转向离合器机构的结构简图如图6.4.7所示。在坦克变速装置输出轴的两侧各有一个结构完全相同的转向机构，均是由一个离合器L和一个制动器Z组成的。两侧离合器L1和L2的主动部分与变速箱输出轴连接，被动部分通过侧减速器与坦克主动轮连接。在离合器L1和L2的被动部分上分别设置制动器Z1和Z2。
图6.4.7 转向离合器机构的结构简图
坦克直线行驶时，两侧离合器L1和L2完全结合，制动器Z1和Z2完全分离。此时，两侧主动轮都与变速箱输出轴连接，且传动比一致。
坦克转向时，外侧离合器L2和制动器Z2仍然保持直线行驶时的工作状态不变。内侧离合器L1和制动器Z1的工作状态将发生变化。该机构共有4种工作情况。
（1）内侧离合器L1完全分离，内侧制动器Z1完全制动，此时坦克以规定转向半径做原地转向，Rg＝B／2，这种转向工况称为完全制动转向。
（2）内侧离合器L1完全分离，内侧制动器Z1部分制动，处于摩滑状态。此时，坦克的转向半径是非规定转向半径，即R＞Rg，这种转向工况称为部分制动转向。
（3）内侧离合器L1完全分离，内侧制动器Z1也完全分离，此时坦克低速侧主动轮及履带和坦克内部的动力联系被切断，处在一种自由转动的状态。对应的转向半径是分离转向半径，通常用R0来表示，它也是非规定转向半径。一般R0≫Rg，这种转向工况称为分离转向。
（4）内侧离合器L1部分结合，处于摩滑状态，内侧制动器Z1完全分离。此时，坦克的转向半径是非规定转向半径，它比分离转向半径还要大，即R＞R0，多用于坦克小幅修正方向，这种转向工况称为部分结合转向。
下面将针对每种转向工况的运动学和动力学特点，并结合上一节中关于外阻力消耗功率的分析结果，研究转向离合器机构的转向功率平衡问题。
1.完全制动转向工况（R＝Rg＝B／2，或ρ＝ρg＝1）
在完全制动转向工况下，内侧制动器Z1完全制动，所以内侧履带速度v1＝0。外侧履带速度等于转向前直驶速度，即v2＝v＞0。内侧履带上此时作用着最大制动力，按照图6.4.5所示力的方向，有F1＜0。外侧履带上则作用着牵引力，即F2＞0。
内侧履带上的功率：P1＝F1 v1＝0。内侧履带既不输出功率，也不吸收功率。
外侧履带上的功率：P2＝F2 v2＞0。外侧履带对外输出功率。
此时，外阻力消耗的功率为
由于此时转向机构内部没有摩擦元件摩滑，所以内部摩滑（损失）功率Pm＝0。根据式（6.4.9）可得此时的功率平衡关系为
Pex＝Pw＋Pm＝Pw＝P2
完全制动转向工况下坦克转向机构内部和外部的功率流如图6.4.8所示。
图6.4.8 完全制动转向工况的功率流
2.部分制动转向工况（R＞Rg，或ρ＞ρg）
在部分制动转向工况下，内侧制动器Z1部分制动，处于摩滑状态，所以内侧履带速度不为0，即v1＞0。外侧履带速度仍等于转向前直驶速度，即v2＝v＞0。内侧履带上此时作用着制动力，即F1＜0。外侧履带作用着牵引力，即F2＞0。
内侧履带上的功率：
。此时，内侧履带通过与地面的相互作用，从外界吸收功率，这部分吸收的功率来自外侧履带输出功率的一部分。
外侧履带上的功率：
。外侧履带对外输出功率。
此时，外阻力消耗的功率为
内侧制动器Z1摩滑过程中会产生摩滑功率损失，这部分摩滑损失功率就是Pm。由于内侧离合器L1此时处在完全分离状态，低速侧履带吸收进来的功率无法通过离合器L1反向传递，只能全部消耗在制动器Z1的摩滑上，这部分机械能最终变成了热能耗散掉了，因此有
此时，功率平衡关系为
部分制动转向工况下转向机构内部和外部的功率流如图6.4.9所示。
图6.4.9 部分制动转向工况的功率流
转向离合器机构在部分制动转向时，内部摩滑损失功率较大，转向效率很低。这给该工况带来了两个方面的问题：首先，为了完成转向，克服一定的转向阻力，就需要更大的发动机功率输入，在困难路面上，坦克有可能因为发动机输出功率不足而熄火；其次，制动器摩滑功率较大，加重了制动器的热负荷，可能会影响制动器工作的可靠性和使用寿命，甚至损坏制动器。所以，为了避免制动器出问题，驾驶的时候要做断续的转向运动，以避免制动器过热，但这样会使坦克转向平稳性变差。
3.分离转向工况（R＝R0，或ρ＝ρ0）
分离转向工况下，内侧离合器L1和制动器Z1完全分离，低速侧履带和主动轮因动力联系被切断而自由转动，内侧履带在外侧履带的拖动下，仍然具有一定的向前速度，即v1＞0。外侧履带速度依然等于转向前直驶速度，即v2＝v＞0。内侧履带上作用力F1＝0。外侧履带上作用着牵引力，即F2＞0。
内侧履带上的功率：P1＝F1 v1＝0。内侧履带既不输出功率，也不吸收功率。
外侧履带上的功率：P2＝F2 v2＞0。外侧履带对外输出功率。
此时，外阻力消耗的功率为(www.xing528.com)
由于此时转向机构内部没有摩擦元件摩滑，因此内部摩滑（损失）功率Pm＝0。功率平衡关系为
Pex＝Pw＋Pm＝Pw＝P2
分离转向工况下坦克转向机构内部和外部的功率流如图6.4.10所示。
由于分离转向半径很大，因此外阻力消耗的功率较小，转向所需的发动机功率也较小。同时，转向机构内部没有摩滑功率损失，转向机构的效率较高，这种工况常用来修正坦克行驶方向。在困难地面上转向时，为了尽量避免使用部分制动转向，经常通过反复使用该工况来调整坦克的方向。
4.部分结合转向工况（R＞R0，或ρ＞ρ0）
在部分结合转向工况下，内侧制动器Z1分离，内侧离合器L1部分结合，处于摩滑状态。内侧履带速度不为0，即v1＞0。外侧履带速度仍等于转向前直驶速度，即v2＝v＞0。内侧履带上此时作用力从制动力变为牵引力，即F1＞0。外侧履带同样作用牵引力，即F2＞0。
图6.4.10 分离转向工况的功率流
内侧履带上的功率：
。此时，内侧履带通过内侧离合器的摩滑，也输出一部分发动机功率。
外侧履带上的功率：
。外侧履带对外输出功率。
此时，外阻力消耗的功率为
内侧离合器L1摩滑过程中同样会产生摩滑功率损失，这部分摩滑损失功率就是此时的Pm。离合器摩滑功率损失一般利用离合器传递的摩擦转矩和主被动部分的角速度差的乘积来进行计算，即
Pm＝Tm（ωzd－ωbd）
式中 Tm——离合器传递的摩擦转矩（N·m）；
ωzd——离合器主动部分的角速度（rad／s）；
ωbd——离合器被动部分的角速度（rad／s）。
为了便于分析，在假设相关的传动和行动装置的效率均为100%的前提下，把离合器L1的摩滑转矩Tm和主被动部分的角速度ωzd和ωbd均换算为两侧履带上的作用力和速度。则根据图6.4.7，有如下关系式：
式中 rz——主动轮工作半径；
ic——坦克侧传动比。
将这些公式代入离合器摩滑功率损失Pm的表达式中，得
此时，功率平衡关系为
部分结合转向工况下坦克转向机构内部和外部的功率流如图6.4.11所示。由于此时坦克的转向半径比分离转向半径还要大，因此转向所需的发动机功率接近于坦克以同样速度直线行驶时的功率。此时，离合器的摩滑功率损失也很小，长时间使用该工况一般不会影响离合器的工作可靠性。
图6.4.11 部分结合转向工况的功率流
5.离合器转向机构的转向功率平衡曲线和性能评价
转向过程中，外阻力消耗的功率Pw、转向机构内部的摩滑功率损失Pm和所需的发动机功率Pex与相对转向半径ρ之间的关系曲线称为转向功率平衡曲线，如图6.4.12所示，图中纵坐标为功率，横坐标为相对转向半径。
图6.4.12 转向离合器机构的转向功率平衡曲线
对于一定的坦克，G、B、L和Rg为已知值，只要知道地面参数μmax和f，就可以求出坦克直线行驶速度为v时，以ρ≥ρg的不同转向半径转向的各种功率值，并可绘制出Pw＝f（ρ）和Pex＝f（ρ）的特性曲线，这两条曲线间纵坐标的高度差就是Pm。在其他条件都相同时，转向机构内部的Pm越小，说明这种转向机构的转向效率越高，转向功率利用性能就越好。
转向离合器机构是一种结构简单、制造容易、经久耐用、使用维修方便的转向机构，它既能做原地制动转向，又能做大半径的部分制动转向、分离转向和部分结合转向，直线行驶稳定性能较好。
转向离合器机构的主要缺点如下。
（1）只有一个规定转向半径Rg＝B／2，当以R＞B／2转向时，内侧履带吸收的全部功率都消耗在摩擦元件摩滑中，所以转向消耗功率较大，不够经济。
（2）会产生反转向现象。当一侧离合器分离时，该侧功率流被切断，两侧功率失去联系。在下坡等情况下转向时，可引起反转向，这是所有独立式转向机构的共性特点。
（3）转向平稳性差。当以R＞B／2转向时，仅能做短时间的转向，若长时间转向会把摩擦元件烧毁。如果一定要做长时间转向，只能使摩擦元件时分时合，做断续式转向，所以转向平稳性较差。
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