CN103754260A - 一种四轮异步逆相位转向铰接式客车结构 - Google Patents

Abstract

一种四轮异步逆相位转向铰接式客车结构，整车由主车（1）和副车（2）两部分组成，主车（1）和副车（2）通过牵引铰盘（8）铰接，副车长度小于主车长度，主车（1）和副车（2）均为双桥结构，其主要特征在于：主车前桥（3）为转向桥，主车后桥（4）为异步转向桥，副车前桥（5）为驱动桥，副车后桥（6）为随动桥；当主车主转向桥轮轴中点偏转角α超过某一特定值α_F时，主车由前轮转向方式转换为主车四轮逆相位转向方式，当主车主转向桥轮轴中点偏转角α小于α_F时，主车采用前轮转向方式；α_F=α_max-β_max本发明既提高了铰接客车在大半径转向时的可操作性，又可在弯道较小时实现转向方式的快速转换，从而减小转弯通道宽度，降低了驾驶难度。

Description

一种四轮异步逆相位转向铰接式客车结构

技术领域

本发明涉及客车结构设计领域，目的是发明一种新型四轮异步逆相位转向铰接式客车结构，并建立主车异步转向桥轮轴中点偏转角与主车转向桥轮轴中点偏转角之间的异步变化关系，详细说明了该转向关系的确定方法。

技术背景

从二十世纪初（1907年），日本政府颁发第一个关于四轮转向的专利证书开始，对于汽车四轮转向的研究一直伴随着汽车工业的发展而进行着。二战期间，美国在一些军用车辆和工程车辆采用一种前、后逆向位偏转的简单机械式四轮转向系统，以适应恶劣的路况，从而改善汽车低速转向时的机动性能。70年代末，本田和马自达积极投入四轮转向系统的研发。1985年，尼桑在客车上应用了世界上第一例实用的四轮转向系统,应用在一种车型上的高性能主动控制悬架（HICAS）上。但是，四轮转向技术在商用汽车上并没有真正普及应用，日本的一些汽车公司只在少数几种车系上采用了该系统，并没有大批量生产。美国通用公司于2002年推出一款轻型四轮转向载货汽车，成为世界上第一家供应四轮转向汽车的厂家。

目前，我国对四轮转向汽车的研究还处在起步阶段，由于资金和技术条件的限制，基本只限于在一些高校进行理论上的研究。北京理工大学车辆与交通工程学院在两轮转向汽车的基础上进行四轮转向汽车的探索和研究，并在一辆BJ130轻卡上成功实现了四轮转向汽车改装，实验分析结果与理论分析结果基本一致。

在铰接客车领域，国内运营的铰接式客车大部分都是前轮转向的三轴式铰接式客车，传统铰接式客车应用于BRT系统时所需要的转弯通道宽度较大，占用较多的道路空间，并且由于整车长度过长，转向轮转角过大，增加了驾驶员的驾驶难度。

目前，国内、外四轮转向汽车的研究大都是四轮同步转向，在汽车转向初始阶段就启用四轮转向结构，使得转向半径过小，汽车在起步转向时难以避免车尾碰到障碍物，从而带来操作上的困难；四轮异步转向汽车的研究是驾驶员通过操纵转换开关将汽车转向方式由前轮转向转换为四轮转向，增加了驾驶员的操作量，容易使驾驶员产生疲劳；此外，四轮转向都涉及驱动轮参与实现转向功能，这样会使得转向机构过于复杂，增加了制造成本。

为了解决上述问题，本发明根据我国交通现状提出了一种新型主车四轮异步逆相位转向铰接式客车结构，主车前、后转向轮只参与实现转向功能，不提供驱动力，大大简化了异步转向结构，降低了制造成本。当方向盘转角小于某一特定值时客车采用前轮转向，超过该特定值时，客车发出报警信号提醒驾驶员将车速控制在安全范围，继续朝同一方向转动方向盘，经过一套机械装置的转换，客车自动由传统的前轮转向方式转换为主车四轮逆相位转向方式，即后轮的偏转方向与前轮的偏转方向相反，主车异步转向桥轮轴中点偏转角β与主车转向桥轮轴中点偏转角α线性变化，在不增加铰接客车制造成本的前提下，减小了转弯通道宽度和转向轮转角，从而降低了驾驶员驾驶难度。

发明内容

本发明提供一种当方向盘转角小于某一特定值时采用前轮转向，超过该特定值时转向方式由主车前轮转向转换为主车四轮逆相位转向的铰接式客车结构，并建立了主车主转向桥轮轴中点偏转角与主车异步转向桥轮轴中点偏转角的变化关系，详细说明了该关系的确定方法。

结合附图，说明如下：

一种四轮异步逆相位转向铰接式客车结构，整车由主车1和副车2两部分组成，主车1和副车2通过牵引铰盘8铰接，副车长度小于主车长度，主车1和副车2均为双桥结构，主车前桥3为转向桥，主车后桥4为异步转向桥，副车前桥5为驱动桥，副车后桥6为随动桥；主车前、后转向轮只参与实现转向功能，不提供驱动力；

当主车主转向桥轮轴中点偏转角α超过某一特定值α_F时，主车由前轮转向方式转换为主车四轮逆相位转向方式，即后轮的偏转方向与前轮的偏转方向相反；当主车主转向桥轮轴中点偏转角α小于α_F时，主车采用前轮转向方式；α_F=α_max-β_max

其中：α_max为主车主转向桥轮轴中点最大偏转角；β_max为主车异步转向桥轮轴中点最大偏转角。

当主车采用四轮逆相位转向时，主车异步转向桥轮轴中点偏转角β与主车主转向桥轮轴中点偏转角α的异步转向关系为β＝α-α_F。

所述的α_max是在铰接客车方向盘转到极限位置时，以车辆通道圆的外圆半径作为车身最外点的参考转弯半径R，得到主车主转向桥轮轴中点最大偏转角α_max。

所述的β_max是根据铰接客车弯道行驶轨迹要求，推导建立如下几何关系：

$\frac{\tan {\mathrm{\α}}_{\max }}{\tan {\mathrm{\β}}_{\max }}=\frac{L_1}{L_2},L_N{=L}_1+L_2,L_E=L_D+L_2$

其中：L₁—Q点到主车前轴的距离；L₂—Q点到主车后轴的距离(Q点定义:由转向中心O向主车中心线作垂线,垂足为Q点)，L_N是主车前轮轴和主车后轮轴之间的轴距，L_D是主车后轮轴到铰盘中心P的距离，L_E是副车前轮轴到绞盘中心P的距离

最后得到 ${\mathrm{\β}}_{\max }=\arctan \left(\frac{L_E-L_D}{L_N-L_E+L_D}\tan {\mathrm{\α}}_{\max }\right)$

发动机、油箱、电池、空调压缩机等笨重部件全部安装在副车后部，保证了副车的整体重心在驱动桥后方。

所述的主车前桥3、主车后桥4和副车后桥6均为双轮布置，即左右各一个车轮，副车前桥5为四轮布置，即左右各两个车轮。

有益效果

本发明所述四轮异步逆相位转向铰接式客车当方向盘转角小于某一特定值时，使用传统的前轮转向方式，方向盘转角超过该特定值时，铰接客车向驾驶员发出报警信号，提醒驾驶员将车速控制在安全范围，继续朝同一方向转动方向盘，转向方式由传统的前轮转向通过机械齿轮啮合装置转化为四轮逆相位转向，既可提高铰接客车在大半径转向时的可操作性，防止起步转向时客车尾部碰到障碍物，同时减小了铰接客车小半径转向时的转弯通道宽度，降低了驾驶难度。当铰接客车四轮逆相位转向时，转弯通道宽度相比现有的18.5米三轴式铰接客车减小约37%，用作BRT系统时，可有效减少专用道占地面积，节约了道路资源。此外，相比于具有相同转弯通道宽度的传统三轴式铰接客车，本车可适当加长（约36%），从而显著增加载客量（约30%）。本发明主车采用四轮异步转向方式，主车四轮只参与实现转向功能，不提供驱动力，从而大大简化了异步转向结构，降低了制造成本；另外，铰接客车小半径四轮逆相位转弯时，有效减小了转向轮转角（约28%），从而降低驾驶员驾驶难度；发动机、油箱、电池、空调压缩机等笨重部件全部安装在副车后部，保证了副车的整体重心在驱动桥后方，以确保副车在铰盘处对主车的垂直方向作用力方向向上，从而减小了主车后桥车轮在垂直方向上的载荷；此外，这种布置方式能够增加驱动轮上方载荷，从而增加了驱动轮的地面附着力，使驱动轮获得更充足的驱动力，特别是在雨雪冰等恶劣路面条件下效果显著。主车前桥、主车后桥和副车后桥均为双轮布置，这种布置方式不仅能够降低铰接客车的制造成本，还能够显著增加铰接客车内部容客空间。

附图说明

图1为传统铰接式客车的侧面示意图；

图2为本发明所述的四轮异步转向铰接式客车侧面示意图；

图3为本发明所述的四轮异步转向铰接式客车底架俯视示意图；

图4为本发明所述的四轮异步转向铰接式客车转弯示意图；

图5为本发明所述的四轮异步转向铰接式客车涉及的主要尺寸参数示意图；

图6为本发明所述的四轮异步转向铰接式客车异步转向齿轮实现方式示意图；

其中：1、主车 2、副车 3、主车前桥 4、主车后桥 5、副车前桥 6、副车后桥7、发动机 8、牵引铰盘 9、软蓬 10、主动转向桥 11、主动转向齿轮 12、异步转向齿轮 13、转动拨叉 14、连杆 15、固定铰 16、异步转向桥

具体实施方式：

下面结合实施例具体说明本发明是如何实现的：

本方案中使用的主要尺寸参数如附图5所示，其中：L_C是主车前悬长度，L_N是主车前轮轴和主车后轮轴之间的轴距，L_D是主车后轮轴到铰盘中心的距离，L_E是副车前轮轴到绞盘中心的距离，L_F是副车前轮轴和后轮轴之间的轴距，L_G是副车后悬长度，L_M是整车宽度。

本方案基于GB1589-2004道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值，以车辆通道圆的外圆半径12.50米作为车身最外点的参考转弯半径R。参考现有铰接式客车的尺寸参数，本方案中，车身主要尺寸参数如下（单位：米）：主车前悬长度L_C=2.20，主车前轴和后轴的轴距L_N=5.30，主车后轮轴到铰盘中心距离L_D=2.25，副车前轮轴到铰盘中心距离L_E=3.75，副车前轴和副车后轴的轴距L_F=1.50，副车后悬长度L_G=3.00，整车宽度L_M=2.56。铰接式客车主车长度9.00米，副车长度7.50米，铰接盘中心到车头的长度9.75米，铰接盘中心到车尾的长度8.25米，客车总长度18.00米。

四轮异步逆相位转向铰接式BRT公交车的转弯情况如附图4所示，其中：1是主车，2是副车，铰接式客车在四轮转向时主车转向轮、异步转向轮和副车上的驱动轮、随动轮都应该绕同一中心点O转弯。R是车身最外点在地面上的投影所形成的外圆周轨迹半径，r是车身最内侧部位在地面上的投影所形成的内圆周轨迹半径，R与r的差值即为所求的转弯通道宽度A，即A＝R－r。

根据图4所述的四轮异步逆相位转向铰接式客车转弯示意图中的几何关系，计算出车身最内侧部位在地面上的投影所形成的内圆周轨迹半径r，从而求出转弯通道宽度A。

最小转弯半径r的计算：

根据铰接客车弯道行驶轨迹要求，推导建立如下几何关系

R²＝(L_C+L₁)²+(r+L_M)²

${\mathrm{OP}}^2={(L_D+L_2)}^2+{(r+\frac{L_M}{2})}^2$

${\mathrm{OP}}^2={L_E}^2+{(r+\frac{L_M}{2})}^2$

L_N＝L₁+L₂

其中，R—车身最外点的参考转弯半径；OP—转向中心到绞盘中心的距离；L_C—前悬长度；L_D—主车后轮轴到铰盘中心距离；L_M—整车宽度；L_E—副车前轮轴到铰盘中心距离；L₁—Q点到主车前轴的距离；L₂—Q点到主车后轴的距离(Q点定义:由转向中心O向主车中心线作垂线,垂足为Q点)。

计算得到r值约为7.80米。

转弯通道宽度A的计算：

按GB1589—2004《道路车辆外廓尺寸、轴荷、及质量限值》的要求，车辆通道宽度应为车身最外点在地面上的投影所形成的外圆周轨迹R与最内侧部位在地面上的投影所形成的内圆周轨迹r的差值不大于7.2m，即通道宽度A为：

A=R-r，得到A值约为4.70米。

实际中，一般铰接式客车的尺寸参数与本方案有一定差别，据此，参考了SX6180E发动机后置铰接车（18.5米），其转弯通道宽度A值为6.63米。

本实施例的18米四轮异步逆相位转向铰接式客车四轮转向时的转弯通道宽度相比普通18.5米铰接客车减小了约1.93米(37%)，达到了减小转弯通道宽度的目的。

所述的主车在方向盘转角超过某一特定值时，主车由前轮转向方式转换为主车四轮逆相位转向方式，关键是要确定这一转角，即确定由两轮转向方式转换为四轮逆相位转向方式时的前轮转向临界角，由于前转向轮包括内转向轮和外转向轮，为便于定义与说明，本发明使用主车主转向桥轮轴中点临界偏转角α_F来表示这一转角，可由主车四轮异步逆相位转向时主车主转向桥轮轴中点最大偏转角α_max与主车四轮异步逆相位转向时主车异步转向桥轮轴中点最大偏转角β_max作差得到，即α_F=α_max-β_max，当主车主转向桥轮轴中点偏转角α小于α_F时，主车采用前轮转向方式，当主车主转向桥轮轴中点偏转角α大于α_F时,主车采用四轮逆相位转向方式；主车四轮逆相位转向时，主车异步转向桥轮轴中点偏转角β与主车主转向桥轮轴中点偏转角α的异步转向关系为β＝α-α_F，该异步转向关系的确定包括以下步骤:

步骤一:确定主车四轮异步逆相位转向时主车主转向桥轮轴中点最大偏转角α_max。

在铰接客车方向盘转到极限位置时，以车辆通道圆的外圆半径12.50米作为车身最外点的参考转弯半径R，得到主车主转向桥轮轴中点最大偏转角α_max。

步骤二:确定主车四轮异步逆相位转向时主车异步转向桥轮轴中点最大偏转角β_max,其过程包括以下内容

(1)本方案基于GB1589-2004道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值，参考现有铰接式客车的尺寸参数，确定本发明车身主要尺寸参数：车身最外点的参考转弯半径R，主车前悬长度L_C，主车前轴和后轴的轴距L_N，主车后轮轴到铰盘中心距离L_D，副车前轮轴到铰盘中心距离L_E，副车前轴和副车后轴的轴距L_F，副车后悬长度L_G，整车宽度L_M。铰接式客车主车长度，副车长度，铰接盘中心到车头的长度，铰接盘中心到车尾的长度，客车总长度。

(2)根据四轮异步转向铰接式客车的转向特点以及铰接客车的尺寸参数，使用CAD软件绘制四轮异步逆相位转向铰接式客车方向盘左打死状态下转弯示意图（图4），确定转向中心O以及主车转向桥轮轴中点最大偏转角α_max和主车后转向桥轮轴中点最大偏转角β_max。

(3)根据铰接客车弯道行驶轨迹要求，推导建立如下几何关系：

$\frac{{\tan \mathrm{\α}}_{\max }}{{\tan \mathrm{\β}}_{\max }}=\frac{L_1}{L_2}$

L_N＝L₁+L₂

L_E＝L_D+L₂

其中，α_max—主车四轮异步逆相位转向时主车主转向桥轮轴中点最大偏转角；β_max—主车四轮异步逆相位转向时主车异步转向桥轮轴中点最大偏转角；L₁—Q点到主车前轴的距离；L₂—Q点到主车后轴的距离(Q点定义:由转向中心O向主车中心线作垂线,垂足为Q点)，L_N是主车前轮轴和主车后轮轴之间的轴距，L_D是主车后轮轴到铰盘中心P的距离，L_E是副车前轮轴到绞盘中心P的距离。

(4)根据上述几何关系式，得出主车四轮异步逆相位转向时主车异步转向桥轮轴中点最大偏转角β_max与主车四轮异步逆相位转向时主车主转向桥轮轴中点最大偏转角α_max的关系

在已知主车四轮异步逆相位转向时主车主转向桥轮轴中点最大偏转角α_max的情况下即可得出主车异步转向桥轮轴中点最大偏转角β_max。

步骤三:确定主车主转向桥轮轴中点临界偏转角α_F，其计算可由式α_F=α_max-β_max求得，

其中，α_F—主车转向桥轮轴中点临界偏转角，α_max—主车四轮异步逆相位转向时主车主转向桥轮轴中点最大偏转角，β_max—主车四轮异步逆相位转向时主车异步转向桥轮轴中点最大偏转角。

本实施例所述四轮异步转向铰接式客车主车转向桥轮轴中点最大偏转角α_max＝23度，由关系

得到主车异步转向桥轮轴中点最大偏转角β_max＝10度，从而得到主车转向桥轮轴中点临界偏转角α_F=α_max-β_max=13度，采用机械齿轮啮合传动方式实现，在异步转向齿轮12上设置转动空当2α_F=26度，将转动拨叉13初始位置设置在中间位置，两边的间隙角均为α_F=13度，无论铰接客车向左还是向右转向，主转向齿轮11的转角幅度达到临界值α_F时，异步转向齿轮12开始触动转动拨叉13,异步转向桥16做出与主动转向桥10方向相反的运动,铰接客车转向方式由传统的两轮转向方式转换为主车四轮逆相位转向方式。主动转向齿轮11和异步转向齿轮12的半径相同，固定铰15安装在连杆14的中点,因此，主车异步转向桥轮轴中点偏转角β与主车主转向桥轮轴中点偏转角α线性变化，即β＝α-13。

Claims (5)

1.一种四轮异步逆相位转向铰接式客车结构，整车由主车（1）和副车（2）两部分组成，主车（1）和副车（2）通过牵引铰盘（8）铰接，副车长度小于主车长度，主车（1）和副车（2）均为双桥结构，其主要特征在于：主车前桥（3）为转向桥，主车后桥（4）为异步转向桥，副车前桥（5）为驱动桥，副车后桥（6）为随动桥；主车前、后转向轮只参与实现转向功能，不提供驱动力；

当主车主转向桥轮轴中点偏转角α超过某一特定值α_F时，主车由前轮转向方式转换为主车四轮逆相位转向方式，即后轮的偏转方向与前轮的偏转方向相反；当主车主转向桥轮轴中点偏转角α小于α_F时，主车采用前轮转向方式；α_F=α_max-β_max

其中：α_max为主车主转向桥轮轴中点最大偏转角；β_max为主车异步转向桥轮轴中点最大偏转角。

当主车采用四轮逆相位转向时，主车异步转向桥轮轴中点偏转角β与主车主转向桥轮轴中点偏转角α的异步转向关系为β＝α-α_F。

2.根据权利要求1中所述的一种四轮异步逆相位转向铰接式客车结构，其特征在于,所述的α_max是在铰接客车方向盘转到极限位置时，以车辆通道圆的外圆半径作为车身最外点的参考转弯半径R，得到主车主转向桥轮轴中点最大偏转角α_max。

3.根据权利要求1中所述的一种四轮异步逆相位转向铰接式客车结构，其特征在于,所述的β_max是根据铰接客车弯道行驶轨迹要求，推导建立如下几何关系：

$\frac{\tan {\mathrm{\α}}_{\max }}{\tan {\mathrm{\β}}_{\max }}=\frac{L_1}{L_2},L_N{=L}_1+L_2,L_E=L_D+L_2$

其中：L₁—Q点到主车前轴的距离；L₂—Q点到主车后轴的距离(Q点定义:由转向中心O向主车中心线作垂线,垂足为Q点)，L_N是主车前轮轴和主车后轮轴之间的轴距，L_D是主车后轮轴到铰盘中心P的距离，L_E是副车前轮轴到绞盘中心P的距离

最后得到 ${\mathrm{\β}}_{\max }=\arctan \left(\frac{L_E-L_D}{L_N-L_E+L_D}\tan {\mathrm{\α}}_{\max }\right)$

4.根据权利要求1中所述的一种四轮异步逆相位转向铰接式客车结构，其特征在于：

发动机、油箱、电池、空调压缩机等笨重部件全部安装在副车后部，保证了副车的整体重心在驱动桥后方。

5.根据权利要求1中所述的一种四轮异步逆相位转向铰接式客车结构，其特征在于：

所述的主车前桥（3）、主车后桥（4）和副车后桥（6）均为双轮布置，即左右各一个车轮，副车前桥（5）为四轮布置，即左右各两个车轮。

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