商用车液压后轮转向系统匹配设计与研究

温圣灼，李志魁，王建宇，朱宏

(中国第一汽车股份有限公司技术中心，吉林长春130011)

0 前言

目前6 ×2 双前桥车型在市场上也还一直保持着比较高的热度，这种车型与6 ×4 车型相比，用普通的钢板弹簧悬架替代相对复杂的平衡悬架，因此可以很好地迎合国内各大主机厂和用户所追求的轻量化和低成本需求，这种6 ×2 车型(见图1)在承载不多的前部设置了两个转向桥，承载更多的后部只有一个单后桥。因此双前桥的设计显得很不合理。

国外同类车型的做法是将第二转向桥移到与后桥较近的位置(位于后驱动桥的后侧或前侧)，将其变为可举升的转向浮桥，这就将前轮转向转变为后轮转向，见图2。一汽在2002—2004 年曾推出带随动转向浮桥的10 ×4 载货车，市场表现同样异常火爆，后因许多人钻政策的空子非法改装悬浮桥，在国内引起过不小的争议，使得悬浮桥在很多地方遭到封杀，这却使得并不科学的双前桥6 ×2 车型火爆异常，这种双前桥车型的火热很大程度上是为了应付轴荷计重而出的一种“政策车”。

技术的革新应符合卡车发展的趋势，而不是为了应付政策。一些政策车快速获得市场份额只能算是一种短视的行为，会让中国卡车的发展多走好多弯路。一汽技术中心对卡车的发展趋势有着较高的认识，对于用户的购车用车应起到积极的引导作用。因此技术中心于2010 年开发了一款技术更为合理、具有主动后轮转向功能的6 ×2 车型，在该车型上应用了ZF 公司的液压控制后轮转向系统。

1 商用车后轮转向系统设计

1.1 商用车后轮转向形式

目前国内实现后轮转向的卡车较少，但国外的技术也已经非常成熟，形式也较多。下面介绍几种形式。

一种是基于机械杆系控制RAS-MC (Rear Axle Steering -Mechanical Control)系统。最初开发的 CA4233P7K2T3 和CA4250K2R5T3 车都采用这种系统，该系统主要通过拉杆和过渡臂来传递运动，控制后轮按一定的协调规律进行转向，见图3，该系统存在以下不足:转向拉杆的运动范围较大，占用空间较大，布置和拆装困难，拉杆较长，造成支架刚度不足，容易造成轮胎磨损。

一汽在2002—2004 年推出了10 ×4 载货车，该车型上实现后轮转向的方式是采用了一种随动转向桥RAS-PT (Rear Axle Steering-Pusher/Tag Axle)，见图4，此种系统没有主动控制转向角度的机构，主要依靠主销后倾角和内倾角的合理设置，来实现车轮进行随动转向。这种方式由于没有主动控制机构，所以在高速行驶时易产生摆动，同时抗侧向干扰能力较弱，另外倒车时，无法实现合理的转向，需要将车轮抬起，耗时较长。

为了解决上述随动转向存在的问题，在CA3124 车型上采用的一种带锁止机构的随动转向系统RAS - LU (Rear Axle Steering-Lock Unit)，见图5，该系统可实现倒车时自动锁止，使车轮不转向，驾驶员也可以通过控制开关进行手动锁止。该系统在一定程度上解决了高速行驶时易产生摆振和倒车时无法实现合理转向的问题，但在特殊工况(如锁止开，一边转向一边倒车时)仍然需要将后桥抬起或将气囊放气，使车轮回正后再锁止，耗时较长。

针对上述3 种控制系统存在的缺点，ZF 公司提出了液压控制后轮转向系统RAS -HC (Rear Axle Steering -Hydraulic Control)，见图6 。也是文中后续要详细介绍的系统。该系统基本上是由两个动力缸和锁止机构构成。根据转角协调性原则，安装在转向臂上的主动力缸1 将动力转向油推入到布置在后转向桥上的动力缸2 相应的油腔内。这样前桥的转向运动通过液压的作用传递到后桥。前转向桥和后转向桥转角的传动比取决于相应的转向垂臂的长度比及动力缸的缸径比。锁止机构用于直行状态下对后轴进行锁止，保证直行的稳定性。RAS -HC 与RAS-MC 后轮转向系统对比具有以下优点:无机械杆系、布置容易、质量轻。RAS -HC 和RAS -PT、RAS -LU 后轮转向系统对比优点如下:由于采用后转向轴对中锁止装置，提高了直行时后转向桥的稳定性;可解决随动转向桥高速摆震，倒车需要举升的问题。

还有一种后轮转向系统，它是在RAS -HC 基础上增加传感器和电控模块，使转向特性能够根据车速信号通过ECU 进行调整，该系统称之为电控液压后轮转向系统RAS -EH (Rear Axle Steering-Electro Hydraulic)，见图7 。该系统的优点:更精确地控制车轮的转角，实现与理想的转角更为接近。它的模块化结构使安装变得简单，转向特性根据车速由程序控制，实现高车速时，转向稳定性更高，主动转向使倒车转弯更容易等。

1.2 液压后轮转向系统的工作原理

技术中心开发的CA1253P7K2L11T2E 6 ×2 载货车，由于该车轴距较长，采用机械控制实现后轮转向非常困难，而在该车上采用液压控制后轮转向系统可以很好解决布置困难的问题。液压后轮转向系统主要组成部分如图8 所示。

(1)直行时

当车辆处于直行位置时，见图9，主动缸2 内部的活塞也处于中间位置，此时Z1 腔和Z2 腔相通，Z1、Z2、Z6、Z5 内部压力相同，均为储能器4 内部的压力，对中缸3 内部包括两个浮动的活塞，在储能器压力作用下，浮动活塞被压在中间位置，浮动活塞也将活塞杆上的小活塞夹在中间位置，此时后车轮也保持在直行的位置。

(2)转向时

以右转为例说明，当向右转向时，见图10，转向臂8 的带动主动力缸2 的活塞杆向后移动，当Z1 和Z2 腔完全隔离开时，Z1 腔内部的油液被压缩，通过转向油管压入对中缸的Z6腔内部，此时Z6 腔容积增大，油液推动对中缸3 的活塞杆向左侧移动，带动后轮向左转向，这时Z5 腔的容积变小，Z5 腔内的油液通过管路流入Z2 腔，正好填补了Z2 腔内增大的容积。

该系统实现了基本的转向功能后，还需解决2 个技术难点，一是需解决系统内泄漏引起的一轴、三轴转向不协调，二是液压系统失效后采取怎样的保护措施。

第一个技术难点是必须加以考虑解决的。因为液压系统存在内泄漏，在进行多次转向操作后，一轴和三轴的转角协调关系会发生变化，会发生一轴回正到直行位置时，三轴可能还处于转向状态，这会导致车轮磨损，还会影响到操纵稳定性。由于液压系统的内泄漏是不可避免的，因此只能从如何进行修正的方向去考虑解决办法。目前的解决办法是一轴车轮转角在±10°范围内，保证Z1 腔和Z2 腔相通，其目的是使三轴车轮此时在对中缸3 中的作用下保持在直行位置。这样可以实现每进行一次转向，回正操作，三轴车轮就矫正一次。也就是说采用上述的结构使一轴车轮转角在±10°范围内时，三轴车轮始终保持在直行的位置，从而保证了一、三轴转角协调关系长时间保持一致。

第二个技术难点的解决办法是在该系统中设置储能器4，储能器4 的作用是保证管路内部存在一定的压力，消除管路的膨胀所带来的后轮转向滞后，也就相当于保证系统具有合理的刚度。在系统中还设置有压力开关6，其作用是如果不能控制三轴车轮转向，多数原因是出现了内泄漏或者外泄漏使系统压力下降，当降至一定数值时，压力开关接通并通过警示灯报警来通知驾驶员。此时后转向桥相当于随动转向桥，车辆仍可操控。

1.3 理想的转角关系

车辆进行转弯时，为了保证各个车轮在转向时无侧滑做纯滚动，只有所有车轮的轴线都交于一点时才能够实现。理想转角关系示意图如图11 所示，在忽略轮胎侧偏影响的情况下，保证车轮无侧滑需要满足关系式(1)— (3):

式中:β1为外侧车轮转角;α1为内侧车轮转角;K1为一轴主销中心点之间的距离;K2为三轴主销中心点之间的距离;L1为一、二轴轴距;L2为二、三轴轴距。

1.4 基于ADAMS 优化设计

主动缸和对中缸的布置位置直接影响前、后转向桥的转角协调关系，因此需对其布置的关键点进行优化，使其转角关系尽量保证满足关系式(1)— (3)。一轴选用目前一汽现有前轴，第三转向轴需要重新设计，因此其具体优化步骤分为3步:

(1)校核一轴转角关系是否接近关系式(1);

(2)优化三轴梯形，使三轴的左右轮接近关系式(2);

(3)优化主动缸和对中缸的安装位置，使三轴和一轴的接近关系式(3);

优化工具为ADAMS 及其和Pro/E 的接口软件，具体优化方法详述如下。

1.4.1 校核一轴转角关系

根据整车的载荷分布，初步选择目前现有前轴总成，经过计算，转角关系如图12 所示，从图中可以看出，理论计算的曲线与理想曲线基本吻合，满足设计要求。

1.4.2 三轴梯形优化

三轴左转向时，左轮转角应小于右轮转角;三轴右转向时，左轮转角大于右轮转角。三轴与一轴转向正好相反，因此其转向梯形也应布置在桥前。

优化方法如下:

(1)利用Pro/E 和ADAMS 的接口软件将三桥、转向节三维导入ADAMS 的aview 中，并建立约束，如图13 所示。

特别需要说明的是导入时原点坐标系的定义。该坐标系的原点需位于三桥左右对称面，在前后和高度方向上没有特殊要求;坐标系Y 轴方向垂直于三桥左右对称面;Z 轴垂直于三桥板簧的安装平面，方向朝上;X 轴与Y、Z 满足右手定则。还注意导入时应保证转向节的初始位置为三桥的直行对正状态。

(2)建立优化变量:对转向梯形在对中位置的左右球头中心点的X、Y 坐标进行参数化，作为优化变量。

(3)建立优化目标的测量COMP_MEA_1。在左轮右转的角位移驱动下，根据关系式(4)可算得理想的右轮转角值:

式中:α2为左轮驱动转角;β2为在左轮驱动下，右轮理想转角;L2为二驱动桥和三转向桥的轴距，其值为1 680 mm;K2为三转向轴的主销中心距，其值为1 759 mm。

优化目标的测量就等于右轮测量转角和右轮阿克曼理想转角之差的绝对值，即:

COMP_MEA_1 =ABS(Rov_youhoulun_MEA_1 - β2)

(4)在左轮处加转角驱动，进行优化仿真，仿真结果如图14 所示。

由图14 优化结果可知:初始梯形时右轮理想和实际转角之差为2.138°，经过多次优化迭代，右轮实际转角和理想转角非常接近。因此，优化得到的转向梯形更加合理。

1.4.3 主动缸和对中缸布置优化

主动缸和对中缸的布置位置直接影响一、三转向轴的转角协调关系。在优化得到三桥合理的转向梯形后，可对主动缸和对中缸的安装位置进行优化。具体方法如下:

(1)利用Pro/E 和ADAMS 的接口软件将一、三转向桥，拉杆垂臂，转向器等三维导入ADAMS 的aview 中，并建立约束关系，如图15 所示。注意导入三维的初始状态为一、三桥的直行对正状态。

(2)建立设计变量:将主动缸的前安装点POINT_zhudonggang_front 的X 和Z 坐标进行参数化;将对中缸的右安装点POINT_duizhonggang_right 的X、Y 坐标值进行参数化。

(3)建立优化目标的测量COMP_MEA_1。

由一桥左轮转角可算得理想的三桥左轮转角，由公式(5)可推算出:

式中:L1为一、二桥轴距，其值为6 100 mm;L2为二、三桥轴距，其值为为1 680 mm;α1为一桥左轮测量转角;α2为三桥左轮理想转角。

优化目标的测量就等于三桥左轮测量转角和三桥左轮理想转角之差的绝对值最小。即:

COMP_MEA_1 =ABS(Rov_youhoulun_MEA_1 -“α2”)

(4)新建主动缸位移驱动和对中缸位移驱动。因主动缸和对中缸缸径相同，视动力转向油为不可压缩液体，则主动缸位移与对中缸位移有以下关系:

①当-10 mm ＜主动缸位移＜10 mm 时，对中缸位移为0(由主动缸活塞杆开槽决定);

②当主动缸位移＞10 mm 时，对中缸位移=主动缸位移-10 mm;

③当主动缸位移＜-10 mm 时，对中缸位移=主动缸位移+10 mm;

(5)运用ADAMS 的优化工具进行优化。优化目标是在转向过程中，测量COMP_MEA_1 的最大值，使其达到最小。

由图16 可知:经多次优化后，三桥左轮的理想转角和测量转角比较接近，在±10°范围内偏差较大，这主要是转角的设计策略决定的。经过优化后，得到最佳的主动缸和对中缸安装位置。

2 试验验证及分析

2.1 转角测量试验

为了验证计算方法，在整车装配完成后进行了相应转角测量试验，试验前对整车的状态进行确认。

在一轴车轮和三轴车轮转盘上，转动转向盘记录一轴车轮转角和三轴车轮转角。将试验数据绘制曲线，同时与计算值进行对比，如图17—18 所示。

3 结论

文中介绍了几种后轮转向系统，其中重点介绍了一种液压后轮转向系统的工作原理，转角优化、系统仿真的方法，在理论计算的基础上进行了车轮转角测量试验，试验结果证明与计算的结果吻合，验证了计算的正确性。

目前该系统在国外比较成熟，国内应用较少，但该系统可实现更合理的轴荷分配和整车的合理布置(见图19)，还具有成本较低，质量轻的优点，市场前景较好，在国内的6 ×2，8 ×2 卡车上应推广应用。

图17 表明，一、三轴转角关系的计算值与测量值非常吻合。

图18 表明，一、三轴转角协调关系基本吻合，理论设计和试验测量最大相差2°左右。初步分析存在一定的偏差原因如下:

(1)主动缸中间的空行程理论值和实际存在一定差异;

(2)优化设计是在满载状态下进行，测量是在空载状态下测量;

(3)管路存在少许渗漏。

以上因素均影响一、三轴转角协调关系，需进一步的研究确定。

目前试验车完成海南道路试验，使用效果良好，未出现异常轮胎磨损。

【1】编纂委员会. 汽车设计手册整车:底盘卷［M］. 长春汽车研究所，1998.

【2】廖丹.重型汽车双前轴转向系统的优化设计及仿真研究［D］.长沙:湖南大学，2002.

【3】张洪欣.汽车设计［M］.北京:机械工业出版社，1996.

【4】王彦辉. 多轴转向汽车转向特性研究［D］. 长春:吉林大学，2005.

【5】张宝生，李杰，林明芳.汽车优化设计理论与方法［M］.北京:机械工业出版社，2000.