斯太尔(SX3400)汽车双前轴转向机构分析

1、斯太尔(SX3400)汽车双前轴转向机构分析摘要 本文在对斯太尔重型汽车的双轴转向传动机构进行分析的基础上建立了数学模型，研究了各部分的传动过程，并采用MATLAB语言编写了转向传动机构分析程序，对双轴转向转向轴内外轮之间，前后轮间的转角匹配，以及最小转弯半径的匹配关系进行了优化。关键词 双轴转向 数学模型 转角匹配 最小转弯半径一 前言随着我国新的道路运输法规的实施及高速公路总里程的迅猛增长，大吨位、多轴（四轴及以上）车以其明显的经济优势，越来越受到市场的青睐。多轴汽车一般具有二个或多个转向轴，为避免车轮在转向过程中发生的横向滑移，实现纯滚动，在设计中应使所有车轮的轴线在任一瞬时都交于一点，

2、各转向车轮的转角均应保持一定的对应关系。为达到这一点，对整体式梯形机构而言，同一转向轴的内外两个车轮的转角关系可通过合理选择梯形机构的有关参数来近似的实现。不同转向轴的同侧车轮的转角匹配则通过合理设计转向传动机构的连杆参数来实现。图（1）即为双轴转向汽车的转角分析图。二 双轴转向汽车的基本原理双前轴转向汽车在转向过程中，要避免车轮横向滑移，车轮保持纯滚动，所有车轮都必须绕同一瞬时中心点转动，各转向车轮的转角应保持一定的对应关系。图（1）即为双轴转向汽车转角分析图，为保证汽车转弯行使时，全部车轮绕同一瞬时转向中心旋转，在忽略轮胎侧偏影响的情况下，汽车一、二轴内外轮转角应满足如下关系：图（1） 双

3、轴转向汽车理论转角分析图 (1) (2) (3)其中： B 转向主销中心线延长线与地面交点之间的距离； ，第，转向轴外轮转角； ，第，转向轴内轮转角；， 第，转向轴与过转向中心且垂直于汽车轴线的直线间的距离； 满足了上述三个关系，则既保证了内外轮转角间的匹配，又保证了前后轮间的转角匹配，理论上就保证了各车轮绕着一个瞬时转向中心旋转，避免了车轮的横向滑移。1 双轴转向理论转角的计算由式（1）、（2）和（3）我们可以得到以下的公式： （4） （5） （6）其中，为一轴内轮转角，实际计算中给定初始值；分别为一轴外轮转角，二轴内轮转角和二轴外轮转角，可由（4）、（5）和（6）式得出。2 转向主销中心距

4、B的确定：图(2) 主销中心距分析图 B两主销中心线的延长线到地面交点之间的距离。3 最小转弯半径计算由图（1），设瞬时转向中心位于O点，1、2、3、4分别为前轴、前轴和后轴、后轴的侧偏角，而1、2分别是前轴、前轴转向轮转角的平均值。各轴中点的速度方向由向量V1、V2、V3、V4来决定。轴的侧偏角对于双后轴的车轴决定于V3和V4的方向同汽车纵轴线间的角度，而对于前轴、前轴则决定于转向轮转角平均值1、2和速度V1、V2的方向之间的角度。根据作用于汽车上的力平衡条件，可以列出以下公式：侧向力与偏离角有下列关系：式中K1、K2、K3、K4是相应轴上车轮侧偏系数。在许多情况下，可认为K1=K2=K3=

5、K4。求解以上方称，可以得到如下的瞬时转弯半径，过转向中心且垂直于汽车轴线的直线距后轴距离C值及最小转弯半径的公式： （7） （8） （9）式中：为车轮转臂，指主销延长线至地面的交点到轮胎接地中心的距离； 为前轴、前轴转向轮最大转角的平均值。三 SX3400双轴转向机构分析图（2）双轴转向传动机构运动简图图（2）为斯太尔重型车双轴转向传动机构运动简图。在斯太尔双前轴转向机构中，双前轴的内外轮之间的转角匹配关系是靠转向梯形来保证的，而左侧前后轮之间的转角匹配则是靠转向连杆机构来保证。由（2）图示，双前轴转向的连杆机构靠中间摇臂和，摆臂和，纵拉杆、和来把转向机的摇臂传出的转角传递到第转向前轴的左轮

6、上，从而保证双轴转向汽车转向车轮之间的转角匹配关系。由于转向机摇臂的运动是通过第一中间摇臂传递到前轴转向节臂上的，前轴和前轴轮间转角的匹配关系的研究中不再考虑从转向机摇臂到第一中间摇臂之间的传动过程。（一） 右转向传动分析理论转角分析右转向时左轮为外轮，由式（1）（2）（3）中，1轴左轮转角为已知，可得： 1 从前轴转向节臂到第一中间摇臂传动分析设计中我们为保证轴间的转角匹配，把从前轴转向节臂出发经过转向机摇臂和两个中间摇臂到前轴转向节臂的传动作为一个传动链来进行研究，通过给定各中间摇臂一定的位置、长度和初始转角，来达到使前轴、前轴轮间转角的匹配。图（3）前轴内轮到第一中间摇臂的传动机构简化图

7、图（3）为第一中间摇臂到前轴转向节臂的传动分析图，为第一中间摇臂的初始位置角，分别为某一时刻前轴转向节臂和第一中间摇臂的转角。设： 铅锤面中： （10）水平面中： （11）而： （12）令，则 2 前轴转向梯形传动分析图（4）为前轴转向梯形的分析图，为前轴转向梯形底角，转向梯形臂的转角即为前轴转向节臂的转角，由此可以计算出转向梯形臂的转角，也就是前轴外轮的转角。图（4）前轴转向梯形分析图设： （14）3 从第一中间摇臂到第二中间摇臂分析图(5)第一中间摇臂到第二中间摇臂分析图图（5）为从第一中间摇臂到第二中间摇臂的传动分析图，其中为第一中间摇臂初始位置角，为第二中间摇臂初始位置角，第二中间摇臂

8、的转角可由第一中间摇臂的转角计算得出：设： （16）4 从第二中间摇臂到前轴转向节臂传动分析图（7）为从第二中间摇臂到前轴内轮的转向角传动分析图，其中为第二中间摇臂的初始位置角，由第二中间摇臂转角，可以推出前轴转向节臂的转角，此即前轴内轮转角。图（7）第二中间摇臂到前轴内轮传动分析图设： （18）铅锤面中： 水平面中： 令，则 5 前轴转向梯形传动分析图（7）为前轴转向梯形的分析图，为前轴的转向梯形底角，转向梯形臂的转角即为前轴转向节臂的转角，由此可以计算转向梯形臂的转角，也就是前轴外轮的转角。图（8）前轴转向梯形分析图设： （20）6 第一中间摇臂到转向机摇臂传动 图（11）为从第一中间摇臂

9、到转向机摇臂的传动分析图，其中为转向机摇臂初始位置角，为第一中间摇臂初始位置角，转向机摇臂的转角可由第一中间摇臂的转角计算得出：图第一中间摇臂到转向机摇臂的转角传动分析图设： （16），（二） 左转传动分析理论转角计算由式（1）、（2）和（3）我们可以得到以下的公式： 1 从前轴转向节臂到转向摇臂传动分析设计中我们为保证轴间的转角匹配，把从前轴转向节臂出发经过转向机摇臂和两个中间摇臂到前轴转向节臂的传动作为一个传动链来进行研究，通过给定各中间摇臂一定的位置、长度和初始转角，来达到使前轴、前轴轮间转角的匹配。图（9）前轴内轮到第一中间摇臂的传动机构左转简化图图（9）为第一中间摇臂到前轴转向节臂的

10、传动分析图，为第一中间摇臂的初始位置角，分别为某一时刻前轴转向节臂和第一中间摇臂的转角。设： 铅锤面中： （10）水平面中： （11）而： （12）令，则 2 前轴转向梯形传动分析图（10）为前轴转向梯形的分析图，为前轴转向梯形底角，转向梯形臂的转角即为前轴转向节臂的转角，由此可以计算出转向梯形臂的转角，也就是前轴外轮的转角。 图（10）前轴转向梯形分析图 设： （14）3 从转向机摇臂到第一中间摇臂分析图(11)第一中间摇臂到第二中间摇臂分析图图（11）为从第一中间摇臂到第二中间摇臂的传动分析图，其中为第一中间摇臂初始位置角，为第二中间摇臂初始位置角，第二中间摇臂的转角可由第一中间摇臂的转角

11、计算得出：设： （16）4 从第二中间摇臂到前轴转向节臂传动分析图（13）为从第二中间摇臂到前轴内轮的转向角传动分析图，其中为第二中间摇臂的初始位置角，由第二中间摇臂转角，可以推出前轴转向节臂的转角，此即前轴内轮转角。图（13）第二中间摇臂到前轴内轮传动分析图 设： （18）铅锤面中： 水平面中： 令，则 5 前轴转向梯形传动分析图（14）为前轴转向梯形的分析图，为前轴的转向梯形底角，转向梯形臂的转角即为前轴转向节臂的转角，由此可以计算转向梯形臂的转角，也就是前轴外轮的转角。图（14）前轴转向梯形分析图设： （20）6 第一中间摇臂到转向机摇臂传动 图（11）为从第一中间摇臂到转向机摇臂的传动

12、分析图，其中为转向机摇臂初始位置角，为第一中间摇臂初始位置角，转向机摇臂的转角可由第一中间摇臂的转角计算得出：图第一中间摇臂到转向机摇臂的转角传动分析图设： （16），四 参数化程序设计及结果分析1 程序流程图根据双前轴转向的设计要求，我们通过调整中间摇臂的位置及结构参数来保证前轴、前轴内外轮转向角的匹配关系，编制程序框图如下：图（8）双轴转向程序框图1 各轮转角结果分析这里我们采用功能强大的数学计算软件MATLAB6.1来进行程序的编制，避免了用传统编程工具如FORTRAN，BASIC等需要编写大量函数的繁琐，使得程序更为简练、高效。表（1）列出了前轴、前轴内外轮理论转角、实际设计转角及其差

13、值的比较：前轴内轮理论转角5101520252830前轴外轮理论转角4.86569.480013.871718.070622.106824.462826.0099前轴外轮实际转角4.90149.608914.122018.432522.525924.869026.3805-0.03580.12890.25030.36190.41910.40620.3706前轴内轮理论转角3.62167.269510.970414.751718.641521.039622.6691前轴内轮实际转角3.88307.781711.691415.609819.537521.923.4785-0.26140.51220

14、.7210.85810.8960.86040.8094前轴外轮理论转角3.52406.888010.129213.281316.375818.217519.4430前轴外轮实际转角3.79077.417110.877914.170417.290719.078120.2337-0.26670.52910.74870.88910.91490.86060.7907表（1）理论转角与实际转角的比较前轴内轮理论转角3235374042前轴外轮理论转角27.540329.808531.304933.530235.0021前轴外轮实际转角27.849329.967631.319633.250834.4693

15、-0.3090.15910.0147-0.2794-0.5328前轴内轮理论转角24.325526.864828.596931.259233.0796前轴内轮实际转角25.060327.441229.035431.440533.0556-0.73480.57640.43850.1813-0.024前轴外轮理论转角20.668722.511923.746625.612226.8666前轴外轮实际转角21.3622.993624.044725.563226.5361-0.69130.48170.2981-0.049-0.3305表（1）理论转角与实际转角的比较（续）由表1可以看出，通过设置合适的第一、二中间摇臂的位置及结构参数，所得出的实际转角与理论转角的差值保持在了1°以内，内轮转角达到25°时差值最大，负值在内轮转角达到40°左右才出现，可见设计的转向连杆机构基本达到了设计要求。2 最小转弯半径校核 由公式（7）、（8）和（9），并采用MATLAB程序计算可以得到： 可以看出最小转弯半径完全满足设计要求。五 结论本