重型卡車多連桿轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阿克曼轉(zhuǎn)向誤差優(yōu)化

李騏含，陳李杰，寧曉斌

重型卡車多連桿轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阿克曼轉(zhuǎn)向誤差優(yōu)化

李騏含，陳李杰，寧曉斌

（浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，浙江 杭州 310023）

為了減少某重型卡車多連桿轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)角誤差，確定轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，建立了重型卡車多連桿轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型；首先利用模型進(jìn)行了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，確定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)角誤差，采用試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法，求解轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向誤差最小的機(jī)構(gòu)；其次，進(jìn)行轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析，得出轉(zhuǎn)向系統(tǒng)桿件的最大受力，并應(yīng)用有限元方法，優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度；結(jié)果表明，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向誤差明顯減小，提高了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的可靠性；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能達(dá)到某卡車設(shè)計(jì)要求。

重型卡車；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；多連桿機(jī)構(gòu)；優(yōu)化設(shè)計(jì)；強(qiáng)度分析

近幾年，重型卡車的市場迎來了飛速增長的良好局勢，其原因在于重型卡車的本身優(yōu)勢。尤其是地區(qū)間的物流需求日漸增長，而物流公司越來越關(guān)注運(yùn)輸高效性和經(jīng)濟(jì)性的大環(huán)境背景下，重型卡車的重要性就越發(fā)突出，市場需求量也愈來愈大。而轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是重型卡車的不可或缺的最基本的構(gòu)成系統(tǒng)之一，是決定重卡主動(dòng)安全性的關(guān)鍵總成。目前，國內(nèi)外一些學(xué)者，針對重卡的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，進(jìn)行了大量的論文研究工作，如通過連續(xù)加權(quán)函數(shù)，建立了轉(zhuǎn)型機(jī)構(gòu)的數(shù)學(xué)優(yōu)化設(shè)計(jì)模型，為重卡的液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計(jì)及性能分析提供了依據(jù)[1]?；蛲ㄟ^轉(zhuǎn)向搖臂機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)結(jié)構(gòu)分析，得到了轉(zhuǎn)向搖臂機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真模型，給轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)的優(yōu)化提供了簡捷有效效的途徑[2]?；蛘咴贏DAMS中建立轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的梯形轉(zhuǎn)向模型，對系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性進(jìn)行仿真分析，與實(shí)際情況相結(jié)合，給轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了更快速、有效、精準(zhǔn)的途徑[3]。以及利用雙前軸轉(zhuǎn)向車的轉(zhuǎn)向原理，建立專用軟件系統(tǒng)，得到轉(zhuǎn)向梯形關(guān)鍵點(diǎn)位置坐標(biāo)的最佳值[4]。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)也因此得到了相應(yīng)的發(fā)展，例如：國際上，利勃海爾公司研究生產(chǎn)出了9軸多模式轉(zhuǎn)向全地面起重機(jī)；國內(nèi)的徐州重型機(jī)械有限公司也推出了多軸轉(zhuǎn)向重型設(shè)備[5]。重卡的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應(yīng)良好操縱性、可靠性目標(biāo)，是汽車行業(yè)重要的研究方向。

為了提高重型卡車的轉(zhuǎn)向性能，本文以某重型卡車多連桿轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)為研究對象，采用多體動(dòng)力學(xué)方法，分析轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)實(shí)際轉(zhuǎn)角與理想阿克曼轉(zhuǎn)角之間的誤差，采用試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法減小轉(zhuǎn)向誤差，提高卡車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的操縱性；采用有限元方法，分析轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，提高卡車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的可靠性。

1 多連桿轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是讓汽車可以改變或保持前進(jìn)方向的機(jī)構(gòu)，同時(shí)確保在汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)，各轉(zhuǎn)向輪之間的轉(zhuǎn)角關(guān)系協(xié)調(diào)。重卡通常載荷大，所以一般采用液壓輔助轉(zhuǎn)向。重型卡車的動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般將轉(zhuǎn)向助力裝置設(shè)計(jì)在機(jī)械轉(zhuǎn)向系上，使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的操作輕便穩(wěn)定、轉(zhuǎn)向靈敏[6]。

某重型卡車為梯形轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，將其簡化為8連桿轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，利用ADAMS軟件建立多體動(dòng)力學(xué)，根據(jù)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，確定轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)各個(gè)硬點(diǎn)的初始定位參數(shù)，對機(jī)構(gòu)進(jìn)行幾何體建模，添加約束副與驅(qū)動(dòng)副，最終得到模型，如圖1所示。

圖1 某重型卡車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)

2 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)理想轉(zhuǎn)向分析與參數(shù)優(yōu)化

2.1 參數(shù)與優(yōu)化目標(biāo)確定

轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)需滿足理想的阿克曼條件，即每個(gè)車輪繞同一個(gè)中心轉(zhuǎn)向，從而保證輪胎與地面間無滑動(dòng)摩擦而處于摩擦力最小的純滾動(dòng)狀態(tài)[7]。對于兩軸乘用車來說，前輪是轉(zhuǎn)向輪，轉(zhuǎn)彎時(shí)2個(gè)前轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向中心與后軸軸線延長線相交于一點(diǎn)，如圖2所示，即符合阿克曼轉(zhuǎn)向原理。

圖2 阿克曼轉(zhuǎn)向原理

將仿真過程中外輪的實(shí)際轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角的絕對差值定為優(yōu)化目標(biāo)，使目標(biāo)的變化范圍最小化。設(shè)計(jì)目標(biāo)定義為

式中，1為外輪完全符合阿克曼轉(zhuǎn)向關(guān)系時(shí)的理論轉(zhuǎn)角；2為外輪的實(shí)際轉(zhuǎn)角。

理論的阿克曼轉(zhuǎn)向關(guān)系為

（2）

式中，是內(nèi)輪轉(zhuǎn)角；為兩轉(zhuǎn)向輪主銷中心線延長線到地面交點(diǎn)之間的距離，取2 300 mm；為卡車軸距，取3 650 mm。

根據(jù)阿克曼轉(zhuǎn)向關(guān)系可以得到，外側(cè)車輪轉(zhuǎn)向角的理論值為

通過轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)模型仿真，得到內(nèi)輪實(shí)際轉(zhuǎn)角和外輪實(shí)際轉(zhuǎn)角的變化。以內(nèi)輪轉(zhuǎn)角為基準(zhǔn)，外輪的實(shí)際轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角的絕對差值如圖3所示，現(xiàn)有結(jié)構(gòu)的外輪實(shí)際轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角存在較大偏差。

當(dāng)重卡轉(zhuǎn)向時(shí)，如果卡車的轉(zhuǎn)向角滿足阿克曼條件，卡車將具有良好的轉(zhuǎn)向性能，使卡車能夠順暢地轉(zhuǎn)彎并且在轉(zhuǎn)向時(shí)車輪保持純滾動(dòng)狀態(tài)，此時(shí)各車輪的側(cè)向滑動(dòng)量將會(huì)降低到最低限度，大大減少了輪胎的磨損，同時(shí)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)會(huì)具備工作可靠、操作輕便、轉(zhuǎn)向靈敏、操作良好穩(wěn)定等優(yōu)勢。大量的科學(xué)研究和試驗(yàn)都顯示，當(dāng)汽車真實(shí)轉(zhuǎn)彎時(shí)，它的實(shí)際幾何關(guān)系介于平行轉(zhuǎn)向和阿克曼轉(zhuǎn)向之間。轉(zhuǎn)向梯形較大的阿克曼轉(zhuǎn)向誤差，導(dǎo)致實(shí)際內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角差角遠(yuǎn)低于理想的阿克曼轉(zhuǎn)向差角，引起輪胎拖滑[8]。

減小外側(cè)車輪實(shí)際轉(zhuǎn)向角與理論輪轉(zhuǎn)向角的角度絕對差值，不僅可以減少輪胎磨損，延長重卡輪胎的使用期限，還提高了駕駛卡車時(shí)的操縱性和安全性?；诖耍瑢?yōu)化目標(biāo)建立為減小外輪實(shí)際轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角的誤差絕對值。選取各轉(zhuǎn)向部件的長度以及部件間的夾角為變量，將轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)6個(gè)硬點(diǎn)坐標(biāo)作為設(shè)計(jì)變量進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，并確定變化范圍。

2.2 進(jìn)行優(yōu)化試驗(yàn)

為了減小目標(biāo)函數(shù)轉(zhuǎn)向誤差，利用試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法，運(yùn)行試驗(yàn)并分析試驗(yàn)結(jié)果，經(jīng)過64次迭代仿真后，對結(jié)果進(jìn)行分析，得到優(yōu)化結(jié)構(gòu)，如表1所示。

表1 優(yōu)化前后硬點(diǎn)坐標(biāo)

硬點(diǎn)坐標(biāo)優(yōu)化前優(yōu)化后 轉(zhuǎn)向節(jié)內(nèi)端X770769 三角板外端X810833 三角板外端Y14001373 三角板下內(nèi)端X450429 轉(zhuǎn)向橫拉桿外端X370398 轉(zhuǎn)向橫拉桿Y15601600

對優(yōu)化前后模型的外轉(zhuǎn)角及阿克曼外轉(zhuǎn)角誤差轉(zhuǎn)角進(jìn)行對比。由圖4可知，優(yōu)化后外輪轉(zhuǎn)角誤差大幅度減小，誤差最大不超過1°。

圖4 優(yōu)化結(jié)果與原差值比較

轉(zhuǎn)向角度小于5°，車輛外輪的轉(zhuǎn)向誤差較小，優(yōu)化前后無明顯變化；但當(dāng)轉(zhuǎn)角大于5°，優(yōu)化后的外輪轉(zhuǎn)向誤差開始明顯減小，優(yōu)化后減小了轉(zhuǎn)向誤差。

3 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)強(qiáng)度分析

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式[8]，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)最大阻力矩為原地轉(zhuǎn)向阻力矩[9]

式中，r為重卡的單個(gè)車輪在瀝青或混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩，N?mm；為輪胎與地面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，當(dāng)卡車在干水泥路、瀝青路面轉(zhuǎn)向時(shí)，通常取=0.7；Z為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，N，取6.2×104N；為輪胎氣壓，MPa，取1.3 MPa。

代入數(shù)據(jù)得

在多連桿轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)ADAMS模型中，施加最大轉(zhuǎn)向力矩，求解得出轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)各桿件最大受力。

用ANSYS建模、劃分網(wǎng)格，施加轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)各零件最大受力和邊界條件，優(yōu)化轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)零件的結(jié)構(gòu)，最終轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大應(yīng)力處的應(yīng)力云圖如圖5所示。

圖5 最大應(yīng)力云圖

重型卡車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)所受的最大應(yīng)力分別為466.19 MPa，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)零件的材料為40Cr鋼，抗拉強(qiáng)度為998 MPa，屈服強(qiáng)度為785 MPa，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)具有較大的安全系數(shù)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有較高的可靠性。

4 結(jié)論

1）建立重型卡車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)多體動(dòng)力學(xué)模型，進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)誤差較大，采用試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法，優(yōu)化轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)，轉(zhuǎn)向誤差明顯減小，提高了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)操縱性。

2）進(jìn)行重型卡車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析，分析轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)最大載荷，通過有限元計(jì)算，優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)具有較高的可靠性。

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Ackerman Steering and Structural Strength Analysis of Heavy Truck Multi-link Steering System

LI Qihan, CHEN Lijie, NING Xiaobin

( College of Mechanical Engineering, Zhejiang University of Technology, Hangzhou 310023, China )

In order to reduce the angle error of the multi-link steering system of a heavy truck and determine the structural strength of the steering mechanism, the multi-body dynamics model of the multi-link steering system of a heavy truck is established. Using the steering system dynamics model, firstly, the kinematics analysis of the steering system is carried out to determine the steering angle error of the steering system, and the mechanism with the smallest steering error of the steering system is solved by adopting the experimental design method. Secondly, the dynamic analysis of the steering system is carried out, and the maximum force of the steering system bar is obtained, and the structural strength of the steering system is optimized by using the finite element method. The results show that the steering error of the steering system is obviously reduced and the reliability of the steering system is improved. The performance of steering system meets the design requirements of a truck.

Heavy truck;Steering system; Multi-link mechanism; Optimization design; Strength analysis

U463.4

A

1671-7988(2023)10-125-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.010.026

李騏含（2001—），女，研究方向?yàn)檐囕v工程，E-mail:suxiwangsui@163.com。