多轴汽车转向机构优化设计

高岩　王龙江　曹静

（宿州职业技术学院　安徽·宿州　234000）

多轴汽车转向机构优化设计

高岩王龙江曹静

（宿州职业技术学院安徽·宿州234000）

本文主要是根据车轮转向特性，构建了一种数学模型并提出了可行的优化方法，对10×6双前轴转向汽车的转向系统进行了理论分析并优化从而协调了转向轮的转角关系，并利用UG软件建立其转向机构的仿真模型；利用ADAMS软件进行仿真，验证其有效性。为产品的设计研发提供了一种技术手段，提高其设计效率，缩短了研发周期。

转向操纵机构，多轴转向汽车；优化设计；

一、多轴转向机构研究概况

随着世界工业，物流及建筑等行业的快速发展，对汽车的运输能力也提出了高要求。高速度，稳定性高，大吨位，高效率的汽车逐步开始被应用使用。这些重型及超重型汽车既要受到道路条件及交通法规的限制，又要在其自身质量过大，尺寸庞大，轴数过多的条件下实现稳定转向，所以多轴转向技术被应用在这种车辆上。多轴转向技术提高车辆的转向性能及转向稳定性和机动灵活性。

最早多轴转向技术是被运用在军工车辆上，国内外关于此类技术的研究都处在彼此封锁状态，目前已知的关于多轴转向技术的研究多集中在两个方面即设计新式的转向机构来实现多轴转向和液压元件与转向系统的匹配设计，而在多轴转向系统和整车悬挂的匹配优化问题上研究上甚少。本此设计是一次转向机构内部的匹配优化设计，他是通过运用数学方法提出一种可行的优化方法，并通过仿真验证达到了优化目的，可以为此类技术研发提供一定的技术参考作用。

二、建立数学模型分析多轴转向机构

转向梯形机构和纵向传动机构是构成多轴汽车转向机构的两个重要组成部分，本次优化设计就从这两个方面着手建立数学模型进行优化设计。

（一）转向梯形机构的数学模型

在汽车转弯时，为了是汽车各个车轮与路面保持纯滚动，要求两前车轴的轴线交与后轮轴线某点，以减少轮胎侧向打滑，磨损以及转向阻力。可以构建平面梯形数学模型来研究同一轴外轮转角随内轮转角变化的函数关系。

建立平面梯形机构数学模型可以简化成平面四连杆机构。计算第一轴右轮转角α1随左轮转角β1的变化的实际值，则第二轴可以第一轴为例，以此类推第三轴。

如图2-1所示为第一轴转向梯形机构运动示意图。图2-1中ABCD为转向梯形，A点D点分别为左右转向节上球头的铰接点。当汽车向左转弯时，其内轮转角为β1，相应的外轮转角为α1，横拉杆长BC为L，梯形臂AB,CD长为D,转向梯形上梯形角∠DAB=Q，当转向时梯形位于新位置 ADB’C’。在△ADB’中：

图2-1　第一转向轴转向梯形机构运动示意图

根据上式求出外轮转角α1与内轮转角β1变化的实际关系：

（二）纵向传动机构的数学模型

在纵向传动机构中可将各轴分开独立计算，每个相邻轴作为一个整体，构建四连杆机构。如：10×6一轴和二轴的转向汽车的纵向传动连杆机构的简图如图2-2所示。二轴和三轴的简化模型于此一样，满足的关系以此类推。

图2-2　前两轴转向汽车纵向传动连杆机构简图

各参数的确定要求如下：

1.各轴的转向节臂及其初始角为定值，且互相平行。

2.转向连杆机构的过渡机构OAO1B形成四边形结构其中OA与O1B的长度的决定决定第一轴和第二轴之间的角传动比。在保证同一侧车轮绕同一个瞬时中心作纯滚动，角速度是个关键的因素，优化角传动比是重点。角传动比可以近似的看成两相邻轴传动摇臂的长度比。

图中OA,O1B为一桥和二桥传动摇臂，A1,B1为传动摇臂初始位置；A,B为转过一定角度后摆臂的末位置，此时一轴摇臂转过的角度为α1，二轴摇臂转过的角度为α2，一轴二轴的传动比为α1/α2,在一轴摇臂支点建立坐标系。则A1点的坐标为（0，f1）,B2点的坐标(H,f2),A点的坐标为（f1sinα1，cosα1f1）,B点的坐标为（H+f2sinα2，f2cosα2）。由初始位置可得一桥和二桥的直拉杆的长度，既A1B2的长度

由于此次设计的摇臂和主销以及车轮是刚性连接的，故可得一桥和二桥摇臂之间的转角关系可等同与一轴与二轴之间车轮转角之间的函数关系。

这样可根据上述的关系可得:第二轴车轮转角随第一轴车轮转角变化的关系式可表示为;

以此类推二轴和三轴车轮转向角应满足的关系为：

三、多轴转向机构优化设计

（一）转向梯形机构优化设计

1.优化参数

本次设计只要是把转向梯形上梯形角Q和转向横拉杆长度作为优化对象。

2.目标函数

使用理论值和实际值差值的平方积分来使得目标函数的理论值和目标值接近从而达到优化目的可得:

3.优化设计的约束条件

由图2-1知转向梯形臂D长度过小会使得转向拉杆受力过大，难于运动且球头容易磨损，还会引起转向拉杆与车轴产生运动干涉，影响操纵稳定性。而D越大，梯形就越接近矩形，f(X)就越大，而以上我们优化的目的函数要求求f(X)取得极小值，故通常取D/d的值即tanr作为限制标准，根据经验统计值，D/d常取0.110.15,即r=(7080)°。故以此作为转向梯形的约束条件。

另外，根据机械原理，梯形四连杆机构的传动角λ不能太小，一般λ≥45°。由图2-1可知，车辆右转到达极限位置时λ取得最小值，因此根据余弦定理可知约束条件为：

4.实例计算

主销中心距M=1750mm，一轴与二三轴轴距L1=7750mm，一轴轴与二轴轴距L2=6450mm，二轴与三轴轴距L3=5150mm，一二三轴主销内倾角α1=α2=α3=5°，一二三轴主销后倾角β1= β2=β3=0°，梯形臂D=270mm，一轴车轮的最大转角为39.2°。用上述方法可得优化前后的梯形参数：

优化前：

表3-1　转向梯形优化前的结果

优化后：

表3-2　转向梯形优化结果

（二）纵向传动机构优化设计

1.优化参数

选取一轴二轴的传动比α1/α2,作为优化变量;

2.目标函数

使用理论值和实际值差值的平方积分来使得目标函数的理论值和目标值接近从而达到优化目的可得：

其中αmax和αmin分别为车辆在左转向和右转向时的内侧车轮最大转角，值可取负值。再根据以上建立的数学模型角传动比所应满足的关系式(2-4)、(2-5)、(2-6)，将αmax到αmin等分成n段,可得目标函数为:

3.约束条件

根据经验统计α1/α2一般选取1.0为最佳，但实际中第二轴比第一轴的转角较小，因而α1/α2可以放宽至0.6-1.2。

4.优化设计

根据式(3-7)和约束条件得：

5.实例计算：

主销中心距M=1750mm，一轴与二三轴轴距L1=7750mm，一轴轴与二轴轴距L2=6450mm，二轴与三轴轴距L3=5150mm，一二三轴主销内倾角α1=α2=α3=5°，一二三轴主销后倾角β1=β2=β3= 0°，一二轴纵向传动机构第一轴摇臂f1=400㎜,一二轴纵向传动机构第二轴摇臂f2=415㎜，二三轴纵向传动机构第二轴摇臂f3=400㎜，二三轴纵向传动机构第三轴轴摇臂f4=451.8㎜。

用上述方法求得的结果如下所示：

表3-3　优化前后的角传动比

四、UG建模运动仿真

（一）UG建模

上面对多轴转向汽车作了参数优化，下面我们用UG软件建模，下图4-1所示的是单轴的模型简图。在UG中对一、二、三、轴车轮基本参数设置如下：车轮的外倾角为2.5°,前轮前束角为3.4°主销的内倾角为5°。车轮半径（包括轮胎）为600㎜。其他的参数如上所述。本此优化后的模型如图4-2，具体的关键点参数见表4-1。

图4-1　模型简图1转向节　2车轮　3转向节臂4半轴　5主销　6地面　7梯形臂

表4-1　建模主要参数

（二）模型在UG中的运动仿真

上图是按照优化后的参数所建立的模型图，下面根据实际运动副情况的要求我们对所建立的模型各个部件进行一定得约束后进行运动仿真，以此检查优化后的机构工作情况，是否有运动错误及运动干涉现象。对UG图进行运动仿真，运动仿真的时间选为5秒，步骤分为50步，运动演示如图4-4。

图4-3　添加约束后的模型

图4-4　运动仿真时的汽车模型

运动仿真结束后可以得到整个运动过程和系统工作良好，没出现运动错误及运动干涉能现象，因此可以说明此次建立的数学模型是合理的。下面开始验证此数学模型建立的优化方法是否达到了优化的目的。

五、应用ADAMS软件建模仿真、验证优化结果

（一）将UG图导入ADAMS软件中

将建立的UG模型导入ADAMS中，得到的图形为图5-1，在ADAMS软件中再次对图形进行运动仿真，设置时间为10秒，步骤为50步，得到的仿真图形为图5-2

图5-1　UG导入ADAMS图形

图5-2　在ADAMS中的运动仿真

得到动态运动分析图如下，优化前：

图5-3　优化前第一轴左右车轮转角关系

图5-4　优化前第二轴左右车轮转角关系

图5-5　优化前第三轴左右车轮的转角关系

图5-6　优化前外侧车轮转角关系

图5-7　优化前内侧车轮转角关系

优化后：

图5-8　优化后第一轴左右车轮的转角关系

图5-9　优化后第二轴左右车轮转角关系

图5-10　优化后第三轴左右车轮的转角关系

图5-11　优化后外侧车轮转角关系

图5-12　优化后内侧车轮的转角关系

由以上运动分析图可以看出优化前后的不同。优化前的同一车轴的两车轮转角相差的较大，与理论的转角关系误差明显较大，不能保证车辆在转弯的过程中沿着同一个转向中心。优化前的外侧车轮（内测的车轮）之间的转向角不是呈现依次减小的状态，出现了二轴外侧车轮与一轴外侧车轮在某处转角相同的情况。这样就增加了轮胎的磨损量，减少了轮胎的使用寿命，不符合实际设计的要求。而优化后的实际内外车轮的转角关系与理论的转角关系误差明显减小，基本满足理论的转角关系。同侧的（内）外车轮在转向时也呈现出按一定规律的递减状态，且其相互的转角关系也基本满足理论的转角关系，故可得优化后的梯形机构和纵向转动机构基本满足了实际设计的要求，优化取得了一定的效果。

六、结束语

建立较为简单的数学模型选择更好的优化方法是解决此类问题的关键，从本次优化设计得到的结果可以说明通过此种方法建立的数学模型及优化方法是合理可行的，达到了我们预想的优化目的。可以对以后多轴转向车辆的设计及生产提供一定的参考和指导作用。

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U463.4

A

1009-8534（2016）05-0131-05

高岩，宿州职业技术学院，助教，本科。王龙江，宿州职业技术学院，讲师，硕士。曹静，安徽移动宿州移动分公司，渠道经理，本科。