廖林清,任志鵬,張 君,王 偉,李 楠
(重慶理工大學(xué) a.汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室;b.車輛工程學(xué)院;c.機(jī)械工程學(xué)院,重慶400054)
轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)中Bell機(jī)構(gòu)的特性研究
廖林清a,任志鵬b,張 君c,王 偉c,李 楠b
(重慶理工大學(xué) a.汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室;b.車輛工程學(xué)院;c.機(jī)械工程學(xué)院,重慶400054)
闡述了汽車轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)及其性能特點(diǎn),在三維軟件SolidWorks中建立了汽車轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)模型,并在軟件中檢查了該模型的干涉碰撞。對(duì)模型中的Bell機(jī)構(gòu)進(jìn)行了力學(xué)及運(yùn)動(dòng)學(xué)分析,驗(yàn)證了Bell機(jī)構(gòu)只改變力的方向而不改變力的大小,并在Adams中驗(yàn)證了Bell機(jī)構(gòu)該傳遞特性。通過(guò)Bell機(jī)構(gòu)對(duì)2、3軸進(jìn)行側(cè)向力的模擬加載,測(cè)量在試驗(yàn)臺(tái)狀態(tài)下齒條方向上的力、力矩、位移等參數(shù)。通過(guò)試驗(yàn)臺(tái)試驗(yàn)測(cè)試,齒條力的仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試數(shù)據(jù)及趨勢(shì)基本一致,說(shuō)明該模型能滿足汽車轉(zhuǎn)向系齒條力加載測(cè)試的基本要求。
轉(zhuǎn)向系;5軸試驗(yàn)臺(tái);Bell機(jī)構(gòu)
汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能直接影響車輛的操縱性及安全性,要使汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能達(dá)到最佳的工作狀態(tài),實(shí)車試驗(yàn)對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的開(kāi)發(fā)研究是不可缺少的。然而實(shí)車試驗(yàn)需要投資大量的人力、物力,所以,在設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)過(guò)程中進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)是非常有必要的。轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能與檢測(cè)的重要指標(biāo),各大汽車生產(chǎn)廠家對(duì)試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試技術(shù)的研究和開(kāi)發(fā)越來(lái)越重視。轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試技術(shù)水平的高低對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特性的研究具有重大的影響[1-2]。
雖然有些試驗(yàn)臺(tái)不能精確地模擬實(shí)車的行駛路況,但可以研究模擬加載模塊[3-4],使轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)轉(zhuǎn)向負(fù)載的變化趨勢(shì)與路面對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的行駛阻力變化趨勢(shì)基本一致。而國(guó)內(nèi)自主研發(fā)的轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)以2軸、3軸為主,模擬加載的軸數(shù)較少,因此,模擬的工況與實(shí)車的行駛工況有較大的差別。目前,國(guó)內(nèi)針對(duì)轉(zhuǎn)向系單獨(dú)部件均有相關(guān)測(cè)試評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)及相對(duì)成熟的測(cè)試設(shè)備,但由于只針對(duì)單獨(dú)部件進(jìn)行測(cè)試評(píng)價(jià),歸結(jié)到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)整體后總會(huì)存在大量問(wèn)題[5]。國(guó)外SERVOTEST、MTS、BIA等公司已研發(fā)出4軸、5軸及更多軸數(shù)的轉(zhuǎn)向性能試驗(yàn)臺(tái),但相關(guān)的測(cè)試技術(shù)的研究及文獻(xiàn)資料很少。筆者研究轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試技術(shù)就是為了使我們的汽車轉(zhuǎn)向測(cè)試技術(shù)得到進(jìn)一步的提高[6]。
在研發(fā)的轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)中,Bell機(jī)構(gòu)是連接整個(gè)轉(zhuǎn)向系的橋梁,是2、3軸模擬側(cè)向力加載測(cè)試及4、5軸模擬懸架加載測(cè)試的關(guān)鍵構(gòu)件。因此,對(duì)轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)中Bell機(jī)構(gòu)特性進(jìn)行深入研究,是為轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)做測(cè)試方法研究打下基礎(chǔ)。
5軸轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示,該測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)主要由基座、載荷加載單元、檢測(cè)系統(tǒng)、控制系統(tǒng)等組成。整個(gè)轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)有5個(gè)加載單元,即第1軸、第2和3軸、第4和5軸。
第1軸為方向盤的加載單元,由伺服電機(jī)、減速器、離合器、編碼器、扭矩傳感器等組成。伺服電機(jī)代替駕駛員手動(dòng)輸入,由編碼器測(cè)量輸出的角速度及角位移,然后反饋到伺服電機(jī)形成一個(gè)反饋控制,扭矩傳感器用于測(cè)量電機(jī)輸入的扭矩。整個(gè)1軸載荷輸入單元安裝在支架上,支架可以沿固定導(dǎo)柱上下移動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng),因此可以適應(yīng)不同轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的空間布置。
第2、3軸用于輪胎側(cè)向力加載單元測(cè)試,2、3軸的結(jié)構(gòu)一致,由伺服缸、力傳感器、線位移傳感器及Bell機(jī)構(gòu)等組成。2、3軸工作時(shí),控制系統(tǒng)給輪胎施加一個(gè)側(cè)向力和力矩負(fù)載,測(cè)試系統(tǒng)就可以測(cè)量齒條方向的力、力矩、及位移等。2、3軸可以在基座上縱向和橫向移動(dòng),因此可以適應(yīng)不同車型輪距和軸距的布置。
第4、5軸用于左右輪胎的模擬加載測(cè)試,兩軸的結(jié)構(gòu)也一致,由電動(dòng)缸、直線軸承等組成。4、5軸通過(guò)電動(dòng)缸對(duì)左右輪胎進(jìn)行高度控制,可以測(cè)試出輪胎在不同高度的工況下的力、力矩、位移等參數(shù)變化,為后期研究EPS轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能試驗(yàn)[7]和操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)提供依據(jù)。
圖2是Bell機(jī)構(gòu)放大俯視圖,轉(zhuǎn)向節(jié)臂15、19固定連接且?jiàn)A角為90°,兩轉(zhuǎn)向節(jié)臂所確定的平面與實(shí)驗(yàn)臺(tái)臺(tái)面平行。齒條18與推力桿20在空間里也是垂直的,且所確定的平面與試驗(yàn)臺(tái)平面也是平行的,因此,轉(zhuǎn)向節(jié)臂的端點(diǎn)A1、A2與橫拉桿端點(diǎn)B1、B2都在各自固定的平面內(nèi)做平面運(yùn)動(dòng)。
圖2 左側(cè)(靠近2軸)Bell機(jī)構(gòu)放大圖
1.1 Bell機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性
因垂直于試驗(yàn)臺(tái)臺(tái)面的力被試驗(yàn)臺(tái)固定裝置所平衡,所研究的力(齒條力、轉(zhuǎn)向阻力等)都平行于試驗(yàn)臺(tái)臺(tái)面,且轉(zhuǎn)向節(jié)臂的端點(diǎn)A1、A2與轉(zhuǎn)向橫拉桿的端點(diǎn)B1、B2都在固定的平面做平面運(yùn)動(dòng),所以,將Bell機(jī)構(gòu)投影在試驗(yàn)臺(tái)臺(tái)面對(duì)其俯視圖進(jìn)行受力分析,機(jī)構(gòu)受力圖如圖3所示。
圖3 Bell機(jī)構(gòu)受力特性圖
因轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)是一個(gè)對(duì)稱試驗(yàn)臺(tái),取左側(cè)(靠近2軸)Bell機(jī)構(gòu)進(jìn)行受力分析,Bell機(jī)構(gòu)的特性是橫拉桿11、12長(zhǎng)度相等,橫拉桿11與橫向方向的夾角和橫拉桿12與縱向方向的夾角都為β,轉(zhuǎn)向節(jié)臂15、19是固定連接且長(zhǎng)度也相等,兩者相位角相差90°,當(dāng)給2軸輸入一個(gè)負(fù)載F,從轉(zhuǎn)向節(jié)臂19傳到橫拉桿12上的力F1負(fù)載F存在如下關(guān)系:
轉(zhuǎn)向節(jié)臂A處,沿半徑方向的力Fr1和切線方向的力Ft1與F1的關(guān)系如下
將式(1)~(3)聯(lián)立可得到
當(dāng)已知轉(zhuǎn)向節(jié)臂所受的切向力Ft1時(shí),其與半徑r的乘積就是轉(zhuǎn)向力矩,即力矩表達(dá)式為
又因轉(zhuǎn)向節(jié)臂15、19是固定連接且長(zhǎng)度相等,兩者相位角相差90°。當(dāng)一個(gè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂作為輸入,另一個(gè)作為輸出時(shí),其傳遞的力及力矩是相等的,又因?yàn)檗D(zhuǎn)向節(jié)臂右邊機(jī)構(gòu)的幾何尺寸參數(shù)與左邊機(jī)構(gòu)一致,同樣也只是相位角相差90°,所以力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)只會(huì)改變其方向而不改變其大小。
1.2 Bell機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性
同理,在對(duì)Bell機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)特性分析時(shí)也以Bell機(jī)構(gòu)的俯視圖進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析,運(yùn)動(dòng)特性圖如圖4所示。
圖4 Bell機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)特性圖
當(dāng)齒條以恒定的速度v驅(qū)動(dòng)時(shí),勢(shì)必會(huì)帶動(dòng)橫拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂運(yùn)動(dòng),橫拉桿11、轉(zhuǎn)向節(jié)臂15與橫拉桿12、轉(zhuǎn)向節(jié)臂19僅相位角相差90°,機(jī)構(gòu)幾何參數(shù)基本一致,因此,對(duì)轉(zhuǎn)向節(jié)臂15、橫拉桿11、齒條進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析,取為O坐標(biāo)原點(diǎn),x軸水平向右。在任意瞬時(shí)時(shí)刻t,機(jī)構(gòu)的位置如圖4實(shí)線所示,由圖示位置B1點(diǎn)橫坐標(biāo)位置為
根據(jù)圖形可知位置B1點(diǎn)縱坐標(biāo)位置為
聯(lián)立方程(7)和(8)消去式中的β,得到齒條的運(yùn)動(dòng)方程:
模型中:r≈0.2 m,L≈0.2 m,h≈0.4 m,且α=ωt。將這些值代入到式(9),得到齒條的運(yùn)動(dòng)方程:
式(10)再對(duì)時(shí)間取導(dǎo)數(shù),便可以得到齒條的速度表達(dá)式:
模型在仿真時(shí)是給齒條一個(gè)恒定的速度V作為驅(qū)動(dòng),其中速度V=20 mm/s,將齒條的速度V代入到式(11),在Matlab中畫(huà)出左側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂繞O點(diǎn)的角速度隨時(shí)間變化的理論特性曲線(圖5)。
圖5 轉(zhuǎn)向節(jié)臂繞O點(diǎn)的角速度隨時(shí)間關(guān)系曲線
在齒條的恒定速度驅(qū)動(dòng)下,Adams仿真測(cè)得左側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂繞O點(diǎn)的角速度隨時(shí)間的變化關(guān)系曲線(圖6)。
圖6 轉(zhuǎn)向節(jié)臂繞A點(diǎn)的角速度隨時(shí)間的變化關(guān)系曲線
從圖5、圖6中的曲線可以看出:理論計(jì)算得到的曲線與仿真曲線基本一致,當(dāng)給齒條一個(gè)恒定的速度驅(qū)動(dòng)時(shí),左轉(zhuǎn)向節(jié)臂繞車輪中心O點(diǎn)從左極限位置運(yùn)動(dòng)到右極限位置時(shí),角速度會(huì)逐漸增大,角加速度也逐漸增大。
整個(gè)模型是依據(jù)某車型的實(shí)際參數(shù)建立的,因第1軸作為方向盤輸入的加載單元,動(dòng)力傳遞到齒輪齒條轉(zhuǎn)向器,對(duì)齒條只產(chǎn)生一個(gè)來(lái)回的往復(fù)運(yùn)動(dòng),對(duì)模型中Bell機(jī)構(gòu)的力學(xué)及運(yùn)動(dòng)學(xué)影響較少,為了簡(jiǎn)化模型,加快Adams的仿真速度,在模型齒條上用一個(gè)直線驅(qū)動(dòng)代替第1軸方向盤載荷的輸入,三維模型如圖7所示。
建立三維模型的目的是檢測(cè)4、5軸中的Bell機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中是否會(huì)發(fā)生干涉現(xiàn)象,避免后期搭建好的5軸轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)樣機(jī)在運(yùn)行過(guò)程中發(fā)生干涉而影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特性的測(cè)試研究。試驗(yàn)設(shè)計(jì)方案的要求是輪胎上下跳動(dòng)0~±50 mm時(shí),測(cè)試出輪胎在不同高度的工況下的力、力矩、位移等參數(shù)變化。當(dāng)4、5軸模擬左右輪胎都不跳動(dòng)(如圖7(a))時(shí),模型中的Bell機(jī)構(gòu)與相關(guān)聯(lián)桿件在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中不會(huì)發(fā)生干涉。當(dāng)4、5軸模擬左右輪胎逆向跳動(dòng)50 mm(如圖7(b)所示)時(shí),模型中的Bell機(jī)構(gòu)及相關(guān)聯(lián)桿件在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中也不會(huì)發(fā)生干涉。因此,在齒條上輸入一個(gè)驅(qū)動(dòng),給2、3軸施加側(cè)向力或力矩負(fù)載時(shí),可以測(cè)試力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)傳遞到齒條的力、位移等參數(shù)。
圖7 試驗(yàn)臺(tái)三維模型
3.1 Bell機(jī)構(gòu)力及運(yùn)動(dòng)特性仿真
將模型分模塊導(dǎo)入到Adams中(見(jiàn)圖8(a)),整個(gè)仿真的方案是給齒條輸入一個(gè)往復(fù)的驅(qū)動(dòng),從中間位置向右開(kāi)始運(yùn)動(dòng),3.75 s到達(dá)右極限位置,齒條移動(dòng)了75 mm,因此齒,條的行程為150 mm,齒條的驅(qū)動(dòng)函數(shù)是位移隨時(shí)間變化的關(guān)系圖(如圖8(b))。汽車在轉(zhuǎn)向過(guò)程中,汽車要克服轉(zhuǎn)向阻力、重力回正力矩、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻力等,所以給2、3軸各施加一個(gè)恒定的負(fù)載1 000 N的力作為負(fù)載。隨著齒條的往復(fù)運(yùn)動(dòng),負(fù)載的方向也相應(yīng)發(fā)生變化,施加的負(fù)載隨時(shí)間變化的關(guān)系圖(如圖8(c)),負(fù)載的大小相等,方向相反,模擬汽車轉(zhuǎn)向時(shí)所受的阻力。最后仿真得出齒條所受的力隨齒條位移變化的關(guān)系圖(見(jiàn)圖8(d))。從圖8(d)可以看出:在對(duì)2、3軸同時(shí)施加一個(gè)側(cè)向恒定負(fù)載1 000 N時(shí),兩軸負(fù)載之和幾乎會(huì)等于齒條所受的力。
圖8 齒條力仿真圖
當(dāng)單獨(dú)給2軸施加一個(gè)恒定轉(zhuǎn)向負(fù)載F為1 000 N,仿真得到齒條所受的齒條力隨齒條位移變化的關(guān)系圖(見(jiàn)圖9(a))。當(dāng)單獨(dú)給3軸施加一個(gè)恒定轉(zhuǎn)向負(fù)載1 000 N時(shí),仿真得到齒條所受的齒條力隨齒條位移變化的關(guān)系圖(見(jiàn)圖9(b))。
圖9 齒條所受力隨齒條位移變化關(guān)系
從圖9就可以清楚地看出:當(dāng)給2、3軸單獨(dú)施加恒定轉(zhuǎn)向負(fù)載1 000 N時(shí),經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)傳遞到齒條上的力大小幾乎不變,方向變?yōu)檠佚X條的橫向方向。因此,力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)只改變力的方向而不改變力的大小。利用Bell機(jī)構(gòu)該傳遞特性,試驗(yàn)臺(tái)在做測(cè)試方法研究時(shí),測(cè)量齒條方向的力、力矩、位移等傳感器可以安裝在2、3軸上(如圖1中的20、21),就可以避免安裝在齒條上對(duì)轉(zhuǎn)向器測(cè)試產(chǎn)品造成損害。
3.2 Bell機(jī)構(gòu)力及運(yùn)動(dòng)特性的理論分析
在圖1中,隨齒條的往復(fù)運(yùn)動(dòng),勢(shì)必帶動(dòng)整個(gè)Bell機(jī)構(gòu)在一定范圍內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng),力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)傳遞后,其力是存在一定的波動(dòng)的。從圖9(a)、(b)中可以看出:齒條所受力隨齒條位移變化幾乎為一條水平線,保持在1 000 N上下,與負(fù)載值相等。
為了能夠清楚地看到齒條所受力的微小變化,給2軸單獨(dú)施加一個(gè)轉(zhuǎn)向負(fù)載1 000 N,齒條右側(cè)脫開(kāi),仿真出齒條從左極限到右極限齒條力隨齒條位移的變化關(guān)系圖(見(jiàn)圖10)。
圖10 齒條力隨齒條位移變化關(guān)系
從圖10可知:當(dāng)對(duì)2軸單獨(dú)施加負(fù)載時(shí),力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)傳遞后,力的大小基本不變,維持在1 000 N左右,然而,從圖中可以觀察到當(dāng)齒條運(yùn)動(dòng)到右極限位置時(shí),齒條力有一個(gè)向上的浮動(dòng),向上浮動(dòng)不超過(guò)0.15 N。向上浮動(dòng)的主要原因是齒條在齒條方向恒速運(yùn)動(dòng)會(huì)使橫拉桿在齒條方向上有加速效果,橫拉桿的加速度隨齒條位移變化如圖11所示。
圖11 橫拉桿加速度隨齒條位移變化
從圖11可以看出:隨齒條從左極限運(yùn)動(dòng)到右極限,橫拉桿在齒條方向上的加速度逐漸增大且在右極限位置達(dá)到最大,因此,會(huì)使齒條力產(chǎn)生如圖10的變化,從這里也可以說(shuō)明力經(jīng)Bell只改變其方向而不改變其大小,引起如圖10齒條力的變化是由轉(zhuǎn)向系機(jī)構(gòu)造成的。
3.3 輪胎上下跳動(dòng)對(duì)轉(zhuǎn)向齒條力的影響
3.3.1 單側(cè)輪胎跳動(dòng)
研究輪胎上下跳動(dòng)對(duì)齒條力的影響時(shí),對(duì)左側(cè)Bell機(jī)構(gòu)的2軸單獨(dú)施加1 000 N的負(fù)載,脫開(kāi)齒條右側(cè)的球鉸,齒條由左極限位置向右極限位置勻速運(yùn)動(dòng),單側(cè)輪胎跳動(dòng)50,25,0,-25,-50 mm對(duì)齒條力的影響,將Adams仿真數(shù)據(jù)導(dǎo)入到Matlab中,將上述4條曲線畫(huà)在同一圖中進(jìn)行對(duì)比,結(jié)果見(jiàn)圖12。
圖12 單側(cè)輪胎跳動(dòng)仿真
從圖12中可以看出:輪胎上下跳動(dòng)50,25,0,-25,-50 mm齒條力的變化趨勢(shì)和圖10中的變化趨勢(shì)是一致的,只是在輪胎跳動(dòng)不同高度時(shí)齒條力的變化幅度不一樣,這主要是因?yàn)檩喬ド舷绿鴦?dòng)不同時(shí),橫拉桿在齒條方向上的加速度幅度不一樣,輪胎跳動(dòng)不同高度時(shí)左側(cè)橫拉桿的加速度如圖13所示。
圖13 輪胎跳動(dòng)不同高度左側(cè)橫拉桿加速度
從圖12、13可知:輪胎跳動(dòng)不同高度時(shí),圖12中齒條力的變化層次與圖13中橫拉桿加速度變化層次一致。從圖13中也可以看出:輪胎向上跳動(dòng)越高,圖13中橫拉桿加速度曲線偏離橫坐標(biāo)軸越遠(yuǎn),且加速度曲線越陡,這主要是因?yàn)閷?shí)車安裝布置時(shí),齒條軸線水平面在車輪中心水平面的下方80 mm處,安裝布置如圖14所示。
圖14 齒條安裝布置圖
從圖14可知,當(dāng)輪胎向下跳動(dòng)50 mm時(shí),車輪中心最接近齒條軸線,所以,此時(shí)橫拉桿加速度最小且偏離程度也最小(如圖13中的點(diǎn)線)。
3.3.2 同向跳動(dòng)
對(duì)左右輪胎同時(shí)施加載荷1 000 N時(shí),齒條由左極限位置向右極限位置勻速運(yùn)動(dòng)得到同向跳動(dòng)50,25,0,-25,-50 mm對(duì)齒條力的影響,見(jiàn)圖15。
圖15 同向跳動(dòng)對(duì)齒條力的影響
從圖15可以看出:齒條力曲線右側(cè)與單側(cè)輪胎跳動(dòng)趨勢(shì)一致,而左側(cè)齒條力趨勢(shì)與右側(cè)是相反的,這主要是因?yàn)橛覀?cè)橫拉桿的加速度與左側(cè)橫拉桿的加速度方向相反,左側(cè)橫拉桿的加速度曲線如圖16所示。
圖16 輪胎跳動(dòng)不同高度右橫拉桿加速度
從圖13、16左右橫拉桿加速度圖可以看出:齒條運(yùn)動(dòng)在右極限時(shí),左側(cè)橫拉桿的運(yùn)動(dòng)對(duì)齒條力的影響起主導(dǎo)作用,齒條在左極限時(shí),右側(cè)橫拉桿的運(yùn)動(dòng)對(duì)齒條力的影響起主導(dǎo)作用,因此,會(huì)使輪胎在同向跳動(dòng)工況下產(chǎn)生如圖15的齒條力曲線。
3.3.3 逆向跳動(dòng)
左右輪胎同時(shí)施加載荷1 000 N時(shí),齒條由左極限位置向右極限位置勻速運(yùn)動(dòng)得到逆向跳動(dòng)50,25,0,-25 mm對(duì)齒條力的影響,見(jiàn)圖17。
圖17 逆向跳動(dòng)對(duì)齒條力的影響
從圖17中可以看出:輪胎運(yùn)動(dòng)在同向跳動(dòng)和逆向跳動(dòng)對(duì)齒條力的影響趨勢(shì)是一致的,只是圖17中曲線不對(duì)稱,這是因?yàn)樽笥逸喬ツ嫦蛱鴦?dòng)造成的。
3.4 Adams仿真
汽車靜態(tài)轉(zhuǎn)向過(guò)程中,汽車要克服的阻力有轉(zhuǎn)向阻力、重力回正阻力、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻力等,其中轉(zhuǎn)向阻力與重力回正力幾乎占據(jù)了整個(gè)阻力,而最大齒條力發(fā)生在原地轉(zhuǎn)向的極限處,因?yàn)榇藭r(shí)的轉(zhuǎn)向組力矩最大,回正力矩也最大。原地轉(zhuǎn)向力矩的經(jīng)驗(yàn)公式[8-9]為
式中:f為路面與輪胎間的滑動(dòng)摩擦因數(shù),一般取0.7左右;Mr為轉(zhuǎn)向阻力矩(N·m);G為前軸負(fù)荷(N);p為輪胎氣壓(MPa)。
重力回正力矩的計(jì)算公式為[10]式中:σ為主銷軸線與地面的夾角,即主銷內(nèi)傾角(°);Dy為主銷偏移距(m);R為輪胎半徑(m);W為前軸載荷(N)。
實(shí)驗(yàn)樣車需的參數(shù)如表1所示。
表1 相關(guān)參數(shù)值
圖18 左橫拉桿的有效力臂隨齒條位移的變化關(guān)系
再由式(13)可以得到重力回正力矩與車輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系,見(jiàn)圖19。
圖19 重力回正力矩與車輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系
圖20 齒條力隨齒條位移的變化曲線
4.1 試驗(yàn)臺(tái)儀器
測(cè)試變量及試驗(yàn)儀器要求見(jiàn)表2。
表2 試驗(yàn)儀器及測(cè)試變量
4.2 試驗(yàn)方案
試驗(yàn)臺(tái)模擬汽車原地轉(zhuǎn)向,測(cè)試出該車靜態(tài)轉(zhuǎn)向時(shí)齒條所受的齒條力,測(cè)試規(guī)范依據(jù)某公司制定的《不同載荷駕乘高度測(cè)量試驗(yàn)規(guī)范》[12],測(cè)試過(guò)程如圖21所示。4.3 數(shù)據(jù)處理
圖22 是一個(gè)數(shù)據(jù)采集得到的圖例,橫縱坐標(biāo)軸分別是齒條的位移與齒條力。
圖22 齒條力變化圖
從圖20、22中可以看出,齒條力的大小幾乎相等,曲線趨勢(shì)基本一致,說(shuō)明該轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)模型能實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向阻力的模擬加載測(cè)試,曲線存在差異主要是汽車在轉(zhuǎn)向過(guò)程中受傳動(dòng)間隙、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻力等影響。
通過(guò)對(duì)轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)Bell機(jī)構(gòu)的分析,驗(yàn)證了Bell機(jī)構(gòu)的傳遞特性:力經(jīng)Bell只改變力的傳遞方向而不改變其大小。將三維模型導(dǎo)入Adams中,也驗(yàn)證了力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)的傳遞特性。利用Bell機(jī)構(gòu)的傳遞特性,試驗(yàn)臺(tái)在做測(cè)試方法研究時(shí),測(cè)量齒條方向的力傳感器就可以安裝在2、3軸上,避免安裝在齒條上對(duì)轉(zhuǎn)向器測(cè)試產(chǎn)品造成傷害。將理論計(jì)算的轉(zhuǎn)向阻力、重力回正力矩作為負(fù)載,仿真得到的齒條力與實(shí)車測(cè)試數(shù)據(jù)及趨勢(shì)基本一致,說(shuō)明該模型能夠滿足汽車轉(zhuǎn)向系齒條力加載測(cè)試的基本要求。
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(責(zé)任編輯劉 舸)
Research on the Characteristics of Bell M echanism in the 5 Axis Performance Test Platform of the Steering System
LIAO Lin-qinga,REN Zhi-pengb,ZHANG Junc,WANG Weic,LI Nanb
(a.Key Laboratory of Manufacture and Test Technique for Automobile Parts Ministry of Education;b.Vehicle Engineering Institute;c.College of Mechanical Engineering,Chongqing University of Technology,Chongqing 400054,China)
圖1 試驗(yàn)臺(tái)機(jī)構(gòu)示意圖
steering system;5 axis test Bench;bellmechanism
U463
A
1674-8425(2016)12-0008-09
10.3969/j.issn.1674-8425(z).2016.12.002
2016-09-01
重慶市應(yīng)用開(kāi)發(fā)計(jì)劃資助項(xiàng)目(cstc2014yykfB70008)
廖林清(1966—),男,四川仁壽人,教授,主要從事汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)理論及方法研究,E-mail:liaolinqing@cqut.edu.cn.
廖林清,任志鵬,張君,等.轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)中Bell機(jī)構(gòu)的特性研究[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)),2016(12):8-16.
format:LIAO Lin-qing,REN Zhi-peng,ZHANG Jun,et al.Research on the Characteristics of Bell Mechanism in the 5 Axis Performance Test Platform of the Steering System[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science),2016(12):8-16.