转向优化（共9篇）
转向优化 篇1
摘要：汽车在运动的过程中,由于侧向力的作用和轮胎弹性侧偏的影响,转向系的内外车轮很难满足阿克曼转角关系,本文基于MATLAB的优化工具箱,通过对转向车轮几何运动的分析,推导出理论和实际内、外轮转向角之间的关系式,建立某一时刻下的实际转角与理论转角之差的数学表达式,并以此为优化目标,在相应的约束条件下,计算出车辆最佳的转向梯形参数。
关键词：转向系,MATLAB,优化,转向梯形
转向系是用来保持或改变汽车行驶方向的机构,转向性能的好坏,对汽车的操纵稳定性有显著的影响,在转向系的设计中,无论采用的是整体式转向梯形还是断开式转向梯形,都应该满足汽车在转弯时,保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶,使在不同圆周上运动的车轮,做无滑动的纯滚动运动。同时,为达到总体布置要求的最小转弯直径,转向轮应满足有足够大的转角。[1]
在传统的设计中,通常采用的是图解法和解析法进行设计,然而图解法的设计误差较大,而解析法的计算量大,这种方法不仅增加了研发成本,而且设计的精度也很难达到用户要求。
优化设计是20世纪60年代开始形成并迅速发展的一门新兴学科,它是以数学规划法为理论基础,以电子计算机为计算工具,寻求在满足规定的工作条件、载荷和工艺要求,并在强度、刚度、工艺、寿命、尺寸、范围以及其他一些技术要求的限制条件下,目标函数最优值的一种现代化设计方法。[2]
本文运用MATLAB优化工具箱相应的优化函数,以影响转向梯形对应的参数为设计变量,建立某一时刻下的实际转角与理论转角之差的数学表达式,并以此为优化目标,在相应的约束条件下,通过迭代运算,计算出车辆最佳的转向梯形参数,从而使外侧车轮实际转角和理论转角误差最小。
1 整体式转向梯形的数学建模
1.1 阿克曼理论以及阿克曼转向特性
汽车在直线行驶和转弯时,每一个车轮的轴线都应相较于后轴延长线上的某一点(转向中心),这样才能保证轮胎与地面间处于纯滚动而无滑动的现象。
阿克曼理论转向特性的模型做个两个基本假设:1)忽略前轮定位角的影响,并且行驶系的各个构件均为刚性连接。2)汽车行驶过程中无侧向力。其示意图如图1所示。
阿克曼理论转向特性的特点为:1)汽车直线行驶时,四个车轮的轴线都相互平行,而且垂直于汽车的纵向中心面;2)汽车在转向行驶的过程中,车轮都必须绕一个瞬时中心点做圆周滚动,而且前内轮与前外轮的转角应满足下面关系式:[3]
若以θo自变角,则应变角的期望值为θi:
其中:θi为内侧车轮转角,θo外侧车轮转角,L为汽车的轴距,M转向车轮转向节之间的距离。
1.2 实际的转向系内外车轮转角关系
汽车在实际的运动过程中,由于受到弹性轮胎侧偏角的影响,现有的转向梯形机构仅能近似的满足1-1所示的阿克曼转角关系式,所以以图2所示的转向梯形机构为例,利用余弦定理推导出转向梯形在内转向轮转过某一角度时实际外侧车轮转角θi′的数学表达式:
汽车转向梯形的实际运动简图如图二所示,其中α为内侧车轮偏转的角度,β为外侧车轮相应的转向角,γ0为梯形底角的布置角,那么90o-γi为转向梯形底角,m为转向臂在水平面的投影长度,b为转向横拉杆的长度,γ为转向传动角。为了计算方便,做辅助线E1C,连接E1B,设E1B的长度为N。
由1-6式可知,当汽车的前轮距M已知时,影响外转向轮的转角的因素为转向梯形的底角90o-γ0,和梯形臂长度m,因此在设计过程中,常选择m和γ0为设计变量进行优化设计。
2 整体式转向梯形的机构优化分析
2.1 设计变量
由1-4公式可以看出,影响β大小的因素为m和γ0,因此,在优化过程中,优化变量设为X:
2.2 目标函数
汽车在转向运动时,为了避免路面对汽车行驶的附加阻力轮胎的快速磨损,要求转向系统能保证汽车在转弯时所有的车轮均作纯滚动。显然这只有在所有车轮的轴线都交于一点时才能实现,因此要求内侧车轮转动一个角度时,外侧转向轮的理论和实际转角误差最小,所以目标函数可以表示为:
2.3 约束条件
2.3.1 满足机构传力性能要求
由图可知,转向梯形在工作的过程中,可以简化为平面四连杆机构,由机械原理可知,为了评价四连杆机构的传力性能的好坏,我们常用传动角作为其评价指标。
在机构的运动过程中,传动角γ的大小是变化的,为了保证机构有良好的传力性能,传动角γ不宜过小,通常γ芏40o,对于那些受力很小或不常使用的操纵机构,则可以允许传动角小些,只要不发生自锁即可。[4]
由分析可得,当内侧车轮的偏角最大时,转向梯形的传动角最小,如图2所示,根据几何关系,传动角的表达式为:
2.3.2 转向梯形的布置角和臂长的确定
在转向梯形的设计中设计变量m和γ过小时,会使横拉杆的转向力过大;当m过大时,将时梯形布置困难,故通常取m芨0.15M,然而m也不能不小,通常取m芏0.11M。为了避免干涉,通常梯形底角的布置角γ小于20o,同时γ应大于10o,综上所述,各种设计变量的取值范围构成的约束条件为:
3 整体式转向梯形的机构优化计算
3.1 matlab优化工具箱中关于fmincon函数的用法
利用fmincon函数求多变量非线性约束函数的最小值,其一般数学模型如下所示[5]:
在Matlab中,fmincn的调用格式如下所示:[x,fval]=fmincon(@fun,x0,A,b,Aeq,beq,lb,ub,nonlcon),式中x0为初值,A,b为非线性约束方程系数,Aeq、beq为线性等式约束系数,lb、up分别为上、下边界,nonlcon非线性约束条件。
3.2 计算实例
以某型汽车转向前桥为例,已知数据:L=4430mm,M=2150mm,m=2360mm。根据以上理论可在matlab中编写以下程序进行优化设计。
3.3 优化结果
运行主函数,可以得到以下优化结果和图解,如图3所示。
从图3中可以看出,在转角0-35o的范围内,转向梯形决定的实际转向曲线与理论阿克曼曲线总体是重合的,说明优化的数学模型是可行的,从优化的结果可以看出,外侧车轮的实际和理论误差最大为0.44o,这在工作的过程中是可以接受的,最终设计的优化变量的最优解为γ0=20o,m=322.5mm但在实际的设计过程中,还需要对优化的结果进行圆整,同时还要考虑到总体布置的要求和工艺的限值。
4 总结
整体式转向梯形的优化设计属于非线性优化求解的问题,本文通过对整体式转向梯形的数学建模,找出转向轮内外车轮的转角关系,当内侧车轮偏转一个角度时,以理论外侧车轮与实际外侧车轮转角误差为目标函数,利用Matlab工具箱的fmincon函数求目标函数的最小值,找出设计变量的最优解。通过优化设计发现,当梯形的布置角为γ0=20o时,转向梯形臂长m=322mm时,此时能使汽车内外车轮滑移量最小,在滚动的过程中尽可能的做纯滚动运动,减小了轮胎的磨损,从而使汽车有良好的转向特性。
参考文献
[1]王望予.汽车设计第四版.机械工业出版社,2009,2.
[2]潘公宇.车辆优化设计理论与实践.北京大学出版社,2013,7.
[3]陈家瑞.汽车构造.第四版.人民交通出版社,2009,2.
[4]孙恒.机械原理.第七版.人民交通出版社,2006,5.
[5]苏金明.MATLAB工程数学.电子工业出版社,2005,8.
转向优化 篇2
如图1所示为汽车转弯时所产生侧偏角的关系示意图，其中α为前轮侧偏角；α为后轮侧偏角；α为汽车重心位置侧偏角。汽车转向时，除在极低速时，一般情况下车轮平面与汽车行进速度方向并不一致，两者之间的角度值即为侧偏角α。在汽车转弯时，由于离心力的作用，垂直于车轮平面的车轮中心上有侧向力，相应地在地面上产生的反作用力就是侧偏力。由于车轮侧向产生弹性变形，变形车轮的滚动方向与车轮平面方向并不一致，侧偏力又分解为与车轮行进方向平行的滚动阻力和与行进方向垂直的转弯力。在地面附着极限内，转弯时路面反作用力的大小与方向随着侧偏角的大小发生变化，因而汽车的转向直径也随之变化。
通常车轮转向时，路面对各车轮转弯时的反作用合力与汽车圆周运动的离心力相平衡。一旦正在转弯的汽车速度提高，离心力就随之增加，质心位置的侧偏角必然增大而随之出现不足转向(如图1b所示)。此时若要保证前轮按原转弯半径运动，与低车速时相比，前轮必须向内侧多转过一定角度。换言之，汽车以相同转弯半径运动时，随着车速的增加，对于常规的前两轮转向(2WS)系统驾驶员就需相应增加转向盘转角；或者使后车轴产生一个向外则运动的力，以增加转弯时路面的反作用力，使其与离心力平衡。为了使汽车重心位置的侧偏角度α(汽车重心的速度方向与汽车纵向轴线之间的角度)为零，若能让后轮也向转弯内侧偏转相应角度，则就可使具有侧偏角的后轮行进方向也与转向圆一致。亦就是在高速行驶转弯时，要求后轮应具有与前轮同向的转向角度，即可减小车身的横摆角速度和侧倾角，避免汽车发生侧滑、倾翻现象，以确保高速转向时的稳定性。
四轮转向(4WS,4WheelsSteering)系统是指汽车的前、后四轮都具有相应的转向功能，后轮与前轮同方向转向称为同相控制模式，后轮与前轮反方向转向称为逆相控制模式。主要功能是有效控制车辆的横向运动特性。它是现代轿车采用的一项提高汽车操纵稳定性、操纵轻便性和机动性的关键技术措施，与两轮转向(2WS)系统相比具有如下优点：
1）改善高速转向或在侧向风力作用时的行驶稳定性。在中高速行驶时采用前、后轮同方向转向的同相控制模式，有助于减小车辆侧滑或扭摆，对平衡车辆在超车、变道、或躲避不平路面时的反应均具有帮助，也提高了车辆直线行驶的操纵稳定性。随着高速、高架公路的出现以及现代轿车高速行驶的发展，高档轿车采用四轮转向系统将成一种趋势。
2）减小低速转弯半径，改善其操纵轻便性和提高机动性。在低速行驶时采用前、后轮反方向转向的逆相控制模式，可使车辆转弯半径大大减小，参考后述图2所示分析，4WS的转弯半径最多可比2WS减小一半，这对低速选位停车，窄道转向行驶都将带来极大的方便。
3）提高转向响应的快速性，全面改善车辆的转向性能。不仅使车辆在高速行驶或湿滑路面上的转向性能稳定，且对转向输入的响应更迅速而准确。
二、轮毂电机应用与四轮驱动及电子差速的关系
鉴于轮毂电机在电动汽车上应用的诸多优点。但由于轮毂电机受轮毂内结构体积限制，按汽车驱动功率要求批量生产大功率轮毂电机有相应难度，而采用四轮驱动即可实现小马拉大车，通过四轮毂电机并联驱动即可比二轮毂电机驱动提高汽车总驱动力1倍。并根据汽车理论分析只有四轮驱动才能充分利用车重产生的地面附着力，以此提高汽车行驶的稳定性及车辆越野通过性。随着汽车材料技术的发展，需采用轻型材料来减轻车载自重，减小能耗，提高功效；并随着汽车高速行驶技术发展，对提高汽车行驶稳定性等性能指标将提出更高要求。因此也更需采用四轮毂电机驱动来提高汽车对地面的附着力。又由于只有驱动轮才能实现制动能量的回收，采用四轮毂电机驱动并结合兼有电动、发电回馈和电磁制动多功能的电动汽车轮毂电机技术，即可极大地提高汽车在降速制动和下坡时对动能能量的回收，以节能和提高续驶里程。所以轮毂电机的应用将使电动汽车由性能更好的四轮驱动替代两轮驱动。
为满足驱动轮差速要求有采用机械差速和电子差速两种。机械差速是传统汽车普遍采用的方法，其机构庞大而复杂。而电子差速系统EDS是采用电子控制的方式来实现，有诸多优点，它与轮毂电机的应用如同一对比翼鸳鸯，即左右侧驱动轮采用轮毂电机必须通过电子差速来控制，而轮毂电机的应用又使电子差速控制变得很容易。
综上所述汽车采用四轮驱动结合四轮转向将具有诸多优点，尤其对于电动汽车采用轮毂电机驱动来说，与传统汽车相比使汽车实现四轮驱动方式变得很容易。而且结合用直线步进电机控制转向力的汽车转向系统，能更容易地实现全面改善转向性能的四轮转向系统。而现有汽车仅采用四轮驱动或四轮转向的单一方式其结构都相当复杂，而由两者相结合的方式至今还没有，更没有同时采用电子差速转向控制等多项技术相组合的实施方案。虽有报道四轮驱动采用常规二轮转向的电子差速转向控制技术。但随着汽车控制技术发展及其性能要求的提高，特别是电动汽车采用轮毂电机技术的成熟，电动汽车用四轮毂电机驱动实现四轮转向的电子差速转向控制系统技术也将被要求得以解决。并且四轮毂电机驱动实现四轮转向将极大地提高电动汽车的性价比，也能较容易地实施其他各种性能优化措施，以减少交通事故和提高道路通行能力。
三、四轮驱动结合四轮转向的电子差速计算式推导
电子差速系统(EDS,ElectronicDifferentialSystem)是采用电子控制方式来实现内外侧驱动轮差速要求。而其实施首先需要一套正确易算的差速计算公式。通过对四轮驱动4WD与四轮转向4WS相结合的运行机理分析，在此提出仅利用中学的三角函数结合比例法数学工具来推导出其4WD-4WS的逆、同相控制模式的差速计算公式。如图2所示为4WD-4WS逆相控制的差速计算原理图。如图3所示为4WD-4WS同相控制差速计算原理图，图中L为汽车轴距，B为汽车轮距，α、β、α、β分别为前外侧、前内侧、后外侧、后内侧转向轮的偏转角，n为前驱动轮兼外侧转向轮转速，n为前驱动轮兼内侧转向轮转速，n为后驱动轮兼外侧转向轮转速，n为后驱动轮兼内侧转向轮转速。另外，为分析推导需要特引进2个临时借用参量l与r，其含义参见图中所标注的尺寸位置，即l为转弯圆心o到前车轮轴心的车身纵向距离，r为转弯圆心o到内侧车轮中心的车身横向距离。为保证汽车转弯时各车轮只滚动无滑动，要求四个车轮均绕同一个圆心o转动，即每个车轮的轴线交于同一点，因此各车轮转弯的圆弧轨迹分别为如图中所示的虚线，各车轮转弯的圆弧半径分别为R、R、R、R。根据车轮转速应与其转弯的圆弧半径成正比关系，即有n/n=R/R、n/n=R/R、n/n=R/R。若设n为参考标定转速，它与加速踏板指令汽车的车速n一致，也是四只车轮中最高的转速，分析图示几何关系即可获得其它三只车轮转速相对标定转速n的计算式，且经推导后发现逆相控制模式与同相控制模式的差速计算公式完全相同，即其他三只车轮转速n、n、n相对标定转速n的差速计算公式分别为：
从推导过程中还可发现同、逆相控制模式中的两个重要特征：
(1)参考图2所示，在四轮转向逆相控制模式中当前后轮转向角相等（α=α，β=β）时，其转弯半径为最小。并且它与常规的前二轮转向系统2WS相比，在转向轮转向角相同的前提下，其转弯半径可减小一半。这利用比例作图法即可证明，其最小转弯半径时的圆心点位于如图2中的黑点所示，此时l=L/2，并且前后轮的转弯圆弧轨迹重合，即前后圆弧半径相等（R=R、R=R）。所以采用四轮转向4WS系统逆相控制模式时，同时使前后轮偏转角达到最大值可将转弯半径大大缩小，这对低速选位停车，窄道转向行驶都会带来极大方便。但对于现已有的电控液压式或电控电动式两种四轮转向系统由于受其结构限制，其后轮转向角还较难以做大，而采用基于直线步进电机控制转向力的汽车转向系统技术就不会受其限制。
(2)在四轮转向同相控制模式中按图3所示分析，假若使前后轮转向角相同(α=α也β=β)，其四车轮中心到圆心点o的直线变为相互平行，即圆心点o将为无限远，其转弯半径变为无穷大，即圆弧轨迹变为一条直线。所以在实际应用中对四轮转向系统4WS的同相控制模式的后轮偏转角有一限定值，一般不大于5。
四、电子差速转向实施的结构原理
电子差速转向的实施主要是在其相应的微机控制系统ECU中增加一套差速计算程序，并与相应的转向机构配合，根据转向机构中各车轮的偏转角信号、车速信号及控制模式，按前述相应的差速计算公式计算出对各车轮转速的.要求值，输入到各车轮轮毂电机的驱动控制器中作为其速度指令值。按控制精度要求可以是开环或闭环。对于精度要求低的开环系统，几乎不需要增加硬件成本。而对于闭环系统有些传感器也可与轮毂电机控制器及相应转向机构的传感器兼用。如图4所示为电子差速转向实施的结构原理框图。方向盘的转角信号、加速踏板及制动踏板的加减速信号、转向机构中各车轮的偏转角信号以及各车轮轮毂电机的转角信号输入微机控制ECU系统。轮毂电机转子（对于磁阻电机和永磁无刷电机本身就具有转子转角位置传感器）的转角位置信号通过对时间t的微分，即可得到电机的转速信号，再按轮胎直径就可获得各车轮的线速度。根据上述各信号，ECU系统就可按既定的控制策略和差速计算公式由微机内的差速运算器计算出对各车轮速度的要求值n、n、n、n，作为对各车轮轮毂电机的速度指令，送入相应的电机驱动控制器进行调速控制。
对于四轮转向4WS系统控制策略，即是根据车速、转向要求及其特征确定何时应采用逆相控制模式，何时又需采用同相控制模式，并确定后轮转向角与前轮转向角间的比例关系。现已报道的四轮转向4WS系统控制策略主要有转角比-车速控制型、比例于横摆角速度的后轮转向控制型、质心侧偏角为零的后轮转向控制型等，它们是指控制前后车轮的相对转向及其转角比分别按车速、车身横摆角速度、质心侧偏角等稳定性因素要求以一定控制算法而变化的一种控制规律，其控制策略不同所需采用的传感器及其技术要求也不同。由于四轮转向4WS技术还处于发展成熟中，其控制策略的算法理论也有待进一步发展完善。为简单清楚说明起见，在此以目前用得较多也为较简单的转角比-车速控制型为例说明如下：
图5为转角比-车速控制型所采用的前后轮转角比与其车速的控制关系曲线图。它首先划定一个同、逆相控制的界限，一般定为车速35km/h，也就是说在车速低于35km/h时采用逆相控制模式，当车速高于35km/h时采用同相控制模式。根据上述同、逆相控制模式的两个重要特征中已表明同相控制时其转角比还不能较大，一般限定后轮同相转向角不大于5。所以对于通常汽车前轮转角最大值定为：内侧3955′士2，外侧为3500′士2时，其同相转角比定为不大于1/8。而对于逆相转角比为了减小低速转弯半径可适当放大。
参考文献
1 王贵明、王金懿编著.电动汽车及其性能优化[M].北京:机械工业出版社,2010.5
2 余志生主编.汽车理论[M].北京:机械工业出版社,2006.5第四版
3 王贵明、王金懿.兼有电动、发电回馈和电磁制动功能的可调速旋转电机:中国,ZL2.5[P]
4 王贵明、王金懿.基于直线电动机控制转向力的汽车转向系统:中国,2.7[P]
转向优化 篇3
一、产品结构和关键质量点
转向拉杆是汽车转向系统中传递力和运动的重要部件, 有转向直拉杆和转向横拉杆之分, 但结构原理相似, 既要能传递大的推拉载荷, 又能实现灵活的空间运动, 同时具有良好的抗冲击性和可靠性。拉杆接头主要由球头销、球头座、防尘罩等组成, 球头销座内包括支撑弹簧和后盖板等, 其结构如图1 所示。拉杆接头的运动形式有:球头销绕轴线旋转, 球头销相对拉杆的前后左右摆动。拉杆接头受到的载荷为来自拉杆轴线的推拉力以及旋转力矩和摆动力矩。
由于空间运动的特点, 转向拉杆连接只能采用球形铰链结构, 势必导致拉杆接头是整个系统最薄弱环节, 拉杆接头的质量, 也就基本代表了转向拉杆总成的质量, 其质量特点应是:具有足够的强度、刚度、耐磨性和工作可靠性。
二、标准的研究
现行有效的国家标准、行业标准, 对转向拉杆规定了技术要求、试验方法和适用范围。这些标准为转向拉杆的质量控制, 提供了丰富的依据, 具体见表1。
从表1 可看出, 标准主要从强度 (抗拉试验、抗压试验) 、刚度 (最大轴向位移) 、球销运动功能 (旋转力矩、摆动力矩) 和可靠性 (疲劳耐久试验) 4 个方面来考核汽车转向拉杆的质量。这里非常恰当合理的从转向拉杆的质量特点提出了评判要求, 如果企业严格的执行标准, 转向拉杆的质量应该可以得到保障。
三、优化试验方案
1.提高评判标准的全面性
实际检验工作中, 因各标准适用范围不同, 常常碰到某一型号产品一些检验项目不考核。从表1 也可看出, 3 个标准各自成文, 其适用范围、检验项目互不关联。如QC/T 648-2000 《汽车转向拉杆总成性能要求及试验方法》, 只适用于轻型汽车和轿车转向拉杆总成, 检验项目只包括拉压试验, 而球销的旋转力矩、摆动力矩和最大轴向位移量没有要求;QC/T 650-2000 《汽车转向拉杆球头销性能要求及试验方法》, 检验项目只有球销的弯曲疲劳试验;QC/T 304—1999《汽车转向拉杆接头总成台架试验方法》, 没有具体的技术条件。如能将3 个标准的检验项目、适用范围相互兼顾, 提高标准适用性、覆盖面, 可更客观全面的对产品质量进行评判。
2.让疲劳试验更科学、合理
拉压疲劳试验是可靠性的考核重点, 疲劳试验3 要素为试验载荷、加载频率和加载波形。标准规定了试验载荷:前轴载荷的1/2 或1/4;加载频率:15~60 次/min;加载波形未规定。观察发现载荷和频率的范围较宽, 在实际检验过程中, 常常因此出现检验结果不确定。
若选择拉压载荷均为1/2 前轴载荷, 载荷过大, 结果不合格, 而选择拉力载荷1/2 前轴载荷、压力载荷1/4 前轴载荷, 检验合格。
若选择频率60 次/min, 瞬间能量大, 冲击性强, 球头温度上升快, 产品易出现不合格, 而选用频率15 次/min, 检验易合格。
另外加载波形也会给试验结果带来不确定性, 明显锯齿波比正弦波破坏性大。
车型不同, 其结构、载重、行驶状态等各不相同, 同时转向系统受到来自车轮的反作用力也各不相同。随着当前计算机技术的发展, 如能将频谱分析技术运用到转向系统负载研究中, 可使疲劳试验更科学, 更合理。比如, 利用频谱仪采集不同车型在不同行驶状态下转向拉杆受载数据, 进行统计分析, 制定出标准的不同工况下的频率量能等级, 试验室里, 根据车辆使用环境的严酷度, 选择不同的量能等级, 通过伺服系统以随机加载的方式进行加载试验。
3.统一结构, 规范安装, 恢复GB/T 13604—1992 《汽车转向球接头尺寸》标准
检验过程中还出现球头销杆部断裂现象。销杆应该说不是最薄弱环节, 分析原因, 问题出在球头销装配不当。球头销轴与销孔连接是锥面配合, 若锥面配合接触面积过小, 易造成应力集中, 将销轴剪断。销孔位于转向节内, 与球头销不是同一厂家生产, 易造成销与销孔配合不当的现象, 综合考虑, 球头销应统一结构, 规范安装。标准GB/T 13604—1992《汽车转向球接头尺寸》规定:“为保证锥面的配合良好, 锥孔d1 的精度规定为H8, 锥面配合面积不得小于60%”, 再看标准时效:已作废, 无替代标准。所以有必要将该标准完善恢复。
4.润滑、防尘和耐腐蚀等性能的提高
转向拉杆属汽车底盘件, 工作条件恶劣, 常常受到泥浆、灰尘、雨水等损害, 球头销内充满润滑脂, 如失去润滑, 立刻会加大磨损。遮挡球头销的橡胶防尘罩, 看似微不足道的小零件, 一旦破裂, 球头销很快失去润滑, 快速锈蚀, 磨损失效。球销座内的底座盖板也起到密封和防尘的作用, 由于厚度很薄, 若防腐措施不力, 很容易锈蚀形成孔洞, 失去密封作用。总之, 防尘罩的耐老化性以及耐腐蚀性都是转向拉杆总成质量不可或缺的一部分。
四、结束语
本文提出的汽车转向拉杆接头总成试验优化方案是在拉杆球头发生断裂破坏的现状和分析拉杆球头结构和关键质量点的基础上, 结合现有标准的不规范和实际试验的不合理, 从提高评判标准、使疲劳试验更合理、统一结构和规范安装、提高润滑、防尘和耐腐蚀性能等4 个方面提出的试验优化方案。该试验优化方案能够对汽车转向拉杆接头总成的性能做出全面客观的评价, 为企业的产品研发和试验验证提供了合理的依据。
参考文献
[1]全国汽车标准化技术委员会.QC/T 648-2000汽车转向拉杆总成性能要求及试验方法[S].北京:中国计划出版社, 2000.
[2]全国汽车标准化技术委员会.QC/T 650-2000汽车转向拉杆球头销性能要求及试验方法[S].北京:中国计划出版社, 2000.
[3]全国汽车标准化技术委员会.QC/T 304—1999汽车转向拉杆接头总成台架试验方法[S]北京:中国计划出版社, 2000.
[4]陈家瑞.汽车构造[M].北京:机械工业出版社, 2011.
券商创新转向 篇4
天津网 2013年5月19日
在这次创新大会上，证监会副主席庄心一提出券商创新的五点共识，首次明确了监管思路的转变，即创新发展与风控合规动态均衡。
“粗放式”创新热潮
过去一年券商创新的亮点主要集中于资产管理业务、以债券为主的固定收益类业务、资产证券化业务以及柜台市场业务等多条主线。
但是，从实际结果来看，并不是所有的创新举措都得到了有效落实。一方面，真正触及核心业务的创新凤毛麟角；另一方面，像理财产品创新、私募基金综合托管、搭建柜台交易平台等去年券商大力发展的创新业务不可避免地加剧了券商与信托、银行的竞争。
被寄予厚望的非现场开户业务，从现阶段看也成为了部分大型券商借佣金差优势，侵蚀地区性中小券商客户存量的利器。
某投行人士称，券商在选择新业务的发力点时，往往是以回报率为导向，低门槛、高回报的业务将成为首选。而通过非现场开户撬动客户，更是业务创新中回报见效最快的。
在一些券商人士看来，行业目前创新仍停留在粗放式的阶段，更多是打着创新的旗号，涉猎本行业或者跨行业的传统业务领域，以价格战争夺存量。
“没有充分的市场竞争，券商创新的内生动力仍然不足。”上述投行人士在接受记者采访时表示，导致这一状况的原因，既有监管层态度不明，也有部分券商裹足不前甚至是人为阻力。
过去一年里，券商资管业务可谓是行业创新的最大受益者。2012年起，证监会为券商资产管理业务的投资范围、行政审批大幅度松绑，并鼓励行业创新。松绑后的资管业务突飞猛进，资产规模从去年的3000多亿元激增到目前超过2万亿，增长约6倍之多。
然而，从券商2012年年报中却可以发现，与信托争夺饭碗，涉及银证合作的定向资产管理业务增速达到571.7%；而能体现券商资产配置和管理能力的集合理财产品，增幅却仅为36.6%。2012年证券行业资产管理业务的净收益率仅为1.55％。换句话说，券商资管业务创新“虚胖”的背后，是以价格战侵蚀银信合作的本质。
另一方面，一些真正具备创新精神的业务，却遭到了大多数券商的冷落。例如资产证券化业务，记者了解的情况显示，目前除了中信证券、招商证券、国泰君安等个别大型券商在积极研究和设计创新产品外，真正积极推进这项业务的券商并不多。
“资产证券化是雷声大、雨点小。领导常常挂在嘴边，但到了业务层面，愿意去做的没几个。多数人都不愿意碰这些难推广、难见效益的业务。”北京某券商投行人士表示，“当然，责任也不全在券商一方，资产证券化业务推出的延迟跟监管层一直没有放开窗口接收材料也有很大关系，有的券商从去年开始就已经在准备相关业务。”
最新消息显示，5月14日，由国泰君安设立的“隧道股份BOT项目专项资产管理计划”正式发行，这是证监会资产证券化业务新规出台后的首单项目。
风险控制先行
2013年，监管“松绑”风格有所变化。
在此次券商大会召开之前，今年2月以来监管层着重针对券商资管的大检查已经进入反馈整改阶段。证监会已要求上海、江苏、甘肃证监局对国泰君安、海通、华泰、华龙的个别理财产品进行现场核查。除了华泰证券的防火墙失效问题外，国泰君安存在销售人员承诺保底现象，海通证券的柜台产品未遵守审批程序，而华龙证券的两个小集合产品违规投资了商业银行票据，这四大券商目前均已经收到相关责令整改的通知。
与上一届券商大会强调“容错”的感受不同，不少券商认为对他们的处罚“不轻”，这让一些中小型券商心有余悸。“大券商都如此，中小券商就更不敢去试了。”西部一家中型券商的副总裁对记者表示。
在上述投行人士看来，越是创新热点的领域，越是风险高发的危险地带。毫无疑问，创新与风险在金融业的发展中历来都是相生相伴。
“券商创新实际上就是一种监管创新。管理层退一步，行业就往前迈一步，如果步子迈小了，可能就被同行击垮了，如果步子迈大了，就会担心刺激监管层。”该人士表示，“对于券商创新过程中出现的种种问题，并不是由于创新过头，而恰恰由于创新不足。对违规行为‘零容忍’，并不意味着创新的终结，更应该是创新的深化。”
与去年证监会发布11条共计36项创新举措不同，今年创新大会并未以监管层的名义出台任何措施，而是以协会专业委员会的名义发布了19大类共74项重点工作，范围涉及场外市场、固定收益、投行业务、经纪业务、分析师、托管、投资咨询、资产管理、创新发展战略等证券行业各项业务领域。
记者在采访中了解到，多数业内人士认为今年券商创新的看点主要集中在资产管理业务审批放开、统一互联债券市场的建立、柜台交易业务试点的扩大、券商资产证券化业务的特色经营等方面。而眼下券商更需要的不仅是依靠政策推动的外延式创新，更加迫切需要向提升资产配置能力和风险控制能力的内涵式创新转向。
某型SUV转向节结构优化研究 篇5
关键词：转向节,Hyperworks,优化,载荷谱
0 引言
近期,公司在研某型SUV在试验场进行可靠性试验过程中,发生后转向节断裂(如图1所示),具体原因不详。转向节断裂的原因很多,包括驾驶者操作不当、结构设计不合理、材料强度不够、铸造缺陷、热处理缺陷和综合因素等[1]。
作为车辆转向系统的重要零部件之一,汽车转向节失效断裂的发生,往往会给客户带来巨大的人身伤害和财产损失。车辆在行驶过程中,转向节不仅要承受来自于车身的载荷和路面的冲击力,而且还要传递转向器的转向力实现对汽车行使方向的控制,因此在结构强度,抗冲击性和疲劳强度方面都有着很高的要求。
1 后转向节模型建立及有限元分析
1.1 转向节模型建立
该型S U V后转向节的材料为铸铝, 屈服强度220MPa;抗拉强度295MPa;延伸率5%[2]。借助于CATIA软件完成建模,具体结构如图2所示,其中特征包括转向节与上横臂拉杆连接孔1个、转向节与轮毂总成连接孔4个、转向节与后制动钳连接孔2个、转向节与制动器连接孔2个、转向节与下摆臂连接孔2个等。
1.2 优化前有限元分析
将模型导入Hypermesh中,采用实体单元TERTA4进行网格划分,建立有限元模型,应用Hyperview对转向节模型施加制动工况载荷进行分析[3]。后转向节的应力云图如图3所示,图3(a)危险点最大应力为113MPa,图3(b)危险点最大应力为73.4MPa,从分析结果中可以看出转向节的轮毂安装孔处有带状应力分布,结构设计存在断裂的风险,需针对这些位置进行优化。
1.3 优化后有限元分析
根据优化前后转向节CAE分析结果,依据企标《拓扑、形貌优化分析方法》,经过拓扑优化和形状优化,最终得到比较合理的改进方案,具体措施:A区域增加壁厚;B区域加大过渡圆角,对比示意图如图4所示。
按照优化前分析步骤,对优化后结构进行相同工况的有限元分析,所得应力云图如图5所示,没有出现带状应力分布,优化效果明显。图5(a)危险点最大应力为102MPa,与图3(a)相比降低了11MPa,约降低9.7%;图5(b)危险点最大应力为59.2MPa与图3(b)相比降低了14.2MPa,约降低30%。
1.4 结果对比
将优化前后模型在ABQUAS中进行六工况仿真分析对比,各工况在优化后改进效果显著。改进前后的分析结果对比明细表如表1所示,其中应力结果为上示图中红色圆圈区域,单位为MPa,变化幅度单位MPa,“+”代表应力增加,“-”代表应力减小。
2 转向节载荷谱分析
结合有限元分析结果,对优化后的转向节样件完成应变片粘贴处理,共选取8个位置点(如图6所示)。将转向节样件安装于整车上,依据表2(数据采集明细表)要求车速在试验场进行搓板路、短波路、国情路、坑洼路、卵石路、扭曲路、凸块路、圆饼路、鱼鳞坑、比利时甲、比利时乙、比利时丙和蛇形坡等路况的载荷谱采集[4]。
借助于Ncode Glyphworks数据处理软件,进行各通道载荷谱数据的预处理和最大应力值提取,图7为各通道不同路况应力最大值。从图中可以看出,2号通道在各路况中应力值均最大,其中圆饼路达到极值86.9MPa,且远小于材料屈服强度。
依据企标《SUV车型结构耐久试验方法》在试验场完成6000公里耐久试验,经检查后转向节没有出现裂纹,证明了优化后结构的合理性。
3 结束语
针对某型SUV后转向节断裂的问题,在原有三维模型的基础上,运用Hyperworks软件进行优化前后模型的有限元分析,同时对优化后转向节在试验场对不同路况进行载荷谱采集,借助于数据处理软件Glyphworks,计算出各通道最大应力值,结合耐久试验后检查结果,证明优化使转向节达到使用要求。
参考文献
[1]宫伟建.拖拉机转向节断裂原因分析[J].农民致富之友,2009:38-38.
[2]机械设计手册编委会.机械设计手册[M].3版.北京:机械工业出版社,2004.
[3]袁旦.汽车转向节有限元分析与优化设计[D].浙江工业大学,2010.
转向优化 篇6
随着工程建设的迅速发展, 多轴转向车辆大量涌现[1]。对于拉杆数和轴数较多的框架车, 转向时需对相当数量的车轮转角进行协调, 若优化设计中只考虑车轮的转角误差最小, 而忽略拉杆力, 会造成拉杆力过大等不良后果, 甚至还会出现拉杆损坏的情况;反之, 如果只考虑拉杆力得到优化, 而忽略转角误差, 当误差过大时, 轮胎磨损很严重[2,3]。刘从华等提出的转角误差和拉杆力同时优化的方法是以转角误差最小为优化目标, 将拉杆力作为约束条件进行单目标优化[4]。本文通过对框架车转向系统的优化问题进行研究, 提出了面向力和转角协调的多目标决策优化———分层序列法, 并利用ADAMS对7轴车辆转向系统模型进行了优化设计。
1 面向转向杆受力和转角的多目标优化数学模型
多轴车的转向机构在进行优化分析时, 一方面要求理论转角与实际转角的误差最小, 另一方面要求在满足转向的要求下, 拉杆力最小。同时应满足的约束条件如下:
(1) 自变量上、下限约束。根据实际要求, 自变量应有上、下限约束, 即:
(2) 结构运动特性条件。当车轮转角从最小变成最大时, 油缸伸缩比须满足:
其中:λ为油缸伸缩比;L为油缸伸缩量。
(3) 力约束。设Fn为第n个拉杆力, Fnmax为约束上限, 则不等式约束可以表示为:
对于上述优化问题, 采用多目标优化方法。分层序列法是多目标决策优化方法众多算法中的一种, 根据各分目标函数的重要程度, 在第一个分目标求出最优解之后, 将其作为一个约束条件, 加入到问题的约束集合中去, 然后再对第二个分目标求解, 以此类推, 直到求出最后一个分目标的解, 该解就作为多目标问题的最优解[5]。
1.1 优化变量
转向梯形的运动在转向行驶中起着至关重要的作用, 当整车总体参数确定后, 影响转向车轮转角关系的因素即为转向梯形底角和梯形臂长, 同时影响拉杆受力的因素则为各拉杆的位置。而转向拉杆与蝴蝶板、转向节臂的连接位置均对上述因素有影响, 故本文将它们的连接位置作为设计变量, 优化设计变量为:
其中:xi1, yi1分别为第i (i=1, 2, …, 6) 根拉杆左侧连接点的横、纵坐标;xi2, yi2分别为第i根拉杆右侧连接点的横、纵坐标。
1.2 目标函数
1.2.1 转向杆受力
本文中的框架车是通过油缸的伸缩来实现轮胎的转向, 而拉杆受力在不同伸缩量的情况下是不断变化的。图1为框架车结构示意图, 图2为前油缸与拉杆之间的受力关系, 其中ss′为油缸的伸长量, 转向拉杆受力可完全由给定的优化变量表示, 即Fｎ (x) =fｎ (x) , 其中, fｎ (x) 为各拉杆受力。
1.2.2 转角误差
在车辆行驶过程中, 为减少轮胎磨损和行驶阻力, 车辆在转向过程中所有轴应交于一点。本文中只考虑对框架车前半部分进行分析优化, 令第i (i=1, 2, 3) 轴第j (j=1, 2, 分别代表左、右) 侧的车轮理论转角为α′ij, 实际转角为αij, 该车轮转角偏差为Δαij=α′ij-αij。由于车辆转向时有不同转角, 根据不同转角不同的使用频率引入如下加权函数[6]:
则实际转角与理论转角误差的目标函数可表示为:
2 框架车转向杆系的仿真分析模型
在ADAMS中针对7轴车辆建立框架车仿真模型[7], 如图3所示。油缸9在10s前伸长量不变, 从10s开始到11s伸长量为100mm, 11s后伸长量一直保持100mm, 其运动时带动蝴蝶板8转动, 与8连接的转向节臂带动第一轴左、右侧车轮运动, 拉杆4和拉杆10带动第二轴左、右侧转向节臂运动, 依次类推, 从而实现各轴车轮的转向。由于该框架车前后是对称的结构, 因此本文只考虑对框架车前半部分进行分析优化。
3 优化结果分析
根据分层序列法, 本文将转角误差及各杆力中最大拉杆力作为首要优化目标, 其他杆力在满足自身杆力约束的条件下作为次要优化目标。
1-轮胎;2, 3, 4, 6, 7, 10-拉杆;5-转向节臂;8-蝴蝶板;9-油缸
3.1 变量优化结果
利用上述优化算法优化后, 对优化目标影响最大的变量的变化值见表1。
由表1可以看出利用分层序列法进行优化后, 各变量对优化目标的影响程度各不相同, 其中拉杆1、拉杆5与蝴蝶板、转向节臂连接位置的坐标对优化目标的影响最大, 故重点对其进行了优化, 以缩短优化时间, 提高优化效率。
3.2 拉杆力分析
在拉杆力的计算中, 通过建立拉杆力的输出通道和仿真测量即可获得各拉杆力随时间的变化关系曲线。转向时, 需实时监控各转向拉杆的受力情况。转向拉杆为二力杆, 其两端与其他部件铰接, 因此测量转向拉杆铰接点在车辆转向平面内的合力即可得到转向拉杆的力。图4为受力最大的拉杆1优化前、后的拉杆力, 表2为优化前、后各杆力对比。
由图4可以看出, 优化后拉杆1受力比优化前有了很大程度的减小, 受力最大值由48 660 N下降到44 264N。由表2可以看出, 优化后多数拉杆力比优化前都有一定的减小, 虽然个别拉杆力出现上升的情况, 如第一轴外侧拉杆力从5 424N上升到6 095N, 但是上升的幅度不大, 且该拉杆力本身就比较小, 故可得出优化后各拉杆力得到一定改善的结论。
3.3 转角误差分析
由于车辆在转向行驶过程中会受到转向阻力矩等因素的影响, 因此转向时车轮实际转角将与理论转角有一定的误差, 当误差过大时, 轮胎磨损将会很严重。本文中各轴车轮的理论转角是通过将一轴内转向轮的偏转角视为理想的阿克曼转角而推导得到的[8,9]。表3为优化前、后各轴转角误差对比。
通过表3中优化前、后各轴转角误差值, 由式 (1) 、式 (2) 可以算出优化前、后转角误差目标函数分别为4.24°和2.76°, 优化后各轴车轮的转角与理论转角的差值比优化前的减小了34.9%。同时可以看出, 第二、三轴的左侧车轮转角优化效果最好, 右侧车轮转角优化效果稍微差一点。故优化后转角误差较优化前有了较大的减小, 从而减小了轮胎磨损。
4 结论
本文利用ADAMS软件建立框架车转向机构的运动学模型, 在对原转向机构运动学分析的基础上, 利用分层序列法, 确定各目标的重要程度, 并对车轮转角和杆力全程范围进行了优化, 优化后的多轴转向机构转角误差减小了34.9%, 同时大多数拉杆受力也得到了一定的改善, 尤其是受力最大的杆件1的拉杆力较优化前有了很大的减小。由于转角误差的减小, 从而减小了轮胎磨损, 延长了轮胎的使用寿命, 使该车的操纵稳定性有所提高。
参考文献
[1]王云超, 高秀华, 张小江.重型多轴转向车辆轮胎原地转向阻力矩[J].农业工程学报, 2010, 26 (10) :146-150.
[2]王云超, 高秀华, 陈宁.多轴转向车辆转向杆系的受力分析[J].计算机仿真, 2009, 26 (12) :239-243.
[3]王翠, 马力, 邓小禾.多轴平板车转向机构优化设计[J].武汉理工大学学报, 2012, 34 (5) :573-576.
[4]刘从华, 赵斌, 高秀华, 等.多轴转向车辆转向机构优化设计[J].农业工程学报, 2007, 23 (9) :81-85.
[5]徐玖平, 李军.多目标决策的理论与方法[M].北京:清华大学出版社, 2005.
[6]杨新明.多轴转向汽车运动分析与仿真[D].武汉:武汉理工大学, 2003:27-28.
[7]Mohamed Kamel Salaani.Heavy tractor-trailer vehicle dynamics modeling for the national advanced driving simulator[J].SAE Paper, 2003-01-0965
[8]Babu R.Optimizing steering system design parameters of motorcycles using multi-body computer simulation[J].SAE Paper, 2002-32-1799.
转向优化 篇7
关键词：无碳小车,曲柄摇杆机构,MATLAB,优化处理
0 引言
全国大学生工程训练综合能力竞赛命题中, 有一项主题为“无碳小车越障竞赛”, 要求小车利用重块的重力势能驱动, 在前行时能够自动绕过赛道上按一定间隔设置的障碍物, 以小车成功绕障数量和前行的距离和来综合评定成绩。
此命题对小车的运行轨迹有着很高要求, 而转向机构设计是保证小车按最优轨迹运行的关键。较好的转向机构方案的有4种, 分别是曲柄摇杆机构、曲柄摆杆机构、空间四杆机构和正弦机构。经过综合比较, 我们选用曲柄摇杆机构作为小车转向机构。为了提高设计质量, 需要在设计阶段对小车运行轨迹进行模拟, 并根据模拟结果, 对转向机构进行参数化优化。
1 转向机构的数学建模
如图1所示为该绕障小车曲柄摇杆转向机构示意图, 将机构置于直角坐标系xoy中, 摇杆的固定铰链与坐标系原点重合, 机架与x轴重合, 其中曲柄长度a, 连杆长度d, 摇杆长度c, 机架长度d, 曲柄与机架的夹角记为θ, 摇杆与机架之间的夹角为γ。取各构件在x轴和y轴上的投影, 可分别得到如下关系式:
将式 (1) 等号两边平方后相加, 消去式中的α, 整理后得
式中:E=d-acosθ;F=-asinθ;G= (E2+F2+c2-b2) / (2c) 。
将三角函数变换公式
代入, 可得关于tan (γ/2) 的一元二次方程, 由此解出
则摇杆端点在坐标系xoy中的坐标为:
由于曲柄摇杆机构机架与小车中心轴夹角为ω, 因此摇杆的轨迹坐标为:
2 小车轨迹模拟
基于MATLAB编程, 并根据我们所需摇杆端点轨迹调整参数, 在本机构中, 我们需要得到呈轴对称形状的摇杆轨迹, 以便于小车左右转向性能一致, 从而形成具有周期性的轨迹, 避过障碍物。经过编程与调试, 初步确定各参数值为:a=29, b=200.64, c=75, d=188, ω=0°, 则MATLAB编程可得到摇杆的轨迹, 由于小车前轮方向与摇杆方向呈β=-90°=π/2, (逆时针转90°, 所以是-90°) 垂直, 通过摇杆与前轮的对应关系, 可得到前轮转向轨迹如图2所示。
从前轮转向轨迹中可以提取前轮方向矢量, 方向矢量如图3所示。
建立方向矢量矩阵
以曲柄摇杆机构的曲柄角位移θ作为传递变量, 传动比k=4.9, 小车的后轮半径R=75, 则小车的线位移:
小车每一段线位移
因此, 轨迹点矩阵为:
利用MATLAB, 可以得到最终轨迹点坐标:
从而绘制出小车运行轨迹, 如图5所示。图中可见, 小车振幅过大且振幅存在明显波动, 运行不平稳。尚需对转向机构的参数进一步优化。
3 模型的优化
由于转向机构参数较多, 通过MATLAB程序自动寻优的难度很大。这里采用Solid Works草图功能进行直观的仿真分析, 分析图如图6所示。
通过Solid Works仿真分析, 发现摇杆摆角沿水平中心线向上摆动的角度大于向下摆动的角度, 表明该转向机构存在急回特性, 其两侧摆角差值对模型轨迹有重要影响。用参数t来表示两侧摆角的差值, 则有t=π-min (γ) -max (γ) , 计算出优化前t=0.099, 画出优化前的振幅曲线如图7所示。
由图7可以看到当振幅过大使得小车走了过多无用的距离, 振幅波动过大使得小车运行不平稳, 我们确定理论的振幅处在580 mm, 我们采用实际得到的振幅与理论平稳的振幅的偏差用方差去进行优化处理, 当差值t改变导致s趋于0时优化出合理的t值。在t∈[t-0.005, t+0.005]范围波动, 画出t与s的变化曲线图 (如图8) 。
由图8可以得到t=0.0108 rad, 方差s=0, 由此重新得到优化后参数值为:a=29, b=200.63, c=75.01, d=188, ω=0°, 得到优化后的振幅曲线如图9所示。
由图9可以看到振幅处在580 mm附近仅有微小的波动, 由此得到优化后小车的轨迹曲线如图10所示。
4 结语
通过建立数学模型, 在MATLAB中对小车运行轨迹进行了模拟, 发现初步设置的转向机构参数不尽合理。将Solid Works模拟和MATLAB模拟同多种方法理论调试数据准确性要求非常高, 针对于此, 我们采用的MATLAB对理论数学模型进行轨迹的模拟, 并且对装配的误差进行了分析, 这样能够保证对在现场抽到的障碍物间距及时通过电脑计算出理想的参数, 然后在现场通过一定的调试时间, 能够调节出正确的机构参数, 大大提高调试效率。
参考文献
[1]廖汉元, 孔建益.机械原理[M].北京:机械工业出版社, 2007.
[2]濮良贵, 纪明刚.机械设计[M].北京:北京高等教育出版社, 2006.
[3]同济大学.高等数学[M].北京:北京高等教育出版社, 2006.
[4]卓金武.MATLAB在数学建模中的应用[M].北京:北京航空航天大学出版社, 2011.
某六缸机载货车转向系统优化设计 篇8
中型载货车转向系统由于空间布置的影响,往往采用左置左输出的的转向器。为了避免直拉杆总成与转向器底壳之间的运动过程中干涉的问题,设计员往往将垂臂弯向远离转向器的一侧以避免干涉问题,但该设计方法会造成直拉杆的弯度较大,直拉杆总成的抗拉强度减小,转向系统的安全性降低。设计员为了提高直拉杆总成的抗拉强度,往往直接对直拉杆的外径及壁厚直接加大,势必会造成材料的浪费,成本的增加。
1、转向系统优化方案
1.1 转向系统结构分析
图1-1为某中型货车转向系统示意图。为了避免拉杆球头向前到极限时与方向机底壳干涉,垂臂向车架外侧弯折。这样导致直拉杆总成弯度较大,拉杆力学偏心距离较大,拉杆总成的结构强度较差。直拉杆采用φ51×10的20号钢钢管,结构较差,成本较高。
1.2 转向系统优化设计
1.2.1 直拉杆结构优化
针对以上转向系统结构分析,可以看出该转向系统中直拉杆总成弯度较大,刚度、强度较弱,成本较高。为了减小直拉杆总成弯度,提高直拉杆强度及刚度,同时降低转向系统的成本,对该车型转向系统提出初步优化方案,建立转向系统三维数模如下图1-2所示。该车型选用一款“长脖子”转向器,如图1-3,所谓“长脖子”即转向器输出轴相对底壳靠下,这样拉杆向前运动到极限的时候,球头不会与转向器的底壳干涉,从而垂臂可以往车架内侧弯折,拉杆外形更加合理。
直拉杆总成杆体由Φ51×10的20号钢钢管修改为φ45×12的20号钢钢管。图1-4为优化后直拉杆的结构。优化后降低材料的使用成本,同时拉杆安全系数达到1.6以上。
1.2.2 转向拉杆与悬架导向机构的运动干涉量优化
转向拉杆与悬架导向机构的运动干涉量越小,操纵稳定性越好,以下对其优化设计前后状态进行校核。按照下面的方法进行校核。
针对本文所讨论的载货车,Le (卷耳中心到前U型螺栓的距离)为690,e (卷耳半径)为15,悬架的动挠度为76,静挠度为67,图1-6、图1-7分别为优化前后运动校核图。考虑方向盘自由转角15°,允许的干涉量小于3.0mm。优化前干涉量为7.06mm,通过抬高转向器70mm,干涉量小于3mm。优化后整车操纵性能得到提升。
2、结论
本文通过方向机的选用和转向部件空间布置的优化,对直拉杆进行了优化,对整车操纵稳定性进行了提升。本文所涉及的优化设计方法对今后的优化设计工作具有一定的借鉴意义。
摘要：本文主要对某六缸机货汽车的转向系统进行了优化设计。提出了合理性优化设计方案,通过对转向拉杆与悬架导向机构的运动干涉量进行调整,减小由于转向拉杆机构与悬架导向机构运动不协调所造成的跳动干涉;通过转向器的合理选择,优化拉杆折弯形状,提高整车可靠性的同时降低成本。
关键词：载货汽车,转向系统,转向器,优化设计
参考文献
[1]陈家瑞.汽车构造[上].人民交通出版社,2002.
[2]陈家瑞.汽车构造[下].人民交通出版社,2002.
[3]余志生.汽车理论.机械工业出版社,2004.
转向优化 篇9
客车转向架用来支承车体,承受和传递车体到钢轨间的各种载荷和作用力,缓和车辆与线路间的振动与冲击。构架作为转向架基础,把转向架各零部件组成一个整体,如果构架失效就可能使转向架失去承载及导向作用,严重的甚至造成列车脱轨或翻车,因此构架的质量极其重要。由于构架外形尺寸较大、精度较高,一般采用大型数控加工中心进行加工。随着铁路形势的迅速发展,南车南京浦镇车辆有限公司现有的产能明显无法满足需求,若新增设备则投入巨大,因此在现有资源下改善构架加工工艺,实现降本增效尤为重要。
2 构架加工难点
25T型客车构架原加工时间约为16 h,为了实现构架加工的降本增效,首先对现场加工工步的节拍进行写实及用程序模拟节拍,并对比两节拍时间,通过工艺流程梳理及工艺分析,最后确定其加工难点主要在于弹簧筒加工,加工技术要求如图1所示。
3 弹簧筒加工现状
弹簧筒加工主要为弹簧筒垫板及弹簧筒圆销加工,其加工表面粗糙度为6. 3,垫板面到车轴中心线距离(465±0. 5) mm,弹簧筒圆销直径56- 00. 12mm,由于加工部位空间较小且轮对提吊延伸较长,只能采用加长头及长刀杆加工,目前的加工方法如下:1Φ100 mm方肩面铣螺旋插补粗加工弹簧筒垫板( 见图2),每圈进给1 mm;2Φ63 mm玉米铣粗铣弹簧筒垫板面(Φ100 mm方肩面铣不能覆盖弹簧筒垫板面,还剩约15 mm)并圆弧插补粗加工弹簧筒垫板弹簧筒Φ56 mm圆销(见图3),每次吃刀量2 mm,最后单边留0. 2 mm精加工余量;3Φ100 mm方肩面铣精加工弹簧筒垫板;4Φ56 mm套镗精加工Φ56 mm圆销(见图4)。其加工参数及时间如表1所示。
4 工艺优化方案分析
4. 1 工艺难点分析
对于弹簧筒圆销及垫板面(Φ100 mm方肩面铣未能覆盖部分)采用Φ63 mm玉米铣进行加工,加工方式为外圆圆弧铣,其切削力沿刀具径向(见图5),由于刀具悬伸较长(约350 mm),只要吃刀量大于2mm其振动就很大,因此只能采用小吃刀量及进给量,造成加工时间较长且刀片损耗较大(一个构架消耗1个刀片)。
4. 2 工艺优化方案
要改善弹簧筒加工首先要解决的就是加工振动难题,而振动主要由径向切削力及刀具过长产生的,由于产品结构特性,改变刀具悬伸难度较大,所以从减小切削力或改变切削力方向着手。影响切削力的因素主要有产品材料性能、切削要素(切削速度、吃刀量、进给)及刀具角度,其中产品材料性能是确定且不能随意改变的;对于切削要素及刀具角度,在现场进行多次试验,如采用不同角度的刀具(前角、后角)并调整切削参数等,但结果都不太理想,出现切削效率太低或者刀片损耗太快的情况。最后将改善重点放在改变切削力方向,只要切削力沿着刀具轴向(见图6),加工过程中切削力将传递给机床,对改善加工振动有较大帮助,因此对弹簧筒加工进行如下优化:1Φ100 mm重切面铣Z向螺旋插补粗铣弹簧筒圆销及弹簧筒垫板面,弹簧筒圆销单边留0. 2mm精加工余量,垫板面底部留0. 5 mm精加工量(弹簧筒圆销一次走刀完成,刀具吃刀量可达到7mm) ;2Φ100 mm重切面铣圆弧插补铣弹簧筒垫板面,走刀一次到位;3Φ100 mm重切面铣精加工弹簧筒垫板;4Φ56 mm套镗精加工Φ56 mm圆销。(注:采用Φ100 mm重切面铣主要是为了解决弹簧筒垫板剩下约15 mm的加工,由于重切面铣刀片带分割槽,可进行大吃刀量切削。)
4. 3 工艺优化前后的工艺性对比
工艺优化后走刀路径缩短、走刀次数减少、切深变大、进给变大、振动减小且比优化前少用一把刀,减少了换刀时间,优化后的切削参数及时间如表2所示。
5 工艺优化后效果
弹簧筒加工工艺优化后,通过对现场的跟踪、写实,在加工效率、刀片消耗、噪音降低、设备保护等方面都有较大的改善,其效果如表3所示。
6 结束语
在长悬伸刀具切削的情况下,通过合适的切削方式使切削力沿刀具轴向,从而降低了加工过程中的振动及噪音。对于构架弹簧筒圆销及垫板面的加工,采用Z向螺旋铣替代侧面圆弧铣,大大提升了构架加工效率并改善了加工工况。
摘要：对25T型客车转向架构架现行的加工工艺进行数据统计,分析工艺难点,制定了优化方案并进行验证,在保证产品质量的前提下实现了构架加工的降本增效。