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 Rmin。转向轮的最大转角是受转向空间的，也就是受各种杆系、传动部件和减振器等的位置的。

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、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m相对应的，它是在给定m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：

cotcot式中——内轮转角;

M（6-1） L——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

RminL/sinm（6-2）

式中——车轮转臂;

m——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，就确定了相应的外轮转角，有了内、外轮转角

和，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，Lt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：

Rmin式中 a——车轮转臂;

M——主销中心距;

atanm1tan2mtanmtanm （6-3）

m、m——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

Rmina1（6-4）

2sinm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，1a、2a、3a分别为前、中、后三轴的侧偏角，如图6-7所示。图中为转向轮内外轮和的均值，即

()/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v1、v2和v3来决定。轴的侧偏角对于双后轴的车轴决定于、

v2和v3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和速度v1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1a和2a。根据作用于汽车上力的平衡条件，可以写出

Y1cosY3Y20X3X2Y1sin0 （6-5）

llY3(L)Y2(L)22在式（6-5）中，包含四个未知数（Y1、Y2、Y3和

XX2，考虑到所求的X3）

未知数Ro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：

Ctan3aRolCtan2a（6-6）

RolLC2tan(1a)tantan1aRo侧向力与侧偏角有下列关系：

Y1K1tan1aY2K2tan2a （6-7） Y3K3tan3a式中，K1、K2和K3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：

llK3[K2l2K1(L)2cos]K1K2(L)2cos22（6-8） RollK1[K3(L)K2(L)]sin22lK2l(L)2（6-9） CllK3(L)K2(L)22在许多情况下，可认为K1K2K3，则式（6-8）和式（6-9）可写成：

Ll2Ro[12(2cos)]（6-10）

tan4Lcosll2C（6-11）

24L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。

2.三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

Rmina式中M——主销中心距;

RoM/2 （6-12）

cosmm——外轮最大转角。

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：

lC2（6-13） sin(m1a)LRminl2L4L（6-14）

sin(m1a)式（6-14）中的1a可以用式（6-6）、式（6-10）和式（6-11）求出。

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1a角，见式（6-13）。

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，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。

1.一、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6-8的关系，可得四轴汽车一、二轴转向的最小理想转弯半径为

RmaL4C（6-15）

sin1m

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1、2为一、二轴内轮转角，1、2为一、二轴外轮转角的情况下，保证下列关系成立：

2arctan[L4L4Ctan1]（6-16）

L4CL4Ctan2]（6-17）

L4L2C1arctan[1cot1[cot1M]（6-18）

L4C2arccot[cot2M]（6-19）

L4L2C2.一、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：

Y1cos1Y2cos2Y3Y40X3X4Y2sin2Y1sin10（6-20）

3Y4l2Y3lY2lcos20式中 Yi——车轮侧向力;

i——转向轴的均值转角。

这些方程式中包含了五个未知数Y1、Y2、Y3、Y4和（X3X4）。为了求得转弯中心的 坐标RO和C，必须再建立四个方程式，为此可以利用下面的几何关系：

tan3a（6-21）

2lCtan(22a)tan2tan2aRO3lCtan(11a)tan1tan1aROtan4a式中 1a——车轮侧偏角。

侧偏角和侧向力之间有下列关系：

CROlCRO

Y1Y2Y3Y4Ktan1aKtan2a（6-22）

Ktan3aKtan4a利用式（6-22）求解式（6-20）和（6-21），从中求出RO和C值：

RO13cos15cos2cos2cos11l（6-23）

5sin13sin2sin(12)C2sin1(1cos2)sin2(13cos2)l（6-24）

5sin13sin2sin(12)由式（6-23）和式（6-24）可知，转弯中心的位置决定于1和2角之比。通常四轴汽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(0.3~0.35)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3lCa（6-25）

sin(m1a)式中的1a可通过式（6-21）、式（6-23）和式（6-24）求出。

四轴汽车的最小转弯半径，大致上和一个轴距等于3l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，车轮将走出轮辙，这就增加了在松软土壤上的转向阻力，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。

3.一、四轴转向的转弯半径

图6-10前、后轴转向的四轴汽车

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RO，先列出汽车转弯 时作用在汽车上的力和力矩方程式：

Y1sin1X2X3Y4sin40 （6-26） Y2l1Y3(ll1)Y4cos4(2l1l)0式中 l——二、三轴间的距离;

Y1cos1Y2Y3Y4cos40l1——第一、二轴和第三、四轴间的距离。

利用下列的几何关系，又能得到附加的四个方程式：

tan(11a)tan1tan1atan2atan3a(l1l)CROCl1ROtan(44a)tan4tan4a式中 L——首尾两轴之间的距离。

通常

LCRO（6-27） CRO从式（6-22）、式（6-26）和式（6-27）中解出C和RO，则

ROL1(1)（6-28）

2tan9cos

C最小转弯半径为

L（6-29） 2LRmin2sin(m1a)（6-30）

式（6-30）中的侧偏角1a按照式（6-27）和式（6-29）确定：

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l，它越小，

1a也越小，则最小转弯半径Rmin也越小，同时，转弯时的侧向力也减少，因而转弯阻力也

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

RminL1a（6-32）

sinm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、轴距为L1、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

L1M1Rmina （6-33）

2cos(mO)tan(m1)tan2式中1、2——牵引车前、后轴内、外轮偏离角的均值（）；

m——牵引车前轴内、外轮最大转角的均值（）；

m——牵引车前轴外轮最大转角（）；

O——牵引车前轴外轮轮胎的侧偏角（）；

L1——牵引车的轴距（m） ；

； M——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L2为半径画圆弧，它与前一个半圆的交点，便是半挂车后轴的中心O2。这样半挂车的位置也就确定了，如图6-11所示。

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8×8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战斗勤务支援车辆。它具有很强的战场适应性。 • 6×6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。

• 8×8 MK48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 8×8 6×6 8×8 整备质 装载质 量/kg 量/kg 17080 12610 197 10000 41 11340 轴距 /mm 1524+3810=1524 4674+1433 1524+6579+1524 轮距 /mm 1977 2052 2007 长×宽×高 /（mm×mm×mm） 10173×2038 ×2845 7799 ×24×3063 11582×2438×2591 HEMTT MTVR MK48 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 HEMTT R 12772 A 3494 X 1659 MTVR 11482 33 1447 MK48 7526 1993 0 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MK48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，8×8传动的 HEMTT车辆的转向半径得到改善，接近于6×6 MTVR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：TA4410，8×8，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RO; ·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R2及转向通道A帮较大，且R2和A两者是相互关联和矛盾的。

图6-13 60t半挂汽车列车总布置

图6-14 60t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 1 2 3 参数 主车车宽A1 半挂车车宽A2 主车轮距B1 数值/mm 3100 3400 2500

4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 半挂车轮距B2 主车一、二轴距离L2 主车一、三轴距离L3 主车一、四距离L4 半挂车轴距〈等轴距） L 主车前悬F 牵引销中心至主车三轴的偏置距e 牵引销至半挂车的距离La 瞬心与主车中心线的垂足至四轴的距离C 主车一轴外轮转角1 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

2500 1450 7050 8500 1400 2125 260 7260 625 C/mm 625 625 625 RO/mm 17302 15638 12390 R/mm 20155 18634 15750 A/mm 7297 7692 8760 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，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值后，由梯形机构的运动学关系可以得到相应的外轮转角值，

()（6-41）

s2m2n2arccos()

2sms2M2m2arccos()

2sMsm2M22mMcos()

式中一一内轮转角（）；

； ——外轮转角（）

； 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M11tantan（6-42）

式中Lt——无滑移轴距（mm）;

M——主销中心距（mm）;

、——内外轮转角（）。

式（6-42）中所给的条件，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cot= 0.75M/L， m=0.1l~0.15M。

对于一定的梯形机构，当给定了一个内轮转角之后，相应的外轮转角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Lt，与实际的轴距Lp就不见得一致了。Lp可能大于Lt，也有可能小于Lt。它们的关系见式（6-43）：

式中一一轴距系数;

Lt （6-43） LpLp——实际轴距（mm）;

Lt——无滑移转向轴距（mm）。

轴距系数不仅反映了实际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：

·>I，为不足转向趋势; ·=l，为中性转向趋势; ·值得注意的是，随着内轮转角α的不断变化，轴距系数f()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点， 能使1（中性转向）。

1的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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Lp和梯形机构已定的情况下，可按下列5个步骤判定它的转 向特性。

1.计算无滑移转向的外轮转角

给定一系列的内轮转角值（前梯形不得大于180°-，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

tarctan(1)（6-44）

M/Lp1/tan2.计算梯形机构的外轮转角 以上述给定的内轮转角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。

3.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p与无滑移运动的 转向角t的差。p与t可由式（6-45）和式（6-46）计算。

p(p) （6-45） t(t)（6-46）

所以车轴偏离角为

1212(pt)（6-47）

由于后轴没有发生偏离，所以式（6-47）的值就是前后轴偏离角差，故可直接用于

12

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6-16 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：

LtM（6-48）

1/tanp1/tan式中Lt——无滑移转向轴距（mm）;

p——具体梯形机构的外轮转角（°）

轴距系数可用式（6-43）计算。

为了观察Lt和值的变化过程，还应作出曲线，如图6-17所示。

图6-17

曲线和L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A~F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6-6之中。

表6-5不同梯形机构的转向特性 梯形参数 梯形 梯形 轴距 类别 编号 L/mm m点 m点 z点 m/12 25 35 48 61 - 44 25 ） M/mm n/mm m/mm /（°120 115 110 103 96 90 m/（°） 2 6 2 3 3 - l 7 Ltm/mm m/mm 2457 2916 3739 5724 121  3900 29 1. 07 1. 27 1. 63 2.49 5.29  1. 42 1. 15 z/18 37 52 71 >84 - 44 25 （°） （°） A B 前 梯 形 C D E F G 后梯形 B' 2300 1246.8 1416.8 170 2300 1246.8 1390.5 170 2300 1246.8 1363.1 170 2300 1246.8 1323.3 170 2300 1246.8 1282.3 170 2300 1246.8 1246.8 170 2750 1370.0 1509.9 193 111. 25 2300 1390.5 1246.8 170 65 表6-6 B′号梯形机构的匹配特性 内轮转角 （°） 5 7 10 15 17 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 外轮转角/（°） 轴偏角 /（°） 0.014 0.030 0.048 0.075 0.076 0.065 -0.012 -0.188 -0.493 -0.9 -1.602 -2.462 -3.557 -4.908 -6.532 无滑移轴距Lt /mm 2605 29 2592 2515 2471 2411 ~2300 2147 1998 1843 1687 1531 1380 1235 1097 轴距系数  1.13 1.15 1.13 1.09 1.07 1.05 ~1.00 0.93 0.87 0.80 0.73 0.67 0.60 0. 0.48 p 4.778 6.580 9.151 13. 136 14.620 16. 742 19.965 22.793 25.210 27.196 28.728 29.786 30.3 30.418 29.975 t 4. 750 6.521 9.053 12.985 14.469 16.611 19.9 23.169 26.195 29.104 31.932 34.710 37.467 40.234 43.040 从表6-6数据可知，随着内轮转角的增加，轴偏角从小到大，直至约为17°时达到最大值m，然后又开始减小。当≈25°时，减至最小值0，之后变为负值，且越负越大。也就是说B′后梯形与2300mm轴距匹配所得的转向特性是：

当α在0°~25°的区间内属于不足转向趋势，而17°~25°的区间则是不足转向程度的下降区段;当≈25°时，为中性转向趋势;>25°后则变为过度转向趋势。

作为无滑移转向轴距Lt则是从实际轴距Lp=2300mm开始逐步增大，当=7°时达到

最大值LtM=29mm。此时的轴距系数获得最大值m= 1.15。之后，Lt值逐步回落。当

≈25°时，Lt=Lp=2300mm，继而逐步减小。

图6-16的曲线以及图6-17的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， B′号后梯形所具有的转向特性，具有普遍意义，所有梯形机构都是在内轮转角的变化过程中，具有三个关键点：

1）纯滚动轴距和轴距系数获得最大值Ltm和m的点m，该点一般出现在初始转角上。 2）轴偏角获得最大值m的点m，这是不足转向趋势由增到减的转折点。

3）轴偏角降为零值z的点z这是不足转向与过度转向的转换点，即中性转向点。此时的轴距系数λ=1，纯滚动轴距等于实际轴距，即Lt=Lp。

不同的梯形机构和不同的匹配，会造成：

1）轴距系数的最大值m是随梯形角的变化而变化的。值越大m，m值越小。一般来说，m值在1~∞之间变化。D号前梯形是一个实际采用的方案，而m=2.49。也就是说，轴距变化约两倍半，不足转向程度高，跨越的区间也大。

2）轴偏角的最大值m和零值z也是随值的变化而变化的。值越大，m和z出现 得越早。值得注意的是， m和z所对应的内轮转角m和z的分布还具有一定的规律性。 二者的比值，大约在式（6-49）的范围之内。

m0.67~0.68（6-49） z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。

3）从表6-5的B号前梯形与B′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。

（三）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[RcosR2(Rsinf)2][l2h2l2(hf)2] （6-50）

式中R——节臂球头中心M的轨迹半径（mm）;

）; ——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——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a（6-51）

式中

——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） ：

S（6-52） r式中一一车轮偏转角（rad）;

r——节臂长度（mm）。

轴偏角到底反映了什么转向性质呢?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】示例车型为燕京 YJ620型乘用车。该车前板簧倾角= 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α=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

=3.97° =arcsin（7/415.5）+3.3°假设车身在0.4g侧向加速度作用下的侧倾角=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=525×3.5/57.3=32mm

用式（6-50）计算水平方向上的矛盾量：

S[412.5cos3.97415.52(415.5sin3.9732)2][740139740(13932)]3.4mm2222

用式（6-52）计算车轮偏转角（梯形臂转角）。

δ=3.4/145= 0.0025rad=1.44°

1.44°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O1 转过一个角，同时通过横拉杆l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l2y2xl2(yy)2

式中xR[sin(O)sinO]；

yR[cosOcos(O)]；

Oarcsin(x/R)；

R(hfyrk)2x2；

l——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）;

hf——侧倾中心O1距地面的高度（mm）;

rk——车轮滚动半径（mm）;

O——O点及O1点的连线与纵向平面的夹角（°）;

）。 一一车身侧倾角（°

【计算示例】示例车型有关参数：l=900mm，x=150mm，y=40mm，hf=550mm，

rk=365mm。节臂长r=145mm。

取侧向加速度j=0.4g时，侧倾角=3.5°。由式（6-53）可以计算如下参数：

R(55040365)21502208.6mm

Oarcsin(150/208.6)46

y= 208.6×[cos46°-cos（46°+3.5°）]=9.43mm

x= 208.6×[sin（46°+3.5°）-sin46°]=8.57mm

S90024028.759002(409.43)29.04mm

利用式（6-52）计算车轮偏转角：

=9.04/145=0.0623rad =3.57°

由图6-20的情况可知，所增S角是与转弯方向一致的，故属过度转向趋势。

图6-20 转向机构轮转向

假如在其他条件相同的情况下，使侧倾中心O1点降低，便可减少车轮偏转角。若使O点低于垂臂球头中心。，那将使过度转向趋势变为不足转向趋势。

二、断开式梯形机构 （一）机构的设计

断开式梯形机构就是把普通梯形机构的横拉杆由整体式改为三段式的梯形机构，它是为 适应悬架运动学需要而设计的。它有摇臂式和齿条式等各种各样的结构形式，如图6-21 所示。

在图6-21上示出了悬架轿车采用断开式梯形的前置或后置方案。它由摇臂1、中间部分2和两个侧向摆动臂3所组成（图6-21a、b、c）。有时横拉杆是由两个摆动部分2（图6-21d）所组成。

断开式梯形中横拉杆断开点的位置与悬架的结构形式有关。下面以双横臂悬架为例，说明断开点的位置应如何选择。

如图6-22所示，悬架两个横臂——上横臂和下横臂及横拉杆都是水平布置的。若 转向轮在垂直方向相对汽车车身移动距离h，则上横臂端部b点、下横臂端部d点和横拉杆 端部f点在水平方向移动的距离分别近似为

图6-21悬架的转向梯形方案

l-摇臂2-中间部分3-侧向摆动臂4-摆动部分

图6-22双横臂悬架杆系的布置

h2lb2Ah2ld（6-）

2Bh2lf2R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、d、f三点的横移分别是

(sn)tanlbntan（6-55） ldlfytan，ldld，lflf所以 因为lblbh2RyBnA(sn)（6-56）

2tan由式（6-56）可见，在双横臂悬架结构中，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ca时，转向节臂球头销cz和横拉杆上的球头销cr两点应满足下列三项要求：

1）球头销两点应重合。

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A1、B1、C1位置，跳至下止点时则分别位于A2、B2、C2三点。在上止点时， B1与O1点连线的延长线与A1与O2点连线的延长线相交于O3点，此点即是悬架的瞬时摆动中心。为保证运动协调，悬架和横拉杆球头销C1点的摆动中心应落在C1点与O3点的连线C1O3上。同理，当悬架下落至下止点位置时， A2点和O2点连线的延长线与B2点 和O1点连线的延长线交于O4点，C2点的摆动中心应该位于直线C2O4或其延长线上。如果把断开点取在线段C1O3与C2O4延长线的交点。，则至少保证在上止点和下止点两个相隔 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。

（二）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性。

如何求出断开式梯形机构的内外轮转角关系呢?研究这个问题可分两步走：

第一步：假设内轮梯形臂绕主销转过一个角，并通过保持长度不变的过渡拉杆，带动横拉杆水平位移一个s （或摆臂转过一个角），从而得到一个关系式sf() （或。 f()）

第二步：把横拉杆的水平位移s作为输人（或把作为输入） ，外轮梯形臂的转角作为输出建立F(s) （或F()的关系式。这就相当于得到了f()的关系式。

具体推导过程从略，此处直接列出摆臂式和齿条式两种梯形机构的内外轮转角关系式。

1.摆臂三段式内外轮转角关系式

摆臂式内外轮转角关系如图6-24所示。

f()

第一式：f()

222B[SCC(1S)B]arcsin（6-57） 22CB其中，

图6-24摆臂式内外轮转角关系

B2C2R2AS

2BRA(xcoxdo)2(ycoydo)2

BxcoxeoRrcos()

r(xdoxeo)2(ydoyeo)2

Cycoyeorsin()

arctan(第二式：f()

ydoyeo)

xdoxeo222B[SCC(1S)B]arcsin（6-58） 22CB其中，

A(xcoxdo)2(ycoydo)2

r(xdoxeo)2(ydoyeo)2

BxcoxeoR(1cos)

Rxaoxbo CycoyeoRsin

arctan(ydoyeo)

xdoxeo注意：

1）假定梯形臂反时针转动时，D、C两点的z坐标不变。 2） D、C两点间的空间杆长恒定。

3）假定“C-C-B-B”为刚体并保持平动。 2.齿条三段式内外轮转角的关系

齿条式内外轮转角关系如图6-25所示。

f()

第一式： Sf()

S其中，

PP()2Q（6-59） 22P2[yaoyeorsin()]

QR1R2

R1(xaoxco)2(yaoyco)2(xboxco)2(yboyco)2(xaoxbo)2(yaoybo)2R22r[(xaoxco)cos()(yboyco)sin()]

r(xboxco)2(yboyco)2

图6-25齿条式内外轮转角关系

第二式：f(S)

bb24ac（6-60） arcsin2a其中，

a4r2[(yaoycos)2(xaoxco)2]

b4rT(yaoycos) cT24r2(xaoxco)2

T(xaoxbo)2(yaoybo)2(xaoxco)2(yaoycos)2r2

r(xboxco)2(yboyco)2

arctan(yboyco)

xboxco式中，x、y、z分别为A、B、C三点满载时的原始坐标; r为梯形臂的顶视投影长度; 为 r与x轴的夹角。

（三）侧倾牵动车轮偏转角

稳态转向特性是汽车操纵稳定性的主要方面，而影响稳态转向特性的因素也有很多，诸 如转向系的侧倾牵动、转向系与悬架的运动干涉、弹性车轮的侧倾偏离（包括负荷分配和角 刚度比等）、悬架导向杆系的侧倾牵动、地面切向反力的影响等。

实践证明，上述因素对转向特性的影响并非是等量齐观，而是有轻有重的。例如悬架导向杆系的牵动只有理论上的意义，在0.4g侧向加速度作用下，带来的轴偏角不会超过0.50。然而，有的因素却是不可忽视的，例如，转向机构在0.4g侧向加速度的作用下，不少车辆的轴偏角可能达到5°以上。特别值得指出的是，当改动侧倾中心的高度之后，不仅可以改变侧偏角的大小，而且可以改变转向特性的性质。这是改善操纵稳定性最为有效的措施，是应首先考虑的结构因素。因此，本书着重研究了三段式梯形机构在高、低侧倾中心两种情况下是如何影响汽车操纵稳定性的。

1.机理及基本假设

（1）机理三段式梯形机构如图6-26所示，其中A点为转向机与转向摇臂的连接点，AB为转向摇臂，DE为梯形臂，E点为与主销连接点。

注意：A、B、C三点置于车身之上，D、E两点位于车轮之上。

三段式梯形机构是如何影响汽车的转向特性的呢?汽车车身（簧上质量）因汽车转弯而 受到一个侧向加速度的作用，因此，便绕着侧倾轴线转过一个角。置于车身之上的C点便绕着C点所在平面的侧倾中心O点转过一个α角，如图6-27所示，进而通过CD杆牵动转 向梯形臂DE绕着主销中心E点转过一个68角，如图6-28所示。转向节臂转过68角，即 转向车轮产生了一个附加偏转角M。左、右车轮附加偏转角的均值便是轴偏角。

图6-26三段式梯形机构

图6-27 C点绕O点转动

图6-28转向节臂的转角（轮偏角）

这个轴偏角的方向，如果与汽车的转弯方向一致，便是过度转向趋势;如果与汽车

的转弯方向相反，便是不足转向趋势。

（2）基本假设

1）设C、D、E三点的原始坐标为：

C点：xco，yco，zco D点：xdo，ydo，zdo E点：xeo，yeo，zeo

2）设C、D、E三点位移后的新坐标为： C点：xc，yc，zc D点：xd，yd，zd E点： xe，ye，ze

3）设转向节臂绕E点转动时， z坐标保持不变。 4）设r为转向节臂在xy平面上的投影，其值为

r(xdoxeo)2(ydoyeo)2（6-61）

5）设为转向节臂与x轴的夹角，其值为

arctanydoyeo（6-62） xdoxeo

6）设S为侧倾中心O的z坐标与C点z坐标的差，而O为过C点的yz平面与侧倾轴线的交点。因此，

Szozco （6-63）

下文将对高侧倾中心（O点高于C点）和低侧倾中心（O点低于C点）两种情况下的左、右轮偏转角与车身侧倾角的函数关系分别建立计算模型。

2.计算模型的建立 （1）高侧倾中心情况

1）左轮偏转角。由于梯形机构上的C点悬置于车身之上，因此，当汽车左转弯时，车身在侧向加速度j的作用下，便向右倾斜，而处在左侧的C点便绕侧倾中心。'向左上方转 移，如图6-27所示。由于C点与转向节臂端点D是由一长度恒定的杆与之相联的，因此，D点便以E点为圆心、r为半径顺时针转过一个角，如图6-28所示。角就是左轮偏转角。由于角的方向系与汽车转弯方向相反，故此种情况为不足转向趋势。

下面具体推求f()的关系式。

①C、D两点间的杆长l。C、D二点间的杆长保持恒定，其长度可由式（6-）计算：

l2(xcoxdo)2(ycoydo)2(zcozdo)2

②C点位移后的新坐标。由图6-27可知：

（6-）

xcxcoycycos（6-65） zzycococ式中 ——车身侧倾角（rad）。

③D点位移后的新坐标。由图6-28可知：

)xdxeorcos(ydyeorsin()（6-66） zdzdo式中 ——左轮偏转角（°）;

）。 ——转向节臂的初相角（°

④f()的关系式。由于C、D两点间的杆长恒定为l，故有

l2(xcxd)2(ycyd)2(zczd)2（6-67）

将式（6-） ~式（6-66）代人式（6-67）后，可得

A[Brcos()]2[Crsin()]20 （6-68）

其中，

AMN

M(xcoxdo)2(ycoydo)2(zcozdo)2

N(zcozdoyco)2

Bxcoxeo Cycoyeos

2）右轮偏转角。当汽车左转弯时，右侧的C点便绕侧倾中心O向左下方转移，从而通过CD杆牵动转向节臂顺时针转过一个角，如图6-27和图6-28所示。由于角的方向系与汽车转弯方向相反，故此种情况为不足转向趋势。下面具体推导f()的关系式。

①C点位移后的新坐标。由图6-27关系可知：

xcxcoycycos（6-69） zzycococ②D点位移后的新坐标。由图6-28关系可知：

)xdxeorcos(ydyeorsin()（6-70） zdzdo③f()的关系式。由于杆长l恒定，故式（6-67）依然成立。将式（6-）、式 （6-69）和式（6-70）代人式（6-67）后，可得

A[Brcos()]2[Crsin()]20 （6-71）

其中，

AMN

M(xcoxdo)2(ycoydo)2(zcozdo)2

N(zcozdoyco)2

Bxcoxeo Cycoyeos

3）左、右轮综合计算式。将式（6-68）和式（6-71）合并，便可得到高侧倾中心（不

足转向）左右轮侧偏角的综合计算式：

A[Brcos()]2[Crsin()]20 （6-72）

其中，

AMN

M(xcoxdo)2(ycoydo)2(zcozdo)2

N(zcozdoyco)2

Bxcoxeo Cycoyeos

对式（6-72）经进一步求解后可得高侧倾中心情况下的左右轮偏转角的显式计算式：

222B[RCCB(1R)]arcsin（6-73） 22BC其中，

B2C2r2A2R

2BrAMN

M(xcoxdo)2(ycoydo)2(zcozdo)2

N(zcozdoyco)2

Bxcoxeo Cycoyeos

Szozco

r(xeoxdo)2(yeoydo)2

arctan(ydoyeoxdoxeo)

说明：

①z坐标为距地面的高度，x、y坐标一律取正值。 ②式中的正负号，左轮取“+”号，右轮取“-”号。

③zo为侧倾中心O的z坐标， O为过C点的yz平面与侧倾轴线的交点，为车身侧倾角，单位为rad。

（2）低侧倾中心情况

1）左轮偏转角。由于梯形机构上的C点悬置于车身之上，因此，当汽车左转弯时，车身在侧向加速度j的作用下便向右侧倾斜。此时处在左侧的C点便绕侧倾中心O向右上方转移;而处在右侧的C点便绕O向右下方转移，如图6-29 所示。由于C点与转向节臂端点D系由一长度恒定的杆与之相连，因此，D点便以E点为圆心、r为半径反时针转过一个角，如图6-30所示。由于角的方向系与汽车转弯方向一致，故此种情况为过度转向趋势。



图6-29 C点绕O点转动

图6-30 转向节臂绕主销的转角

下面具体推求f()的关系式。

① C、D两点间的杆长l 。C、D两点间的杆长保持恒定，其长度可由式（6-）计算。 ②C点位移后的新坐标。由图6-29关系可知：

xcxcoycycos（6-74） zzycococ式中 ——车身侧倾角（rad）。

③D点位移后的新坐标。由图6-30可知：

)xdxeorcos(ydyeorsin() （6-75） zdzdo式中——左轮偏转角（°）;

）。 ——转向节臂的初相角（°

④f()的关系式。由于C、D两点间的杆长恒定为l，故有

l2(xcxd)2(ycyd)2(zczd)2 （6-76）

将式（6-）、式（6-74）和式（6-75）代人式（6-76）后，可得：

A[Brcos()]2[Crsin()]20 （6-77）

其中，

AMN

M(xcoxdo)2(ycoydo)2(zcozdo)2

N(zcozdoyco)2

Bxcoxeo Cycoyeos

2）右轮偏转角。当汽车左转弯时，右侧的C点便绕侧倾中心O向右下方转移，如图6-29所示，从而通过CD杆牵动转向节臂反时针转过一个角，如图6-30所示。由于角的方向系与汽车转弯方向一致，故此种情况为过度转向趋势。下面具体推导f()的关系式。

①C点位移后的新坐标。由图6-29关系可知：

xcxcoycyco （6-78） zzycococ②D点位移后的新坐标。由图6-30关系可知：

)xdxeorcos(ydyeorsin()（6-79） zdzdo③f()关系式。将式（6-）、式（6-78）和式（6-79）代人式（6-76）后，可得：

A[Brcos()]2[Crsin()]20（6-80）

其中，

AMN

M(xcoxdo)2(ycoydo)2(zcozdo)2

N(zcozdoyco)2

Bxcoxeo Cycoyeos

3）左、右轮综合计算式。将式（6-77）和式（6-80）合并，便可得低侧倾中心（过多

转向）左、右轮偏转角的综合计算式：

A[Brcos()]2[Crsin()]20（6-81）

其中，

AMN

M(xcoxdo)2(ycoydo)2(zcozdo)2

N(zcozdoyco)2

Bxcoxeo Cycoyeos

利用式（6-81）还可导出左、右轮偏转角的显式计算式：

222B[RCCB(1R)]arcsin（6-82） 22BC

其中，

B2C2r2A2R

2BrAMN

M(xcoxdo)2(ycoydo)2(zcozdo)2

N(zcozdoyco)2

Bxcoxeo Cycoyeos Szozco

r(xeoxdo)2(yeoydo)2

arctan(ydoyeoxdoxeo)

说明：

①z坐标为距地面的高度，x，y坐标一律取正值。 ②式中的正负号，左轮取上号，右轮取下号。

③zo为侧倾中心O的z轴坐标，O为过C 点的yz平面与侧倾轴线的交点;为车身侧倾角，单位为rad。

3.计算示倒

计算包括高、低侧倾中心两种情况以及8种车身倾角状态下的左、右轮偏转角。 （1）给定参数



1）示例梯形机构各相关点的坐标见表6-7。

表6-7 示例梯形机构相关点的坐标 （单位： mm） 坐标 x A 406 B 305 C 227 D 135 E 2 -770 436 y -239 -239 -452 -805 z 508 476 487 433 注： z坐标为距地面高度。

2）车身侧倾角的8种数值见表6-8。

表6-8 侧倾角计算点数值 [单位：（°）] K  1 0.5 2 1.0 3 1.5 4 2.0 5 2.5 6 3.0 7 3.5 8 4.0 3）侧倾中心O距地面的高度。 高侧倾中心情况：zo=624.4mm。 低侧倾中心情况：zo=349.6mm。 （2）具体计算

1）用式（6-61）计算r：

r[(sdoxeo)2(ydoyeo)2]0.5(1352)2(805770)2=137.53mm

2）用式（6-62）计算：

arctan(3）用式（6-63）计算S：

8057701352 )=14.74°

Szozco

高侧倾中心情况S=6244-487=137.4mm。

低侧倾中心情况S=487-349.6=137.4mm。 4）用式（6-73）或式（6-82）计算A：

AMN

M(xcoxdo)2(ycoydo)2(zcozdo)2

N(zcozdoyco)2

左轮： A = 1359-（+452）2 右轮： A = 1359-（-452）2 5）用式（6-73）或式（6-82）计算B：

Bxcoxeo=227-2=225mm

6）用式（6-73）或式（6-82）计算C： 高左、低右：

Cycoyeos=452-770+137.4=137.4-318

高右、低左：

Cycoyeos=452-770-137.4=-（137.4+318）

7）用式（6-73）或式（6-82）计算R：

B2C2r2A269539.5C2A2R

2Br61888.58）用式（6-73）或式（6-82）计算。

上述计算结果分别见表6-9和表6-10。

表6-9低侧倾中心的车轮偏转角和轴偏角 车身倾角/（°） 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 3. 5 4.0 /rad A/mm 左 轮 C/mm R 0.00873 0.01745 0.02618 0.03491 0.04363 0.05236 0.06109 0.06981 132631 132159 131655 131120 -319.2 0.6269 -320.4 0.69 1. 49 -321.6 0.6675 2.26 -322.8 0.6887 3.06 1305 129957 129329 128669 -324.0 0.7013 3.86 -325.2 0.7325 4.69 -326.4 0.7552 5. -327.6 0.7786 6.41 1/（°） 0.73 A/mm 右 轮 C/mm R 133483 133863 134211 134528 134814 135069 135293 1385 -316.8 0.5885 -315.6 0.5701 1.42 1.455 314.4 0.5522 2.10 2.182 -313.2 0.5349 2.78 2.918 -312.0 0.5183 3.41 3.635 -310.8 0.5021 4.04 4.3 -309.6 0.48 4.65 5.096 -308.4 0.4714 5.24 5.826 r/（°） 0.72 轴偏角/（°） 车身倾角/（°） 0.725 表6-10高侧倾中心的车轮偏转角和轴偏角 0.5 0.00873 132631 225 -316.80 1.0 0.01745 132159 225 -315.60 0.448 133863 225 -320.40 0.514 0.481 1.5 0.02618 131655 225 -314.40 0.2 134211 225 -321. 60 0.800 0.721 2.0 0.03491 131120 225 313.20 0.818 134528 225 -322.80 1.104 0.961 2.5 0.04363 1305 225 312. 01 0.972 134814 225 -324. 19 1.426 1.199 3.0 3.5 /rad A/mm 左 轮 B/mm C/mm 0.05236 0.06109 129957 225 129329 225 -310.81 -309.61 1.111 135069 225 1.230 135293 225 1/（°） 0.235 A/mm 右 丰台 B/mm C/mm 133483 225 -319.20 -325. 19 -326.39 1.762 1.437 2.119 1.675 r/（°） 0.246 轴偏角/（°） 0.241 从表6-9和表6-10中的计算结果可知，轮偏角和轴偏角都是随车身侧倾角的增大而增

大的。本示例梯形机构在高、低侧倾中心两种情况下的轴偏角皆为正值，说明高侧倾中心的 情况为不足转向趋势，低侧倾中心的情况为过度转向趋势。此外，轴偏角的数值都是较大的，特别是低侧倾中心的情况，例如当=4°时，轴偏角已超过5.8°，说明其过度转向的程度十分严重。

4.结论

三段式转向梯形机构是影响汽车操纵稳定性的重要系统，它与侧倾中心一起决定着转向特性的性质和程度。高侧倾中心产生不足转向趋势，低侧倾中心产生过度转向趋势。进行设 计时，不仅要适当调整梯形机构的结构参数，而且特别要相对提高侧倾中心的高度。

第四节 转向轻便性

操作轻便，是转向系的主要性能之一。转向器的效率、转向系的角传动比和力传动比与 转向轻便性紧密相关，特别是动力转向更是多轴越野汽车转向轻便性的重要手段。下面分别 谈谈这些问题。

一、转向器的效率

汽车上常用的转向器形式有循环球式转向器、球面蜗杆滚轮式转向器、齿轮齿条式转向 器和蜗杆曲柄销式转向器等几种。

不同类型的转向器，其效率是不同的。蜗杆曲柄销式和球面蜗杆滚轮式，由于传动副中 存在较大的滑动摩擦，故效率较低。而循环球式转向器，其传动副之间采用滚动摩擦代替滑 动摩擦，可把滚动摩擦系数降到5%。左右，其正效率可达85%。

根据效率的定义，因功率输入的来源不同，转向器的效率有正效率和逆效率之分。当功 率由转向盘输入，从转向摇臂输出时，其效率称为正效率，用符号表示;反之则称为逆效率，用符号表示。影响的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量 等。对于蜗杆和螺杆类转向器，只考虑啮合副的摩擦损失，忽略轴承和其他损失情况下的效 率表达式如下所述。

1.正效率表达式 1）按定义为

式中P1——转向盘的输入功率;

P1P2（6-83） P1P2——转向器的摩擦功率。

2）按转向器的类型，结构为

tano（6-84）

tan(o)式中o——蜗杆（或螺杆）的螺线导程角;

——摩擦角，arctan，为摩擦系数。

由式（6-84）可知，增加导程角，就能提高正效率。 2.逆效率表达式 1）按定义为

P3P2 （6-85） P3

式中 P3作用在转向摇臂轴上的功率。

2）按转向器的类型，结构为

tan(o)（6-86）

tano由式（6-86）可知，增加导程角，逆效率也将增加，因此应权衡利弊取值，一般选o=8°~ 10°。

二、转向系传动比的变化特性 （一）传动比的组成及定义

转向器的传动比由角的传动比io和力的传动比ip组成。 1.角传动比io

角传动比io是转向盘的转角与驾驶人同侧转向轮转角之比。它包括转向角传动比i

。 和转向传动装置的角传动比i转向盘的转角和转向摇臂轴的转角p之比，称为转向器的角传动比，即i/p。

，即转向摇臂轴的转角p与转向节臂转角k之比，称为转向传动装置的角传动比ip/k。 i2.力传动比ip

力传动比ip是从轮胎接地中心作用在两侧转向轮上的合力2F与作用在转向盘上的手力Fh之比，即ip2F。 Fh（二）力传动比与角传动比的关系

如上所述，力传动比可用式（6-87）表示：

ip2F（6-87） Fh轮胎和地面之间的转向阻力F和作用在转向节上的转向阻力矩Mr，有以下关系：

FMr （6-88） a式中a——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。

作用在转向盘上的手力Fh可由式（6-）表示：

Fh式中 Mh——作用在转向盘上的力矩;

Mh（6-） RsRs——转向盘作用半径。

将式（6-88）和式（6-）代人式（6-87）后得

ip2MrRs（6-90）

Mha如果忽略摩擦损失，2Mr/Mh可用式（6-91）表示：

2Mrio （6-91） Mhh将式（6-91）代人式（6-90）之后得

ipioRsw（6-92） a由式（6-92）可知，力传动比与Rs、和io有关。车轮转臂越小，力传动ip越大，转向越轻便。但值过小，会由于车轮和路面之间表面摩擦力的增加，反而增大了转向阻力。对于一定车型，可用试验方法确定值的最小极限。通常货车的值在40~60mm内，轿车的值取0.4~0.6轮胎胎面的宽度。转向盘半径Rs根据车型大小在200~275mm范围内选取。对于一定的汽车而言，Rs和都是一个常值，故力传动比ip与角传动比io成正比关系。

（三）转向系的角传动比io

可用转向摇臂轴转角p与转向节臂转角k之比来表示，转向传动装置的角传动比i也可以近似用转向节臂臂长l2与摇臂臂长l1之比来表示，即

ipl2 kl1（6-93）

现代汽车结构中l2和l1的比值，一般为0.85~1.1，可粗略地认为其比值为1，所以转向

近似为1，则 传动装置的角传动比iioi （6-94） p

即转向系的角传动比，近似等于转向盘的转角和转向摇臂轴转角之比。于是，研究力传动比ip和转向系角传动比io及其变化规律的问题，可以归结为只研究转向器角传动比及其变化规律的问题。

（四）转向器角传动比及其变化规律

转向器角传动比i是一个重要参数，它影响汽车的操纵轻便性、转向灵敏'性和稳定性。 由式（6-92）能看出：增大角传动比可以增大力传动比。而式（6-87）表明，在转向阻力F一

定时，增大力传动比ip会减少驾驶人作 用在转向盘上的手力Fh，使操纵轻便。

由式（ 6-91）并考虑到ioi，则能看出：转向轮的转角和转向器角传动比i成反比。角传动比增加后，转向轮转角对同一转向盘转角的响应变得迟钝，操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成了一对矛盾。为解决这对矛盾，通常采用可变角传动比的转向器来协调这对矛盾。变传动比的变化规律，又因转向器的结构形式和参数的不同而有所差异。

图6-31蜗杆曲柄销式转向器

图6-31所示为蜗杆曲柄销式转向器的工作简图。销子与蜗杆接触点A、传动中心O的距离是不固定的。转向盘转动一周，销子由图上的A点位置将移动一个螺距t，若转向盘转动一个角，销子的距离是s，则有

由图6-31可知

2s（6-95） tsKsinp（6-96）

所以 2Ksinpt（6-97）

如果曲柄长为K，螺距t不随角而变，则

id2Kxosp （6-98） dpt式（6-98）表明当螺距t不变时，角传动比i和转角品的余弦成正比。故在直线行驶位置附近，转向器角传动比i比在其他位置要大，所以在小转弯行驶时获得了较好的操纵轻便性。当指销离开中间位置走向两端时，角传动比的值逐渐下降，根据公式h/i可知，此时转向轮对转向盘转角的响应变得比较敏感。转向盘旋转总圈数得以减少，这样在一定程

度上解决了“轻”和“灵”的矛盾。根据使用要求，有的汽车希望角传动比在直线行驶位置附近有较小值，在两端有较大值，对此，蜗杆曲柄销式转向器可通过改变螺距t来达到这一要求。

对单销式转向器而言，设计者可根据要求把每处螺距设计成所需要的值，以获得所要求 的角传动比变化规律。例如某车型转向器蜗杆，中间位置附近螺距t较小，到两端逐渐增大，其传动比在中间位置等于19，转向盘从中间位置向两边转30°仍然不变。转向盘从30°转动到75°，传动比从19急剧减低到11，之后从75°开始缓慢减小，当摇臂轴转到底时减至8。蜗杆中间位置附近螺距t较大，到两端逐渐变小。

三、动力转向系统

动力转向系统又有转向加力系统之称。装有动力转向系统汽车的转向轮的转动，主要不 是依靠驾驶人的手力，而是依靠转向系统中设置的加力装置，借助于发动机的动力驱动油泵 或空压机，以液力或气力增大驾驶人操纵转向轮的力量。

汽车转向轴负荷的大小影响驾驶人所要用的手力。为保持转向轻便性，在轴负荷超过一 定值时，就应采用动力转向系统。一般货车轴负荷超过25kN，就可以考虑采用动力转向系统;当轴负荷超过40kN时，就必须采用动力转向系统。多轴重型越野汽车一般都应装置动力转向系统。

（一）动力转向系统的要求

1）转向轮的转角和驾驶人转动转向盘的转角保持一定的比例关系。 2）动力转向系统失灵时，仍能用机械系统操纵转向。 3）具有很高的灵敏度。

4）减轻驾驶人作用在转向盘上手力的同时，还应有路感。 5）具有直线行驶的稳定性，转向后有自动回正作用。 （二）动力转向系统的分类

动力转向系统按动力来源分为两类：液压式和气压式。

液压式动力转向系统是以液体的压力作动力来完成转向加力动作。其特点是油液工作压 力可达6~l0N/mm2，甚至更高。与气压式比较，因为工作压力高，所以结构紧凑，动力缸的尺寸小，重量轻;又由于油液具有不可压缩性，灵敏度高;油液的阻尼作用可以用来吸收路面冲击;动力装置无需润滑。所以，虽然存在着结构复杂，对加工精度和密封要求高等问题，但仍能得到比较广泛的应用。

气压式动力转向的工作介质是气体，它的工作压力约为1N/mm2。和液压式相比，为了 得到同样大小的力，动力缸的尺寸和重量都要增加，因此，在汽车上布置会遇到困难;由于气体可以压缩，转向系统的灵敏度也差;它往往和制动系统共用一个气源，当汽车下坡又要 转向和制动时，就可能影响动力转向系统的正常工作，出现加力不足，转向沉重，甚至造成 事故;在寒冷地区使用时气压系统在低温环境下容易结冰。这些缺点使气压式动力转向在汽

车上应用受到很大，故以后只介绍液压式动力转向。

（三）动力转向系统的工作原理

液压式动力转向系统由油泵、分配阀、动力缸及油箱、管路等组成。

图6-32所示为液压式动力转向系统工作原理简图。油泵2是液压系统的心脏，通常由发动机经传动带或齿轮来驱动，由它供应高压 油到液压系统的各部分。油泵通过和分配阀3相连接，油液经过分配阀改变流动方向。图上所示为汽车直线行驶情况，即滑阀6位于中间位置，这时来自油泵的高压油，可自由地通过液压系统，不产生任何作用力返回油箱。 转向时驾驶人转动转向盘，经过转向摇臂，使滑阀6相对分配阀壳体移动，移动方向决定于驾驶人转动转向盘的方向。由于滑阀6的移动，引起分配阀里的油路发生变化，这时来自油泵的高压油经分配阀后不再流回油箱，而是流向与驾驶人所选择的转动方向相适应的动力缸室里，推动活塞移动，再通过杆件使车轮转动。可见转向时驾驶人只需克服转向器的摩擦阻力等，便可实现汽车的转向运动，而转向器里所谓摩擦阻力是很小的。

图6-32液压式动力转向系统的工作原理

l-转向器2-油泵3-分配阀4-动力缸5-定中弹簧6-滑阀7-反作用阀

转向过程中，动力缸油压随转向阻力发生变化，在油泵负荷范围内，它们保持平衡。例如：油压过高时，除去克服转向阻力以外，还有一些余力，将继续推移活塞，这就促使车轮加速转向，直至超过了转向盘所给定的转向速度。这时，转向轮通过拉杆使分配阀壳相对滑 阀6座轴向移动，移动的方向与滑阀移动方向相同，结果改变了油路，减小了动力缸中的油 压，车轮转动速度减慢。上述这种作用被称为“反馈”作用。

当液压系统的工作液体流入分配阀两端定中弹簧5所在的空间时，液体的压力也作用到 反作用阀7上。转向时驾驶人作用到转向盘上的力，不仅要克服转向器的摩擦阻力，还要克服定中弹簧的阻力和油压在反作用阀7上的压力。油压与转向阻力成正比，当转向阻力增加 时，油压也增加，因此驾驶人克服反作用阀7上的压力也增加。这种结构能使驾驶人对转向 阻力变化情况有所感觉，称为“路感”。

（四）动力转向系统实例

某8×8越野汽车，双前轴转向，平均轴载重量10.2t，即平均轴负荷约为100kN，选用液力动力转向。其工作过程如下：

1.保持转向盘不动时

汽车沿直线行驶或保持转向半径不变， 如图6-33所示。转向盘5不动，转向器的螺母4和螺杆6相互间没有作用轴向力施加于分配阀，分配间在四个回位装置6作用下，保持在中间常开位置，间内五条环形油道各相邻油道之间都保持着0.2mm环境间隙，从油泵2来的油液沿管路流人分配阀壳体10的进油孔，经分配间中间台肩侧与阀壳台肩之间的环形阀与油箱相通，油压都处于低压状态，不起转向助力作用。

2.转动转向盘

如图6-34所示，当汽车左转弯时，驾驶人逆时针旋转转向盘。一开始，由于转向车轮的偏转阻力很大，螺杆还不能推动螺母，而螺杆在螺母轴反作用力的推动下产生相对的轴向下移（图中向左）。与此同时，分配阀中的滑阀11克服定位弹簧的张力，跟着螺杆下移，当其下移量等于或略大于0.2mm时，滑阀中通往助力器后腔室（图6-34中右方）的环形油路的通道增大，油泵送来的高压油经滑阀中间油路流入这条油路，形成高压油区;而滑阀中间油路与助力缸前腔室（图6-34中左方）油路通道被封闭，动力缸前腔室与油箱连贯的油路通道却 因之增大，形成了低压油区。

图6-33未转动转向盘时的情况 l-油箱2-油泵3-单向阀4-螺母5-转向盘

6-螺杆7-动力缸8-转向摇臂9-回位装置10-分配阀壳体11-滑阀

图6-34向左转动转向盘时的情况

从转向油泵送来的高压油液便按图中途径流动，即由滑阀的中部环形油路经右方相邻的油路进人助力缸后腔室，油液的高压推动助力缸活塞左移（伸出），对转向臂助力，于是转

向臂便在油压和驾驶人手力（通过转向器传递）的共同作用下向前摆动，经传动机械，驱使车轮向左偏转。由于油压很高，汽车转向主要靠活塞推力，所以驾驶人作用于转向盘上的力就可大大减小。助力缸活塞作伸出移动时，前腔容积减小，油压升高，油液经连接和滑阅内的环形油路流回油箱，这样就构成了油液的循环。

右转弯时，分配阀中的滑阀上移（图6-35中向右）改变油路，动力缸的加力方向相反，如图6-35所示。

3.强制转向

如果动力转向系统失效，汽车转向盘上的转向阻力增大，使操纵困难。为减少这个阻力，在滑阀进油道与回油道之间装有单向阀3。在正常情况下，单向阀被弹簧和油压关闭，两油道不通。当油泵失效时，进油道变为低压，而回油道因助力缸中活塞运动而具有一定的压力，因而单向打开，两油道相通，油液便因助力缸中活塞运动而具有一定的压力，因而单向打开，两油道相通，油液便从助力缸的一边（被活塞挤压的一边）流向另一边（活塞离开后产生低压的一边），从而减少了转向阻力，强制转向就能顺利进行，如图6-36所示。

图6-35向右转动转向盘时的情况

图6-36强制向左转向时的情况

四、球头中心位置的选择

汽车转向系在总布置中需要确定节臂球头中心和垂臂球头中心的空间位置，以及直拉杆 的形状等。

两球头中心的空间位置是关键：它关系到车桥和转向系统运动的干涉问题;关系到转向 的轻重、向左转和向右转的转向力矩是否接近以及直拉杆的空间位移量是否过大等问题，还

关系到直拉杆的直线长度。车轮的转动、弹簧、减振器、稳定杆等的位置一起决定着直拉杆 的形状。此处仅研究车桥和转向系统运动的干涉问题。

（一）轨迹矛盾问题

行车中，由于车桥的跳动，刚化固定在车桥（非悬挂质体）上的元件的任何点都将绕各自的中心，以一定的轨迹半径作近似的圆弧运动。节臂球头中心正是这样的点（相关点）。直拉杆式的转向系统，桥上的节臂球头中心连接着直拉杆的一端，车身（悬挂质体）上的垂臂球头中心连接着直拉杆的另一端。车桥跳动时，假设垂臂球头中心不动，那么，节臂球头中心又将以垂臂球头中心为圆心、以直拉杆的直线长度为半径作圆弧运动。同一个点，同时作两个圆弧运动，两个圆心不一定重合，两个半径不一定相等，因此运动是矛盾的，如 图6-37所示。

图6-37球头中心位置与运动干涉的关系

图中，A是垂臂球头中心，P是节臂球头中心，O是钢板弹簧主叶片中心O的轨迹中 心，C是相关点P的轨迹中心。在对称簧中

OOCP1(LS)0.75 2式中，L为弹簧主片伸直长度;S为夹紧长度。弧线CrCp是以C为圆心、CP为半径画出;弧线ArAp是以A为圆心、AP为半径画出。

动挠度为

f压动f静

式中，f静为满载静挠度;值参照“汽车设计”取值。

ff压动/半

式中，半为半周期衰减系数，半e12，是悬架系统相对阻尼系数（阻尼化）。

=0.25，则半=22.5;=0.3，则半=-2.68。负号说明f在满载静状态平衡位置P点之

下。由f压动所决定的水平线和CrCp弧交于Cp点，和ArAp弧交于Ap点。直线CpAp代表 压缩终极位置的矛盾量，直线CrAr代表着反弹终极位置的矛盾量。

假若垂臂球头中心A点可绕O点转动，（P点不动），并设A、P两点在同一垂直平面

点为圆心、以OA为半径所画的圆弧与以Cp点为圆心、AP为半上，那么Ap点就是以O点。也就是压缩时，垂臂向右转过角，反弹时，径所画弧的交点。按相似步骤，可画出Ar

垂臂向左转角。和也代表着机构的矛盾量。若方向机构是可逆的，那么，转角和

最终反映到转向盘上。转向盘转角向右为di，向左为di。由于转向器的速

度比i值 一般不小于15，所以d、d是可能达到很大数值的。

假若节臂球头中心P点可绕主销中心M点转动（A点不动） ，由于CpCr，弧是P点必经的轨迹，所以节臂MP压缩时转过了角，反弹时反转了角。和也代表着机构的矛盾量。它最终反映到车轮的偏转上。节臂的转角也就是车轮的转角。 总之，这一机械的矛盾，必将由下列三种情况之一来解决：

1）假若转向盘抓得很紧（A点不动） ，地面阻力又很大（P点不动） ，那么车桥跳动时， 只能以克服各部关节点的间隙，或者机件产生弹性变形和损坏来统一矛盾。 2）假若转向盘抓得不紧（A点可动） ，地面阻力却很大（P点不动） ，那将造成转向盘来回打摆。这种情况下，在高速通过凹凸不平较大的地面时，转向盘就有脱手的可能。车辆原地不动，丢开转向盘，若干人在车上一齐闪动，就类似这种情况。

3）假若转向盘抓得很紧（A点不动） ，地面阻力却很小（P点可动） ，行车时，将出现车轮摆转，车辆摆头绕行。高速行经光滑路面时，这种可能性较大。值得注意的是：随着球头中心A、P两点位置的不同，运动的矛盾量（也就是垂臂的摆角）也将不同。在图6-37中，若球头中心A点移至A点，垂臂摆角就是和，显然图6-37中的，

。也就是说，A点优于A点，因而矛盾量较小。

（二）摆振的频率问题

车桥和方向机构运动的轨迹矛盾，带来转向盘或者车轮的偏摆振动。上节所谈的矛盾 量，就是偏摆振动的振幅。除此之外，还存在一个振动频率的问题。在图6-37中，A点的

振动，是从A至Ap，再从Ap过A到Ar回到A，即车桥跳动一次，垂臂和转向盘也摆动一

次。若设车桥振动频率为n，转向盘摆振频率为N，则在A点是Nn的全波振动。

然而，随着垂臂球头中心位置的变化，摆振频率也发生变化。在图6-37中，A点在车

桥跳动一次时，它的振动过程是：AApAArA，显然，这是N2n的半

波振动。频率高了，带来的问题是转向盘（或车轮）振动加速度大，此外，关节部位磨损加快。

（三）矛盾的协调统一

由前述可知：车桥和转向系统的运动干涉问题，是和球头中心A、P两点的位置紧密相 关的。那么，什么位置为较好呢?从原则上说，那就是两条：第一，摆幅越小越好;第二，摆振频率越小越好。矛盾量0、0，摆振频率Nn，是最理想的位置。也就是垂臂球 头中心A和节臂球头中心P的轨迹中心C相重合为最理想。但从结构上看，这一般是难以 做到的。但近似的做法是调整A、P两点的位置，争取：①A、C两点在桥心的同一侧;②A在接近于C-P连线且稍偏离下方处;③A、C距离尽可能减小。在这几点中，单就某一点来说并不一定有利。如A、C虽在同侧，但若A点的具体位置选得不好，还可能不如A、 C异侧好。

下面我们根据减小矛盾量和频率的原则，进行具体分析选择。先假定节臂球头中心P 和直拉杆长度AP已定，A、C同侧，对称钢板弹簧，并设A、P两点在同一垂直平面上。

如图6-38所示，弧线PP是以P圆心、AP为半径画出的，也就是说垂臂球头中心就是在这条弧线上选择。当fp和fr，给出后，就决定了Cp和Cr，两点，再分别以Cp 、Cr为圆心、AP为半径，就画出了CpCp和CrCr。这两条弧线就表示出压缩和反弹时垂臂的偏转量。这两条弧线分别和PP相交于A2点和A点。从振动频率看，这两点是N2n的半波点，区 间[A2，A]N2n的半波区，区间外皆为Nn的全波区。CpCp弧和CrCr弧有一个交点F，若垂臂球头中心A0点的轨迹经过F点，那么A0点就是最小振幅点。因压缩和反弹的矛盾量相重叠，即，A在PP弧上离A0点越远，则振幅越大。

图6-38 车轿和转向系统运动干涉的分析选择

综合矛盾量和振动频率来看，还是选A0点为合适。虽然频率较[A2，A]区间以外高一倍，但振幅最小。微小振动，转向盘是不致脱手的。如果位置不允许，要在靠近A2点或A半波区比，虽振幅最大，但和邻近点相差甚微，相反，频率却减小一倍。

按同样的道理，我们也可变化AP的长度（直拉杆的长度）选择。若在A点位置没有选择余地的情况下，也可变化P点的选择。如一些车型，节臂做成既弯又斜的形状，就是在调整P点的位置。

原则就是减小振幅和频率，以减少振幅为主。 从上述分析中，已知A0点是较理想的。但在已知PP和F点，以及垂臂长度的情况下，怎么确定A0点呢?这可利用图6-39来确定。过F点作一铅垂线，并以F点为圆心、垂臂长为 半径画圆，此圆和铅垂线交于S点。再以S点为圆心、垂臂长为半径画弧，此弧与PP交于一点，此点即是A0点。

如果垂臂有一初相角，则可过F点作一铅垂线;并以F点作顶点，作一与此铅垂线成角的线，此线与以F点为圆心、垂臂长为半径所画的圆交于S点;再以S点为圆心、垂臂长为半径画弧，此弧与PP交于一点，则此点就是A0点。

图6-39 A0点的确定