机械转向器（通用9篇）
机械转向器 篇1
摘要：本文通过对农业机械上全液压转向器的结构原理、拆卸安装注意事项、使用注意事项的叙述, 加深机手对大型农业机械全液压转向器的了解, 提高机手的使用操作能力, 减少故障的发生。
关键词：农业机械,全液压转向器,维修
大型农业机械, 如大马力拖拉机、联合收获机都采用液压转向系统。全液压转向器是液压转向系统重要部件, 它制造精密, 结构复杂, 如果维修人员不懂它的工作原理和操作要求, 野蛮驾驶, 盲目拆卸和更换零件, 往往导致机车故障频发, 使用质量下降, 维修成本增加, 维修时间延长, 严重影响农机户的经济效益。因此, 要求我们了解全液压转向器结构原理, 在使用和维护时加倍注意, 只有这样才能减少运行中的故障, 延长转向器的使用寿命。
1全液压转向器结构原理
转向器是由完成旋转运动到直线运动 (或近似直线运动) 的一组齿轮机构组成, 同时也是转向系中的减速传动装置, 它是转向系中最重要的部件。全液压转向器的操纵是全液压式, 也就是说在转向柱和转向轮之间没有机械连接, 在转向器与转向油缸之间是液压管或软管链接。当转动方向盘, 转向器根据方向盘转动比例输送相对的油量, 该油量直接流到操纵缸相应一侧, 同时另一侧的油量回到油箱。以BZZI-80型转向器为例说一说全液压转向器的结构原理, 该转向器置于驾驶台下, 与转向盘总成的转向柱相连。
(1) BZZI-80型全液压转向器的结构:主要是由随动转阀和一对摆线齿轮啮合副组成的一种摆线转阀式全液压转向器。转向器的4个油口分别与单路稳定分流阀, 转向液压缸左右腔油口和液压箱回油口相连。
(2) BZZI-80型全液压转向器的工作原理:阀芯、阀套随转阀在阀体中转动, 起控制油流方向作用。转子和定子构成摆线齿轮啮合副, 在动力转向时, 起计量液压马达作用, 以保证流进转向液压缸的油流量与转向盘转角大小成正比。当发动机熄火后, 又可在人力转向时起手油泵的作用, 联动轴起传递转矩作用。
中间位置 (即转向盘不转动时) , 单路稳定分流阀来的油经阀芯内腔, 经另一路径通向单路稳定分流阀, 途中经三通折转回油 (往低压方向流) 。动力转向时, 液压泵来油经随动阀进入摆线齿轮啮合副, 推动转子随转向盘转动, 并将定量油压入液压缸左腔或右腔, 推动导向轮实现动力转向, 液压缸另一腔的油则流回液压箱。
发动机熄火后靠大力操纵转向盘, 通过阀芯拨销, 联动驱动转子将转向液压缸一腔的油压入另一腔, 推动导向轮实现人力转向, 液压缸两腔的容积差可通过回油口由液箱补给。
2全液压转向器拆卸安装注意事项
全液压转向器安装时, 应注意的几个问题:
(1) 不要随意拆卸全液压转向器, 否则, 易引起配合表面损伤;必须拆卸时, 一定要注意清洁, 不要划伤配合表面。
(2) 拆卸时, 先将人力转向单向阀的钢球取出。然后再取出阀套和阀芯。以防止钢球掉入进油孔与阀套环槽之间, 卡坏阀套的表面。装配时, 按相反顺序进行。
(3) 所有内装零部件均不准撞伤, 或留有残存油垢和油漆, 必须清洗干净。在装配时, 切勿使污物进入阀内, 并且要在零件表面上涂以干净的新机油。装配阀套和阀芯时要平稳对正, 不要相互碰撞, 以免损坏零件。
(4) 橡胶密封件必须符合质量要求, 不准有飞边、毛刺、挤压缺陷。清洗时严禁用汽油和煤油。可用碱性不大的温肥皂水清洗。
(5) 单向阀处 (钢球处) 的螺母旋入阀体时, 应低于阀平面。
(6) 安装座孔应与转向轴同轴, 并且转向应有间隙, 以免阀芯顶死, 一般在安装后应检查转向盘回位是否灵活。
(7) 安装联动器时, 要注意联动器与转子的正确装配关系, 注意转子与联动轴端面均有冲“点”标记, 装配时应两点相对, 如若错装会导致转向盘自转, 引起事故。没有记号时, 应使联动器上端的拨销槽中心线对正转子的齿凹中心线。
(8) 阀的管路接口处分别打有“左”、“右”、“进”、“回”字样。有的阀用“A”、“B”、“P”、“O”字样取代。在安装管路时, “左”、“右”接口应分别与通向转向液压缸的“左”、“右”腔管路相接, “进”油口与来自单路稳定分流阀输出恒定油口管路相接, “回”油口与通向液压箱的回油管相接。“
(9) 安装阀时, 应向油口加注50~100 m L液压油, 左右试转阀芯, 如无异常, 方可装机。
3使用注意事项
(1) 在转向过程中, 感到转向沉重时, 同时可以听到安全阀开启时发出的“嘶嘶”声, 主要原因是油量供应不足或转向系油路中混有空气, 或者是单路稳定分流阀安全阀弹簧低于工作压力, 此时就不要继续转动, 以免损坏拨销或弹簧片。
(2) 使用中若发现转向失灵, 主要原因是弹簧片、拨销、联动轴折断或变形, 或转子与联动轴位置错装, 此时应仔细查找原因, 切不可用力硬扳方向盘, 更不要轻易拆开, 以防损坏转向器。如果转向时不能回中位, 油缸行程不与方向盘成比例, 主要是弹簧片失效, 更换弹簧片后故障可排除。如果是转向油缸不动作, 主要是FK过载阀泄漏或油缸内泄漏, 更换FK组合阀或排除油缸是否内漏故障即可排除。压力振摆增加甚至不能转向, 主要是拨销弯曲或折断, 联动轴销槽处断裂, 要更换拨销或联动轴。行驶中跑偏, 转动方向盘时油缸反应迟缓, 主要是由于油缸内泄漏、阀块中双向过载阀被脏物垫住、阀块中的过载阀弹簧失效, 要更换油缸或过载阀。
(3) 方向盘不能自动回中位。中立位置压力降增加, 方向盘停止转动时, 转向器不卸荷, 转向柱与阀芯不同心, 转向柱轴向顶死阀芯, 转向柱转向阻力太大, 弹簧片折断。
(4) 左右转向手感不同。这是由于分配阀的滑阀偏离中间位置, 或虽在中间位置但与阀体台肩的缝隙大小不一致;滑阀内有脏物阻滞, 使左右移动时阻力不一样;分配阀调整螺母调整不当。这种故障在一般情况下多为油液脏污所致, 可更换新油。若确认油液质量良好, 就应重新调整可调式分配阀, 或拆开分配阀, 检查滑阀是否居中、台肩处是否有毛刺等, 必要时进行相应的修整。
(5) 在发动机熄火后, 或油泵不工作时, 转动转向盘不要用力过猛, 同时转动速度要慢, 以免损坏拨销、弹簧片或联动器。
(6) 液压油对全液压转向器的使用性能及寿命有着十分重要的影响, 所以一定要保证油液的清洁。按期清洗液压系统, 添入的液压油需预先过滤, 再加以净化处理。油箱应密封, 通气孔应按规定时间进行疏通清洗;油箱经常加满油液, 以防箱壁无油处产生锈蚀。
机械转向器 篇2
车辆动力转向器常见故障原因与排除方法浅析
介绍了动力转向机构的组成及工作原理.根据长期使用实践,对动力转向机构可能产生的故障、产生故障的原因以及排除方法进行了介绍.分别是:(1)动力转向液压系统有空气;(2)动力转向液压系统缺油或油脏污;(3)转向器扭杆损坏或控制阀磨损.
作 者：李辉 周君 作者单位：装甲兵技术学院,吉林,长春,130117刊 名：农业与技术英文刊名：AGRICULTURE & TECHNOLOGY年，卷(期)：29(3)分类号：U463.43关键词：动力转向 故障 排除
机械转向器 篇3
【关键词】转阀式液压助力转向器；转向器壳体；加工方式
一、概述
转阀式液压助力式转向器总成，转阀的内部结构即阀芯与阀套的位置关系。当汽车直线行驶时，来自液压助力泵的液压油经阀芯与阀套间的间隙，进入转向器油缸两端，转向器油缸两端的油压相等。驾驶员转动方向盘时，阀芯与阀套的相对位置发生改变，使液压助力泵的液压油流入转向器油缸的某一端，而另一端与回油管路接通，转向器油缸促使汽车左转或右转，从而起到了转向助力的作用。当驾驶员放松转向时，阀芯回到中间位置，失去了助力作用，此时转向轮在回正力矩的作用下自动回位。一旦液压助力装置失效，该液压助力转向器即变成机械转向器。此时转动转向盘，会通过转向柱带动阀芯转动，阀芯下端边缘有弧形缺口，转动一定角度后，带动小齿轮转动，再通过齿条传给左右横拉杆，即可实现汽车转向功能。
二、转向器壳体在转向器总成中的作用：
齿轮齿条式转向器壳体（见图1），安装孔螺纹是壳体与转阀连接的安装孔，保证阀体内的齿轮与壳体内的齿条啮合，在受轴向力（前桥载荷1300Kg～1500Kg）时能够使车辆正常行驶。
三、转向器壳体的加工方式
1、原加工转向器壳体的方式：加工转向器壳体的工序为：钻孔-倒角-攻丝3个工序，钻孔、倒角使用设备是台钻，攻丝使用设备是攻丝机，刀具选用直柄麻花钻头，不同品种的壳体更换不同的壳体夹具进行加工。2、新设计转向器壳体多工位钻孔攻丝数控专机的加工方式：①合并转向器壳体加工工序、优化工艺：将转向器壳体加工的多道工序合并在同一台专机中加工。②适应多种产品、不同尺寸的转向器壳体在钻孔攻丝数控专机上加工。③采用多工位组合气动夹具设计，降低操作者劳动强度④设计专机夹具有快换功能，保证转向器壳体加工生产节拍，达到转向器壳体加工“一个流”的生产模式。⑤采用复合刀具加工保证加工精度，钻孔、倒角一次加工完成。
四、转向器壳体钻孔攻丝数控专机设计
（见图2）1.数控专机设计理念：满足上述设计转向器壳体钻孔攻丝数控专机目的五点要求外，还要满足公司的最大产量需求。的夹具底座，按多品种快换的原则，在夹具的底座固定时满足多品种夹具快换要求，夹具底座的底面用4个平键将夹具底座与专机的工作平台固定连接，工作平台上面中间键槽为夹具体定位键槽。（2）夹具设计（图3）：夹具体与底座定位连接方式：用2个平键将夹具体与底座X方向定位，在底座上端面用固定挡块在夹具体右端面做Y方向定位，再用T型螺栓穿过底座T型槽和夹具体开口，将夹具体压紧在底座上。
设计思路是利用两个动力头可分别加工5个壳体即钻10个螺纹基孔和攻10个螺纹，产能按一天按8小时计算，一台专机可加工壳体钻孔、攻丝480件/天，生产节拍为每件壳体钻孔、攻丝时间为60秒。循环加工工序：钻孔攻丝分序加工：滑台快进—X轴及Y轴快进（同时启动）--Z1轴快进—工进--快退—停止。再启动攻丝动力头Z2轴快进—工进--快退—停止，完成一个加工循环。2.专机总体布置。夹具：多工位气动夹紧； 刀具：硬质合金复合钻、直柄机用丝锥、滚珠丝杠滑台、单伺服钻削动力头、双伺服攻丝动力头等。数控系统：铣削数控装置（1主轴+4进给轴）3.夹具设计：⑴定位方式：用转向器壳体横孔和端面及油缸端外圆定位，满足六点定位原则。⑵夹紧方法：用串联方法将五个气动转角缸的压板同时夹紧五个转向器壳体的外圆。4.夹具底座及夹具体设计。（1）夹具底座设计：根据不同产品使用通用（3）夹具更换：将压在夹具底板螺母松开移出T型螺栓取下夹具后，再将所要加工产品夹具按上述安装方法进行，即可实现快速更换夹具。
五、结束语
现在企业用工难（费用）问题是困扰企业发展生存的大事，把劳动强度大、操作相对复杂的手工加工工艺逐渐变成用最简单的加工方法（如通用或专用设备）代替手工加工，能为企业解决用工创造方便条件。
参考文献
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[4]机床夹具设计手册.主编 王光斗，王福春.上海科技出版社，2000年11月第一章 第5-27页 第五章 第123-175页
[5]机床加工工艺装备设计手册.主编 陈心昭.机械工业出版社，1998年 第三章 第432-690页
作者简介
机械转向器 篇4
汽车转向系统用来保持或改变汽车行驶方向的机构, 包括转向操纵机构 (方向盘、转向管柱、中间轴总成) 、转向器、转向传动机构 (转向拉杆, 转向节) 等。一般对转向系统的要求应能准确、快速、平稳地响应驾驶员的转向指令, 但随着时代的发展以及汽车的普遍, 人们越发注重对汽车舒适性的追求。而异响是汽车转向系统的一种常见故障现象, 也是影响汽车舒适性的关键因素。本文主要针对因机械转向器总成的配合间隙所引起的异响问题进行论述。对于齿轮齿条式机械转向器, 各零部件的设计参数定义、加工精度控制以及装配方法合理性使机械转向器各零部件间存在配合间隙, 这也是引起异响故障的主要原因。
(1) 机械转向器配合间隙主要分为三大部分:
齿轮轴、轴承、轴承挡圈配合产生的间隙;
(2) 齿轮、齿条啮合产生的间隙;
(3) 齿条与支撑衬套的配合产生的间隙。
下面针对三部分配合对异响的影响进行详细分析。
2 齿轮轴、轴承、轴承挡圈配合间隙对转向异响的影响
异响故障现象: (1) 向左打方向到极限后再向右回或向右打方向再向左回时, 出现清脆的“铛”的一声, 类似于金属与金属的撞击声; (2) 非极限位置、全行程过程中, 方向盘只要有换向动作就会出现清脆的金属与金属的刮擦声; (3) 全行程过程中, 方向盘只要有换向动作, 就会出现清脆的金属与金属的撞击声。
原因分析:机械转向器轴承内圈与齿轮轴通过挡圈固定, 轴承外圈通过压紧螺塞固定如图2所示。当转动方向盘向左或向右运动时齿轮轴会受到向上或向下的分力作用, 如果因轴承压装不到位使轴承内圈端面与齿轮轴端面之间存在间隙或因挡圈扣铆工艺不良, 使轴承内圈端面与挡圈端面之间存在间隙, 就会出现上述 (1) (2) 所述异响情况。而 (1) (2) 异响表现之所以有差异, 是由于轴承内圈与齿轮轴配合精度不同所致:如果齿轮轴与轴承内圈属于过赢配合, 齿轮轴若要相对于轴承内圈向上或向下运动需要克服较大的摩擦力, 只有在极限位置时齿轮轴所受到的反作用力才会达到最大值, 以至于可以克服齿轮轴与轴承内圈之间较大的摩擦而窜动, 因此才会表现为仅在极限位置出现清脆异响的故障现象;如果齿轮轴与轴承内圈的配合属过渡或间隙配合, 那么当轴承内圈端面与齿轮轴端面或轴承内圈端面与挡圈端面存在间隙时, 齿轮轴相对于轴承内圈向上或向下运动只需要克服较小的摩擦力就会窜动, 因此表现为全行程换向过程中出现异响。而当壳体与压紧螺塞的配合不能使轴承外圈固定时就会出现上述 (3) 所述的异响情况, 此时轴承与齿轮轴同时上下窜动, 轴承外圈端面会与壳体端面或压紧螺塞端面上下碰撞, 产生较明显的清脆异响。
建议整改措施:针对 (1) (2) 所述异响情况, 既要确保轴承与齿轮轴压装到位, 又要改善轴承挡圈的扣铆工艺, 确保轴承挡圈扣铆后, 轴承内圈不能上下窜动。针对 (3) 所述异响情况, 首先需确保压紧螺塞、轴承、壳体的装配尺寸链校核后可以使轴承外圈被压紧, 其次各零件加工后实际尺寸应符合图纸设计要求。因此只有轴承内圈端面与齿轮轴端面及挡圈端面间为零间隙配合、压紧螺塞端面与轴承外圈端面为零间隙配合时, 才能彻底消除该处间隙, 避免异响产生。
3 齿轮、齿条啮合间隙对转向异响的影响
异响故障现象:原地向左或向右大角度打方向、换向时异响, 一般表现为较沉闷、声音较大的“悾悾”声或向一侧打方向后放手回弹“咚”的一声, 同时在凹凸路、鹅卵石路等颠簸路面也会产生振响。
原因分析:机械转向器总成内部齿轮齿条的紧密贴合是靠压块、弹簧及调整螺塞组合所提供的压紧力实现的。当齿条受外力作用时会脱离齿轮轴, 而此时齿条与齿轮轴形成的最远距离即是齿轮齿条的啮合间隙, 这个间隙值也就是压块与调整螺塞的端面距离值如图3所示。齿轮齿条啮合间隙越大, 代表齿条脱离齿轮的距离越远, 因此大角度打方向换向时齿条回弹后产生的撞击声会越大。在在凹凸路、鹅卵石路等颠簸路面上, 因齿条所受的反作用力方向不断变化, 因此异响听起来也比较连续。
建议整改措施:解决该异响问题主要方向是减小转向机的齿轮齿条啮合间隙。但齿轮齿条啮合间隙减小会使转向机轴向力增加, 轴向力的增加又会引起转向沉重及转向回正慢等系统问题。因此转向器轴向力和间隙要求要同时提高才是解决问题的根本。机械转向器可以解决齿轮齿条啮合间隙与轴向力之间矛盾的方法也有很多:比如更改压紧块的材料, 在压紧力不变的情况下减小压块与齿条间的摩擦系数;提高齿轮齿条的精度, 齿轮齿条加工后齿精度最低要满足8级精度要求;控制齿条各齿之间跨棒距的变差值, 跨棒距变差值定义应小于0.03mm (推荐) , 同时齿轮轴齿的跨棒距也应做适当控制。总之设计之初就要考虑如何在保证机械转向器轴向力满足要求前提下尽可能将齿轮齿条的啮合间隙做到最小才能降低转向换向异响出现的风险。
4 齿条与支撑衬套的配合间隙对转向异响的影响
异响故障现象: (1) 原地向左或向右打方向、换向时异响, 一般表现为较沉闷、声音较大的“悾悾”声或向一侧打方向后放手回弹“咚”的一声; (2) 向左或向右任何位置打方向时, 出现非金属的摩擦异响。
原因分析:机械转向器右侧齿条通过衬套支撑如图4所示。当驾驶员向左或向右打方向时, 齿条两端会受到来自拉杆不同方向的径向力作用, 齿条因而产生摆动。当换向时齿条受力方向改变, 摆动方向也会随之改变, 当齿条从一个方向摆动到另一个方向时, 摆动距离较大, 若齿条支撑衬套内径与齿条配合间隙越大, 齿条摆动的距离也就会越大, 因此上述 (1) 的换向时的异响现象就会越明显。而当齿条与支撑衬套配合较紧、油脂选择不合理时就会出现上述 (2) 摩擦异响现象。
建议整改措施:理想状态, 齿条与支撑衬套应为零间隙配合才更有利于解决换向异响的问题, 但零间隙配合容易使转向器轴向力增加而不满足系统要求, 且容易出现衬套与齿条之间的摩擦异响, 若既能满足轴向力要求又能保证零间隙配合, 需要通过设计较好的衬套结构来实现, 例如图5所示衬套结构。这种衬套与齿条装配后, 通过O形圈的抱紧力既可以保证零间隙配合, 又可以在衬套磨损后提供间隙补偿, 进一步消除衬套内径与齿条的间隙, 其具有较高的耐磨持久性。此外因这种结构有较大的存脂空间, 润滑效果较好, 所以不会造成衬套与齿条之间摩擦异响及系统轴向力大的问题。但通常这类衬套因结构比较复杂, 其模具和材料等制造成本会比较高。如果齿轮轴、齿条加工等零件精度控制较好, 齿轮齿条啮合间隙可以控制到较小值, 那么齿条与支撑衬套配合间隙的定义也可以适当放宽要求、允许有一定的间隙存在, 此时也可以选择类似图6的衬套结构。这种衬套结构虽然间隙一旦磨损后无法补偿, 长时间后不能再实现衬套与齿条的零间隙配合, 但只要适当提高材料的耐磨性及适当控制衬套与齿条之间的配合间隙, 在齿轮齿条啮合间隙控制较小的情况下, 也会使换向异响问题得到较大改善。此类衬套与齿条的初始配合需定义衬套受齿条径向压缩力后的变形量, 该值单方向不应超过0.06mm, 前后两个方向径向受力后, 衬套变形量之和不应超过0.12mm为宜 (推荐值) 。
结论
以上仅是针对因机械转向器总成各主要零部件间的配合间隙所引起的典型转向异响问题进行论述, 当然转向异响的存在不仅来源于机械转向器本身, 而是属于系统问题, 是与转向有关的各部件的间隙配合问题。只有从方向盘、转向管柱、中间轴、转向器、到转向横拉杆、转向节等与转向有关各零部件及各零部件的连接部位都要做好相应的控制, 才能彻底有效的解决转向异响问题。
摘要：本文通过对机械转向器中的主要零部件:齿轮轴、轴承、齿条、齿条支撑座、齿条支撑衬套的参数设计、加工工艺、装配方法等方面的分析, 总结了各零部件配合间隙对转向异响的影响。
关键词：齿轮轴总成,齿条,机械转向器,间隙,异响
参考文献
机械转向器 篇5
履带车辆的转向性能直接反映了车辆行驶的机动性、准确性。转向性能影响因素较多, 转向性能不仅与转向操纵输入、地面性质、行驶速度等因素有关, 还受所装备的转向机构影响, 目前研究履带车辆转向性能的文献大多不考虑具体的转向机构[1,2,3,4,5]。液压机械差速转向机构是复合了液压传动和机械传动的履带车辆新型转向机构, 在大功率履带拖拉机、工程车辆及装甲车辆等领域有着良好的应用前景[1,6,7,8,9,10]。
考虑车辆转向时履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移等因素, 通过对履带车辆转向受力状况进行分析与计算, 笔者建立了履带车辆液压机械差速转向机构转向动力学模型, 参考某型号橡胶履带车辆, 采用仿真分析及试验方法, 对履带车辆转向性能进行了研究。研究结果为履带车辆液压机械差速转向机构设计及行驶控制提供了理论基础。
1 转向受力分析与计算
1.1 受力分析
假设车辆向右转向, 车辆水平面内的受力状况如图1所示, oxy为静坐标系, o′x′y′为随车辆运动的动坐标系, 车辆受到驱动力Fq (内侧履带驱动力Fq1和外侧履带驱动力Fq2) 、转向阻力Fz (内侧履带转向阻力Fz1和外侧履带转向阻力Fz2) 、工作阻力Fw及行驶阻力Ff (内侧履带行驶阻力Ff1和外侧履带行驶阻力Ff2) 等的共同作用, 对高速转向的车辆还要考虑转向离心力Fcent (Fcent x和Fcent y) 的影响。
1.2 假设条件
履带车辆的转向受力计算较为复杂, 为便于研究, 作如下假设:
(1) 车辆在水平硬地面上转向行驶, 转向阻力仅表现为地面附着力, 不考虑剪切阻力和推土阻力。
(2) 车辆转向时, 地面附着力足够大, 接地履带未全滑转。
(3) 车辆静止时, 两侧履带接地压力均匀分布。
(4) 车辆转向时, 发动机油门开度保持不变。
(5) 车辆质心与其几何中心重合。
(6) 忽略空气阻力的影响, 滚动阻力系数和地面附着系数为定值。
1.3 受力计算
1.3.1 驱动力
驱动力与地面性质、接地履带的滑转 (滑移) 有关, 但其产生的来源是通过车辆动力传动系统传递的发动机动力。对不同的转向机构, 发动机传递到内侧履带、外侧履带的驱动力不同, 进而影响履带车辆的转向性能, 目前已有的履带车辆转向动力学模型在计算驱动力时并未考虑转向机构的影响, 仅根据地面与接地履带的相互作用关系进行计算。
采用液压机械差速转向机构的履带车辆的内侧履带、外侧履带驱动力均可根据发动机转矩计算得到, 二者具有确定的计算关系。采用图2所示液压机械差速转向机构[8]的车辆内外侧履带驱动力按下式计算:
式中, α为行星排特性参数;λ1、λ2分别为内侧、外侧液压功率分流比[10];ig为直驶变速系统传动比;iz为中央传动比;if为定轴齿轮传动比;iy为马达后传动比;im为最终传动比;Me为发动机转矩;rq为驱动轮半径。
1.3.2 转向阻力
内侧履带、外侧履带转向阻力按横向附着力计算, 即
式中, L为履带接地长度;B为履带轨距;b为履带宽度;μ为地面附着系数;p1、p2分别为内侧履带、外侧履带接地压力。
p1、p2的计算式如下[11]:
式中, m为车辆质量;hg为质心高。
1.3.3 工作阻力
履带车辆通常与配套工作装置一起完成各种作业, 其作业种类多, 作业方式复杂, 工作阻力可按不同作业类型分别计算。
以铧式犁作配套工作装置为例进行计算, 其工作阻力为
式中, kp为土壤比阻;z为犁铧数;bp为单体犁铧的宽度;hp为耕作深度。
1.3.4 行驶阻力
行驶阻力根据滚动阻力系数和履带接地压力计算, 内侧履带、外侧履带行驶阻力分别为
式中, f为履带滚动阻力系数。
1.3.5 转向离心力
转向离心力在x′、y′方向的分力分别为
式中, v为车辆速度;D为转向中心线偏移量;Rc为转向中心到车辆纵向中心线垂直距离。
2 转向动力学模型及求解方法
2.1 转向动力学模型
当履带车辆在水平地面上稳态转向行驶时, 其纵向、横向所受力的合力及各力对车辆质心的合力矩为零。在图1坐标系下, 其转向动力学模型为
式中, β为工作阻力与y′轴的夹角;lT为工作装置挂接点到车辆质心的距离。
2.2 模型求解方法
转向动力学模型为非线性方程组, 采用Newton-Raphson方法进行求解, 流程如图3所示。其中, A1、A2分别为内侧履带、外侧履带速度瞬心偏离其各自几何中心的距离, C为常数。
3 转向性能评价指标
履带车辆的转向性能通常用转向半径和转向角速度进行评价, 由于车辆转向时履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移, 故在对履带车辆进行实时操纵时, 较难控制其实际转向半径和实际转向角速度的大小, 为此提出以履带滑转 (滑移) 率、转向中心偏移率、转向半径变化率和转向角速度变化率等作为履带车辆转向性能评价指标。
3.1 履带滑转 (滑移) 率
履带滑转 (滑移) 率定义为履带相对速度和牵连速度之差与履带相对速度的比值, 内侧履带滑移率和外侧履带滑转率分别为
3.2 转向中心偏移率
转向中心偏移率定义为转向中心偏移量与履带接地长度一半的比值, 即
3.3 转向半径变化率
转向半径变化率定义为车辆实际转向半径和理论转向半径之差与理论转向半径的比值, 即
式中, R为实际转向半径;Rl为不考虑履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移的理论转向半径。
3.4 转向角速度变化率
转向角速度变化率定义为车辆理论转向角速度和实际转向角速度之差与理论转向角速度的比值, 即
式中, ωl为不考虑履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移的理论转向角速度;ω为实际转向角速度。
4 实例计算
4.1 已知参数
根据使用条件设定履带滚动阻力系数为0.05, 地面附着系数为1。履带车辆结构参数、液压机械差速转向机构及发动机参数、直驶变速系统传动比见表1、表2及表3[11]。
注:pH为液压闭式回路系统额定压力;ne为发动机额定转速;Pe为发动机额定功率。
4.2 仿真计算
限于篇幅, 主要研究液压闭式回路系统排量比与直驶变速系统传动比对车辆转向性能的影响。
4.2.1 液压闭式回路系统排量比的影响
以直驶变速系统一挡、不带工作装置为例, 车辆转向性能随液压闭式回路系统排量比变化的关系如图4所示。当液压闭式回路系统排量比增大时, 车辆理论转向角速度增大、理论转向半径减小, 转向阻力矩增大。为平衡增大的转向阻力矩, 转向力矩需增大, 从而使外侧履带滑转率、内侧履带滑移率和转向中心偏移率增大, 车辆转向半径变化率和转向角速度变化率增大, 由于内侧履带的转向阻力大于外侧履带的转向阻力, 故内侧履带滑移率大于外侧履带滑转率。
4.2.2 直驶变速系统传动比的影响
当液压闭式回路系统排量比为0.5, 直驶变速系统传动比变化, 其他条件不变时, 车辆转向性能随直驶变速系统传动比变化的关系如图5所示。当直驶变速系统传动比增大时, 由发动机决定的驱动力增大, 而地面驱动力不变, 使外侧履带滑转率、内侧履带滑移率增大, 车辆行驶速度降低, 转向离心力对转向中心的矩减小, 使转向中心偏移率减小, 车辆的实际转向角速度减小, 而理论转向角速度不变, 使转向角速度变化率和转向半径变化率增大, 外侧履带滑转率小于内侧履带滑移率。
4.3 试验验证
4.3.1 试验方案
为验证履带车辆液压机械差速转向机构转向性能仿真模型的正确性及仿真结果的合理性, 笔者进行了多工况转向行驶试验。试验样机为装备液压机械差速转向机构的农用履带车辆。试验测试履带车辆两侧驱动轮转速, 驱动轮转速采用反射式光电传感器测量。试验前, 在驱动轮外侧车体上安置专用传感器支架, 在支架上安装光电传感器, 在驱动轮与光电传感器相对应的位置上对称均匀粘贴反光片, 可进行驱动轮转速数据采集, 履带车辆两侧分别安装了两套相同的光电传感器。
试验时, 首先通过发动机油门控制机构设定发动机转速, 通过变速操纵机构设定直驶变速系统挡位, 使车辆在设定的发动机转速和直驶变速系统挡位下开始行驶, 然后转动方向盘, 改变液压闭式回路系统排量比, 车辆开始转向行驶, 待行驶稳定后, 测试履带车辆两侧驱动轮转速。改变方向盘行程, 测试不同方向盘行程下的车辆两侧驱动轮转速, 完成设定发动机转速及直驶变速系统挡位的转向行驶试验。保持发动机转速不变, 改变直驶变速系统挡位, 进行不同挡位下的转向行驶试验。改变发动机转速重复上述试验过程。
4.3.2 试验结果分析
以发动机转速2300r/min和1530r/min、直驶变速系统二挡和四挡的履带车辆转向行驶工况为例, 对试验结果进行分析。
根据试验测得的履带车辆两侧驱动轮转速, 经换算绘制出转向半径随液压闭式回路系统排量比变化的关系曲线, 如图6所示。为便于比较, 图6同时给出了其理论计算值 (不考虑履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移) 及仿真计算值。分析图6可知, 转向半径的试验结果与仿真计算结果的变化趋势一致, 当液压闭式回路系统排量比增大或直驶变速系统挡位升高时, 转向半径变化率增大。
图7所示为履带车辆的转向角速度随液压闭式回路系统排量比的变化情况。分析图7可知, 转向角速度变化率随液压闭式回路系统排量比或发动机转速的增大而增大, 与仿真计算结果一致。
5 结论
(1) 对装备了液压机械差速转向机构的履带车辆进行了受力分析与计算, 在此基础上, 建立了其转向动力学模型, 给出了转向动力学模型的求解方法。
(2) 提出了履带车辆液压机械差速转向机构转向性能评价指标。结合实例样车, 采用仿真与试验方法, 研究了该类履带车辆的转向性能, 为履带车辆液压机械差速转向机构设计及行驶控制提供了理论依据。
摘要：采用机械系统动力学分析与建模通用方法, 考虑车辆转向时履带滑转 (滑移) 及转向中心偏移等因素, 在对车辆转向受力状况进行分析与计算的基础上, 建立了履带车辆液压机械差速转向机构转向动力学模型, 采用Newton-Raphson方法对模型进行了求解。根据提出的转向性能评价指标, 结合实例样车, 采用仿真与试验方法研究了履带车辆转向性能, 行驶试验的结果表明, 所建模型能反映履带车辆转向性能的变化趋势。研究结果为履带车辆液压机械差速转向机构设计及行驶控制提供了理论基础。
关键词：履带车辆,液压机械传动,转向性能,Newton-Raphson方法
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农用汽车机械转向系统的养护 篇6
一、转向装置的检查
转向装置在使用中, 其转向器内的润滑油液由于挥发和渗漏会消耗减少, 机件磨损间隙会增大, 使转向装置的技术状况下降, 为防患于未然, 使之保持良好的技术状态, 应定期对转向装置进行检查。在新车行驶1 000 km和以后每行驶10 000 km时, 应对转向盘的游动间隙、转向器内的润滑油量和转向器有无渗漏等进行检查。若转向盘的游动间隙不当应予以调整, 转向器内的润滑油量不足应加注, 若转向器有渗漏时, 应及时查明原因并予以排除。
在新车行驶1 000 km和以后每行驶20 000 km时, 应对转向装置的螺栓和螺母的紧固情况进行检查, 如有松动时应予以固定, 对有紧固力矩要求的螺栓和螺母, 必须按规定的力矩拧紧。
在使用中, 由于各种力的综合作用和机件的相互摩擦, 零件会磨损, 紧固件会松动, 润滑质量变差, 操纵性能变坏, 为保证行车安全, 必须加强转向装置的检查和养护。对转向轴的连接螺母、联轴节的连接螺栓以及转向传动装置、拉杆等各部位的连接情况应经常检查, 如有松动应及时紧固, 并按规定力矩拧紧。连接活动部位如有松旷应予以调整, 必要时应更换组件。注意检查转向器内的润滑油, 发现不足时应及时补充。在使用和检查中如发现故障, 应予以排除。
二、转向系统的养护要点
农用汽车转向系统的养护要点是:经常检查液压油油量是否充足、各部位有无渗漏。添加液压油必须是相同型号的油品, 不得混加, 而且要保持清洁, 不得有任何杂物混入油中。尽量避免打足方向盘, 必须用最小半径转弯时, 应在打足方向盘后将转向盘稍微退回一个角度, 以便让系统卸荷, 避免液压元件损坏。经常检查传动皮带的张紧度, 使其保持正常。
1.转向器3 000
km (间隔2 500～3 000 km) 的养护要求:检查各螺栓的紧固情况;转向传动装置滑动叉及小十字轴处注润滑脂;检查油液面, 若不够, 需添加润滑油, 油液面至加油口。
2.转向器12 000
km (间隔里程10 000～12 000 km) 养护要求:完成3 000 km养护的项目;可拆下上盖, 检查转向器上平面轴承是否变形、损坏及润滑情况。转向器啮合间隙特性的调整:调整时, 使汽车处于直线行驶状态, 拆下垂臂, 一手转动转向螺杆套管叉, 另一手握住转向摇臂轴花键端, 应感到没有间隙, 其感觉就是转向器转到总圈数一半位置附近时, 转动力矩要比两边稍大, 若没有此感觉, 就是有啮合间隙存在, 应通过调整螺钉调整到间隙消除为止。调整后, 要求转向盘能极其圆滑地从中间位置到两端来回转到底, 无发卡现象, 装配垂臂时应保证垂臂和转向摇臂轴装配标记刻线完好、对齐, 禁止用榔头猛烈敲击垂臂及转向摇臂轴。
三、转向系统养护注意事项
宝石机械环件加工由人控转向数控 篇7
宝石机械公司第一批F-1600泥浆泵右旋齿圈毛坯日前在D53K-2000数控辗环机上试制成功。这标志着这个公司环件毛坯生产水平迈上了新台阶。
过去使用锻锤自由锻造扩孔, 齿圈生产周期长, 生产效率低。以F-1600泥浆泵大齿圈为例, 以前用原工艺进行齿圈生产, 两个班滚大齿圈8个, 需要4火次才能完成, 而现在采用辗环机配合锻锤生产, 只要3火次就可以实现, 能减少一个加热火次, 35min即能完成一个齿圈的轧制, 轧制速度比自由锻滚圈提高了10倍以上。从节约原材料消耗来看, 辗环下料的重量可以节约344kg, 以市场价来计算, 可节约近3 000元。
据了解, 宝石机械公司2009年预计生产泥浆泵齿圈、链轮齿圈、转盘齿轮等环件产量1 000件以上。如果全部执行新工艺, 采用辗环机生产, 预计节约原材料在3万kg以上。
机械转向器 篇8
关键词：转向系统,运动仿真,UG,动态分析
1 交叉变轮距底盘机械转向系统实现
在车辆行驶过程中,转向系统要使车轮在转向时不发生滑动,理论上各车轮必须围绕同一个中心点滚动,即转向轮偏转角满足阿克曼转向原理[1]:
其中:α和β分别为外、内侧车轮偏转角;b为轮距;l为轴距。
图1为阿克曼梯形转向机构原理图,通过利用两个梯形臂的转角差异来近似满足车辆转向条件[2,3],在车辆轴距l和轮距b确定的情况下,主销中心距k确定,梯形臂m、连杆n的长度和转向梯形底角γ 决定了车辆的转向性能[4,5]。
本文研究的转向系统,是基于一种车桥交叉布置、通过改变车桥间的夹角来改变车辆底盘轮距的专利技术而设计的转向系统。图2为交叉变轮距底盘及其前轮转向系统原理图。图2中,b为轮距;l为轴距;r为转向半径;δ、λ分别为转向单元节臂与梯形臂间夹角;θ为交叉驱动桥间夹角,两个驱动桥铰接于Oc点。根据几何原理,改变驱动桥间夹角θ,轮距b、轴距l都会改变,即可通过角θ调节轮距b与轴距l,实现车辆底盘的变轮距特性。
该转向技术核心是依据车桥交叉布置的特点,将阿克曼梯形转向机构设计为一个独立的转向单元,单独设置在一个车桥上,并通过一系列连杆机构实现车辆的转向,同时通过改变转向单元的结构参数调整其转向特性,以满足不同轮距条件下的转向要求。
1-驱动桥;2-交叉驱动桥;3-左前车轮;4-右前车轮;5-转向动力臂;6-左侧拉杆;7-换向摇臂;8-左侧驱动杆;9-右侧拉杆;10-转向单元;11-右侧驱动杆;12-后轮稳定臂;13-右侧稳定杆;14-左侧稳定杆;15-稳定杆;25-转入节臂;26-转入梯形臂;27-转向横拉杆;28-转出梯形臂;29-转出节臂
根据该机构的几何关系,设置如下角度关系:
式(2)中,δ和λ 均由驱动桥之间的夹角θ 和梯形底角γ 控制,若轮距条件和转向方式已知,θ和γ 的数值也是确定的,则轮距b和转向方式决定了整个转向单元的结构参数。
2 转向单元可变特性建立
基于UG建立机架及转向模型部件,并进行装配。在装配模型中,根据变特性转向系统设计原理,通过装配角度约束,以函数形式对转向单元机构中的γ 值与车桥间夹角θ 值的关系定义如下:
根据式(2)、式(3)定义转向单元中λ、δ 与车桥夹角θ 的关系,对转向梯形臂与转向架间的角度设置关联约束,即将λ与δ 的值以装配约束中函数公式定义,使转向单元特性在轮距改变后可以自适应调节。
选定驱动桥夹角后,可以模拟出两前转向轮在转弯时角位移随时间的变化规律。同时根据公式(1),将两前转向轮偏转角理论关系函数作对比输入,计算转向轮偏转角模拟值与理论值的偏差,得到车轮在转向时滑移率的变化规律,进而对该变特性转向单元的性能进行分析与优化设计。
3 建立转向系统仿真模型
3.1 定义连杆与运动副
分类定义模型中结构组件,并且以图层进行管理。根据各连杆间的接触与相对运动关系,设置运动副如表1所示。
3.2 驱动设置与解算方案
将底盘驱动以扭矩形式添加于旋转副(J003~J004),转向驱动添加于旋转副(J021)。选用STEP函数输入,建立转向机构转角、位移对时间的响应关系。模拟车辆在转弯时进弯减速、出弯加速过程,后轮的驱动选用: STEP ( time,0, - 1 000,8 ),STEP(time,8,-600,16,-1 000))。
定义两交叉驱动桥间夹角θ,转向特性单元将自动调整转向机构特性。本文分别取用3 个整数角度(60°,70°,80°)研究,进行3组对比仿真试验。为模拟转弯时转入—转向—转出3个阶段,选用转向臂驱动函数:STEP(x,1.5,0,4,STEP(x,4,30,8.5,STEP(x,8.5,0,9.5,STEP(x,9.5,0,14,STEP(x,14,-23.5,16.5,0)))))。
解算方案中选择仿真时间为18s,步长为1 000步,分析类型为运动动力学仿真。
4 仿真结果与转向单元转向性能分析
根据公式(1),利用函数编辑器编辑车轮转角理论关系函数作为对比输入,同时记录两前轮转向架回转副(J006~J007)相对角位移,分别绘制3组仿真曲线如图3~图5所示。
回转副J006的转角,以派生函数形式输入,对比回转副J007转角曲线与理论转角函数曲线。同时建立旋转副角位移与理论角位移的差值函数,应用峰值探测功能,计算峰值点位置车轮产生最大侧滑时的侧滑率,结果如表2所示。
从图3、图4、图5中可以看出,随着转向轮的转向角增大,J007的角位移与理论值的差值逐渐增大,这意味着随着转向角的增大,转向轮在转弯过程中的侧滑增加。在向左与向右转弯的过程中,转向车轮的侧向滑动变化规律有所不同,这种现象的产生与转向特性单元布置在右前驱动桥并采用中央转向驱动臂的设计原理相符合。结合表2分析,随着驱动桥夹角θ的增大,转向轮的侧滑率逐渐减小,并且,随着两驱动桥间夹角从60°到80°的改变,相同时刻的回转角与理论值的切合程度也在发生着变化,可以推断出在车桥夹角过大(或过小)时,该转向系统将使转向轮在转向过程中发生相对较大的侧滑,但侧滑率会稳定在一定范围内。
5 结论
基于UG建模与仿真系统结合的机构设计思路,经过对模型仿真的设计与结果分析,得到了这种机械式转向系统的基本运行参数。结合相关车辆转向机构的设计标准[6,7],进一步验证了该新型变特性机械转向机构的设计满足变轮距底盘的转向要求。同时,建立了该转向系统与底盘机构的仿真模型和各主要参数的函数关系,为该转向系统整体优化提供了参考。
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机械转向器 篇9
我公司新型高档城轨车(北京地铁15号线、北京房山线、香港地铁、巴西EMU等车型)投产以来,转向架侧梁的结构有了较大的变化,侧梁组成工序要先将底板与帽筒组焊在一起然后再进行整体组对焊接。帽筒焊缝是水平5mm高度13mm外径33MM的特殊圆周角焊缝。由于熔化铁水的重力作用采用传统平角焊位置的焊接方法特别容易出现咬边和焊淌等质量缺陷。我们利用IGM焊接机械手L型变位机能够全方位旋转的特点将焊缝与焊枪之间保持水平的船型焊接位置在机械手变位机、外部轴和机械手协调运动中完成整个圆周的焊接。本文论述了IGM焊接机械手在编制枪轴同步焊接程序的要点与技巧。
2 机械手枪轴同步编程法
2.1 定起点
由于工件焊缝属于直径为30mm至40mm的圆周焊接。为了保证焊接接头良好的性能,焊接时焊枪运动轨迹要大于360度,但机械手6轴的软限位正负方向都刚好是360度。为了保证焊接的连续性要将机械手6轴首先按一个方向转到接近极限位置,在工件纵向中心位置作为焊接的起点,焊接过程中使焊枪6轴向反方向做运动,这样就扩大了焊枪的工作范围。起点编辑时焊枪角度和姿态选择有误会导致焊枪焊接机械手轴运行超出限位造成整个程序编辑的失败。
2.2 拾取特征点
由于被焊工件在焊接时属于三维空间运动状态,在示教编辑点时没有参照物,这样对编程来说难度很大,我们采用编程之前在圆周上拾取有特征的焊接点。如:过起点的直径与圆周的另一个交点;垂直这条直径的直线与圆周的两个交点就可作为帽筒焊接的四个特征点。编辑这些点时利用变位机轴旋转90度轴旋转45度转动点摆到水平位置,调整焊枪姿态再进行存储。
2.3 编辑过渡点
只采用四个特征点编制整圆是不够的,还要在四个点之间各加一个过渡点。为避免机械手同步运动中手动定点加速度过快造成“死轴”的现象,编制圆弧点时采用点到点用线性运动的GOTO模式。在接近中间位置时停下来进行过渡点的存储。这样编辑的点更符合机械手运动学规律,运行起来非常顺畅没有停顿,会得到较好的焊缝成型。
2.4 选择坐标系
为了保持焊接时焊枪与工件之间船型位置不变就需要焊枪与变位机协调运动所以在焊接圆周的运行中必须选择外部轴坐标系EXTO,坐标系的配置文件一般都是事先预置。
2.5 优化焊接参数
有了好的焊接姿态还要有相匹配的焊接参数。重点是外圆焊缝参数的调整。打底焊时需要获得较高的熔深所以参数调整电弧要短而硬。功率45弧长-6速度33频率100摆宽2.0高0.5;焊缝盖面是关键,如参数设定不好特别容易出现咬边、焊淌的缺陷,所以要增大点摆动宽度和摆动频率,功率相应要缩小功率40弧长-6速度21频率105摆宽7.5高1.0。
2.6 试焊
试焊之前要关闭电弧进行模拟行走,观察运行轨迹是否按照所编制的路线进行。如没有问题进行试焊但不要使用电弧传感功能,因为电弧传感功能在焊接时会根据实时的焊接轨迹校正编程时点的位置这样将不容易判断编辑的焊接轨迹是否正确。在试焊无误后更换工件时再加电弧跟踪,这样如果出现异常我们会准确判断出原因。
3 结论