān)鍵詞：多軸重型汽車(chē)；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；設(shè)計(jì)分析

中圖分類(lèi)號(hào)：U46345" 收稿日期：2024-12-17

DOI：1019999/jcnki1004-0226202503008

1 前言

隨著時(shí)代的發(fā)展以及社會(huì)需求的增大，多軸重型車(chē)輛在民品及軍用領(lǐng)域應(yīng)用日益增多，然而當(dāng)前針對(duì)多軸車(chē)輛的研究十分匱乏。此類(lèi)車(chē)輛因具有大噸位、大載荷、多軸驅(qū)動(dòng)的特點(diǎn)[1-2]，提升車(chē)輛的轉(zhuǎn)向操縱穩(wěn)定性及舒適性較為困難，因此研究多軸重型汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)具有非常重要的意義。

本文以某八軸汽車(chē)為例，簡(jiǎn)述多軸汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)原理并進(jìn)行轉(zhuǎn)角計(jì)算，介紹液壓系統(tǒng)的主要零部件計(jì)算方法及參數(shù)的選取。該車(chē)由于車(chē)速與轉(zhuǎn)向空間的限制，分為前組轉(zhuǎn)向與多組轉(zhuǎn)向兩種轉(zhuǎn)向模式。

2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)參數(shù)要求

該車(chē)在技術(shù)參數(shù)方面的具體內(nèi)容如表1所示。

3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)組成與原理

31 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)組成

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用斷開(kāi)式梯形結(jié)構(gòu)，主要由方向盤(pán)、傳動(dòng)軸、動(dòng)力轉(zhuǎn)向器、拉桿桿系、液壓油箱、轉(zhuǎn)向油泵、應(yīng)急泵、應(yīng)急閥、比例閥與轉(zhuǎn)向助力缸等組成。

32 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)原理

一、二、三橋的車(chē)輪轉(zhuǎn)角由方向盤(pán)轉(zhuǎn)角決定，通過(guò)轉(zhuǎn)向器內(nèi)部分配閥控制轉(zhuǎn)向油泵或應(yīng)急泵（轉(zhuǎn)向油泵失效時(shí)）給一、二、三橋的三個(gè)助力缸供油，從而推拉一、二、三橋車(chē)輪以達(dá)到轉(zhuǎn)向目的。六、七、八橋采用電控液壓轉(zhuǎn)向，三個(gè)轉(zhuǎn)向單元互相獨(dú)立，分別由一個(gè)比例閥控制進(jìn)入助力缸的液壓油流向和流量。由于六、七、八橋的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)左右輪通過(guò)桿系連接，所以只需控制進(jìn)入六、七、八橋每橋液壓缸的流量之和即可達(dá)到控制內(nèi)外車(chē)輪轉(zhuǎn)角的目的。圖1為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總體方案原理圖。

車(chē)輛起動(dòng)后，默認(rèn)進(jìn)入前組轉(zhuǎn)向模式，此時(shí)六橋、七橋和八橋轉(zhuǎn)向助力缸泄壓，同時(shí)蓄能器（或前組轉(zhuǎn)向）的高壓油進(jìn)入六橋、七橋及八橋?qū)χ懈椎幕钊麅蓚?cè)，推動(dòng)活塞回到中位，從而實(shí)現(xiàn)六橋、七橋和八橋車(chē)輪對(duì)中。

4 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)計(jì)算分析

41 轉(zhuǎn)向瞬心的選取

為使汽車(chē)所有輪胎盡可能做純滾動(dòng)，且減小轉(zhuǎn)彎時(shí)前輪額外的輪胎磨損和動(dòng)力消耗，在設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)時(shí)應(yīng)使所有軸的軸線都在同一點(diǎn)上，這一點(diǎn)被稱為瞬時(shí)中心。

在選取轉(zhuǎn)向的瞬心時(shí)，要綜合考慮前組轉(zhuǎn)向模式與多組轉(zhuǎn)向模式下的轉(zhuǎn)角協(xié)調(diào)關(guān)系。通過(guò)對(duì)前組轉(zhuǎn)向模式與多組轉(zhuǎn)向模式的綜合分析，圖2為多組轉(zhuǎn)向，選取瞬心在距一橋中心線7 000 mm處，圖3為前組轉(zhuǎn)向，選取6橋作為轉(zhuǎn)向瞬心中心線。

42 車(chē)輪轉(zhuǎn)角理論計(jì)算

根據(jù)阿克曼定理，可以得到汽車(chē)的理論轉(zhuǎn)角。

汽車(chē)轉(zhuǎn)向時(shí)內(nèi)輪的轉(zhuǎn)彎半徑較小，外輪的轉(zhuǎn)彎半徑較大。汽車(chē)內(nèi)外輪轉(zhuǎn)向需滿足以下公式[3-4]：

[cotβi?cotαi=MLi]" " " " " " " " " " " " "（1）

式中，M為左右輪主銷(xiāo)延長(zhǎng)線與地面交點(diǎn)之間的距離；Li為i橋中心線與i+1橋中心線軸距；αi為i橋內(nèi)輪轉(zhuǎn)角；βi為i橋外輪轉(zhuǎn)角。

所有轉(zhuǎn)向輪內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角還需滿足以下公式：

[tanβ1tanβ2=tanα1tanα2=L1L2]" " " " " " " nbsp; " " " " （2）

[tanβ2tanβ3=tanα2tanα3=L2L3]" " " " " " " " " " " " （3）

[tanβ6tanβ7=tanα6tanα7=L6L7]" " " " " " " " " " " " （4）

[tanβ7tanβ8=tanα7tanα8=L7L8]" " " " " " " " " " " " （5）

[tanβ9tanβ10=tanα9tanα10=L9L10]" " " " " " " " " " " "（6）

[tanβ10tanβ11=tanα10tanα11=L10L11]" " " " " " " " " " " "（7）

43 最小轉(zhuǎn)彎直徑計(jì)算

最小轉(zhuǎn)彎直徑是指轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)到極限位置時(shí)，車(chē)輛外側(cè)轉(zhuǎn)向輪胎面中心在平整地面上的軌跡圓直徑中的較大者。

多軸重型汽車(chē)最小轉(zhuǎn)彎直徑可由以下公式求得：

[D=L轉(zhuǎn)sinβmax+a=35.1 mlt;40 m]" " " " " " " " "（8）

式中，L轉(zhuǎn)為轉(zhuǎn)向時(shí)一橋至轉(zhuǎn)向瞬心距離，多輪轉(zhuǎn)向時(shí)L轉(zhuǎn)=8 m；βmax為一橋外輪最大轉(zhuǎn)角，βmax=36°；a為車(chē)輪轉(zhuǎn)臂，a=2。

經(jīng)過(guò)計(jì)算：全輪轉(zhuǎn)向時(shí)最小轉(zhuǎn)彎直徑D=351 m。

由計(jì)算結(jié)果可以看出，當(dāng)采用全輪轉(zhuǎn)向模式時(shí)，D≤40 m，最小轉(zhuǎn)彎直徑滿足總體技術(shù)要求。

44 車(chē)輪轉(zhuǎn)角測(cè)量

按以上計(jì)算設(shè)定的轉(zhuǎn)向性能參數(shù)指標(biāo)值，對(duì)某八軸汽車(chē)車(chē)輪轉(zhuǎn)角測(cè)量試驗(yàn)，通過(guò)前組與多組轉(zhuǎn)向模式下的試驗(yàn)得出數(shù)據(jù)（表2）。

車(chē)輪轉(zhuǎn)角實(shí)際測(cè)量結(jié)果數(shù)值與理論會(huì)有些許差異，轉(zhuǎn)向輪實(shí)際轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角差值在3°范圍內(nèi)。

5 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要零部件計(jì)算分析

此處對(duì)轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)主要元件進(jìn)行參數(shù)計(jì)算和選型，首先計(jì)算靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩。

靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩是汽車(chē)使用中最大極限轉(zhuǎn)向阻力矩。根據(jù)《汽車(chē)工程手冊(cè)》推薦，靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩M可按以下經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算：

[M=μ3G3iPt]" " " " " " " " " " " " nbsp; " " "（9）

式中，μ為輪胎與路面之間的摩擦因數(shù)，取μ=08；Pt為輪胎氣壓，Pt=700 kPa；Gi為第i轉(zhuǎn)向橋的滿載負(fù)荷，i=1，2，3，6，7，8；G1=G2=G3=G6=G7=G8=147 000 N。

由式（9）可以計(jì)算出本底盤(pán)系統(tǒng)轉(zhuǎn)向靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩：

[M1=M2=M3=M6=M7=M8=μ3G3iPt=15 904 N·m]

51 轉(zhuǎn)向助力缸

系統(tǒng)靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩較大，因此每個(gè)橋均需設(shè)置助力缸。根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)布置及整車(chē)技術(shù)參數(shù)轉(zhuǎn)向橋軸荷要求，計(jì)算出原地轉(zhuǎn)向時(shí)助力缸點(diǎn)的受力。選取助力缸油缸內(nèi)徑為110 mm，活塞桿直徑為45 mm。助力缸上的推力F與系統(tǒng)壓力P和助力缸有桿腔截面面積S之間有如下關(guān)系：

[F=μPS]" " " " " " " " " " " " " " " " （10）

[S=π4（d21?d22）]" " " " " " " " " " " " "（11）

式中，F(xiàn)為助力缸活塞推力；μ為助力缸的機(jī)械效率；P為助力缸工作油壓；S為助力缸有桿腔截面積；d1為助力缸無(wú)桿腔截面直徑；d2為助力缸有桿腔截面直徑。

通過(guò)上式可以計(jì)算出助力缸工作油液壓力，可以對(duì)助力缸缸徑的選取提供參考。

52 動(dòng)力轉(zhuǎn)向器

轉(zhuǎn)向器應(yīng)提供準(zhǔn)確而輕便的轉(zhuǎn)向控制，同時(shí)方向盤(pán)的轉(zhuǎn)角范圍不允許過(guò)大。這要求轉(zhuǎn)向器的自由行程（由傳動(dòng)零件之間的間隙引起）盡可能小，傳動(dòng)比適當(dāng)，駕駛員主動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤(pán)時(shí)的機(jī)械效率高。

在轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向過(guò)程中，一橋轉(zhuǎn)向助力缸活塞的伸縮量為：伸長(zhǎng)量L1=012 m，壓縮量L2=0125 m。由于助力缸活塞桿在壓縮時(shí)，對(duì)系統(tǒng)流量需求更大，故按活塞桿壓縮速度計(jì)算轉(zhuǎn)向助力缸的最大流量。以方向盤(pán)轉(zhuǎn)速1圈/s來(lái)計(jì)，轉(zhuǎn)向輪從中位轉(zhuǎn)到最大轉(zhuǎn)角所需時(shí)間為2 s，此時(shí)活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)間為t活塞=2 s。

則活塞運(yùn)動(dòng)平均速度為

[V活塞1=L2t活塞=0.0625 m/s]" " " " " " " " "（12）

計(jì)算可得轉(zhuǎn)向助力缸的最大流量需求為：

[Q助1=V活塞1πd214-d224=23.1 L/min]" " " " "（13）

同理可以計(jì)算出二橋轉(zhuǎn)向助力缸的最大流量需求為：

[Q助2=V活塞2πd214-d224=22.5 L/min]

同理可以計(jì)算出三橋轉(zhuǎn)向助力缸的最大流量需求為

[Q助3=V活塞3πd214-d224=16.9 L/min]

同理可以計(jì)算出六、七、八橋助力缸所需流量，從而得到六橋、七橋和八橋流量之和。由于一、二、三橋助力缸所需流量之和在考慮了損失之后，流量大于61 L/min，而且一橋所需的原地靜態(tài)轉(zhuǎn)向阻力矩也相對(duì)較大，常用的整體式轉(zhuǎn)向器無(wú)法滿足該車(chē)的使用要求，可選用半整體式轉(zhuǎn)向器。半整體式轉(zhuǎn)向器的特點(diǎn)是幾乎沒(méi)有輸出扭矩，系統(tǒng)允許通過(guò)流量較整體式轉(zhuǎn)向器大。

a轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比。

方向盤(pán)圈數(shù)為4圈，根據(jù)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)ADAMS分析，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)到最大轉(zhuǎn)角時(shí)，轉(zhuǎn)向搖臂轉(zhuǎn)角為20°，則轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比i=2×360°/20°=36。

b轉(zhuǎn)向器工作壓力。

考慮到液壓系統(tǒng)的安全性，系統(tǒng)的工作壓力不宜過(guò)大。轉(zhuǎn)向器最大工作壓力一般不大于16 MPa。

轉(zhuǎn)向器主要技術(shù)參數(shù)參考表3。

53 轉(zhuǎn)向油泵

a油泵排量的選擇。

排量選擇較低時(shí)，介質(zhì)進(jìn)入液壓系統(tǒng)中，不能及時(shí)充滿活塞腔，無(wú)法通過(guò)介質(zhì)輔助推動(dòng)活塞運(yùn)動(dòng)，造成駕駛員操縱轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向力增大，轉(zhuǎn)向沉重；排量選擇較大則發(fā)動(dòng)機(jī)消耗功率多，且易使轉(zhuǎn)向油泵發(fā)熱，造成早期損壞，特別是越野車(chē)，由于路況惡劣，經(jīng)常有下坡急轉(zhuǎn)彎的情況，在下坡時(shí)車(chē)輛重心前移，需要較大的轉(zhuǎn)向力，會(huì)使轉(zhuǎn)向油泵經(jīng)常處于高壓運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)，需要在較高的壓力下提供足夠的流量。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速相同的情況下，排量的選取取決于方向盤(pán)的速度。方向盤(pán)的速度可取1～2圈/s。

b油泵最高壓力的確定：最高壓力根據(jù)所選擇的轉(zhuǎn)向器壓力和車(chē)輛轉(zhuǎn)向橋的載荷來(lái)確定。油泵額定壓力一般需要比轉(zhuǎn)向器最高壓力高2 MPa左右為宜或油泵的最高壓力的85%為轉(zhuǎn)向器最高壓力。

c控制流量的確定：控制流量由轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)正常行駛時(shí)所需的總流量（轉(zhuǎn)向器和助力缸）來(lái)確定。

d散熱考慮：轉(zhuǎn)向油泵工作后，不可避免將產(chǎn)生發(fā)熱，若溫度過(guò)高，會(huì)降低油品質(zhì)量，使油泵出現(xiàn)工作異常及降低使用壽命，甚至使各密封件失效，產(chǎn)生滲漏油，因此，建議盡可能增大液壓容積，也可加裝散熱裝置使系統(tǒng)最高溫度控制在100°以下。

54 應(yīng)急泵

根據(jù)本車(chē)采用全輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)流量較大，故本車(chē)采用雙應(yīng)急泵型式，應(yīng)急泵分別安裝于分動(dòng)器中間軸前后兩端，應(yīng)急泵的轉(zhuǎn)速與分動(dòng)器中間軸轉(zhuǎn)速一致。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)上的主轉(zhuǎn)向泵故障，應(yīng)急泵參與轉(zhuǎn)向時(shí)，應(yīng)急泵的輸入轉(zhuǎn)速等于根據(jù)車(chē)輛前進(jìn)速度推導(dǎo)到分動(dòng)器中間軸的轉(zhuǎn)速；根據(jù)轉(zhuǎn)向器最大工作壓力要求，單應(yīng)急泵的最大工作壓力應(yīng)略大于16 MPa。

應(yīng)急泵計(jì)算所需的技術(shù)參數(shù)見(jiàn)表4。

應(yīng)急泵流量計(jì)算：

Q應(yīng)=n車(chē)輪i2i1Q排" " " " " " " " " " "（14）

55 應(yīng)急閥

應(yīng)急閥表面上看是一個(gè)兩位四通換向閥，但實(shí)際上與普通的兩位四通換向閥并不相同。應(yīng)急閥原理如圖4所示。

P1口是主油泵，P2口是應(yīng)急泵，A是工作口，T是回油口。P1口有兩路（閥芯上的孔和節(jié)流孔）通往工作口A。

當(dāng)主油路工作正常時(shí)，P1與A連通，P2與T連通，即應(yīng)急泵雖然泵油，但是都回油箱。

當(dāng)主油路工作異常時(shí)，依靠閥液壓節(jié)流壓差原理，控制閥芯移動(dòng)，觸發(fā)P2口與A口連通。當(dāng)通過(guò)P1口的流量小于應(yīng)急閥的切換流量時(shí)，P2口通往A的彈簧打開(kāi)，并將P1口與A口閥芯上的孔切斷。此時(shí)P1口僅通過(guò)節(jié)流孔與A接通。因此P1口永遠(yuǎn)與A口相通。

允許通過(guò)P2口的流量應(yīng)不小于系統(tǒng)所需流量。

6 結(jié)語(yǔ)

本文通過(guò)對(duì)前組與多組轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)角關(guān)系和最小轉(zhuǎn)彎直徑的計(jì)算，得出參數(shù)值滿足整車(chē)提出的總體技術(shù)要求，并且簡(jiǎn)述了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的液壓基本原理、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)計(jì)算與主要零部件的計(jì)算與選型。本文對(duì)此類(lèi)多軸重型汽車(chē)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)計(jì)算和主要零部件的選型具有參考意義。

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作者簡(jiǎn)介：

劉康寧，男，1993年生，助理工程師，研究方向?yàn)檐?chē)輛轉(zhuǎn)向設(shè)計(jì)。