商用車液壓后輪轉向系統匹配設計與研究

溫圣灼，李志魁，王建宇，朱宏

(中國第一汽車股份有限公司技術中心，吉林長春130011)

0 前言

目前6 ×2 雙前橋車型在市場上也還一直保持著比較高的熱度，這種車型與6 ×4 車型相比，用普通的鋼板彈簧懸架替代相對復雜的平衡懸架，因此可以很好地迎合國內各大主機廠和用戶所追求的輕量化和低成本需求，這種6 ×2 車型(見圖1)在承載不多的前部設置了兩個轉向橋，承載更多的后部只有一個單后橋。因此雙前橋的設計顯得很不合理。

國外同類車型的做法是將第二轉向橋移到與后橋較近的位置(位于后驅動橋的后側或前側)，將其變為可舉升的轉向浮橋，這就將前輪轉向轉變為后輪轉向，見圖2。一汽在2002—2004 年曾推出帶隨動轉向浮橋的10 ×4 載貨車，市場表現同樣異常火爆，后因許多人鉆政策的空子非法改裝懸浮橋，在國內引起過不小的爭議，使得懸浮橋在很多地方遭到封殺，這卻使得并不科學的雙前橋6 ×2 車型火爆異常，這種雙前橋車型的火熱很大程度上是為了應付軸荷計重而出的一種“政策車”。

技術的革新應符合卡車發展的趨勢，而不是為了應付政策。一些政策車快速獲得市場份額只能算是一種短視的行為，會讓中國卡車的發展多走好多彎路。一汽技術中心對卡車的發展趨勢有著較高的認識，對于用戶的購車用車應起到積極的引導作用。因此技術中心于2010 年開發了一款技術更為合理、具有主動后輪轉向功能的6 ×2 車型，在該車型上應用了ZF 公司的液壓控制后輪轉向系統。

1 商用車后輪轉向系統設計

1.1 商用車后輪轉向形式

目前國內實現后輪轉向的卡車較少，但國外的技術也已經非常成熟，形式也較多。下面介紹幾種形式。

一種是基于機械桿系控制RAS-MC (Rear Axle Steering -Mechanical Control)系統。最初開發的 CA4233P7K2T3 和CA4250K2R5T3 車都采用這種系統，該系統主要通過拉桿和過渡臂來傳遞運動，控制后輪按一定的協調規律進行轉向，見圖3，該系統存在以下不足:轉向拉桿的運動范圍較大，占用空間較大，布置和拆裝困難，拉桿較長，造成支架剛度不足，容易造成輪胎磨損。

一汽在2002—2004 年推出了10 ×4 載貨車，該車型上實現后輪轉向的方式是采用了一種隨動轉向橋RAS-PT (Rear Axle Steering-Pusher/Tag Axle)，見圖4，此種系統沒有主動控制轉向角度的機構，主要依靠主銷后傾角和內傾角的合理設置，來實現車輪進行隨動轉向。這種方式由于沒有主動控制機構，所以在高速行駛時易產生擺動，同時抗側向干擾能力較弱，另外倒車時，無法實現合理的轉向，需要將車輪抬起，耗時較長。

為了解決上述隨動轉向存在的問題，在CA3124 車型上采用的一種帶鎖止機構的隨動轉向系統RAS - LU (Rear Axle Steering-Lock Unit)，見圖5，該系統可實現倒車時自動鎖止，使車輪不轉向，駕駛員也可以通過控制開關進行手動鎖止。該系統在一定程度上解決了高速行駛時易產生擺振和倒車時無法實現合理轉向的問題，但在特殊工況(如鎖止開，一邊轉向一邊倒車時)仍然需要將后橋抬起或將氣囊放氣，使車輪回正后再鎖止，耗時較長。

針對上述3 種控制系統存在的缺點，ZF 公司提出了液壓控制后輪轉向系統RAS -HC (Rear Axle Steering -Hydraulic Control)，見圖6 。也是文中后續要詳細介紹的系統。該系統基本上是由兩個動力缸和鎖止機構構成。根據轉角協調性原則，安裝在轉向臂上的主動力缸1 將動力轉向油推入到布置在后轉向橋上的動力缸2 相應的油腔內。這樣前橋的轉向運動通過液壓的作用傳遞到后橋。前轉向橋和后轉向橋轉角的傳動比取決于相應的轉向垂臂的長度比及動力缸的缸徑比。鎖止機構用于直行狀態下對后軸進行鎖止，保證直行的穩定性。RAS -HC 與RAS-MC 后輪轉向系統對比具有以下優點:無機械桿系、布置容易、質量輕。RAS -HC 和RAS -PT、RAS -LU 后輪轉向系統對比優點如下:由于采用后轉向軸對中鎖止裝置，提高了直行時后轉向橋的穩定性;可解決隨動轉向橋高速擺震，倒車需要舉升的問題。

還有一種后輪轉向系統，它是在RAS -HC 基礎上增加傳感器和電控模塊，使轉向特性能夠根據車速信號通過ECU 進行調整，該系統稱之為電控液壓后輪轉向系統RAS -EH (Rear Axle Steering-Electro Hydraulic)，見圖7 。該系統的優點:更精確地控制車輪的轉角，實現與理想的轉角更為接近。它的模塊化結構使安裝變得簡單，轉向特性根據車速由程序控制，實現高車速時，轉向穩定性更高，主動轉向使倒車轉彎更容易等。

1.2 液壓后輪轉向系統的工作原理

技術中心開發的CA1253P7K2L11T2E 6 ×2 載貨車，由于該車軸距較長，采用機械控制實現后輪轉向非常困難，而在該車上采用液壓控制后輪轉向系統可以很好解決布置困難的問題。液壓后輪轉向系統主要組成部分如圖8 所示。

(1)直行時

當車輛處于直行位置時，見圖9，主動缸2 內部的活塞也處于中間位置，此時Z1 腔和Z2 腔相通，Z1、Z2、Z6、Z5 內部壓力相同，均為儲能器4 內部的壓力，對中缸3 內部包括兩個浮動的活塞，在儲能器壓力作用下，浮動活塞被壓在中間位置，浮動活塞也將活塞桿上的小活塞夾在中間位置，此時后車輪也保持在直行的位置。

(2)轉向時

以右轉為例說明，當向右轉向時，見圖10，轉向臂8 的帶動主動力缸2 的活塞桿向后移動，當Z1 和Z2 腔完全隔離開時，Z1 腔內部的油液被壓縮，通過轉向油管壓入對中缸的Z6腔內部，此時Z6 腔容積增大，油液推動對中缸3 的活塞桿向左側移動，帶動后輪向左轉向，這時Z5 腔的容積變小，Z5 腔內的油液通過管路流入Z2 腔，正好填補了Z2 腔內增大的容積。

該系統實現了基本的轉向功能后，還需解決2 個技術難點，一是需解決系統內泄漏引起的一軸、三軸轉向不協調，二是液壓系統失效后采取怎樣的保護措施。

第一個技術難點是必須加以考慮解決的。因為液壓系統存在內泄漏，在進行多次轉向操作后，一軸和三軸的轉角協調關系會發生變化，會發生一軸回正到直行位置時，三軸可能還處于轉向狀態，這會導致車輪磨損，還會影響到操縱穩定性。由于液壓系統的內泄漏是不可避免的，因此只能從如何進行修正的方向去考慮解決辦法。目前的解決辦法是一軸車輪轉角在±10°范圍內，保證Z1 腔和Z2 腔相通，其目的是使三軸車輪此時在對中缸3 中的作用下保持在直行位置。這樣可以實現每進行一次轉向，回正操作，三軸車輪就矯正一次。也就是說采用上述的結構使一軸車輪轉角在±10°范圍內時，三軸車輪始終保持在直行的位置，從而保證了一、三軸轉角協調關系長時間保持一致。

第二個技術難點的解決辦法是在該系統中設置儲能器4，儲能器4 的作用是保證管路內部存在一定的壓力，消除管路的膨脹所帶來的后輪轉向滯后，也就相當于保證系統具有合理的剛度。在系統中還設置有壓力開關6，其作用是如果不能控制三軸車輪轉向，多數原因是出現了內泄漏或者外泄漏使系統壓力下降，當降至一定數值時，壓力開關接通并通過警示燈報警來通知駕駛員。此時后轉向橋相當于隨動轉向橋，車輛仍可操控。

1.3 理想的轉角關系

車輛進行轉彎時，為了保證各個車輪在轉向時無側滑做純滾動，只有所有車輪的軸線都交于一點時才能夠實現。理想轉角關系示意圖如圖11 所示，在忽略輪胎側偏影響的情況下，保證車輪無側滑需要滿足關系式(1)— (3):

式中:β1為外側車輪轉角;α1為內側車輪轉角;K1為一軸主銷中心點之間的距離;K2為三軸主銷中心點之間的距離;L1為一、二軸軸距;L2為二、三軸軸距。

1.4 基于ADAMS 優化設計

主動缸和對中缸的布置位置直接影響前、后轉向橋的轉角協調關系，因此需對其布置的關鍵點進行優化，使其轉角關系盡量保證滿足關系式(1)— (3)。一軸選用目前一汽現有前軸，第三轉向軸需要重新設計，因此其具體優化步驟分為3步:

(1)校核一軸轉角關系是否接近關系式(1);

(2)優化三軸梯形，使三軸的左右輪接近關系式(2);

(3)優化主動缸和對中缸的安裝位置，使三軸和一軸的接近關系式(3);

優化工具為ADAMS 及其和Pro/E 的接口軟件，具體優化方法詳述如下。

1.4.1 校核一軸轉角關系

根據整車的載荷分布，初步選擇目前現有前軸總成，經過計算，轉角關系如圖12 所示，從圖中可以看出，理論計算的曲線與理想曲線基本吻合，滿足設計要求。

1.4.2 三軸梯形優化

三軸左轉向時，左輪轉角應小于右輪轉角;三軸右轉向時，左輪轉角大于右輪轉角。三軸與一軸轉向正好相反，因此其轉向梯形也應布置在橋前。

優化方法如下:

(1)利用Pro/E 和ADAMS 的接口軟件將三橋、轉向節三維導入ADAMS 的aview 中，并建立約束，如圖13 所示。

特別需要說明的是導入時原點坐標系的定義。該坐標系的原點需位于三橋左右對稱面，在前后和高度方向上沒有特殊要求;坐標系Y 軸方向垂直于三橋左右對稱面;Z 軸垂直于三橋板簧的安裝平面，方向朝上;X 軸與Y、Z 滿足右手定則。還注意導入時應保證轉向節的初始位置為三橋的直行對正狀態。

(2)建立優化變量:對轉向梯形在對中位置的左右球頭中心點的X、Y 坐標進行參數化，作為優化變量。

(3)建立優化目標的測量COMP_MEA_1。在左輪右轉的角位移驅動下，根據關系式(4)可算得理想的右輪轉角值:

式中:α2為左輪驅動轉角;β2為在左輪驅動下，右輪理想轉角;L2為二驅動橋和三轉向橋的軸距，其值為1 680 mm;K2為三轉向軸的主銷中心距，其值為1 759 mm。

優化目標的測量就等于右輪測量轉角和右輪阿克曼理想轉角之差的絕對值，即:

COMP_MEA_1 =ABS(Rov_youhoulun_MEA_1 - β2)

(4)在左輪處加轉角驅動，進行優化仿真，仿真結果如圖14 所示。

由圖14 優化結果可知:初始梯形時右輪理想和實際轉角之差為2.138°，經過多次優化迭代，右輪實際轉角和理想轉角非常接近。因此，優化得到的轉向梯形更加合理。

1.4.3 主動缸和對中缸布置優化

主動缸和對中缸的布置位置直接影響一、三轉向軸的轉角協調關系。在優化得到三橋合理的轉向梯形后，可對主動缸和對中缸的安裝位置進行優化。具體方法如下:

(1)利用Pro/E 和ADAMS 的接口軟件將一、三轉向橋，拉桿垂臂，轉向器等三維導入ADAMS 的aview 中，并建立約束關系，如圖15 所示。注意導入三維的初始狀態為一、三橋的直行對正狀態。

(2)建立設計變量:將主動缸的前安裝點POINT_zhudonggang_front 的X 和Z 坐標進行參數化;將對中缸的右安裝點POINT_duizhonggang_right 的X、Y 坐標值進行參數化。

(3)建立優化目標的測量COMP_MEA_1。

由一橋左輪轉角可算得理想的三橋左輪轉角，由公式(5)可推算出:

式中:L1為一、二橋軸距，其值為6 100 mm;L2為二、三橋軸距，其值為為1 680 mm;α1為一橋左輪測量轉角;α2為三橋左輪理想轉角。

優化目標的測量就等于三橋左輪測量轉角和三橋左輪理想轉角之差的絕對值最小。即:

COMP_MEA_1 =ABS(Rov_youhoulun_MEA_1 -“α2”)

(4)新建主動缸位移驅動和對中缸位移驅動。因主動缸和對中缸缸徑相同，視動力轉向油為不可壓縮液體，則主動缸位移與對中缸位移有以下關系:

①當-10 mm ＜主動缸位移＜10 mm 時，對中缸位移為0(由主動缸活塞桿開槽決定);

②當主動缸位移＞10 mm 時，對中缸位移=主動缸位移-10 mm;

③當主動缸位移＜-10 mm 時，對中缸位移=主動缸位移+10 mm;

(5)運用ADAMS 的優化工具進行優化。優化目標是在轉向過程中，測量COMP_MEA_1 的最大值，使其達到最小。

由圖16 可知:經多次優化后，三橋左輪的理想轉角和測量轉角比較接近，在±10°范圍內偏差較大，這主要是轉角的設計策略決定的。經過優化后，得到最佳的主動缸和對中缸安裝位置。

2 試驗驗證及分析

2.1 轉角測量試驗

為了驗證計算方法，在整車裝配完成后進行了相應轉角測量試驗，試驗前對整車的狀態進行確認。

在一軸車輪和三軸車輪轉盤上，轉動轉向盤記錄一軸車輪轉角和三軸車輪轉角。將試驗數據繪制曲線，同時與計算值進行對比，如圖17—18 所示。

3 結論

文中介紹了幾種后輪轉向系統，其中重點介紹了一種液壓后輪轉向系統的工作原理，轉角優化、系統仿真的方法，在理論計算的基礎上進行了車輪轉角測量試驗，試驗結果證明與計算的結果吻合，驗證了計算的正確性。

目前該系統在國外比較成熟，國內應用較少，但該系統可實現更合理的軸荷分配和整車的合理布置(見圖19)，還具有成本較低，質量輕的優點，市場前景較好，在國內的6 ×2，8 ×2 卡車上應推廣應用。

圖17 表明，一、三軸轉角關系的計算值與測量值非常吻合。

圖18 表明，一、三軸轉角協調關系基本吻合，理論設計和試驗測量最大相差2°左右。初步分析存在一定的偏差原因如下:

(1)主動缸中間的空行程理論值和實際存在一定差異;

(2)優化設計是在滿載狀態下進行，測量是在空載狀態下測量;

(3)管路存在少許滲漏。

以上因素均影響一、三軸轉角協調關系，需進一步的研究確定。

目前試驗車完成海南道路試驗，使用效果良好，未出現異常輪胎磨損。

【1】編纂委員會. 汽車設計手冊整車:底盤卷［M］. 長春汽車研究所，1998.

【2】廖丹.重型汽車雙前軸轉向系統的優化設計及仿真研究［D］.長沙:湖南大學，2002.

【3】張洪欣.汽車設計［M］.北京:機械工業出版社，1996.

【4】王彥輝. 多軸轉向汽車轉向特性研究［D］. 長春:吉林大學，2005.

【5】張寶生，李杰，林明芳.汽車優化設計理論與方法［M］.北京:機械工業出版社，2000.