任何車輛都會有需要維修或更換零件的時候，四軸車輛當然也不例外，但相較 於一般二軸車輛只有單一轉向軸，四軸車輛會有兩軸以上的轉向軸，也就是說會具 備兩種以上的轉向連桿機構，故在事先準備轉向機構的備品時，二軸車輛只要準備 一種，但四軸車輛要準備兩種或以上之轉向連桿機構，對車輛的維修整備來說會較 不方便。如果整車轉向機構的尺寸規格皆相同，在維修上就只需要準備一種尺寸規 格之轉向機構，應可增加維修整備的便利性。因此，本章將假設所有轉向連桿機構 尺寸一致，以新型轉向幾何為設計目標，探討在整車轉向機構模組化的情況下，轉 向機構能達到何種轉向幾何，並且分析在最佳化結果之轉向幾何下，轉向特性與期 望目標之差異。
5-1 轉向機構原型設定與設計變數
本章使用的所有轉向軸之轉向機構原型一致為 3-1-1 小節介紹的第一軸轉向 機構，如圖3.4 所示，各軸機構之接地點座標也同樣採用表 3.4 的定義。依據轉向 機構原型與轉向機構模組化之假設，設計變數與設計範圍修改為如表5.1 與表 5.2 所示，分別為前雙軸轉向之轉向機構設計變數與一二四軸轉向之轉向機構設計變 數。其中同一格內之設計變數的量值設定為相等。
對於一二四軸轉向之四軸車輛來說，第四軸輪胎之轉向一般與一二軸輪胎之 轉向相反，故在轉向機構模組化的設定下，使用一四軸轉向機輸出比時應加上負號，
才能使計算出來之第四軸輪胎轉向角與一二軸相反。
表5.1 前雙軸轉向機構模組化設計之設計變數範圍
131
前一節提到的轉向機構原型與設計變數。
5-2-1 最佳化設計結果
進行 600 次最佳解搜尋後，求得適應值最小之解如表 5.3 所示，適應值為 3771.8643，可以看出各輪轉向角與期望點之數值仍存在不小的誤差。機構示意圖 如圖5.1 所示。
表5.3 前雙軸轉向機構模組化設計之最佳化結果
一二軸轉向機構變數 數值
𝐿𝑔、𝐿𝑔2 (mm) 499.9994 𝐿𝑝、𝐿𝑝𝑠 (mm) 296.7723 𝐿1、𝐿1𝑠 (mm) 762.4096 𝐿2、𝐿2𝑠 (mm) 400 𝐿3𝑙、𝐿3𝑟、𝐿3𝑙𝑠、𝐿3𝑟𝑠 (mm) 273.3986 𝐿5𝑙、𝐿5𝑟、𝐿5𝑙𝑠、𝐿5𝑟𝑠 (mm) 231.1772 𝐿6𝑙、𝐿6𝑟、𝐿6𝑙𝑠、𝐿6𝑟𝑠 (mm) 501.8994 𝐿7𝑙、𝐿7𝑟、𝐿7𝑙𝑠、𝐿7𝑟𝑠 (mm) 290
𝜃𝑝、𝜃𝑝𝑠 (deg) 95.8872 𝜃5𝑙、𝜃5𝑙𝑠 (deg) 60
一二軸轉向機輸出比 數值
𝑘21 0.7
圖5.1 前雙軸模組化設計之轉向機構
依據最佳化結果，計算各軸轉向機構所輸出之輪胎轉向角變化，如圖5.2(a)至 (c)所示，依序為第二輪、第三輪和第四輪轉向角對第一輪轉向角之關係。由圖可 知，第二輪轉向角變化趨勢接近新型轉向幾何，但在第一輪轉向角約35 度時，轉 向角明顯比新型轉向幾何小；第三輪轉向角在第一輪轉向角小於25 度時也與新型 轉向幾何接近，超過25 度後才漸漸偏離，而第四輪轉向角則明顯與新型轉向幾何
有較大誤差。整體來說，此最佳化結果與設計目標差異略大，其造成之轉向特性必 定會不如預期，但確切轉向特性仍須帶入穩態轉向模型中才可得知，下兩小節將對 此進行討論。
(a) 第二輪轉向角 (b) 第三輪轉向角
(c) 第四輪轉向角
圖5.2 前雙軸轉向機構模組化設計結果之轉向幾何與設計目標比較
5-2-2 迴轉半徑分析
將前一節最佳化結果之轉向幾何帶入四軸車輛穩態轉向模型後，求得之重心 迴轉半徑對第一輪轉向角關係如圖5.3 所示，最佳化結果之迴轉半徑整體略小於阿 克曼轉向幾何，在第一輪轉向角超過30 度後，與阿克曼之差異有些許增加，但變 化幅度很小，達到35 度時，約比阿克曼縮小 1.7718%。最佳化結果之迴轉半徑確 實較小，只是縮小程度不大。
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圖5.3 前雙軸轉向機構模組化設計結果之迴轉半徑變化(V=10kph)
5-2-3 側滑角分析
時速10 公里下各輪的側滑角變化情形如圖 5.4 所示，第一輪、第二輪和第三 輪側滑角變化皆有由阿克曼轉變為雙平行的趨勢，但並不是完整的符合，在小轉向 角時第一、二輪側滑角量值小於阿克曼，第三輪反之。而第四輪側滑角量值在所有 轉向角下皆大於阿克曼之數值，且也沒有往雙平行轉向幾何變化之趨勢。第三軸和 第四軸之輪胎側滑角則與阿克曼轉向幾何相近。
圖5.4 前雙軸轉向機構模組化設計結果之各輪側滑角變化(V=10kph) 接著分析整體之輪胎磨耗程度，如圖5.5 所示，時速 10 公里時，側滑角絕對 值平均在第一輪轉向角15 度以前與雙平行轉向幾何之數值差不多，當第一輪轉向 角超過15 度以後，平均值漸漸偏向阿克曼轉向幾何之數值，接近最大轉向角值時 又略為偏離阿克曼之數值。由此可知，5-2-1 小節求得之最佳化結果使得四軸車輛 以小轉向角轉向時輪胎磨耗會稍微偏大，大轉向角則偏小，整體與新型轉向幾何所 預期之側滑角變化相反。
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圖5.5 前雙軸轉向機構模組化設計結果之側滑角絕對值平均之變化(V=10kph) 最後再分析輪胎磨耗之均勻度，如圖5.6 所示，時速 10 公里下，最佳化結果 之側滑角變異係數在小轉向角時，小於阿克曼和雙平行，隨著角度增加，磨耗均勻 度越來越差，最後達到雙平行。雖然小轉向角時沒有貼近阿克曼之數值，但整體變 化趨勢是符合新型轉向幾何所期望的轉向特性，意即在第一輪轉向角小於25 度時 維持較好的磨耗均勻度，超過25 度後，則容許較差的磨耗均勻度出現。不過，變 異係數整體仍大於30%，磨耗均勻度依舊不理想。
圖5.6 前雙軸轉向機構模組化設計結果之側滑角變異係數之變化(V=10kph) 綜合5-2-2 與 5-2-3 小節之分析，模組化之轉向機構雖然無法完整符合新型轉
向幾何，但仍可達到縮小最小迴轉半徑之目的，而且整體輪胎磨耗只略大於阿克曼 轉向幾何之數值。唯一較可惜的是，最小迴轉半徑縮小的幅度過小，可能無法有效 地提高車輛機動性。
5-3 一二四軸轉向機構之模組化設計
此節使用之最佳化設計方法大致上與4-5 節相同，包含設計目標、設計條件和 最佳化演算法。其中主要修改兩個部分，其一為5-1 節提到的轉向機構原型與設計 變數，將三個轉向軸之轉向機構尺寸規格和設計範圍設定為完全一樣；其二為最大 轉向角限制，此處之最佳化不考慮第三輪和第七輪的部分(式(3.36)和式(3.37))。
5-3-1 最佳化設計結果
由於在搜尋最佳解的過程中，無法找到符合所有限制條件之解，故此處放寬其 中一項限制條件，不考慮3-3-2 小節提到之誤差值的最大限制，然後再進行 600 次 最佳解搜索，所求得之最佳解如表 5.4 所示，機構示意圖如圖 5.7，適應值為 295568.0526。由此值可以得知，最佳化結果與設計目標仍有很大的誤差，故可推 測在所有轉向機構尺寸規格都一樣的情況下，無法找到一組可達到一二四軸新型 轉向幾何之機構尺寸規格。
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表5.4 一二四軸轉向機構模組化設計之最佳化結果
一二四軸轉向機構變數 數值
𝐿𝑔、𝐿𝑔2、𝐿𝑔4 (mm) 481.7401 𝐿𝑝、𝐿𝑝𝑠、𝐿𝑝𝑓 (mm) 150 𝐿1、𝐿1𝑠、𝐿1𝑓 (mm) 762.8594 𝐿2、𝐿2𝑠、𝐿2𝑓 (mm) 285.9412 𝐿3𝑙、𝐿3𝑟、𝐿3𝑙𝑠、𝐿3𝑟𝑠、𝐿3𝑙𝑓、𝐿3𝑟𝑓 (mm) 178.3837 𝐿5𝑙、𝐿5𝑟、𝐿5𝑙𝑠、𝐿5𝑟𝑠、𝐿5𝑙𝑓、𝐿5𝑟𝑓 (mm) 248.0901 𝐿6𝑙、𝐿6𝑟、𝐿6𝑙𝑠、𝐿6𝑟𝑠、𝐿6𝑙𝑓、𝐿6𝑟𝑓 (mm) 576.7558 𝐿7𝑙、𝐿7𝑟、𝐿7𝑙𝑠、𝐿7𝑟𝑠、𝐿7𝑙𝑓、𝐿7𝑟𝑓 (mm) 289.9905 𝜃𝑝、𝜃𝑝𝑠、𝜃𝑝𝑓 (deg) 95.4137 𝜃5𝑙、𝜃5𝑙𝑠、𝜃5𝑙𝑓 (deg) 60
一二軸轉向機輸出比 數值
𝑘21 0.7
一四軸轉向機輸出比 數值
𝑘41 0.7
圖5.7 一二四軸模組化設計之轉向機構
依據最佳化結果計算各輪轉向角之變化，並與一二四軸新型轉向幾何進行比 較，如圖5.8 (a)至(e)所示，依序為第二輪、第三輪、第四輪、第七輪和第八輪轉向 角對第一輪轉向角，由圖可以看出最佳化結果(紅線)明顯不符合一二四軸新型轉向 幾何(黑線)。
(a) 第二輪轉向角 (b) 第三輪轉向角
(c) 第四輪轉向角 (d) 第七輪轉向角
(e) 第八輪轉向角
圖5.8 一二四軸轉向機構模組化設計之轉向幾何與設計目標比較
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5-3-2 迴轉半徑分析
為了作進一步的確認，本小節與下一小節將最佳化結果之各輪轉向角帶入四 軸車輛穩態轉向模型中模擬轉向特性。圖5.9 為時速 10 公里下之重心迴轉半徑，
在第一輪轉向角小於 15 度時，最佳化結果之重心迴轉半徑小於阿克曼和三平行，
大於15 度後，漸漸大於阿克曼與三平行，在最大轉向角時最小迴轉半徑大於阿克 曼之數值約9.8178%，仍無法小於阿克曼轉向幾何之迴轉半徑。
圖5.9 一二四軸轉向機構模組化設計結果之迴轉半徑變化(V=10kph)
5-3-3 側滑角分析
此節藉由模擬穩態轉向時之輪胎側滑角來分析輪胎磨耗，圖 5.10 所示為時速 10 公里下各輪側滑角隨轉向角增加之變化，可以看出大部分轉向角下，最佳化結 果之側滑角量值大於阿克曼與三平行之數值，而且幾乎每輪皆無法達到小轉向角 時維持阿克曼轉向幾何之磨耗特性。
圖5.10 一二四軸轉向機構模組化設計結果之各輪側滑角變化(V=10kph) 輪胎整體磨耗程度與磨耗均勻度的部分，如圖5.11 與圖 5.12 所示，分別為時 速10 公里下側滑角絕對值平均與側滑角變異係數隨轉向角增加之變化。由圖可知，
最佳化結果之輪胎整體磨耗明顯大於阿克曼與三平行，而且側滑角變異係數在小 轉向角時也大於30%，無法維持較好的磨耗均勻性。
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圖5.11 一二四軸轉向機構模組化設計結果之側滑角絕對值平均之變化(V=10kph)
圖5.12 一二四軸轉向機構模組化設計結果之側滑角變異係數之變化(V=10kph) 綜合5-3-2 與 5-3-3 小節之分析，在最佳化結果之轉向幾何下，四軸車輛的重 心迴轉半徑與側滑角皆不符合一二四軸新型轉向幾何下所期望的轉向特性，進一 步證明模組化之一二四軸轉向機構無法達到一二四軸新型轉向幾何。
5-4 小結
本章以前一章訂立之新型轉向幾何為設計目標，採用相同的最佳化設計方法 進行前雙軸與一二四軸轉向機構模組化設計，探討是否能在考量維修整備便利性 的同時，設計出在小轉向角下具有良好磨耗特性，且大轉向角下具有較小迴轉半徑 之轉向機構。
本章之研究結果整理如下：
1. 依據實際車體空間限制與連桿運動限制所設計的模組化前雙軸轉向機構能在 少數輪胎轉向角近似於新型轉向幾何，而其餘轉向輪會與新型轉向幾何有較 大誤差。
2. 模組化前雙軸轉向機構所產生之轉向幾何可令四軸車輛略微縮小最小迴轉半
2. 模組化前雙軸轉向機構所產生之轉向幾何可令四軸車輛略微縮小最小迴轉半