转向机构（精选十篇）
转向机构 篇1
1. 转向机构组成
汽车起重机的双转向桥转向机构主要由转向盘、转向管柱、角传动器、转向传动轴、转向器、转向垂臂、转向拉杆、转向摇臂、梯形转向拉杆、转向轮等组成,如图1所示。角传动器安装在转向盘下面,当驾驶员转动转向盘时,角传动器将转向柱的垂直转动,变为转向传动轴的水平转动。转向传动轴通过转向器带动转向垂臂前、后摆动。转向垂臂摆动时,通过转向拉杆拉动转向摇臂摆动。转向摇臂通过每个转向轮的转向拉杆拉动同侧转向轮偏转,再通过梯形转向拉杆带动另一侧的车轮摆动,实现车辆转向。
起重机转向机构带动转向轮摆动时,必须满足以下3个条件:一是每个转向轮应尽量做到纯滚动,以减少轮胎的异常磨损,并使转向轻便。二是从转向盘的中间位置向两侧转向的角度应相等,以保证起重机向两侧转向时,都能达到最大的转向角,三是转向轮回正后应保证转向轮定位准确,以保证起重机能直线行驶。
2. 传统定位方法
为了保证起重机向两侧转向时转向轮摆角相等,传统的装配方法如下:首先,将转向盘从一个极限位置转到另一个极限位置,数转向盘可以转动的总圈数;其次,从一个极限位置开始转动,转至总圈数一半的位置,默认该位置为转向器的中间位置;再次,保持转向盘在中间位置不动,粗略估计转向垂臂安装角度α,将转向垂臂安装到转向器输出轴上。然后,将转向盘转到正中位置,将转向轮调整至直行位置,将起重机悬架高度调整到设计总高度中间位置。接着,测量转向摇臂的角度,将转向摇臂置于设计位置。最后,调整各转向拉杆长度,将转向拉杆安装到位。转向垂臂安装角度α如图2所示。
3. 存在问题
传统定位方法存在以下4个问题:一是手动转动转向盘、转向器数圈,转向盘和转向器的中间位置判断不准确。二是无法精确调整转向垂臂的安装角度,会因转向垂臂的安装角度不对,造成转向盘从中间位置向左、右转向的圈数不相等,往往需要将转向垂臂拆下进行2次调整。三是转向摇臂安装角度测量不准确,与设计有偏差后,会造成同一转向桥左、右两侧转向轮的前束值偏离,转向轮回正后无法保证起重机直线行驶。四是装配人员的劳动强度大、装配工时长。
4. 改进措施
(1)增设转向器中间位置标记
由转向器和转向输入轴制造厂家分别在转向器壳体和转向器输入花键轴轴端增设表示转向器中间位置的对正标记,如图3所示。在连接转向传动轴十字轴与转向器输入花键轴前,装配人员先分别逆时针、顺时针转动到极限位置,大体检查圈数相等后,再将这2个对正标记对正并紧固,这样可保证转向盘中间的准确位置,调试人员无须对其进行再次调整,从而提高装配效率。
(2)增设转向垂臂对正标记
为了解决转向垂臂装配时难以对正问题,我们在转向器壳体、转向器输出轴及转向垂臂上分别增设对正标记,并在车架立板靠近转向器支架位置开设观察孔,如图4所示。安装转向垂臂时,先转动转向传动轴,使转向器输出轴的标记与其壳体上的标记对正,以此表明转向器位于转向角的中间位置。再将转向垂臂的标记与转向器输出轴标记对齐,以此表明转向器输出轴端与转向垂臂安装角度准确。在靠近转向器支架的车架立板上开设观察孔,便于安装人员和检验人员检验各标记是否正确。
(3)采用转向摇臂测量杆
为了提高转向摇臂定位角度的准确性,我们设计、制造了转向摇臂测量杆,以此检测转向摇臂安装角度。该转向摇臂测量杆两端为关节轴承,中间为连杆,连杆中间采用螺栓连接,可以转动螺栓来调节2个关节轴承之间的长度,其一端关节轴承设有箭头标记,另一端则不带标记,如图5a所示。安照转向垂臂的设计角度,在转向垂臂上设置标记,如图5b所示。
将转向摇臂安装后,先将转向摇臂测量杆带有箭头标记关节轴承紧固在转向摇臂上的安装孔内,另一端紧固在车架上。再转动摇臂测量杆中间的螺栓,使关节轴承上的箭头标记对准转向摇臂的上的标记,就可保证转向摇臂的安装角度。最后调整转向拉杆长度后,将转向拉杆安装到位。
3.改进效果
转向机构 篇2
10月22日，中国证监会发布实施《证券期货经营机构私募资产管理业务管理办法》及《证券期货经营机构私募资产管理ag亚游官网计划运作管理规定》（以下合称《资管细则》）。该《资管细则》适用于证券期货经营机构，即证券公司、基金管理公司、期货公司及前述机构依法设立的子公司开展的私募资管业务。
截至2018年6月份，证券期货经营机构私募资产管理业务规模合计25.91万亿元，其中证券公司及其子公司约14.92万亿元，基金公司及其子公司约10.83万亿元，期货公司及其子公司约1600亿元。这意味着该《资管细则》将对近26万亿元的资金市场产生影响。
七项内容统一业务规范
金牛理财网分析师宫曼琳表示，4月底《关于规范金融机构资产管理业务的指导意见》（以下简称《指导意见》）发布实施后，证监会再发布实施《资管细则》，既是落实“大资管新规”的举措，也是2016年以来加强私募资管业务监管、统一业务规范的延续。
中国证监会有关部门负责人表示，《资管细则》与《指导意见》保持高度一致，部分监管指标较现行监管规定略有放宽。
具体来看，《资管细则》主要有7方面重点规则：一是统一法律关系，依法明确各类私募资管产品均依据信托法律关系设立，确立“卖者尽责、买者自负”等基本原则。二是统一现有规则“术语体系”，系统界定业务形式、产品类型，以及标准化、非标准化资产。三是基本统一监管标准。四是适当借鉴公募经验，健全投资运作制度体系。包括组合投资、强制托管、充分披露、独立运作等方面要求。五是压实经营机构主体责任。六是强化重点风险防控，补齐制度短板。七是强化一线监管，加强监管与自律协作。
机构转向:调整刚开始 震荡将延续 篇3
1月20日，上证指数以3%的跌幅收场，21日继续弱势整理。指南针全赢数据显示，1月20日，主力资金净流出292亿元，21日继续净流出95亿元。
接受《投资者报》记者采访的多位公募基金和私募基金经理纷纷表示，短期市场面临的调整压力很大，甚至有公募基金经理称，短期调整也许才刚刚开始。
就在前一周记者的采访过程中，多数机构还看好一季度走势，如今在利空传闻的持续打击下，市场情绪开始转为悲观。
多种因素共振导致大跌
“今天的大跌算是正常反应。”面对1月20日跳水的大盘，当天晚间接受记者采访的数位机构人士都坦言并不奇怪。
在他们看来，这次大跌是多种因素共振的结果。最直接的影响是满天飞的利空传闻。1月20日午后，股市突然跳水，罪魁祸首被指向加息传闻。当时坊间流传“央行为扼制过快的通胀预期，决定将于本周五加息0.27个百分点”。
事实上，近段时间有关货币紧缩的利空传闻不断。就在大跌的前一天，媒体还报道称“多家银行1月份剩余时间将停止新增信贷”的消息，尽管银监会主席刘明康20日在香港发表演讲时进行了辟谣，却依旧没有挽回市场信心。
“一有利空传闻，盘面上立刻有反应，这显示了股市非常疲软。”1月20日，北京源乐晟资产管理公司总经理曾晓洁对《投资者报》记者透露了他的操作，“正由于看到了市场的恐慌情绪，我今天早上减了一点仓，到下午又逐步加大减仓的幅度。”
当然，此次大跌还是市场内在规律的要求。曾晓洁认为，今年以来，大盘涨不起来，而小盘股、题材股仍然被疯狂炒作。涨得高了，自然需要调整。
国富基金的一位基金经理也对《投资者报》记者表示，投资者除了担忧流动性收紧之外，宏观经济数据能否好于预期也是考虑因素。房地产新开工数大幅度下降、基金高仓位等也对股市上涨形成一定的压力。
上述基金经理还提到，新股发行节奏再度加快，也给流动性本已紧张的市场“雪上加霜”。1月18日当周有泰尔重工等8只新股申购，其中还包括中国西电和二重重装等两只大盘股，新股的快速发行使二级市场资金面吃紧。
加息传闻将长时间困扰市场
对于此次大跌的凶手之一——加息传闻，在机构投资者看里，将是一直困扰市场的利空因素。直到加息政策出台，这个因素才能化解。
“准确的加息时间，没法判断。但是有一点可以确认，在不久前意外提高存款准备金率之后，市场的关注点已经从对政府出不出紧缩政策、何时出台等问题，转变到怎么出，或力度会有多大的问题上。在加息政策没有明朗之前，市场会一直受其影响。”平安证券首席策略分析师李先明对《投资者报》记者如此表示。
不过，李先明也认为，周五加息传闻成真的概率很小。在刚刚提高存款准备进率后，央行不可能那么快推出加息政策。如果政策出得太急，会对市场造成严重冲击，毕竟监管层不希望看到市场暴涨暴跌，“至少，在两会之前，加息等政策不会明朗。”
既然加息政策未出台前，股市会饱受压力，那么加息后，市场会有什么表现？在上海龙腾资产管理公司总经理吴险峰看来，央行加息后，投资者反而不用担心。“央行决定加息，肯定是基于宏观经济转好，有了经济基本面的支撑，市场自然不会差到哪里去。”吴险峰说。
短期调整也许刚开始
对于短期市场走势，接受《投资者报》记者采访的大多数机构，持有悲观态度。
“前期市场比较乐观，主要是大家认为一季度流动性还算宽裕，宏观经济复苏不错，今年企业经济增长利润会超预期，国外经济恢复会拉动出口；但现在市场开始对于乐观情绪重新审视。我们发现宏观经济复苏不是一帆风顺，企业的盈利情况也不见得如年初预期的那么乐观。”上述国富基金经理直言，“调整也许刚开始。”
他认为，今年经济变量特别多，如果全球经济二次探底，会对中国出口造成很大的打击。今年的国内投资基数在下降，房地产投资如果再跟不上，国内私人资本投资很难提上去。这样考虑的话，之前做的很多企业盈利预期偏高，市场需要作出修正。
某基金专户理财一位姓高的经理对此也表示认同：“随着流动性紧缩，很多资金密集型行业业绩会差很多，而且由投资链条拉动经济增长的幅度，也会大打折扣。”
针对市场对基金打压指数、趁机低位建仓的猜测，高经理认为，基金虽然在年初降低了银行、地产股的仓位，但是总体仓位仍然很高。根据基金四季报可以看出，大部分基金的仓位仍在80%~90%。高仓位的基金反而可能成为被迫杀跌的主力。
“股市现在的估值还是有些高了，还有下跌空间。如果从业绩方面来测算的话，大盘跌到2700点，才是一个比较安全的位置，也就是说还有将近20%的下降空间。”高经理说。
但在李先明看来，高经理的预测还是太悲观了一些。李先明告诉记者，尽管流动性越来越紧，但是企业盈利的确在改善，即使盈利的幅度不高，但也是个支撑，往下走的空间不大。“我认为，大盘会维持一个相对的弱势平衡，在3000点~3200点震荡。”
当然，也有对短期市场持中性态度的机构投资者。私募人士吴国平1月20日接受《投资者报》记者采访时说，从当天盘面上看，跌停的股票较多，说明政策一有风吹草动，市场的抛压盘就很严重。另一方面，涨停的股票也不少，这也说明，多方力量在局部还是能取得一定胜利的。而当天的成交量明显放大，一方面说明抛盘坚决，另一方面说明接盘者也很踊跃。
“因此，就算有利空消息，股市也不可能持续下跌。短期来看，暴跌后有可能迎来反抽动作，甚至可能会诱多，收复阴线的概率还是很大的。接下来，股市可能会延续震荡格局。”吴国平说。
四轮拖车转向梯形机构分析 篇4
关键词：四轮拖车,误差补偿,纯滚动,传统转向梯形机构
该文的研究, 试图提高在运输过程中的效率上, 对四轮拖车的传统设计机构原理进行分析, 并在此基础上提出进一步完善该机构的方法。具体来说, 梯形机构作为地面托车包括四轮拖车转向系的主要的机构之一, 它的作用原理是合理匹配拖车在行进过程中左、右轮之间的偏转角关系, 进而使两轮能够按照相同的弧度向中心方向旋转, 即使轮子按照不同的圆周规律作纯滚动, 以有效减少或者避免轮子在转向过程中的侧滑, 这主要考虑到延长轮子的使用寿命及工作的效率。关于梯形机构转角的分析优化在学术界已经有很多理论成果, 但是很多都忽视了机构原理误差对设计的影响, 因此总是存在一定的瑕疵, 为了更好地解决这一问题, 该论文的研究试图阿克曼原理为研究基础找到克服这一误差的方法, 真正使四轮拖车的梯形机构发挥在运输过程中的意义。
1 四轮拖车转向理论的若干分析
1.1 以阿克曼原理为基本参考点
一般来说, 四轮拖车在运动行驶 (直线或者转弯运动行驶) 的过程中, 它的每一个轮子的运动轨迹都需要严格按照实际发生的轮子运动的轨迹, 具体来说, 就是要求每一个车轮对应的轴线都需要有一个平衡点, 即所谓的转向中心, 以此保证轮子在转动的过程中与地面始终处于自然的碰触而作纯滚动的移动。
在该文看来, 阿克曼理论的关键在于其注重把车前轮的定位角设计为零度, 同时行走系统处于刚性状态, 以及轮子在向前滚动过程中不受侧向力影响。在此基础上, 它存在如下几点优势:
(1) 四轮拖车 (以该文的研究为例) 在作直线运动行驶的过程中, 四个车轮子处于相互平行的轴线之中, 并且与汽车的纵向中心面处于垂直的状态。
(2) 四轮拖车在作转弯运动行驶的过程中, 所有的四个轮子应当循着同一个瞬时中心点作圆周运动, 同时其前边的内轮和外轮的转角要符合一定的条件, 以保证每一个车轮在滚动的过程中作纯滚动, 这样就很好地避免了四轮拖车因为转向时与地面之间突然增大的阻力导致的车轮的磨损加速。
1.2 梯形机构滑移存在的可能原因
所谓梯形机构, 是指为了满足阿克曼理论关于转向特性的四连杆的类似机构, 这在建构模型中呈现为等腰梯形的平面结构。
一般来说, 传统转向梯形机构因为在转向机构的结构设计上存在问题, 因此其不具有阿克曼理论转向的特性, 因此在车轮行驶过程中都会发生实际内、外转角关系与阿克曼理论存在偏离。具体来说, 梯形机构按照一定的原理作相应角度范围的运动时, 当四轮车的两个轮子发生角度的变化, 因而进入运动行驶状态。这个时候, 我们发现前两轮盘轴心线与后轴线不能总汇交在一点, 即不能按照阿克曼原理给出的相应预设运动, 这样就致使前轮梯形转向四杆机构在四轮拖车在运动行驶中的转向, 会出现前面轮子中的任意一轮与地面之间的横向滑移, 进而出现轮子与地面之间的摩擦效应。
2 四轮拖车前轮转向机构偏转角的误差如何计算
从实际使用中的四轮拖车来看, 很多转向机构的设计都只能大致地符合阿克曼原理的要求, 也即无法真正实现纯滚动的效果。那么, 就造成了工作过程中工人牵引的费力和可能造成的不必要的磨损, 进而失去轮子的平衡, 不利于轮子的稳定性。在这一前提下, 如果承载物体不是很沉, 且车身长度不是很大的前提下, 可以对轮子做一修改, 以便于用万向轮的方式给予规制, 但总的来说不利于控制拖车的前进方向。
总而言之, 可以从这一机构分析中得到如下启示:若要准确实现纯滚动, 一方面可以改变转向的横杆;另一方面也可以改变梯形臂的长度。通过这样一种误差补偿机制的介入, 我们可以弥补在满足阿克曼原理上的不足。
3 纯滚动转向偏转角误差如何实现有效的补偿
3.1 技术方案的制定
在笔者看来, 如果在机构的顶层设计上采用五杆机构的结构取代传统四杆梯形结构就可以圆满地解决现实车轮设计上存在的缺陷。
一般来说, 我们可以通过理论计算的方式对凸轮的升程进行测算, 现在比较普遍的则利用计算机仿真的技术达到这一目标。那么如何设计该机构的形状呢?有上述阿克曼原理提供的关系我们显然可以得到一个圆满的方案。为了避免求解含三角函数的非线性方程组, 并且更直观更有效地呈现这一过程, 可以利用Catia V5进行三维建模, 并且在其草图工具的基础上提出相应的轨迹曲线。
在实际的操作过程中, 如果出现左右前轮偏转角发生大范围的偏转, 凸轮的升程可能会产生较大的变化, 这就势必是凸轮的尺寸在短时间变大, 这就在一定程度上限制了拖车的尺寸。那么如何有效地解决这一问题呢?在笔者看来, 应该在四连杆的基础上增加两滑块, 使之以六连杆的机构来补偿这一角度的过大问题。同时, 我们看到滑块循着阿克曼原理提示的相应轨迹向前行走, 在确定两主销中心距和前后轮轮距后通过Catia V5草图工具描绘出阿克曼轨迹双侧图示。在这一过程中, 可以采用牵引杆牵引连杆围绕固定杆运动, 连杆在带动滑块循阿克曼轨迹运动, , 滑块带动连架杆旋转以及轮子固定在连杆上得以实现弥补偏转角不在范围内的缺陷。以凸轮改变成机架移向滑槽, 同时变单侧五杆凸轮机构为双侧六杆滑槽机构, 这就在现实的行驶过程中很好地实现了左右前轮较大的偏转角的实现, 另外, 还便于车身的方便设计, 不受尺寸的约束。
3.2 具体的设计及其实施方式
车身部分可以采用桁架结构, 在机架转向滑槽以使其螺接在车身, 同时注意用圆柱销给其进行有效定位, 这样就十分便于在组装时不受相应的约束即调整和修理时的重复性定位。在牵引杆上的两个铰链我们分别对其进行说明:其中一个与固定杆进行铰接;另一个则与连杆进行铰接, 与此同时, 我们要在连杆链接的牵引杆的转向支臂上做好长圆孔的开口, 便于从不同角度进行对铰链的位移变化时做出调整。两前轮主要是为了固定轮能够有效连接在六连杆机构上。
参考文献
[1]孔艳平, 段淑敏.圆轮在固定面纯滚动的加速度瞬心的轨迹分析[J].大学物理, 2015 (10) :12-14.
[2]王伟, 张君, 屈翔, 等.基于理想转向梯形的纯滚动汽车转向机构设计[J].重庆理工大学学报, 2014 (4) :29-32.
转向机构 篇5
（1.中国汽车技术研究中心，天津 300162；2.中国质量认证中心，北京 100070）
汽车的安全性是汽车工业的重要研究课题。目前世界上各汽车工业发达国家都对汽车被动安全十分重视，制订了大量相关的标准法规。防止汽车机构对驾驶员的伤害作为被动安全领域中重要的项目，历来受到各个国家的重视。欧洲标准ECE R12，美国联邦法规FMVSS 203、FMVSS 204都对该项目做了详细的规定与要求。
随着中国汽车工业的发展，汽车主管部门也参照欧洲标准ECE R12制订了符合中国国情的标准GB11557－1989，成为了最早的国内汽车安全法规之一［1］。防止汽车机构对驾驶员的伤害国家标准也不断被修订，并被列为工信部车辆生产企业及产品公告和CCC强制性产品认证的检验项目。2011年5月12日发布的最新版GB11557－2011《防止转向机构对驾驶员的伤害》代替了之前的GB11557－1998，从试验方法、试验要求等方面都紧跟ECE R12的最新修订版本要求，对于驾驶员的保护有了更加严格的要求。本文主要对比分析了GB11557－2011和GB11557－1998在试验要求、试验方法、适用范围等方面的差异，为国内外汽车制造商顺利完成中国公告和CCC认证提供技术支持。
1 新旧标准技术要求主要差异
1.1 标准适应范围
新旧标准在适用范围上有较大差异，GB11557－1998规定标准适用于M1类车，但不适用于其中的短头车及平头车［2］。 而最新标准 GB11557－2011 将标准适用范围扩大至全部的M1类车和总质量小于1 500 kg的N1类车，其他车辆也可参照该标准进行试验［3］。
1.2 技术要求
1.2.1 正面固定壁障碰撞试验要求
GB11557－2011在正面固定壁障碰撞试验中增加了转向轴和转向柱顶端向上移动量的要求，如表1所示。另外，GB11557－1998规定正面固定壁障碰撞试验在标准发布后的48个月后实施，但是在实施过程中，考虑中国国情，工信部车辆生产企业及产品公告和CCC对于该项目一直没有具体的要求。但最新发布的GB11557－2011实施之初即对正面固定壁障碰撞试验作了具体要求，现已经正式实施。
1.2.2 人体模块撞击试验要求
新旧标准在人体模块撞击试验要求上基本无差异，都作出了如下要求：人体模块以 24.1～25.3 km/h的相对速度撞击转向操纵装置时，转向操纵装置作用在人体模块上的水平力不得超过11 123 N。GB11557－2011 同时规定：满足 GB/T20913－2007《乘用车正面偏置碰撞的乘员保护》4.2.2.4 和 4.2.2.5，即胸部压缩指标不大于50 mm，胸部粘性指标不大于1.0 m/s，则认为人体模块撞击试验符合要求。
1.2.3 头型撞击试验要求
GB11557－2011根据RCE R12的最新修订版本进行了修改，其中最大的变化就是引入了头型撞击试验的要求，这是GB11557－1998所没有要求的。GB11557－2011 明确规定： 撞击头型以 24.1～25.3 km/h的相对速度撞击转向操纵装置时，作用在该撞击头型上的减速度超过80 g的累计作用时间不得大于3 ms，且最大减速度不得超过120 g。头型撞击试验要求的引入，对于整个防止转向机构对驾驶员的伤害试验产生了很大影响，新标准变得更加严格、全面，考核面更加广阔。
表1 正面固定壁障碰撞试验新旧标准技术要求对比
1.2.4 转向机构的设计、构成及安装固定应满足的要求
转向机构的设计、构成及安装固定应满足的要求方面，新旧标准并无大的差异，在这里不作比较。
2 新旧标准试验方法主要差异
2.1 正面固定壁障碰撞试验方法
新旧标准在正面固定壁障碰撞试验的试验方法上基本无差异，只是在固定壁障要求、试验车牵引、车辆状况的一些细节上做了更加详细的规定，如表2所示。
2.2 人体模块撞击试验方法
新旧标准在人体模块撞击试验方法的描述上有了一些改变，但试验方法并无较大差异，因此不作深入比较。
2.3 头型撞击试验方法
头型撞击试验为GB11557－2011的最新要求。
试验要求：应装备同实车状态的所有装饰件；若转向操纵装置装有安全气囊，则试验时应该引爆，也可根据制造商要求不引爆气囊。
样品安装准备：提供前半截车身刚性地固定在试验台上，也可以将转向机构安装在构架上进行试验，但应该与实际转向机构相比几何外形、结构相同，而且刚度更大。
试验仪器：刚性全程导向的直线撞击头型，撞击头型中安装用于测试碰撞方向数据的2个加速传感器和1个速度传感器。
试验程序：转向操纵装置平面应该正交于碰撞方向；每种操纵装置的碰撞位置最多不超过4个，最少不少于3个。每次碰撞试验应更换新的转向操纵装置。碰撞点选取按照标准要求。
表2 正面固定壁障碰撞试验新旧标准试验方法对比
3 新旧标准试验样品差异及试验实例分析
3.1 新旧标准试验样品差异
自2012年1月1日起，所有新车型将正式按照GB11557－2011进行试验，对于在生产车型，标准于2014年1月1日实施。因此，将有大量的汽车制造商需要按照新标准进行防止转向机构对驾驶员的伤害新试验或者补充差异试验。如表3所示，由于新旧版本标准差异较大，因此在样品准备方面有着巨大的差异。GB11557－2011对于正面固定壁障碰撞试验将要求强制实施，并增加了头型撞击试验，因此试验中对于样品车辆和白车身的需求量将增多。
3.2 新旧标准试验实例分析
某汽车制造商装备同样转向机构的同一型号的车辆分别按照新旧标准进行防止转向机构对驾驶员的伤害试验。因执行GB11557－1998标准时，车辆生产企业及产品公告、CCC主管部门未要求正面固定壁障碰撞试验，因此按照该标准进行试验时仅需进行人体模块撞击试验，最终使用2套转向机构完成试验，试验周期较短。试验结果及试验情况见表4及图1。
表3 新旧标准样品准备差异对比
表4 按照GB11557-1998进行试验的试验结果
表5 按照GB11557-2011进行补充试验的试验结果
按照GB11557-2011进行试验时，需要补充进行正面固定壁障碰撞试验、头型撞击试验，需提供3套转向机构用于头型撞击试验，试验周期较长。试验结果及试验情况如表5、图2及图3所示。
4 总结
GB11557-2011作为GB11557-1998的修订版本，根据中国国情参照ECE R12，对于转向机构对驾驶员的伤害考核更加全面系统，从正面固定壁障碰撞、人体模块撞击、头型撞击等方面对转向机构进行考核。新标准的严格要求，将更好的保证驾驶员的安全，这也标志着中国在被动安全标准领域紧跟汽车先进国家，并逐步形成了自己的体系。
汽车制造商在执行最新标准，完成车辆生产企业及产品公告和CCC强制性产品认证的过程中，需要从设计初期就考虑新标准的技术要求、试验方法。在准备试验时，应考虑新旧版本标准试验项目以及在试验样品数量和试验周期上的巨大差异，做好充分准备以顺利完成试验。
［1］王阳.防止汽车转向机构对驾驶员伤害的技术要求探讨［J］.汽车研究与开发，1999，（2):47-49.
［2］崔光宾.GB11557-1998，防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定［S］.天津:中国汽车技术研究中心标准化研究所，1998.
拖拉机转向机构故障分析 篇6
一、方向盘操作沉重。按从易到难的次序排查:
1.盘胎气压不足。
充气, 使两侧前胎气压保持一致, 均为规定值。如果前胎气压正常, 可拆下转向垂臂与纵拉杆的连接销, 分段检查转向器和前轮定位。
2.转向器技术状态不良。
循环球与螺杆、螺帽之间, 垂臂与轴套之间间隙过小;转向滚针轴承过紧或润滑不良。这两种情况作适当调整至方向盘转动灵活自如, 并加注润滑油即可。转向轴弯曲或轴管凹陷变形, 造成刮碰, 操作阻力增大。更换新件。
3.前轮定位技术状态不良。
顶起前桥, 用手左右扳动前轮, 若感到紧滞, 说明转向主轴销轴承或横纵拉杆球头过紧或润滑不良, 适当调松并加注润滑油;若前轮状况良好, 则需检查转向主销的内倾角、后倾角以及前轮外倾角, 前两种角过大和后一种角过小均会造成转向沉重。
二、转向不灵, 前轮随方向盘转动的反应过慢。
拖拉机在公路上行驶速度较快时, 转向不灵极易造成操作迟误, 引发交通事故。转向不灵主要是因为方向盘自由行程过大, 故障原因有以下几种情况:
1.转向器循环球与螺杆、螺帽配合间隙过大;齿条与齿扇 (有的是蜗杆与蜗轮) 的齿侧间隙过大。通过增减相关垫片, 将以上间隙调整至规定值。
2.转向梯形机构的横拉杆球头销磨损, 转向主销轴承磨损松旷。更换球头销或轴承。
3.前轮轮毂轴承松旷。调整轮毂轴承紧度:顶起前桥, 拧紧调整螺母后再松回若干, 如小四轮拖拉机松回1/10～1/12圈, 以可以用手轻转为宜。
三、行驶跑偏, 前轮左右摇摆不定。
行驶跑偏不仅加剧了转向机构和轮胎的磨损, 更增加了机手的操作难度, 严重时还会发生前轮飞脱, 造成重大事故。行驶摇摆的故障原因除前文一和二所述之外, 还有下列几种原因:
1.前轮定位中转向主销 (或转向节主轴) 的后倾角过小。后倾角过小, 主销轴轴线延长线与地面的交点至前轮与地面接触点距离就小, 而正是这个距离决定行驶中地面对前轮作用力形成的力矩 (即所谓稳定力矩) , 稳定力矩变小, 前轮行驶时遇到外力发生偏转后, 迫使其自然回位的作用力就小了, 前轮行驶的稳定性变差, 出现左右摇摆的现象。转向主销内倾角也有相同的作用。拖拉机转向主销后倾角为4°～5°, 内倾角为6°～9°。
2.前轮前束不正确, 过大则行驶方向不稳, 出现摇摆, 过小则转向沉重, 且过大和过小均会加剧前轮轮胎的磨损。小四轮拖拉机前轮前束为6～12mm, 大中型拖拉机为3～8mm, 可以通过向两端拧进或拧出转向梯形横拉杆的螺纹, 改变其长度来调整前轮前束。
3.前轮轮毂轴承磨损, 轴向间隙增大出现严重松旷, 或轴承间隙调整不当, 两侧紧度不一致, 重新调整;摇摆轴及轴套磨损, 万向节及其连接套磨损, 配合间隙过大, 关节松动, 更换新件。
单轴转向架耦合机构设计 篇7
关键词：单轴转向架,耦合机构,径向转向架,设计
1 问题的提出
随着社会经济的快速发展,各大城市面临的交通压力也越来越大,发展城市轨道交通成为一种必然趋势。理论研究及实际运用经验表明,单轴转向架具有能降低轴重、缓和轮轨系统动作用力、减少运动噪声及改善曲线通过性能等多方面优势,因此越来越多的城际列车和通勤车辆采用单轴转向架[1,2]。但在实际运行中由于单轴转向架运动稳定性和曲线通过性能差、遇到干扰时将一直做横移运动、不易收敛等缺点,必须在单轴转向架车辆上采取相应措施以改善其动力学性能。
如图1所示,目前单轴转向架车辆性能改善方案主要有以下几种:① 采用Jakob铰接转向架支撑两相邻车体,但此机构要求前、后两车体不能产生纵向位移,这种方案仅适用于铰接列车;②采用talgo导向机构,它设置在车体与转向架间,通过该机构实现轮对的径向位置;③采用耦合转向架,通过液压控制技术使轮对趋于径向位置。本文介绍的耦合式单轴转向架将前、后两单轴转向架耦合起来,这种连接方式具有利于分解、连挂和检修的优点,同时通过该耦合机构可改善转向架的曲线通过性能,有利于车辆通过小半径曲线。
(a) Jakob铰接转向架 (b) talgo导向机构 (c) 耦合转向架
2 耦合机构基本原理
耦合式单轴转向架动力学模型如图2所示,前、后转向架通过耦合机构连接起来,其中耦合机构的横向刚度和耦合摇头角刚度是决定耦合式单轴转向架动力学性能的两个关键参数,适当增大横向刚度,可相应提高稳定性;纵向刚度决定了车体的连接结构,纵向柔性连接的耦合机构可使得相邻车辆容易分离。
单轴转向架中,转向架构架与轮对间的一系悬挂刚度一般都远大于车体与构架间的二系悬挂刚度,以下的分析中,将一系悬挂近似看为刚性连接。如图3所示,通过曲线时,二系悬挂纵向刚度kSx与耦合机构回转刚度kφz产生的作用力相反,当kφz大小合适时,轮对就在轮轨蠕滑力作用下处于径向位置,此时满足式(1):
Mφz=2FSw 。 (1)
其中:Mφz为耦合机构回转力矩;FS为二系悬挂纵向力;w为二系悬挂横向跨距之半。又有:
Mφz=kφz·β 。 (2)
undefined。 (3)
β/2=b/R 。 (4)
α/2=a/R 。 (5)
其中:β为耦合式转向架两轮对间径向角;kSx为二系悬挂纵向刚度;α为车体与轮对间径向角;a为车辆名义定距之半;b为耦合转向架车辆名义轴距之半;R为曲线半径。联立以上各式,可求得:
undefined。 (6)
即耦合机构摇头角刚度满足式(6)时,耦合式转向架就可在耦合机构作用下逐渐趋于径向位置。
3 耦合机构设计
挪威铁路NSB72型电动车组采用的FEBA型耦合式单轴转向架,其耦合机构在转向架通过曲线时,可提供合适回转力矩,具有良好的径向导向功能。该机构及其他文献的耦合方案[4,5]对本文的设计具有较好的启发作用。
根据耦合机构的基本原理,本文设计出一套耦合机构,耦合机构各位置示意图如图4所示。其中B、F点通过球关节与前转向架连接,A、E点通过球关节与后转向架连接,杆BD与杆DE在D点处销接,杆FC与杆CA在C点处销接。两单轴转向架之间通过BE、FA两拉杆连接,车辆通过曲线时,前转向架动作,相应拉杆带动后转向架动作,其导向原理与转K7副构架径向转向架基本相同。车辆正常启动、制动时,前、后转向架纵向相对位移较小,该相对位移在橡胶铰变形范围之内;车辆紧急制动时,前、后转向架纵向相对位移较大,耦合机构相应动作,如图4(c)所示,即耦合机构在紧急制动时,也可保证不影响车辆连接形式。
单轴转向架一般采用焊接构架,耦合机构可安装于构架内侧端梁上。耦合机构中耦合刚度及横向刚度的大小受橡胶铰径向刚度的影响,其中横向刚度对转向架动力学性能影响较小,而耦合刚度的变化对转向架曲线通过性能有着较大影响。当耦合刚度取得最佳值时,转向架即可获得最优性能,与横向刚度取值的大小无关。在本设计中,耦合式单轴转向架耦合机构相关参数选取如下:a=5 m,b=1.25 m,w=1 m,kSx=0.195 MN/m。将以上参数代入式(6)即可计算得出该耦合机构最佳耦合刚度为kφz=0.78 MN·m/rad。
该耦合机构径向原理如图5所示,前转向架进入曲线后,A、B两球关节受力如图中F1、F2,从而在前转向架上产生转矩M,当二系纵向力产生的力矩与M相等时,前转向架即在F1、F2及二系纵向力共同作用下趋于径向位置。后转向架径向原理与前转向架相同。
4 结语
由于单轴转向架具有降低轴重等诸多优点,城轨车辆走行部将由传统两轴转向架经铰接式转向架过渡,最终采用单轴转向架;为改善单轴转向架曲线通过性能,耦合式单轴转向架也必将成为一种发展趋势。本文提出的耦合机构结构简单,当取得合适耦合刚度值,转向架轮对就可在二系悬挂和耦合机构的作用下调整到径向位置,希望本文能为国内单轴转向架的发展提供有益的参考,在后续的工作中作者将完成多节车辆编组的曲线通过性能分析,同时利用仿真程序对装有该耦合机构的车辆进行动力学仿真研究。
参考文献
[1]Yoshihiro Suda.Single-axle bogie promise improvements[J].International Railway Journal,2002(7):30-40.
[2]虞大联,李芾,傅茂海.单轴转向架的发展及运用现状[J].国外铁道车辆,2004(1):1-8.
[3]Polach O.Coupled single-axle running gears—a newradial steering design[J].Rail and Transmit,2002,216:197-206.
[4]池茂儒,张卫华,曾京,等.新型独立轮对柔性耦合径向转向架[J].机械工程学报,2008(3):9-15.
[5]任利惠,沈钢.独立车轮耦合转向架耦合机构的一种实现[J].铁道机车车辆,2005(11):1-3.
[6]Scheffel H.Unconventional bogie designs—their practicalbasis and historical background[J].Vehicle SystemDynamics,1995,24:497-524.
[7]黄运华,赵晓莉,卜继玲.城轨车辆单轴转向架关键技术综述[J].电力机车与城轨车辆,2007(7):1-4.
重卡双前桥转向摇臂机构的优化设计 篇8
近年来, 受路面条件、交通法规的限制, 重卡车辆多设计成双前桥转向形式, 由于其结构复杂、车辆载重量的增加、道路条件的多样性, 使得转向轮的磨损问题异常突出。目前多数企业主要依靠经验进行设计或借助于成熟的车型参数进行设计, 因此, 提出一种满足实际工况的多轴转向系统设计方法是我国企业急需解决的问题。
区别于传统单轴转向系统, 双前桥转向系统的设计内容包括每轴转向梯形机构的设计和制约前后轴转角关系的摇臂机构的设计。转向梯形机构的设计已较成熟, 而摇臂机构的设计尚不完善。摇臂机构设计中考虑因素应包括:前后轮的转角误差, 它是产生轮胎磨损的重要因素;摇臂机构和悬架的空间运动干涉[1], 它是产生轮胎磨损、影响操纵稳定性的重要因素;转向力均匀性[2], 若转向力不均匀, 可导致左右极限转向力不相等, 使得最大转向力增加, 影响转向轻便性。目前的设计主要是以各车轮的转角误差为目标函数进行优化设计[3], 文献[4,5]优化过程中考虑了摇臂机构与悬架的干涉, 但所采用的干涉模型是基于平面结构的, 并没考虑转向力的均匀性问题, 且优化过程只考虑车轮从中间位置转至最大转角的单边优化, 没有对转向节臂这一影响左右转向传动比的重要因素进行优化。本文综合考虑各因素, 提出了同时满足减小一轴和二轴左轮转角误差、摇臂机构与悬架协调运动、左右转向力均匀三方面要求的转向摇臂机构优化设计方法。
1 优化模型坐标系的规定
以图1所示的某8×4重卡双前桥转向摇臂机构为研究对象, 坐标系的规定如下:x轴正方向为汽车前进的相反方向, y轴正方向为面向汽车前进方向指向汽车右侧的方向, z轴正方向垂直向上。坐标原点o取在一轴中心线所在垂直平面、车架下翼面及汽车中心线所在的垂直平面的交点。
1.转向盘 2.转向机构 3.一轴摇臂 4.车轮5.一轴转向节 6.一轴转向梯形机构 7.二轴直拉杆8.二轴转向梯形机构 9.二轴转向节臂 10.二轴转向助力缸11.二轴摇臂 12.中间拉杆 13.中间摇臂14.一轴转向节臂 15.一轴直拉杆 16.中间拉杆
各杆件的旋转角度正负号的规定:以初始位置为基准, 转向节臂绕z轴逆时针旋转为正, 反之为负;摇臂绕y轴逆时针旋转为正, 反之为负;车轮左转为正, 右转为负。
初始角度符号的规定:从z轴正方向逆时针旋转至各摇臂初位置, 若此旋转角度大于180°, 则该摇臂初始角度为负, 反之为正;若转向节臂初始位置与x轴正方向夹角大于90°, 则转向节臂初始角度为正, 反之为负。
2 车轮转角误差数学模型
假设车轮为刚性体, 各转向节臂在水平面内转动, 各摇臂和中间拉杆在同一垂直面内转动, 汽车的瞬时转向中心位于双后桥的中心线上, 忽略各杆件的变形及配合间隙。将图1所示的转向摇臂机构拆分成4个分机构, 如图2所示。图2a为一轴转向节臂至一轴摇臂;图2b为一轴摇臂至中间摇臂;图2c为中间摇臂至二轴摇臂;图2d为二轴摇臂至二轴转向节臂。这样再与两个左轮及主销轴线定位模型 (图3) 结合就得到摇臂机构的模型。
图2中转向节臂E1D1、E2D2在水平面内转动, 摇臂A1C1、FH、A2C2在垂直面内转动, F点、G点、H点在同一中心线上, A2点、B2点、C2点在同一中心线上。由图2可推得一轴、二轴左轮转向节臂转角φ1与φ2之间的关系:
φ2=g1 (φ1, J1, φ10, r1, θ10, r2, θ20, r3, r4, θ30, r5, r6, θ40, J2, φ20) (1)
式中, J1、J2分别为E1D1、E2D2的长;φ10、φ20分别为E1D1、E2D2的初始角度;r1为A1C1的长;r2为A1B1的长;r3为FH的长;r4为FG的长;r5为A2B2的长;r6为A2C2的长;θ10为A1C1的初始角度;θ20为A1B1的初始角度;θ30为FH (FG) 的初始角度;θ40为A2B2 (A2C2) 的初始角度。
图3所示为左轮主销转角与车轮转角的关系[6], 图3中OB为主销轴线, O为主销旋转中心, α为车轮外倾角, β为主销内倾角, γ为主销后倾角。α1为一轴左轮转角, A点～E点在半径为1的球面上。由图3可推得一轴左轮转角输入下转向节臂的转角输出:
φ1=g2 (α1, α, β, γ) (2)
同理可得
α2=g3 (φ2, α, β, γ) (3)
式中, α2为二轴左轮转角。
由式 (1) ～式 (3) 可得以α1为输入, α2为输出的实际一轴、二轴左轮转角关系:
α2=g4 (α1, J1, φ10, r1, θ10, r2, θ20, r3, r4, θ30, r5, r6, θ40, J2, φ20) (4)
则车轮转角误差最小的优化目标函数可表示为
式中, α2L为一轴左轮转角α1输入时二轴左轮转角的理论输出角;w (α1) 为加权函数。
式 (5) 是二轴左轮在各个转角时的转角误差的加权和。
3 悬架系统与转向杆系干涉数学模型
一轴转向直拉杆与悬架的空间运动干涉如图4所示。
图4中V1面为板簧中心平面, V2面为过转向节臂球销中心D平行于V1面的平面, D1点为板簧主片与中心螺栓的交点, D1点跳动的轨迹中心为O1点, H1面过D1点与V1、V2垂直, H2面过D点与H1平行。E1点为主销与平面H2的交点。当整车结构参数及总布置完成后, A1点、E1点、D1点及O1点位置即确定, D点随悬架的跳动中心O′1可以通过平行四边形原理求出。C′1点为C1点在H2面内的投影。在车轮跳动过程中, 转向节臂球销中心D点一方面绕O′1点在平面V2内摆动, 摆动轨迹为a a′弧, 另一方面绕C1点在ΔC1C′1D所确定的平面内摆动, 摆动轨迹为b b′弧, 用与H2面平行、距离H2面分别为悬架动挠度fd和静挠度fc的上下两平面截取aa′弧和bb′弧, 交点分别为I1、G1和I′1、G′1, 则I1G1和I′1G′1即为一轴转向直拉杆和悬架的运动不协调偏差量。
以D点为原点建立局部坐标系DXYZ, 各坐标轴的方向与oxyz相同, 则D点绕O′1点的轨迹aa′的方程为
D点绕C1点摆动轨迹b b′的方程为
将Z=fd和Z=-fc分别代入式 (6) 和式 (7) 即可求得点I1、G1和I′1、G′1的坐标 (XI1, YI1、ZI1) 、 (XG1, YG1, ZG1) 和 (XI′1, YI′1, ZI′1、 (XG′1, YG′1, ZG′1) , 则
同理可以求出二轴转向直拉杆和悬架的运动不协调偏差量I2G2和I′2G′2。则双前桥转向杆系与悬架运动干涉量最小的数学模型可表示为
E2=min{∫α1maxα1minw (α1) [ (I1G1+I′1G′1) + (I2G2+I′2G′2) ]dα1]}=minf2 (r1, θ10, r6, θ40, J1, φ10, J2, φ20) (9)
式 (9) 是一轴、二轴转向直拉杆与悬架运动干涉量在转向轮各个转角时的加权和。
4 左右转向力不均匀量数学模型
影响车辆转向力均匀性的主要因素是转向传动机构的布置形式, 并主要表现在转向传动机构传动比随转向角变化的规律上[2]。转向梯形机构确定后, 调整转向力均匀性的主要途径是改变转向梯形驱动机构 (摇臂及转向节臂机构) 的传动比规律。首先计算出一轴、二轴左右梯形臂的转角关系:
φ1=g5 (φ′1, m1, m2, β)
φ2=g6 (φ′2, m1, m2, β)
式中, φ′1和φ′2分别为一轴、二轴右梯形臂转角;m1、m2分别为一轴、二轴梯形臂长。
则一轴、二轴梯形机构的传动比iT1、iT2为
iT1=dφ1/dφ′1=g7 (φ′1, m1, m2, β) (10)
iT2=dφ2/dφ′2=g8 (φ′2, m1, m2, β) (11)
由图2a可得一轴摇臂-节臂的传动比:
icj1=dθ1/dφ1=g9 (r1, θ10, J1, φ10, θ1, φ1) (12)
由图2b～图2d可得二轴摇臂-节臂的传动比:
icj2=dθ2/dφ2=g10 (J1, φ10, r1, θ10, r2, θ20, r3, r4, θ30, r5, r6, θ40, J2, φ20, θ2, φ2) (13)
根据式 (10) ～式 (13) 得一轴、二轴转向传动机构的传动比:
i1=2iT1icj1/ (1+iT1) (14)
i2=2iT2icj2/ (1+iT2) (15)
由式 (14) 和式 (15) 可得左右转向极限转角时, 转向传动机构的传动比i1L、i1R和i2L、i2R。则左右转向力不均匀量最小的数学模型为
5 摇臂机构多目标优化模型
5.1约束条件
(1) 摇臂-节臂机构的约束条件:
各摇臂及转向节臂的长度及初始角度在初值的90%～110%内变化。
(2) 最小传动角约束条件:
右转极限转角时一轴摇臂的最小传动角δr1 (r1, θ10, J1, φ10, α1max) ≥40°;左转、右转极限转角时一轴、二轴转向节臂的最小传动角δJ1L/R (r1, θ10, J1, φ10, α1max) ≥40°, δJ2L/R (r6, θ40, J2, φ20, α1max) ≥40°。
(3) 转向力不均匀程度极大值的约束条件:
一轴转向传动机构的相对误差|i1L-i1R|/ (i1L+i1R) ≤5%;二轴转向传动机构的相对误差|i2L-i2R|/ (i2L+i2R) ≤5%。
5.2 多目标优化模型
优化设计的变量为
优化设计的目标函数为
6 优化结果
采用目标逼近法来求解上述多目标优化问题, 其核心思想是使用二次规划 (SQP) 算法使得目标函数F (x) 的相应指标接近目标值F* (x) , 两者之间差值的大小通过权值系数来控制, 优化结果见表1, 其中单目标优化的目标函数为E1, 多目标优化的目标函数为 (E1, E2, E3) T。
(1) 二轴左轮转角误差随一轴左轮转角的变化如图5所示, 其中多目标优化相对于原设计值最大转角误差左右转时分别下降35.9%和30.2%, 在整个转角范围内优于原设计值;而在常用转角范围内单目标优化结果最优, 这是因为多目标函数考虑了转向与悬架的干涉及左右转向力的均匀性。
1.原设计值 2.多目标优化值 3.单目标优化值
(2) 转向杆系与悬架的干涉优化结果如图6～图9所示。由图6～图9可知, 多目标优化结果的一轴、二轴动挠度及二轴静挠度引起的最大干涉量分别下降27.8%、28.2%、40.5%。虽然一轴初始转角附近静挠度引起的干涉量略有上升, 但仍在允许的范围内。
1.原设计值 2.多目标优化值 3.单目标优化值
1.原设计值 2.多目标优化值 3.单目标优化值
1.原设计值 2.多目标优化值 3.单目标优化值
1.原设计值 2.多目标优化值 3.单目标优化值
(3) 一轴、二轴转向传动机构传动比的变化曲线分别如图10、图11所示, 由图10、图11可知多目标优化的一轴转向传动机构的传动比左右转对称性略有下降, 二轴转向传动机构传动比的不对称性则下降80%, 一轴、二轴转向传动机构传动比的不对称性都控制在5%以内, 达到了设计要求。
1.原设计值 2.多目标优化值 3.单目标优化值
1.原设计值 2.多目标优化值 3.单目标优化值
7 结论及展望
(1) 建立了转向杆系与钢板弹簧悬架系统运动干涉的空间模型。
(2) 建立了多目标优化模型, 考虑了左右转向传动比的不对称性;优化模型输入采用一轴左轮转角从左转极限至右转极限的全转角范围。
(3) 优化结果表明, 多目标的优化方法使得二轴左轮最大转角误差减小、转向杆系与悬架的干涉量减小、转向传动比的不对称性大大降低, 这对于减小转向轮的磨损、提高车辆的操纵稳定性、改善重型车辆的操纵轻便性具有重要意义。
下一步工作如下:将优化结果用于实车设计中以验证优化后的操纵稳定性指标;建立转向系统及整车多体动力学模型, 进一步研究多轴转向系统的结构参数对于整车操纵稳定性的影响, 为转向传动杆系的最后设计提供依据。
摘要：针对重卡双前桥转向摇臂机构传统单目标优化方法考虑因素的不足, 提出了以二轴左轮转角误差最小、转向杆系与悬架运动的最大干涉量最小、左右转向力不均匀性最小为综合优化目标的多目标优化模型。车轮转角误差模型通过将摇臂机构拆分的方法得到, 悬架与转向杆系的干涉模型通过建立转向直拉杆与悬架的空间运动模型得到, 左右转向力不均匀性通过计算转向传动机构传动比得到。优化结果证明, 多目标优化方法优于传统优化方法, 有利于减小转向轮的磨损、改善车辆的操纵稳定性及转向轻便性。
关键词：重卡,双前桥转向,摇臂机构,多目标优化
参考文献
[1]《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册设计篇[M].北京:人民交通出版社, 2001.
[2]李玉民, 李旭宏, 过学迅, 等.转向梯形驱动机构的运动分析及优化设计[J].公路交通科技, 2004, 21 (8) :124-128.
[3]雷雨成, 郑德林, 张昱, 等.汽车多轴转向摇臂机构的优化设计[J].哈尔滨工业大学学报, 1997, 29 (5) :131-134.
[4]廖丹.重型汽车双前桥转向系统的优化设计及仿真研究[D].长沙:湖南大学, 2002.
[5]王阳阳, 靳晓雄, 张代胜.双前桥转向机构优化设计方法研究[J].汽车工程, 2006, 28 (6) :574-577.
水稻收割机履带转向行走机构的建模 篇9
履带车辆在农业机械收获领域发挥着重要作用。水稻收割机履带转向行走机构是确保车辆安全行使的关键部件。履带车辆转向原理与轮式车辆不同, 履带车辆很难在任何速度下按驾驶员意愿使车辆按一定半径转向。随着水稻收割机履带车辆功率的增大和车速的提高, 对其转向机动性的要求也越来越高。因此, 建立基于运动学软件ADAMS的水稻收割机履带转向行走机构模型, 对深入研究其转向机构各部件受力情况及性能具有一定意义。
二、转向行走机构建模
广西农业机械研究院设计了一种水稻收割机履带转向行走装置[1], 在离合器轴左离合器齿轮和右离合器齿轮之间并联了一套行星齿轮装置, 通过左右离合器、行星齿轮装置和制动器的配合实现左、右行走履带或轮胎的正反转达到转向的目的。因此转弯迅速, 阻力小, 转向灵活且转弯半径小。图1为该水稻收割机履带转向行走转向机构传动结构示意图。图1中, 1为主传动齿轮, 2为主传动轴, 3、4、5为制动装置, 6为行星轮装置的系杆齿轮, 7为左齿轮, 8为左太阳轮, 9为离合器主动齿轮, 10为左离合器, 11为左离合器齿轮, 12、13、15为左末端传动齿轮, 14为左末端传动轴, 16为左行走驱动轴, 17为行走装置左履带 (或轮胎) , 18、21、23为右末端传动齿轮, 19为右末端传动轴, 20为右行走驱动轴, 22为行走装置右履带, 24为有离合器齿轮, 25为右离合器, 26为右齿轮, 27为右太阳轮, 28为行星轮。
转向机构是变速箱的组成部分, 在变速箱中, 左离合器齿轮与左末端传动齿轮啮合的同时和行星齿轮装置中与左太阳轮同轴一体的左齿轮啮合;右离合器齿轮与右末端传动齿轮啮合的同时和行星齿轮装置中与右太阳轮同轴一体的右齿轮啮合;行星齿轮装置的系杆齿轮与制动器轴上的齿轮啮合。工作时, 动力源经变速箱前部变速传至该转向装置上一级传动轴齿轮, 然后传到离合器轴主动齿轮, 离合器轴主动齿轮通过左离合器和右离合器分别带动左离合器齿轮和右离合器齿轮转动, 左离合器齿轮、右离合器齿轮分别通过左末端传动齿轮、右末端传动齿轮驱动左行走驱动轴和右行走驱动轴, 从而驱动行走履带 (或轮胎) 。同时, 左离合器齿轮带动行星齿轮装置中与左太阳轮同轴一体的左齿轮转动, 右离合器齿轮带动行星齿轮装置中与右太阳轮同轴一体的右齿轮转动。正常行走时, 行星齿轮装置中与左太阳轮同轴一体的左齿轮和与右太阳轮同轴一体的右齿轮转速、转向相同, 同时带动系杆齿轮转动, 系杆齿轮带动制动器轴转动。在行走过程中, 向制动器轴施加制动力, 可实现行走的制动, 行走过程中需要左转弯时, 将左离合器分离, 切断从离合器轴主动齿轮传至左侧的动力, 左离合器齿轮停止转动, 左行走驱动轴也停止转动, 而右行走驱动轴继续转动, 从而实现左转向, 如果同时在制动器轴上施加制动力使制动器轴停止转动, 行星齿轮装置的系杆齿轮也停止转动, 此时右离合器齿轮继续带动行星齿轮装置中与右太阳轮同轴一体的右齿轮转动, 行星齿轮装置中与右太阳轮同轴一体的右齿轮通过行星齿轮装置中的右太阳轮、行星轮带动行星齿轮装置中与左太阳轮同轴一体的左齿轮反向转动, 行星齿轮装置中与左太阳轮同轴一体的左齿轮又通过左离合器齿轮、左末端传动齿轮带动左行走驱动轴反向转动, 使行走装置左履带 (或轮胎) 反向行走, 实现快速左转向。当需要右转弯时, 原理相同。实际水稻收割机履带车辆的履带建模相当复杂, 因此履带建模时采用多个驱动轮便于建模。
三、水稻收割机履带车辆组成机构建模
1. 转向机构的建模
转向机构模型主要包括运动部件:中央齿轮、双联齿轮、小锥齿轮、转向轴、销和承套等。行走机构建模过程中, 在机架的相应位置设计出定位孔来替代壳体的作用。利用PRO/E, 建立转向机构模型主要运动部件及总成图, 如图2所示。
2. 行走机构建模
行走机构模型主要包括运动部件和非运动部件。运动部件主要有驱动轮、驱动轴、辅助轴;非运动部件主要有车架和车体。车体的主要作用是在ADAMS仿真分析中, 起到调整整车质量和中心位置的作用。利用PRO/E建模时, 因车架涉及到转向机构、中间传动机构及行走轮轴的装配与定位, 其结构比较复杂, 为便于后续部件的装配定位, 应设置便于装配定位的结构。行走机构主要运动部件如图3所示。
3. 传动机构建模
传动机构是连接转向机构及行走机构的中间部件, 主要包括四对齿轮和中间传动轴。齿轮为标准直齿圆柱齿轮, 其中14号齿轮安装在机架定位轴上, 15和16号齿轮安装于中间传递轴上, 17号齿轮安装于驱动轴上。中间传递轴的建模依据水稻收割机履带车辆传动示意图设计简化而成。传动机构主要运动部件如图4所示。
四、整机模型的建立
1. PRO/E中整机模型的装配
整车装配有两种方式能实现:第一方式是按空间顺序将单个零件按照装配的约束要求, 逐个装配成整车;第二种方式是对车辆的转向机构、中间传动机构和行走机构三个部分分别装配成独立的子组件, 然后通过总装将各子组件按特定要求完成整车装配。这里采用第二种方式完成整车装配。Pro/E中的整车装配图如图5所示。
零件及子组件的装配过程实际上是定位过程, 要实现零件或子组件的完全定位需要同时满足几种约束条件。在装配过程中主要用到的组装零件的约束类型有以下几种[2]:
(1) 匹配:将两个组装零件或子组件所指定的平面、基准面重合或平行, 并且两平面的法线方向相反。
(2) 对齐:将两个组装零件或子组件所指定的平面、基准面重合或平行, 并且两平面的法线方向相同。
(3) 插入:将两组装零件或子组件所指定的旋转面的选旋转中心线同轴。
(4) 坐标系:将两组装零件或子组件所指定的坐标系对齐, 采用此约束时零件或子组件可被完全约束。
(5) 相切:将两组零件或子组件选择的两个参照面以相切方式组装到一起。
2. 水稻收割机整机模型导入ADAMS及添加约束
水稻收割机整车模型装配完成后, 通过Pro/E和ADAMS的接口软件MECHANISM/Pr完成整机模型到动力学仿真软件ADAMS的导入。MECHANISM/Pro直接使用Pro/E的三维实体模型, 消除由不同软件之间传输带来的几何形状及质量特性的误差[3]。
通过MECHANISM/Pro将模型导入ADAMS前, 应对建立的模型进行装配分析、模型干涉检查及正确的单位配置。使用MECHANISM/Pro将装配模型定义为刚体, 故对每个装配零件单独创建刚体, 否则导入ADAMS后无法对未单独创建刚体的零件进行操作。整机模型导入ADAMS仿真软件后, 定义重力加速度和每个零件的材料类型。将定义好材料、质量和参数的整机模型进行时间1秒、步数100步的仿真, 检验模型导入过程中是否产生错误。按物理样机各零件的实际连接关系对虚拟模型的各零部件进行定义。行走机构模型进行零件约束时, 采用两个运动件、连接支架和两个连接组成的齿轮副;运动件与支架之间的两个连接可采用铰接副、棱柱副或圆柱副, 不同类型的连接模拟不同齿轮连接形式[4]。多个运动部件两两使用齿轮副连接时, 其支架必须为同一部件。在行走机构每相邻车轮中增加一辅助轮, 通过齿轮副约束, 使每侧车轮的转速和方向均与主驱动轮保持一致。各功能组件即转向机构、传动机构和行走机构之间均按实际连接关系定义约束。完成约束及参数设定的模型如图6所示。
五、总结
分析了水稻收割机履带转向机构的结构构成及转向原理, 并分别阐述转向机构、行走机构、中间传动机构的建模步骤及过程。利用Pro/E软件的装配模块对整车进行装配, 最后将整机模型通过接口软件MECHANISM/Pr导入ADAMS中。建立的水稻收割机履带转向行走机构模型, 便于水稻收割机履带车辆物理样机试验及其转向行走机构中各部件受力情况及性能的研究分析。
参考文献
[1]广西壮族自治区农业机械研究所, 一种行走转向装置, 中国B62D11/02ZL专利号:03205493.9, 2004
[2]张智明, 李预斌.精通Pro/ENGINEER野火版[M].北京:中国青年出版社, 2004
[3]李军, 邢俊文, 覃文浩等.ADAMS实例教程[M].北京:北京理工大学出版社, 2002
转向机构 篇10
汽车转向系是通过对左、右转向车轮不同转角之间的合理匹配来保证汽车能沿着设想的轨迹运动的机构,目前主要根据阿克曼理论转向特性,在理想状态下(不考虑误差、磨损等因素)采用各种优化设计方法,例如遗传算法、图论法等进行优化设计[1,2]。但是在汽车转向机构中,存在着一些间隙,例如运动副的间隙、齿轮齿条式转向器的传动间隙和磨损变形等引起的间隙。这些间隙对汽车直线行驶时的稳定性和转向器的寿命都有直接影响[3]。在优化设计中如果忽略这些因素,所得的最优解往往处于约束的边缘,很容易违反约束,机构使用一段时期之后,由于磨损等原因会导致目标函数值发生波动,由于在设计之初仅仅考虑目标函数值与理想值之间的偏差关系,没有考虑目标函数值波动时的情况,因而难以保证机构正常的工作。
稳健设计是对产品性能、质量、成本作综合考虑而获得高品质、低价的现代设计方法[4]。稳健性是指因变量(结果、响应)对因素(原因、输入)发生微小变差的不敏感性。近年来稳健设计方法在汽车设计领域得到了越来越多的应用[5,6],张蕾[7]将运动副间隙作为噪声因素,对汽车整体式转向梯形机构进行了稳健优化设计,但是没有考虑约束中的噪声因素,得出的设计变量最优解接近变量范围的边界,在噪声因素的影响下容易超出变量的设计范围,即设计的稳健性较差。
本研究运用现代稳健设计理论,以汽车断开式齿轮齿条转向机构为例,将运动副间隙、传动间隙等同时引入目标函数与约束中进行优化设计。
1 考虑噪声因素的稳健设计数学模型
常规优化的数学模型可以表示为:
式中:x—设计变量,f(x)—目标函数,gi(x)—约束,xL,xU—设计变量的上下边界。
稳健设计将影响产品性能的因素分为可控因素和不可控因素[8]。可控因素是指那些在设计和制造过程中可以控制的因素,也称为设计变量,如上式中的xT=(x1,x2,…,xn)。不可控因素是对产品质量特性有影响,而在设计中难于控制的因素,也称为噪声因素,可表示为zT=(z1,z2,…,zk),式中zk表示影响产品性能的各种噪声因素。由于噪声因素的存在,不仅目标函数会发生一定的波动,约束也会相应地发生变化。目前许多学者[7]进行优化设计后得到的最优解往往在约束范围的边界上,虽然得到的结果是最优的,但是当约束发生波动时,得出的最优解由于噪声因素的影响往往会违反约束条件。因此,噪声因素的影响应同时体现在目标函数与约束中,可表示为:f(x,z),gi(x,z)。
稳健设计要求达到两个目的:(1)使产品质量特性尽可能达到目标值,即令δy=y--y0※min;(2)使由各种干扰因素引起的功能特性波动的方差尽可能小,即令σy2=E{(y-y-)2}※min。
如图1所示的优化问题在[xa,xb]范围内有3个解x1,x2,xb,目标函数值f(xb)
式中:R—齿条的长度;S—转向梯形臂的长度;T—转
综上所述,稳健设计的数学模型可以表示为:
式中:z—噪声因素;λ1,λ2—权重系数,根据需要设定。
2 转向机构运动分析
两轴汽车以低速转弯行驶,可忽略离心力的影响,假设轮胎是刚性的,忽略轮胎侧偏影响的时候,若各车轮绕同一瞬时转向中心进行转弯行驶,则两转向前轮轴线的延长线,交在后轴延长线上,这一几何关系称为阿克曼几何学[9]。
汽车用前轮转向时,为满足上述条件,必须符合下述关系式:
式中:θo—转向轮外轮转角,θi—转向轮内轮转角,K—两主销轴线与地面交点间距离,L—汽车轴距。
若自变角为θi,则因变角θo的期望值为:
汽车转向时若能满足上述条件,则车轮作纯滚动。但是现有的汽车转向梯形机构不能在整个转向范围内得到满足,只是近似地使它得到保证。
实际中的齿轮齿条断开式转向梯形是空间连杆机构,但是由于主销内倾角与主销后倾角对转向连杆机构的影响非常小,因此可以近似的将齿轮齿条拉杆式转向梯形视为平面连杆机构进行分析[10]。后置式与齿轮齿条式转向器匹配的转向杆系结构示意图如图2所示。当车轮左转时,θ1为自变角,θ6为因变角。
现有转向梯形仅能近似满足式(2)。以某后置断开式转向梯形机构为例,利用杆系几何关系推得转向梯形所给出的实际因变角θo′为:
向横拉杆的长度;b—齿条移动的距离,是自变角的函数;K—两主销轴线与地面交点间距离;h—齿条到前轴的距离;θ60—无转向时梯形的底角,可以根据b=0时由转向机构几何关系求出。
3 断开式转向梯形机构的稳健优化设计
本研究中转向机构的噪声因素主要为运动副间隙,转向杆系中主要包括6个转动副。广义上运动副均可看成由轴孔和轴销组成,由于尺寸误差一般服从正态分布,由3σ原则可以确定各尺寸的标准差,根据基孔制或基轴制配合及轴销孔尺寸的上下偏差,即可确定运动副的平均间隙和间隙标准差[11]。选取运动副配合均为15H 8/g8,各间隙分布为:ri~N(0.017,0.0032)(i=1,…,6)。
为便于计算,忽略间隙接触角。考虑噪声因素之后的实际因变角为:
在运动过程中机构的初始梯形底角、运动过程的梯形底角和齿条的运动距离都应为非负数[12],考虑噪声因素后3个约束条件表示为:
所设计的转向梯形给出的实际因变角θo′应尽可能接近理论期望值。其偏差在最常使用的中间位置附近小转角范围内应尽量小,以减少高速行驶时轮胎的磨损;而在不经常使用且车速较低的最大转角时,可适当放宽要求。引入加权因子ω(θin),构成的评价设计优劣的目标函数为:
考虑到多数使用工况下转角小于20°,且10°以内的小转角使用得更加频繁,因此取:
某款车转向机构各部件初始长度为:K=1 470mm,L=2 606mm,S=158mm,T=368mm,R=620mm,h=159mm,其中K、R、L不变,将S,T,h视为变量,根据实车结构确定变化范围为:S(185,405),T(350,500),h(150,350),内侧车轮转角定为最常用的范围0°~40°。由以上分析可知,设计变量为xT=(x1,x2,x3)=(S,T,h),噪声因素为zT=(z1,z2,z3,z4,z5,z6)=(r1,r2,r3,r4,r5,r6)。取权重系数λ1=0.6,λ2=0.4,考虑噪声因素的转向机构稳健优化数学模型表达式为:
利用Matlab中的遗传算法工具箱进行优化设计,采用常规模型,不考虑噪声因素,仅考虑目标函数值最小时得到的优化解为x*=(203.6,369.6,244.3);采用稳健优化设计方法,只在目标函数中体现噪声因素的影响,得到的最优解为x*=(185.0,368.0,166.8),此时得到的最优解S的值处于约束的边缘,在噪声因素的影响下转向杆系很可能会破坏约束条件,故得到的最优解是有缺陷的;采用稳健优化设计方法,并且目标函数与约束均考虑噪声因素后得到的最优解为x*=(191.7,367.0,194.7)。
目标函数与约束同时考虑噪声因素的稳健优化设计以及常规优化设计得到的转角误差δ与内轮转角之间的关系如图3所示。由图3可以观察到,在常用的转角范围内,稳健设计方案不仅使转角误差较小,而且波动也比较小,当受到噪声因素影响时,设计的机构仍然具有较高的稳健性。
4 结束语
常规的优化设计方法有两个缺点:(1)目标函数只考虑与期望值的误差最小,没有考虑在噪声因素影响下目标值发生波动的情况;(2)求出的最优解有时处于约束的边缘,在噪声因素的影响下很有可能违反约束所以常规的优化方法对汽车转向机构进行优化设计时难以保证所得参数为最优解。
1—常规优化设计结果;2—考虑噪声因素的稳健优化设计结果
本研究建立了既考虑目标值与实际值的误差又考虑目标值波动的稳健优化模型。机构中运动副间隙的影响体现在目标函数与约束中,得出的优化结果明显好于传统优化方法得到的优化结果,且所得的最优解不处于约束的边缘,提高了产品的安全性能。
参考文献
[1]蒋国平,王国林,周孔亢.独立悬架转向梯形断开点位置的优化设计[J].农业机械学报,2007(2):30-34.
[2]PARKINSON A.Robust mechanical design using engineer-ing model[J].Journal of Mechanical Design,1995,17(2):48-54.
[3]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001.
[4]郭惠昕.稳健设计研究现状与模糊稳健设计研究进展[J].机械设计,2005(2):1-5.
[5]SENEVIRATNE L D,EARLES S W.Chaotic behaviour ex-hibited during contact loss in a clearance joint of a four-barmechanism[J].Mechanism and Machine Theory,1992,27(3):307-321.
[6]车华军,陈南,殷国栋.基于操纵稳定性的车辆悬架性能参数稳健设计方法[J].汽车工程,2009,31(4):1011-1014.
[7]张蕾,张文明,申焱华.考虑间隙影响的汽车转向机构稳健优化设计[J].农业机械学报,2007(1):30-32.
[8]陈立周.稳健设计[M].北京:机械工业出版社,2000.
[9]《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册—设计篇[M].北京:人民交通出版社,2001.
[10]SIMIONESCU P A,SMITH M R.Initial estimates in thedesign rack-and-pinion steering linkages[J].ASME Jour-nal of Mechanical Design,2000,122(2):194-200.
[11]宋黎,曹惟庆,褚金奎.间隙曲柄滑块机构运动误差分析的模拟实验修正法[J].机械设计,1999,16(4):37-40.
