1 绪论
1.1 课题背景
重型卡车较其它运输车辆而言，具有运输效率高、经济效益好、成本低、功率大、强度高等优点，逐步成为公路运输的首选车型，应用于物流、港口、能源、基础建设和军事装备等多个行业[1]。
为迎合各行业对高效运输的要求，同时减少车辆对道路的损坏以及提升车辆通过能力，重型车辆的载荷吨数逐渐加大，车辆轴数随之增加，转向系统也更加复杂。重型车辆整车的转向轴数通常大于两轴，有时行驶的路况条件比较恶劣，且经常掉头或转向。这类车的车身长、质量大、惯性矩大、质心高、轴距大、转向的灵活性和稳定性较差，轮胎磨损情况严重[2]。转向系统的性能对于该类车型在低速行驶时的机动灵活性，高速行驶时的操纵稳定性、行驶平顺性以及轮胎的使用寿命而言至关重要[3]。Watt-Ⅱ中心臂型转向机构具有转向性能可靠、响应快、制造成本低等优点，可以保证重型车辆的行驶稳定性和可靠性，因此有必要研究中心臂型转向机构，提升重型车辆的转向性能。
传统的仿真中，通常将参与转向的构件设为刚性体，实际在加减速运动时，或受到较大载荷冲击，构件都会发生弹性变形，造成转角偏差，影响机构的运动输出[4]。本文考虑转向过程中构件的弹性变形，联合 ANSYS 与 ADAMS，建立中心臂型转向机构的刚柔耦合模型，提高仿真的准确性。
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1.2 国内外研究进展
1.2.1 多轴转向技术研究现状
国外最先对多轴转向技术进行研究，理论发展比较成熟。1962 年在日本汽车工程协会上最先提出了四轮转向(4WS)的概念，它是多轴转向的起源[5]。目前许多高端车型都引入了该技术，如宝马 5 系和 7 系，雷克萨斯 GS LS500，日产 Skyline GT-R 等，四轮转向极大地改善了车辆的转向灵活性和操作稳定性[6]。
20 世纪末，多轴车辆开始引入 4WS 技术[7]。欧洲陆续生产了一系列性能良好的重型卡车，如 MANN35、奔驰 3538K 和斯堪尼亚 113M 等[5]；90 年代的四轴车辆普遍采用机械杆系的转向系统，其转向灵活、工作效率高[6]。伴随电子技术的发展，多轴转向逐渐实现智能化，诞生了许多新的控制理论，多轴转向技术迎来了模块化、智能化变革[8]。
美国通用汽车与德尔福公司针对 Sierra Dcnali 皮卡联合研发了 QUADRASTEERTM四轮转向系统[9]，使该车转向直径从 14.4m 下降到 11.4m。Spentzas K [10]等针对四轮转向车辆的动力学模型，分析了三种不同转向策略下的车辆转向特性。Bayar K等[11]将单轴车轮转向模型扩展为 N 轴转向模型，并推导其力学模型。
2010 年，J Kang 等[12]搭建了车辆差速转向模型，并在试验中采用四种不同的控制器，试验结果证明控制器能较好的控制车辆转向。
2015 年，ETF(European Truck Factory)即欧洲卡车工厂设计的 MT-240 型采矿重卡[13]，使用全轮驱动、全轮转向、多引擎和浮动轴等多项先进技术，使该卡车的生产效率提升 12%，使用量降低 5%，轮胎损耗减半，燃料需求量减少四分之一，极大地降低了矿业运输成本。该车型的转向系统方案十分新颖，具有多排轮胎结构，转弯半径较小，适应性强，满足各种路况需求，即便是条件恶劣的矿山道路环境。
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2 多柔体系统动力学
2.1 多体系统动力学研究概述
多体系统动力学可以划分为多刚体系统动力学和多柔体系统动力学，它是虚拟样机技术以及 ADAMS 软件的核心理论[42][43][44]。
多刚体系统动力学通常采用非线性运动方程、能量表达式以及其它物理量的计算公式来分析多刚体系统。多刚体系统由多个刚体组合而成，相邻两个刚体之间通过约束连接，约束类型可分为理想完整或非完整约束、定常或非定常约束。多柔体系统动力学由多个刚体和柔体共同构成，可视为多刚体系统动力学的进一步发展。不同的研究对象系统具有不同的特点，以此判别不同的方法来分析系统中的柔性体，如离散法、模态分析法、形函数法以及有限单元法。多刚体系统的研究侧重于“多体”，分析物体刚性运动之间的相互作用及其对系统动力学的影响；多柔体系统的研究侧重于“柔性”，分析弹性变形和刚性运动之间的耦合及这种耦合引起的动力学效应[4][32]。
多柔体系统动力学发展了三十年，已经形成了一个力学分支[45]，具有非常广泛的应用背景，比如包含柔性附件的航天器、机器人、机械臂和部分高速精密机械。当前对多柔体系统还没有明确的定义，通常将其理解为：在有控条件下，部件之间能够产生相对运动的工程系统。分析多柔体系统时，采用以往的动力学方法计算精度偏低，同时它和控制密切关联，柔形与控制系统的问题相互交叉。
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2.2 多柔体系统动力学建模
2.2.1 柔性体系统中的坐标系
图 2-1 为在柔性体系统中建立的坐标系，包含惯性坐标系(er)与动坐标系(eb)。其中 er与时间无关，不会随着时间流动而发生变化；eb 设立于柔性体之上，通过 eb 可以表示柔性体产生的运动。相对于前者，eb 能够移动或转动，eb 在 er 上的坐标即为参考坐标[42][43]。
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3 Watt-Ⅱ型转向机构的动力学分析 .................................... 11
3.1 转向机构平面力系模型 ............................ 11
3.2 机构运动学分析 .................................... 12
4 Watt-Ⅱ型转向机构的刚柔耦合仿真 ................................. 27
4.1 车辆多轴转向原理 ................................... 27
4.1.1 中心臂转向机构运动原理 ....................... 27
4.1.2 阿克曼转向原理 ............................. 28
5 多轴转向试验与结果分析 .................................. 39
5.1 多轴转向试验台 .............................. 39
5.2 试验目的和试验内容 ....................... 40
5 多轴转向试验与结果分析
5.1 多轴转向试验台
通过之前几届研究生的努力，选取四轴转向机构中的第二、三、四轴，建立了一套较为理想的三轴转向试验台如图 5-1。配有专用电气线控柜和试验测试程序，其电气元器件配置及线控柜电气原理图可参考文献[30]。试验台可同步测量驱动电机转角、两轴车轮转角、总驱动力和轴间力，两轮加载及其负载扭矩测量。为了提高试验的准确性和效率，在原有设备基础上增加两组增量式旋转编码器和 PLC 数字量输入口，即可同步完成全部三轴车轮转角的数据采集。由于试验条件有限，无法进行考虑杆件变形情况下的转向试验，因此本章进行的试验均是基于刚性构件，验证中心臂转向机构的实际工作性能。
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6 结论
6.1 结论
本文针对中心臂 Watt-Ⅱ型转向机构组成的重载车辆多轴转向系统，搭建了四轴转向机构动力学模型，进行了刚柔耦合仿真以及多轴转向试验，主要研究内容及结论如下：
（1）将整个四轴转向机构划分为四组 Watt-Ⅱ型六杆转向机构，再将每组六杆转向机构拆分为多个基本杆组，根据复数向量推导建立矩阵模型，并编制相应 M 函数，基于Simulink 搭建了四个六杆转向机构的运动学模型，在此基础上进一步建立四个六杆转向机构的动力学仿真模型，根据平行四边形耦合连杆的受力分析，联立四个动力学模型模型，建立了整个四轴转向机构的动力学模型，得出机构各类运动学和动力学输出参数。分析可知构件转动速度平滑，转向过程中无过快运行；固定铰链处约束反力大小稳定，无较大冲击，整个转向机构的运动学与动力学性能良好，同时也为后续的杆件强度设计提供参考依据。
（2）建立了转向机构的刚性体模型和刚柔耦合模型。结合转向阻力矩半经验计算公式和实车阻力矩测试曲线，为仿真模型施加了较为理想的转向阻力矩，有效提高了仿真的精确度，得出了两组模型中各轴肘节臂的输出转角，与阿克曼理想转角关系进行对比，包括同轴不同侧与同侧不同轴两种情况，两组模型的最大转角误差均在 2°左右，误差属于合理范围，可满足多轴车辆转向要求，证实了转向机构杆长设计的合理性和考虑变形情况下中心臂型转向机构的可行性。并进一步求得完成初始设定运动时施加在一轴中心臂上的驱动力矩大小。最后对机构中柔性构件进行了强度校核，结果满足强度要求。
（3）在原有多轴转向试验台的基础上，进一步完善试验设备配置，增加两组旋转编码器及配套的 PLC 数字量输入口，使转向试验台可同步进行三轴两侧肘节臂转角的数据采集。由空载工况下的转角测试试验知：在左转与右转工况下，试验台的各轴肘节臂转角与仿真值的误差均在 0.4°以内，且左转与右转的各肘节臂转角完全对应，验证了中心臂型转向系统具有良好的对称性。在进行驱动力及轴间力测试试验前，先进行空载工况下，各轴安装快速加载装置后的驱动力测试，由测试结果知安装快速加载装置会对肘节臂的转动引入摩擦力，且摩擦力作用于不同轴时，对驱动力的影响不同，其中作用于一轴时，转向机构所需驱动力最大，作用于三轴时所需驱动力最小。分析后续加载工况下的驱动力测试数据可知，当排除快速加载装置引入的摩擦力和机构内部杆件之间的摩擦力后，试验测试值和仿真值具有较高的一致性，证实了转向机构的实际工作性能良好。
参考文献（略）