古玉鋒呂彭民單增海曹蕾蕾

（1.長(zhǎng)安大學(xué) 道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；2.徐工集團(tuán)徐州重型機(jī)械有限公司）

重型載貨汽車多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多任務(wù)集成設(shè)計(jì)平臺(tái)*

古玉鋒1呂彭民1單增海2曹蕾蕾1

（1.長(zhǎng)安大學(xué) 道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；2.徐工集團(tuán)徐州重型機(jī)械有限公司）

為實(shí)現(xiàn)重型載貨汽車多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的集成化設(shè)計(jì)，開發(fā)了重型載貨汽車多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多任務(wù)集成設(shè)計(jì)平臺(tái)。利用該平臺(tái)對(duì)某8×4車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行分析表明，其轉(zhuǎn)向桿系多目標(biāo)優(yōu)化后車輪轉(zhuǎn)角誤差、懸架與轉(zhuǎn)向桿系統(tǒng)的干涉、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比不均勻性都得到改善，由此使得轉(zhuǎn)向盤左右轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)及左右操舵力極限差值也分別減小，且整車雙紐線仿真試驗(yàn)的橫擺角速度幅值也趨于對(duì)稱，整車操縱穩(wěn)定性得到改善。

1 前言

多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括轉(zhuǎn)向桿系的優(yōu)化設(shè)計(jì)和轉(zhuǎn)向助力的匹配[1]。文獻(xiàn)[2]開發(fā)了微型汽車容錯(cuò)電子穩(wěn)定性控制系統(tǒng)平臺(tái)，整車動(dòng)力學(xué)模型及其控制的計(jì)算在C++語(yǔ)言中進(jìn)行，界面用Java軟件設(shè)計(jì)；文獻(xiàn)[3]開發(fā)了農(nóng)業(yè)裝備虛擬試驗(yàn)系統(tǒng)平臺(tái)，拖拉機(jī)模型在UG軟件中建立，模型仿真用Vega Prime軟件實(shí)現(xiàn)；文獻(xiàn)[4]開發(fā)了汽車制動(dòng)系統(tǒng)分析平臺(tái)，其參數(shù)化設(shè)計(jì)在CATIA軟件中完成，界面用VC++開發(fā)；文獻(xiàn)[5]開發(fā)了車輛傳動(dòng)系統(tǒng)虛擬樣機(jī)集成設(shè)計(jì)平臺(tái)，其設(shè)計(jì)和分析在Pro/E、ANSYS等軟件中完成，界面仍用VC++開發(fā)。綜上所述，集成化設(shè)計(jì)[6]已成為現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)產(chǎn)品設(shè)計(jì)的必然手段。

本文基于VB、MATLAB、ADAMS軟件，把轉(zhuǎn)向桿系優(yōu)化設(shè)計(jì)、轉(zhuǎn)向助力匹配、整車仿真集成在一起，開發(fā)了重型載貨汽車多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多任務(wù)集成設(shè)計(jì)平臺(tái)（下文簡(jiǎn)稱平臺(tái)），并利用該平臺(tái)對(duì)某8×4車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)和分析，對(duì)平臺(tái)的主要功能進(jìn)行了驗(yàn)證。

2 平臺(tái)功能定義及總體設(shè)計(jì)

2.1 平臺(tái)功能定義

結(jié)合重型載貨汽車多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)目標(biāo)，本平臺(tái)可實(shí)現(xiàn)的功能包括：

a.轉(zhuǎn)向桿系的分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)；

b.轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的力特性計(jì)算及流量分析；

c.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的參數(shù)化建模及其與懸架系統(tǒng)、整車等的集成設(shè)計(jì)；

d 整車操縱穩(wěn)定性仿真。

2.2 平臺(tái)總體設(shè)計(jì)

基于平臺(tái)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)流程如圖1所示。首先通過(guò)匹配控制平臺(tái)輸入原始數(shù)據(jù)，調(diào)用MATLAB軟件進(jìn)行轉(zhuǎn)向桿系優(yōu)化，其次將優(yōu)化結(jié)果輸入平臺(tái)，根據(jù)需要再次調(diào)用MATLAB軟件進(jìn)行轉(zhuǎn)向助力的匹配，或調(diào)用ADAMS軟件進(jìn)行整車性能仿真。參考數(shù)據(jù)包括鋼板彈簧及阻尼器特性參數(shù)、轉(zhuǎn)向器參數(shù)等。原始數(shù)據(jù)取自Pro/E模型，同時(shí)也可以根據(jù)MATLAB的優(yōu)化結(jié)果建立新的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)Pro/E模型，該模型構(gòu)件經(jīng)AN?SYS軟件分析后，導(dǎo)入ADAMS模型中可進(jìn)行剛?cè)狁詈夏Ｐ偷姆抡妗?/p>

平臺(tái)總體架構(gòu)如圖2所示，主界面如圖3所示。圖3的主界面上設(shè)兩個(gè)下拉框，分別對(duì)應(yīng)圖2中的“選擇/輸入車型”和“選擇/輸入功能模塊”。在“選擇/輸入車型”下拉框中有4種車型選擇，分別為8×4、6×4、6×2、4×2車型。在“選擇/輸入功能模塊”下拉框中有3個(gè)功能模塊：“轉(zhuǎn)向桿系分析/優(yōu)化”模塊主要進(jìn)行轉(zhuǎn)向桿系的分析計(jì)算與優(yōu)化設(shè)計(jì)；“轉(zhuǎn)向器匹配”模塊主要進(jìn)行力特性計(jì)算與流量分析，同時(shí)進(jìn)行轉(zhuǎn)向盤操舵力及其轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)的計(jì)算；“整車多體動(dòng)力學(xué)仿真”模塊主要進(jìn)行整車操縱穩(wěn)定性能仿真。各模塊都集成到匹配控制平臺(tái)中，并用VB軟件做成了統(tǒng)一界面（圖3），可以自動(dòng)調(diào)用MATLAB和ADAMS軟件，最終為一個(gè).exe可執(zhí)行文件，即“轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì).exe”。

3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各功能模塊開發(fā)設(shè)計(jì)

下面針對(duì)圖4所示的8×4車型進(jìn)行各模塊的開發(fā)及驗(yàn)證。

3.1 轉(zhuǎn)向桿系分析/優(yōu)化模塊

轉(zhuǎn)向桿系分析模塊依據(jù)其空間結(jié)構(gòu)非線性模型[9]建立；轉(zhuǎn)向桿系優(yōu)化模塊以車輪轉(zhuǎn)角誤差（式（1））、轉(zhuǎn)向桿系與懸架運(yùn)動(dòng)總的干涉量（式（2））、左右轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比不均勻量（式（3））最小為優(yōu)化目標(biāo)建立，優(yōu)化變量為X（式（4）），約束條件取各變量的變化范圍、各構(gòu)件傳動(dòng)角的最小值及轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比相對(duì)誤差的最大值。采用“統(tǒng)一目標(biāo)法”進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化[7]，即可得到轉(zhuǎn)向桿系各構(gòu)件尺寸的最優(yōu)值：

式中，α1min、α1max為1軸左輪最小、最大轉(zhuǎn)角；β1為1軸右輪轉(zhuǎn)角；α2、β2為2軸左、右輪轉(zhuǎn)角；β1l、α2l、β2l為各轉(zhuǎn)向輪的理論轉(zhuǎn)角；為加權(quán)函數(shù)。

式中，I1G1、I′1G′1為1軸懸架動(dòng)、靜撓度引起的與轉(zhuǎn)向桿系的最大干涉量；I2G2、I′2G′2為2軸懸架動(dòng)、靜撓度引起的與轉(zhuǎn)向桿系的最大干涉量。

式中，i1L、i1R為1軸左、右轉(zhuǎn)向極限轉(zhuǎn)角時(shí)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比；i2L、i2R為2軸左、右轉(zhuǎn)向極限轉(zhuǎn)角時(shí)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比。

式中，r1為1軸搖臂長(zhǎng)度；θ10為1軸搖臂初始角；r2為1軸擺桿長(zhǎng)度；θ20為1軸擺桿初始角；r3為中間搖臂長(zhǎng)度；r4為中間擺桿長(zhǎng)度；θ30為中間搖臂及擺桿初始角；r5為2軸擺桿長(zhǎng)度；r6為2軸搖臂長(zhǎng)度；θ40為2軸擺桿及搖臂初始角度；m1為1軸梯形臂長(zhǎng)度；γ1為1軸梯形底角；m2為2軸梯形臂長(zhǎng)度；γ2為2軸梯形底角；J1為1軸轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)度；φ10為1軸轉(zhuǎn)向節(jié)臂初始角；J2為2軸轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)度；φ20為2軸轉(zhuǎn)向節(jié)臂初始角。

“轉(zhuǎn)向桿系分析/優(yōu)化”模塊參數(shù)輸入界面如圖5所示，分析模塊根據(jù)輸入的轉(zhuǎn)向桿系幾何參數(shù)值計(jì)算各轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角誤差、懸架運(yùn)動(dòng)與轉(zhuǎn)向桿系的干涉量、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比等；優(yōu)化模塊根據(jù)輸入的轉(zhuǎn)向桿系初始幾何尺寸，利用式（1）～式（4）進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

在圖5所示的分析模塊點(diǎn)擊“確定”后,根據(jù)界面參數(shù)輸入生成新的模型文件，并自動(dòng)調(diào)用MATLAB，在MATLAB中完成分析；優(yōu)化模塊點(diǎn)擊“確定”后，程序根據(jù)界面輸入的初值參數(shù)，生成新的主函數(shù)、優(yōu)化函數(shù)和約束函數(shù)，并啟動(dòng)MATLAB，打開新生成的主函數(shù)并運(yùn)行，優(yōu)化結(jié)果數(shù)據(jù)存入文檔op_84_x.txt中。

3.2 轉(zhuǎn)向器匹配模塊

8×4車型的助力方案有2種，一種是2軸助力缸作用在2軸搖臂上，另一種是2軸助力缸作用在2軸右轉(zhuǎn)向節(jié)上。本文以圖6所示的助力方案（2軸助力缸作用在2軸搖臂上）為例，其力特性計(jì)算過(guò)程如圖7所示，轉(zhuǎn)向器的匹配根據(jù)最大輸出力矩和最小轉(zhuǎn)彎半徑進(jìn)行，包括正向計(jì)算與參數(shù)反求。正向計(jì)算根據(jù)給定的轉(zhuǎn)向器及設(shè)計(jì)好的轉(zhuǎn)向桿系，通過(guò)計(jì)算最大轉(zhuǎn)向阻力矩MZ，并將2軸的助力矩折算到1軸搖臂處得到2軸的等效助力矩M′E22

，從而計(jì)算出需要轉(zhuǎn)向器輸出的力矩Mgn（式（5）），再將Mgn與轉(zhuǎn)向器實(shí)際可以提供的力矩Mgo（其值依據(jù)系統(tǒng)最大工作油壓計(jì)算）相比較，可計(jì)算出最大助力矩是否滿足設(shè)計(jì)要求；參數(shù)反求則通過(guò)計(jì)算需要轉(zhuǎn)向器輸出的力矩來(lái)進(jìn)行轉(zhuǎn)向器的選擇。

忽略油液的泄露及壓縮性，根據(jù)助力系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)分析可得圖6所示汽車左轉(zhuǎn)時(shí)系統(tǒng)的流量[8]為：

式中，Lpitch為螺桿螺距；δsw為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角；dg為轉(zhuǎn)向器內(nèi)部缸徑；LIJ為I、J兩點(diǎn)的距離；θ′pc為JI與IA2旋轉(zhuǎn)平面的夾角；θ″pc為J點(diǎn)與J點(diǎn)在IA2旋轉(zhuǎn)平面的投影點(diǎn)的連線和IA2的夾角；isa為1軸搖臂至2軸搖臂的傳動(dòng)比；rsector為轉(zhuǎn)向器齒扇分度圓半徑；dpc為2軸助力缸缸徑。

同理可得到汽車右轉(zhuǎn)時(shí)系統(tǒng)的流量QR。

操舵力矩由公式（7）計(jì)算：

式中，MI為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)慣性力矩；ζ為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻尼；Mc為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)摩擦力矩；MTz為各轉(zhuǎn)向輪等效到轉(zhuǎn)向盤處的回正力矩。

轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)nsw依據(jù)轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角得出：

式中，isg為轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)比；icj1為1軸搖臂機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比。

轉(zhuǎn)向器匹配計(jì)算參數(shù)輸入界面如圖8所示，在界面上輸入?yún)?shù)，點(diǎn)擊“確定”后，程序?qū)⒏鶕?jù)輸入?yún)?shù)生成一新的轉(zhuǎn)向助力模型，并調(diào)用MATLAB進(jìn)行計(jì)算。轉(zhuǎn)向器匹配模塊可以得出的計(jì)算結(jié)果包括轉(zhuǎn)向阻力矩、轉(zhuǎn)向助力矩、轉(zhuǎn)向盤操舵力、轉(zhuǎn)向半徑、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)及系統(tǒng)流量。

3.3 整車多體動(dòng)力學(xué)仿真模塊

整車多體動(dòng)力學(xué)模型在ADAMS軟件中按照實(shí)車拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)[9]及其參數(shù)建立，如圖9所示，其中板簧采用SAE 3-Link模型[10，11]；橫向穩(wěn)定桿從中間斷開，左右兩部分用扭轉(zhuǎn)彈簧連接；輪胎采用pac2002模型[11，12]。圖10為8× 4車型多體動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)界面，點(diǎn)擊確定后，程序會(huì)生成一新的整車模型，并自動(dòng)調(diào)用ADAMS程序執(zhí)行新的整車模型，用戶即可進(jìn)行需要的仿真。模型可以進(jìn)行整車穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)仿真、轉(zhuǎn)向盤階躍輸入仿真、回正性仿真、雙紐線仿真和蛇行仿真。

4 基于平臺(tái)的驗(yàn)證

4.1 轉(zhuǎn)向桿系分析/優(yōu)化模塊驗(yàn)證

在圖5中選擇優(yōu)化模塊，輸入轉(zhuǎn)向桿系初值并執(zhí)行，此優(yōu)化結(jié)果與原始值對(duì)比結(jié)果如圖11～圖13所示。由圖11可知，優(yōu)化后1軸右輪最大轉(zhuǎn)角誤差從3.8°下降到了1.3°，2軸左輪最大轉(zhuǎn)角誤差從1.28°下降到了1.22°，2軸右輪最大轉(zhuǎn)角誤差從2.4°下降到了1.2°；由圖12可知，懸架運(yùn)動(dòng)與轉(zhuǎn)向桿系的干涉也有所改善，中間位置時(shí)的最大干涉量減少0.4 mm；由圖13可知，1軸轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比不均勻性由8.4%下降至3%，2軸轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比不均勻性由1.8%下降至0.5%。轉(zhuǎn)向桿系優(yōu)化前、后的參數(shù)如表1所示。

4.2 轉(zhuǎn)向器匹配模塊驗(yàn)證

轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)及整車其他參數(shù)（除轉(zhuǎn)向桿系參數(shù)外）如表2所示。轉(zhuǎn)向器匹配分析結(jié)果如圖14所示，由圖14a可知，轉(zhuǎn)向器實(shí)際可以提供的最大力矩為6 720 N·m，而實(shí)際需要輸出的最大力矩（需要克服的等效最大阻力矩）為5 381 N·m；由圖14b可知，轉(zhuǎn)向桿系優(yōu)化前、后轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角極限位置時(shí)系統(tǒng)流量的差值分別為0.04L/min和0.02L/min，這一差值的減小有利于降低油液溫升；由圖14c可知，轉(zhuǎn)向桿系優(yōu)化前、后轉(zhuǎn)向盤操舵力左右極限差值分別為1.45 N·m和1 N·m，左右轉(zhuǎn)向力的不均勻性得到改善；由圖14d可知，轉(zhuǎn)向桿系優(yōu)化前轉(zhuǎn)向盤左右轉(zhuǎn)動(dòng)的圈數(shù)分別為2.25圈和2.42圈，優(yōu)化后為2.28圈和2.4圈，這也是轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比不均勻性改善的結(jié)果。

表1 轉(zhuǎn)向桿系多目標(biāo)優(yōu)化結(jié)果

表2 整車參數(shù)

4.3 整車多體動(dòng)力學(xué)仿真模塊驗(yàn)證

限于篇幅，本文僅通過(guò)雙紐線仿真[13]對(duì)整車多體動(dòng)力學(xué)仿真模塊進(jìn)行驗(yàn)證。在B級(jí)路面上設(shè)定車速為12 km/h，其雙紐線仿真軌跡如圖15所示，其中，Rmin= 13.5 m，d=39 m；圖16為轉(zhuǎn)向桿系優(yōu)化前、后雙紐線仿真橫擺角速度對(duì)比，由圖16可知，優(yōu)化前橫擺角速度的正負(fù)幅值之差為1.59°/s，優(yōu)化后僅為0.51°/s，即由于優(yōu)化后轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比的不均勻性得到改善，橫擺角速度的正負(fù)幅值也趨于對(duì)稱，操縱穩(wěn)定性得到改善。

5 結(jié)束語(yǔ)

a.開發(fā)了重型載貨汽車多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多任務(wù)集成設(shè)計(jì)平臺(tái)，將轉(zhuǎn)向桿系分析/優(yōu)化、轉(zhuǎn)向器匹配、整車多體動(dòng)力學(xué)仿真集成在一起，實(shí)現(xiàn)了多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的“設(shè)計(jì)-評(píng)價(jià)-再設(shè)計(jì)”的變參數(shù)分析和設(shè)計(jì)，提高了設(shè)計(jì)效率。

b.轉(zhuǎn)向桿系采用空間結(jié)構(gòu)非線性模型，整車多體動(dòng)力學(xué)模型依據(jù)實(shí)車結(jié)構(gòu)建立。利用所開發(fā)的軟件平臺(tái)對(duì)某8×4車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化后1軸右輪轉(zhuǎn)角誤差減小65.8%，2軸左、右輪轉(zhuǎn)角誤差分別減小4.7%和50%，懸架運(yùn)動(dòng)與轉(zhuǎn)向桿系的干涉量略有減小，1、2軸轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比的不均勻性分別減小5.4%和1.3%，轉(zhuǎn)向盤左右轉(zhuǎn)動(dòng)的圈數(shù)差值減小了0.05圈，轉(zhuǎn)向盤操舵力左右極限差值減小0.45 N·m，橫擺角速度正負(fù)幅值之差減小1.08°/s。

雖然平臺(tái)只針對(duì)4種車型設(shè)計(jì)，但后續(xù)可以繼續(xù)擴(kuò)展以適用更多車型。

1 古玉鋒，方宗德，張國(guó)勝.重型車輛多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)綜述.汽車技術(shù)，2009（1）:1～6.

2 Katzourakis D I,Papaefstathiou I,Lagoudakis M G.An Open-Source Scaled Automobile Platform for Fault-Toler?ant Electronic Stability Control.Instrumentation and Mea?surement.2010,59(9):2303～2314.

3 臧宇,朱忠祥,宋正河，等.農(nóng)業(yè)裝備虛擬試驗(yàn)系統(tǒng)平臺(tái)的建立.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2010,41（9）:70～74.

4 Wang B,Guo X X.Development platform for Vehicle’s Brake System Based on VC++//Huang X H etc.2010 Sec?ond WRI World Congress on Software Engineering.Los Alamitos:IEEE Computer Society,2010:9～12.

5 李慎龍，姚壽文，閆清東.車輛傳動(dòng)系統(tǒng)虛擬樣機(jī)集成設(shè)計(jì)平臺(tái)研究.計(jì)算機(jī)集成制造系統(tǒng)，2009.15(2):245～249.

6 Mario Hirz,Severin Stadler,Martin Prenner et al.Aerody?namic Investigations in Conceptual Vehicle Development Supported by Integrated Design and Simulation Methods// SAE-China.Proceedings of the FISITA 2012 World Auto?motive Congress Volume 7.Berlin Heidelberg:Springer, 2013:787～799.

7 古玉鋒,方宗德,沈云波.重型載貨汽車雙前橋轉(zhuǎn)向搖臂機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì).中國(guó)機(jī)械工程，2009,20（16）:2011～2015.

8 古玉鋒,呂彭民，單增海.8×4型重型載貨汽車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的仿真與設(shè)計(jì)研究.機(jī)械設(shè)計(jì)，2014,31（12）:59～64.

9 Andrew Hall,Thomas Uchida,Francis Loh et al.Reduc?tion of a Vehicle Multibody Dynamic Model Using Homoto?py Optimization.Archive of Mechanical Engineering.2013, LX(1):23～35.

10 David A Crolla.Automotive Engineering.USA Burlington, Elsevier Inc,2009:477～523.

11 http://www.mscsoftware.com/product/adams

12 Daniel A.Mántaras,Pablo Luque,Javier A.Nava et al.Tyre-road Grip Coefficient Assessment.Part 1:Off-line Methodology Using Multibody Dynamic Simulation and Ge?netic Algorithms.Vehicle System Dynamics:International Journal of Vehicle Mechanics and Mobility.2013,51(10): 1603-1618.

13《汽車工程手冊(cè)》編輯委員會(huì).汽車工程手冊(cè)·試驗(yàn)篇.北京:人民交通出版社，2001.5.

（責(zé)任編輯簾 青）

修改稿收到日期為2015年7月1日。

Multi-task Integrated Design Platform for Multi-Axle Steering System of Heavy Duty Trucks

GuYufeng1,Lv Pengmin1,Shan Zenghai2,Cao Leilei1
（1.Key Laboratory for Highway Construction Technology and Equipment of Ministry of Education,Chang’an University; 2.Xuzhou Heavy Machinery Co.,Ltd XCMG）

To realize the integrated design of the multi-axle steering system,a multi-task integrated design platform for multi-axle steering system of heavy duty trucks is developed.The steering system of an 8×4 type heavy duty truck is analyzed using the platform,which shows that the steered wheel angle error,the interference between the suspension and steering linkage and the non-uniformity of the steering drive ratio are improved after multi-objective optimization of the steering system.Thus the number of turn of steering wheel and difference of steering force limit are improved,moreover,the yaw rate amplitude in lemniscate simulation test also tends to be symmetrical,and vehicle handling stability is improved.

Heavy duty truck，Multi-axle steering system，Integrated design，Software platform

重型載貨汽車 多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 集成設(shè)計(jì) 軟件平臺(tái)

U463.4

A

1000-3703（2015）08-0014-06

*中央高校基本科研業(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金資助項(xiàng)目（重型車輛多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的多任務(wù)匹配研究，編號(hào)：CHD2011TC134）和國(guó)家科技支撐計(jì)劃課題（工程機(jī)械節(jié)能減排關(guān)鍵技術(shù)研究與應(yīng)用，編號(hào)：2015BAF07B00）資助。