载重汽车双前桥转向机构优化设计

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．现代设计与先进制造技术·张蕾董恩围梁堂重塑主煎堡：：：：：：载重汽车双前桥转向机构优化设计张蕾，董恩国，梁立学(1．天津职业技术师范大学汽车与交通学院，天津300222)(2。营口市农业工程学校招生办，辽宁营1：3115009)摘要：以多体系统动力学理论为基础，应用多体动力学软件ADAMS建立了载重汽车双前桥转向机构动力学仿真模型，以及转向梯形机构及中间摇臂机构的数学模型。基于各机构转角误差最小对设计参数进行了仿真优化分析。通过仿真分析，得到了双前桥转向机构的优化结果以及转向性能的评价结论。关键词：双前桥转向机构；仿真模型；优化设计中图分类号：U463．42文献标识码：A文章编号：1672—1616(2012)19-0063一o3双前桥转向汽车有2个前桥同时参与转向，其度为690mm，后悬挂的长度为640mm。结构及动力学特征比传统的单前桥转向复杂。对建立该汽车双前桥转向机构整车仿真模型。于双前桥转向机构¨J，为了实现汽车的最佳转简化后的仿真模型包括车辆的行驶系、悬架系统和向，减小轮胎的磨损，除了要保证每轴车轮内外侧转向机构，主要由转向节(4个)、车轮(8个)、悬架转角的关系，同时还要满足不同车轴之间同侧车轮(8个)、转向梯形机构(2个)、后桥、车身(简化为转角的关系。目前，对于多轴转向车辆主要有2种球体)等组成，如图1所示。设计方法J：一种是转向系统采用微电控制原理；另一种是根据车辆具体的车身和车轴尺寸，用解析法构造出不同杆长的转向机构。文献[5]建立了双轴转向8×4货车的多体系统动力学模型，对车辆进行了平顺性分析。文献[6]建立了双前桥转向系统瞬时转动中心的数学模型，得出了转动中心位置的一般公式以及一轴、二轴转角关系式。文献[7]利用多体动力学软件ADAMS建立了某重型汽车双前桥转向系统动力学模型，并根据设计参数对其进行了仿真分析。文献[8]针对重卡双前桥转图1仿真模型向摇臂机构提出了多目标优化模型。本文应用仿真模型的约束副主要包括旋转副、球副。对多体动力学分析软件ADAMS建立了某重型汽车于转向传动机构，各转向梯形臂与转向节之间使用双前桥转向机构的仿真模型，以空间运动为基础，旋转副约束；转向梯形臂与转向横拉杆之间使用球对其进行多目标优化设计分析。副约束，转向横拉杆与中间摆臂之间使用球副约束。对于双前桥转向机构的中间摇臂部分，垂臂与1仿真模型的建立直拉杆之间采用球副约束，其余各杆件之间均采用某双前桥转向重型汽车，有效载荷18t，总重旋转副约束；2个垂臂与车身之间也采用旋转副连31t。前轮距为2300mm，后轮距为2380mm，前接。对于悬架系统，悬架由上下2部分(缸筒和推后桥轴距为1700mm，前桥至第三轴距离为5400杆)组成，应用移动副连接，悬架上部分(缸筒)与mm，前桥至第四轴距离为8000mm。前悬挂的长车身使用旋转副约束，悬架下部分与转向节之间使收稿日期：2012—06—04基金项目：天津职业技术师范大学基金资助项目(KJYI1—07)作者简介：张蕾(1975一)，女，辽宁铁岭人，天津职业技术师范大学副教授，博士，主要研究方向为汽车现代设计方法、故障诊断。 2012年10月中国制造业信息化第41卷第19期用固定副约束。转向节与车身之间通过弹簧连接，向节臂长度(L3)为20～80ram。当悬架推杆上下移动时，弹簧伸缩，模拟悬架的运2．2约束条件动特性。转向节与轮胎之间通过旋转副连接。对约束条件主要包括转角误差约束以及尺寸约于后轴部分，2个后轴与车身之间也通过悬架连束。接，连接方式与前悬架相似；后轴与轮胎之间也通I，一l≤3。(1)过旋转副连接。模型所加的运动激励为使车轮转I一卢≤1。(2)．向的轮胎阻力矩。rain6=arcoos((一Mcos(0+．)+2McosO一仿真模型选用UA轮胎模型，路面谱为平滑路2L0COS0)／(M一2L0cosO))≥30。(3)面谱。0=arctan4N／3M±5。(i=1，2)(4)为了确保仿真结果的准确性，对仿真模型的有5。≤≤15。(i=1，2)(5)效性进行验证。测试结果表明，前后桥车轮均能够0．25≤L1o，2()≤0．30(6)保证正确的内外侧车轮实际转角关系(即实际车0．20≤L2l≤0．35(7)轮转角关系)、悬架系统的动力学特性(即主销定0．20≤L3I，L33≤0．40(8)位角的变化、悬架运动轨迹)、行驶性能(即车辆的0．25≤L33，L34≤0．40(9)行驶轨迹)，即仿真模型是准确有效的。0．02≤，J35≤0．08(10)式(1)为转向梯形机构转角误差约束，要求小2数学模型的建立于3。，，为外侧车轮实际转角，为外侧车轮理想2．1设计变量转角。式(2)为中问摇臂机构最大角度误差约束，要求小于1。，卢．，为中间摇臂机构后摇臂理论转角，如图2所示，双前桥转向机构的设计变量为=，为中间摇臂机构后摇臂实际转角。式(3)为转向[0l，Llo，Lll，l，02，L20，L2l，2，L3I，L32，梯形机构的最小传动角约束，要求大于30。，6为最33，L34，L35]小传动角，为主销中心矩，0为转向梯形底角，为式中：0为第一轴的转向梯形底角；为梯形臂长车轮转角，为转向梯形臂长度．、式(4)、式(5)为度；为传动板边长度；为传动板顶角；为第转向梯形机构底角和传动板底角的约束。式二轴的转向梯形底角；为梯形臂长度；．为传(6)～(10)为转向梯形机构中各杆件的值域。动板边长；为传动板顶角；，，3为中间摇臂机2．3优，f匕目标构的垂臂长度；￡，，，为直拉杆长度；，为转向节双前桥转向机构的优化目标包括前轴、后轴的臂长度。转向梯形机构设计以及中问摇臂机构设计。minF()=1Fl()+∞2F2()+(1一(ol一∞)F()(11)式中：F。()，F：()分别是前、后桥转向梯形机构的日标函数；F()是摇臂机构的目标函数；，是权重系数。前、后桥转向梯形机构F()，F()的设计目标为转向过程中外侧车轮实际转角误差最小：F()==∑l一。I(12)式中：是权重系数；是外侧车轮实际转角；。图2双前桥转向机构设计变量是外侧车轮理想转角；n是极限转角；i=1，2(表各变量的取值范围分别是：前后桥的转向梯形示前、后桥)；．是实时转角。底角(0。，0：)为65。～85。，梯形臂长度(L㈨，L。)中间摇臂机构()的设计目标为转向过程为250～300mm，传动板顶角(，)为5。～15。，中后轴垂臂实际转角误差最小：中间摇臂机构的垂臂长度(，L)为200～F()=，=∑oJj．1卢。一卢l(13)350mm，直拉杆长度(，L，)为250～400mm，转J=I ．现代设计与先进制造技术·张蕾董恩同梁立学载重汽手型：：：：：：．箜式中：是权重系数；是后轴垂臂实际转角；2J转向机构进行优化，设计结果见表1。是后轴垂臂理论转角。转向过程中各目标函数转角误差如图3所示。各目标函数分别是：中间摇臂机构最大角度误差为3结果分析0．94。，前桥转向机构最大角度误差为0．44。，后桥应用仿真模型，以转向过程中转角误差最小对转向机构最大角度误差为0．32。。转向过程中，中表l优化结果00OOO00000三、憾前桥内侧车轮转焦／。图3优化目标问摇臂机构平均角度误差为0．45。，前桥转向机构参考文献：平均角度误差为0．14。，后桥转向机构平均角度误[1]王定华，李龙银．一种载货车双前桥转向机构的设计．合肥工业大学学报：自然科学版。2007，30(增刊)：73—77．差为0．12。。设计结果均能满足各约束条件。[2]古玉锋，方宗德，张国胜，等．重型车辆多轴转向系统设计综述[J]．汽车技术，2009(1)：1—5．4结束语[3]杨斌久，郝文权，甄鹏．双前桥转向系统建模与动态仿真分析[J]．机械设计与制造，2009(1O)：210—211．以多体系统动力学理论为基础，应用ADAMS[4]周春国，闫或，崔亚辉，等．基于六杆机构的重载车辆双轴软件建立行驶系统、悬架系统、转向机构等子系统转向机构设计[J]．机械设计，2008，25(12)：14—17．的重型汽车模型，以各机构的转角误差最小为目标[5]陈立平，李明兵，王书亭．双轴转向8x4货车多体动力学仿对双前桥转向机构进行优化设计，优化结果极大程真分析及系统开发[J]．汽车工程，2006，28(8)：755—759．[6]毛务本，耿坤龙，刁锦桥，等．双前桥转向系统瞬时转动中心理度地满足了设计要求。本方法对于提高双前桥转论分析及二轴转角的确定[J]．汽车技术，2006(8)：8—10．向机构的设计周期，简化设计步骤，完善双前桥转[7]杨斌久，郝文权，甄鹏．双前桥转向系统建模与动态仿真向机构的设计方法具有一定的参考价值。为了提分析[J]．机械设计与制造，2009(10)：210—211．高汽车的整车性能，今后应综合悬架系统与转向系[8]古玉锋，方宗德，沈云波．重卡双前桥转向摇臂机构的优化设计[J]．中国机械工程，2009，20(16)：2叭1—2013．统的动力学性能对其进行集成设计研究。OptimizationDesignofDouble——front—·axleSteeringMechanismofHeavyTruckZHANGLei，DONGEn—guo，LIANGLi—xue(1．TianjinUniversityofTechnologyandEducation，Tianjin，300222，China)(2．YingkouAgriculturalEngineeringSchool，LiaoningYingkou，115009，China)Abstract：Basedonmulti—bodydynamitictheoryandthesoftwareofADAMS．itbuildsasimulationmodelonadouble—front—axlesteeringmechanism．establishesamathematicmodelonasteeringmechanismandrockermech．anism．Thesimulationanalysisisperformanceaccordingtotheminimumsteeringerrorofthedouble．front—axlesteeringmechanism．Basedonthesimulation，itobtainstheoptimizationresultsandresearchesthesteeringperformanceevaluati0n0nlusi0ns．Keywords：Double-front—axleSteeringMechanism；SimulationModel；OptimizationDesign