转向试验（通用7篇）
转向试验 篇1
近两年时有媒体曝光汽车断轴事件、汽车方向失控等问题, 这些问题引发了重大事故, 使得驾乘人员心存忧虑, 有些车型受其影响也销路不畅。经深入研究发现, 断轴事件均是由于拉杆球头发生断裂破坏, 造成车辆前轮失控, 方向难以控制。汽车发展至今, 转向传动系统生产制造技术已相当成熟, 为什么会有此类事件发生?根据本单位多年的转向拉杆接头总成的检验工作经验, 结合相关标准的研究, 发现转向拉杆总成质量的评判依据, 还存在标准滞后、系统性不强、方法不统一等缺陷, 往往造成评价不到位, 不合格品流入市场。
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.
[5]周斌, 韩少军, 李召富.汽车转向拉杆接头总成试验台的开发[J].汽车科技, 2009, 01:61-63.
转向试验 篇2
1 转向制动法规
ISO 7975:2006 Passenger cars—Braking in a turn—Open-loop test method,
ISO 14794:2003重型商用车和客车—转弯制动—开环试验方法,
JASO Z 113-1992乘用车转向中制动试验规程,
SAE J 2675 Combined Cornering and Braking Test for Truck and Bus Tires,
SAE J货车轮胎转向制动试验。
2 转向制动试验方法 (乘用车)
2.1 转向制动的形式
低速、中速和高速转向制动, 转向半径有小有大或曲线的, 制动减速度也由有小有大或变化的等不同形式;转向制动路面有平坦和带坡度, 路面材料也不尽相同、附着系数有小有大或是变化的;选择合适的速度、转向曲率半径、制动减速度和路面材料进行转向制动效能试验评价制定法规尤为重要。
2.2 新安装制动 (衬块/蹄片) 的试车程序
制动衬片将按车辆制造商推荐的下列条件;如果制造商推荐的不可用, 制动衬片将使用下列一个程序条件。
对于装有盘/盘式制动系统的车辆, 应完成总数60次制动;在下列减速度率下, 车辆从初速度为100km/h将被减速到大约2 0 k m/h。
对于装有盘/鼓式或者鼓/鼓式制动系统的车辆, 应完成总数200次制动;在下列减速度率下, 车辆从初速度为100km/h将被减速到大约20km/h。
在这些制动期间, 制动盘和/或者制动鼓温度不得超过200℃;用于试车制动的轮胎禁止用于接下来的制动距离测量。
2.3 热身
应遵照在ISO 15037-1:1998的6.1内指定的程序在试验之前加热轮胎和其它车辆组件。
除加热制动系统轮胎之外, 从初速度大约100km/h应完成5次全行程制动;这些制动的每一次内, 制动驱动应达到足够引起防抱死制动系统在多数制动期间起作用;为了避免制动上的过分紧张, 在每一单一制动开始前制动盘/鼓的温度应低于120℃。
2.4 制动温度
前制动盘的温度将在80℃～120℃之间, 然而后制动盘的温度在每一试验运行之前将不低于120℃;如果必要, 运行之间将冷却制动;推荐安装可靠的温度传感器监视制动器温度。
2.5 最初的驾驶条件
按最初的驾驶条件如ISO 15037-1:1998的6.2.1和6.2.3内规定的运行稳态回转, 将按照呈交的半径和侧向加速度的组合适用于初始条件;因为大家知道结果的重要性和随着试验速度的增加提高不同车辆之间的辨别力, 这个路线的标准半径将是100m, 可以使用从30m～200m的附加半径范围。
借助运行侧向加速度不是5m/s2的附加试验, 主要步长为1m/s2能加宽呈交的一个半径和一个侧向加速度的初始结合。
2.6 制动程序的性能
当已经达到初始稳态驾驶条件时, 转向轮由一个机械装置固定或者由驾驶员稳固的握着;应松开加速器踏板和尽可能快的应用制动。
对于带手动变速器的车辆, 试验应和试验速度条件相协调在最高档下完成;离合器可以立刻分离或者在试验运行末尾时;选定的选择 (齿轮位置和离合器分离) 应在试验报告中指出。
对于带自动变速器的车辆, 应用标准驱动模式, 变速杆的位置和选定的驱动程序应记录在试验报告中。
有适应齿轮选择或者无级变速器的轿车在一个给定速度下可以使用不同的齿轮或速比;对于这些轿车, 为了决定齿轮比的作用应记录发动机转速;它将被记录在试验报告中。
制动踏板或制动开关的启动被认为是制动开始时刻t0, 制动期间, 制动系统内的压力或制动踏板力或制动踏板行程应尽可能 (可以作为在制动踏板下一个可以调节的制动) 保持恒定和转向轮应被固定直到试验运行结束时为止。
在增加纵向加速度等级方面应制作关于一个半径和侧向加速度结合的测试运行, 在带有传统制动系统的车辆上 (如果可能) 至少一个前轮发生锁止之前;在所有车轮已经发生锁止之前可以超过这一点连续试验导致进一步车轮锁止, 但是在这些条件下的试验可能导致速度和轮胎特征的巨大变化, 那些可以引起试验结果差异很大;装备一个防抱死制动系统的车辆, 在时间tn测得的平均纵向加速度峰值之前应连续试验。
最小制动作用应对应一个2m/s2平均纵向加速度, 而且应以不超过1m/s2的增量增加;如果结果随着纵向加速度很快变化, 应选择更小的增量。
3 转向制动时受力分析及待测量的变量
3.1 转向制动时车辆受到的力
车辆转向制动时要受到法向力、制动力、转向力、向心力以及空气阻力等的作用, 轮胎要受到纵向力、侧向力和法向力的作用, 还要受转向力矩、制动力矩和反挠度力矩的作用;由于轮胎的纵向附着系数大于横向附着系数, 同一车辆在相同速度和减速度转向制动时, 造成同轴左右轮荷的差值加大, 为了防止车轮抱死, 比单纯转向、制动时的效能会降低;因此车辆转向制动时方向稳定性差, 容易跑偏, 转向制动的制动距离要大于直线行驶制动的制动距离, 而且车辆容易侧滑、甩尾而失去控制引起侧翻。
3.2 转向制动时要测量的变量 (乘用车)
应决定下列变量:严格说来, 根据侧向加速度的检验结果不应用于不同车辆性能的比较;这是因为测得的侧向加速度与中间的X轴成直角并且不垂直于车辆路线;为了克服这个困难, 能校正侧向加速度适于车辆侧滑角, 那些提供向心加速度;然而, 这个校正范围不可能超过几个百分点而且大体上被忽略。
推荐决定下列变量:
——主缸输出压力或者在制动线路内那些至少触发一次前轮制动 (pB) ;而且
——车轮旋转速度 (ω1-ω4) ;
ISO 8855定义的变量如不是踩制动踏板瞬间的制动距离和制动时刻, t0;靠使用直接固定在制动踏板上的开关或一个制动踏板力的传感器, 当踏板力超过10N时设置一个信号可以决定驱动制动踏板。
3.3 转向制动要测量变量的公式
3.3.1 时间定义和标准评价的要求, 制动对应时间期间纵向加速度型式
3.3.2 纵向加速度几何平均值,
平均纵向加速度是每一制动期间测得的纵向加速度平均值。
借助下列每一方法可以获得这个平均值:
(1) 测量制动距离需要车辆从t0时刻停止, 在那种情况给予纵向加速度:
那里:
Seff为实际制动距离, 米 (m) ;Veff为实际初速度, 米/秒 (m/s) ;
(2) 取时间t0～tf时间期间纵向加速度平均值。
3.3.3 横摆速度 (dψ/dt)
参考横摆速度:
时间t和依据车辆已保持的初始半径为R0的纵向速度VX, t。
3.3.4 侧滑角 (β)
在观察期间和tbm (βmax) 表示在达到最大之前t0后通过的时间之间侧滑角的最大值:
4 效能评价
4.1 转弯制动时方向稳定性试验
实际交通道路状况存在纵向和横向路面不平度, 也有直线路和曲线路构成, 不同路面附着系数也有差别, 车辆行驶状况变化很大;所以单纯按照制动标准、法规用试验场不同摩擦系数制动试验路面评价车辆的制动性能仍不能完全反映出车辆制动系统的真实的制动效能, 制动时易跑偏、方向稳定性差, 容易引起翻车事故, 因此需要进行转向制动时方向稳定性分析试验。
基本是在半径为80R的定圆弯路上进行, 分干燥路面试验和湿润路面试验;通过测量轮胎产生的侧向力、侧滑角和接地点的垂直方向力、侧向加速度、跑偏量以及横摆角速度等, 能获得更加解析性的性能评价。
4.2 利用各种数据按如下方法进行评价
(1) 停车时路线偏移量。从转弯制动时的停车距离和路线偏移来评价车辆的方向稳定性。
转向制动时发生中性、过多和不足转向车辆停车距离用下式计算:
路线偏移量用下式计算:
式中, V为车速;R0为固定的转弯半径;φ`为发生的偏移率。
(2) 偏移率偏差。以定转弯半径转弯制动时发生的偏移率的差来评价车辆的方向稳定性。
偏移率偏差用下式计算:
式中, φ`t为任意时刻t时发生的偏移率;φ`reft为V/R0在任意时刻t时参照偏移率。
(3) 偏移率变化率。用定转弯半径转弯制动时发生的偏移率的比值评价车辆制动时的方向稳定性。
偏移率变化率用下式计算:
式中, φ`max为最大偏移率;φ`0为定转弯半径转弯时的偏移率。
5 结语
通过对国际转向制动法规介绍、试验方法评价和受力分析, 增加转向制动性能试验是可行的, 建设转向制动试验场地也迫在眉睫;根据对待测变量和转向制动效能的评估, 可预知车辆的操控性好坏, 整体提高了车辆预防安全技术品质, 减少、避免碰撞和翻车等交通事故发生, 为整车出口创汇、参与制定车辆国际化技术法规做贡献。
参考文献
[1]ISO14794:2003重型商用车和客车—转弯制动—开环试验方法[S].
转向试验 篇3
在客货混跑的线路上,加快客车的速度将会减少货车的运量。重载运输已成为世界铁路货运的一种主要交通方式,各国重载货车转向架的技术日益完善,因此,铁路要提高车速和运输效率,同时做好货车的运行安全工作。自20世纪60年代以来,土地辽阔、矿产资源富裕、工业较发达的国家为了加快运输市场发展、加大线路运输力度,同时能够大大降低运输成本,逐渐采用铁路重载货物的运输方式。
1 高速货车相关技术研究
1.1 转向架
转向架轴箱定位刚度值的大小直接影响车辆的安全性和高效性。要保障车辆在高速情况下的安全运行,轴箱定位的刚度值就要偏大些。为了增加大型设备运输所用的长大货物车的运输量,我国铁路货车多轴整体构架式的转向架日益完善。但与欧洲国家相比,我国的货车类型过少,无法满足铁路运输发展的要求。货车转向架的垂向挠度要求极高。从列车纵向动力学的角度来讲,这有利于铁路货物的运输。因为货物列车一般有编组长、质量重和速度低的优势。从制动距离方面考虑,会对制动缸充气过程造成一定的影响,即使利用如今的货车制动机,其制动能力也无法满足要求。受货车部件及生产成本等因素的限制,在车体和转向架构架处使用液压式的减振器无法满足要求。因此,空重车需具有较好的动力学性能。主悬挂系统具有两级或多级非线性性能,位于中央的三大件式转向架处,即在侧架与轴箱之间使用的弹性橡胶垫。
在研制高速货车转向架时,必须重视材料和先进技术。三大件式转向架的菱形变位是影响车辆安全运行的重要因素,因此,根据有关规定,在三大件式结构的高速货车转向架结构上,需提高转向架抗菱形变位的性能。在欧洲等发达国家,高速货车转向架必须减轻簧下质量。轴箱弹性悬挂是减轻簧下质量的最好方法。轴箱下的部件对车辆的动力学性能和轮轨的使用影响较大。簧下质量越大,动力学性能越低,轮轨作用力越小。同理,在高速情况下也是这种情况。在车钩高和限界的约束下,垂向悬挂的挠度逐渐减小。高速货车转向架都选择不同形状的轴箱弹性悬挂。当速度加快时,车辆的横向承受力增大。
1.2 制动系统
制动是高速货车转向架的重要技术。由于三大件式转向架本身结构的限制,制动系统装置无法采用踏面制动以及铸铁闸瓦或合成闸瓦。从列车纵向动力学的角度来讲,这有利于铁路货物的运输;但从制动距离方面考虑,会对制动缸充气过程带来一定的影响,即使利用如今的货车制动机,其制动能力也无法满足要求。如果选择铸铁闸瓦踏面制动,它极限轴制动功率是240 k W,闸瓦为340 k W,选择盘形制动可以达到760 k W。
如今,欧洲国家使用的时速约160 km的高速货车转向架,其紧急制动时的轴制动功率过大,已超过踏面制动的最大轴制动功率,高至350 k W,因此,高速货车需要利用盘形来制动。提高一般的单侧踏面制动性能的主要方法是增大闸瓦和踏面之间的摩擦系数或增大闸瓦压力。闸瓦压力的大小随轮轨间接触强度及热应力的变化而变化,因此单侧踏面制动的制动力也受影响。欧洲国家货车转向架通常选择双侧踏面制动,不仅能够降低闸瓦的热负荷,还能够提高其制动功率。
1.3 车体
目前,在我国现有的货车中,敞车为60%,平车为6.3%,保温车为1.4%,罐车为17.4%,棚车为15.1%,其他专用车为2.8%.转向架上通常安装非接触式旁承或常接触弹性旁承,但常接触弹性旁承受能力过低,使得回转力矩减弱车辆的曲线性能。随着我国高速货车的发展,需要改善相关的配套车体,使得其覆盖范围逐渐扩大。为了增加大型设备运输所用的长大货物车的运输量,我国铁路货车多轴整体构架式的转向架日益完善。最近,欧洲国家大力建立集装箱快速运输、公铁联运和快速系统,取得了较好的效果。
另外,常接触弹性旁承纵向间隙对其抗蛇行性能要求极高,因此高速货车转向架必须选用无纵向间隙、回转阻力矩。这样能够确保车辆的安全运行。我国铁路只在成都铁路局开发米轨货车,有1 600辆,部分是新造车,其他是拱板式转向架。机械冷藏车用转向架冷藏运输车近70%,选择转8A型转向架。只有20%~30%选择MD型悬挂的无导框式转向架,超过1 000辆,大大缓解了运输量不足的压力。
2 耐磨材料试验及其分析
2.1 试验方法
选择耐磨材料最大承载为90 N,转轴的转速可达200 r/min。对球墨铸铁采取贝氏体等温淬火,使其具有强度高、硬度大和韧性好的优点。同时,石墨的润滑作用较为突出,常常被用于磨损材料试验中。试样与转轴间不使用润滑剂,材料的耐磨性根据圆环试样转轴转动20 000 r时内表面的磨损量判断。圆环试样内部和转轴表面打磨光亮后再进行退磁处理。
试验前后都要用酒精清洗圆环试样,并用电吹风吹干,在感量为0.1 mg的天平上称量样品的质量。磨损试验的数据表明,金属材料的强度和硬度越小,越容易出现胶合磨损,且磨损量越来越多。由于金属材料强度、硬度越大,磨损量越小,因此,同时接触摩擦的部件必须经过表面强化处理,确保其表面硬度增大。
2.2 试验分析
试验数据表明,选择双侧踏面制动,轴重约为21 t,其最大极限速度是120 km/h。最大轴制动功率由基础制动装置能够提供的热负荷性能决定。电脑模拟运行和试验数据表明,840 mm直径的车轮轴重为21 t,相应的赫兹接触应力约为850 N/mm2,其允许的最大热应力在300 N/mm2左右。因此,根据高速货车车辆数量和同客车联挂,高速货车制动机的方案需要采用现有的客车制动机。从制动波速和制动缸充气时间来看,104型和F8型客车制动机适用于速度为160 km/h的高速货车。但是,高速货车制动缸充气时间较短,导致纵向冲动变大。
造成磨损的因素很多,而且磨损是一个从微观演变到宏观的动态过程,依据磨擦系统中的部分数据可得,在不同条件下,同种材料的耐磨性可能出现不同的结果。合理选取磨损试验参数和试验方法非常重要。如果试验方法和试验参数选取得不合理,磨损特性指标标准就变得复杂,出现同一材料因试验者选取的试验参数不同而得出不同的试验结论,大大影响了耐磨材料磨损规律的研究和特点。
另外,磨损试验方法应尽可能符合部件的实际工况,从而为磨损试验设备的维修和完善归纳出各种耐磨材料试验的合理和可行结论。目前,由于国内磨损试验标准各有差异,试验参数的含义也不同,因此,选取合理的磨损试验参数是相当重要的。
3 结束语
选择双侧铸铁闸瓦踏面制动的模式进行试验。结果表明,21 t轴重货车的制动初速最大为130 km/h。目前,我国货车的主要制动机是空气制动阀120型制动机,其制动缸增压速度要比客车慢,紧急制动时制动缸充气时间为8~12 s,制动间距约为900 m。加装电控制动装置给列车编组及混编带来许多难题,实现电控制动形式的高速货车也将迎来更大的挑战。耐磨材料的选择应该根据部件服役的实际工况,尽可能透出材料的最优性能。
参考文献
[1]张明,田红旗.利用现有技术开发特种高速货车转向架的若干思考[J].铁道车辆,2002,40(2):9-10.
[2]〔野元浩〕.转向架结构及近期发展方向(待续)[J].国外铁道车辆,2003,40(1):9-10.
转向试验 篇4
在汽车转向试验台中, 许多地方都需要精确的以速度、位置或者是力矩模式进行控制, 这就要求我们所选用的驱动元件必须能够达到上述要求;而伺服电机便是我们最佳的选择。比如, 在汽车电动助力转向管柱性能测试中的输入驱动与输出加载, 利用伺服电机的闭环控制特性, 可以很方便的实现对旋转速度、旋转扭矩和旋转角度的精确控制;利用工业计算机运动控制技术、自动控制技术及检测与传感器技术, 实现程序化、工业自动化控制。利用其控制的便捷性及控制的准确性, 能够实现变频电机或者是液压马达所不能实现的精确的运动控制。因此伺服电机在汽车转向系统的检测中能够更加精确的达到模拟驾驶员手打方向盘的实际过程。以在汽车电动助力转向管柱性能检测中的试验应用为例, 管柱输入部分以设定转速驱动, 旋转设定角度, 输出施加设定扭矩;通过对输入扭矩的实时监测, 评判输入扭矩的大小及波动, 从而判断电动助力转向管柱的综合性能。如图1所示。
2 工业控制系统硬件的组成
工业控制系统包括工业计算机, 开关量输入输板卡、模拟量输入输出板卡, 运动控制卡, 全数字伺服驱动单元 (伺服驱动器) ;机械部分包括角度编码器, 伺服电机, 联轴器和减速机等。其控制原理, 如图2所示。
工业计算机通过专用工业控制软件对开关量输入输出板卡、模拟量输入输出板卡、运动控制卡进行读写操作, 向伺服控制器发出位移、速度、加速度等命令, 从而实现对伺服电机定速旋转、定角度旋转或者定扭矩加载的功能。工业计算机通过开关量选择伺服控制模式为速度模式、位置模式或转矩模式运行, 运动控制卡根据工业计算机的命令产生脉冲序列, 脉冲个数受工业计算机控制。伺服电机为闭环反馈系统, 减速齿轮组由电机驱动, 输出端带动角度编码器作为位置检测, 角度编码器把转角坐标转换为比例电压反馈给控制线路板, 控制线路板将其与输入的控制脉冲信号比较, 产生纠正脉冲, 并驱动电机正向或反向转动, 使齿轮组的输出位置与期望值相符, 令纠正脉冲趋于为0, 从而达到使伺服电机精确定位的目的。
3 电气控制部分
伺服控制器接线包括电源输入端子、伺服电机输出端子、编码器信号连接插头、指令脉冲及输入输出信号端子等。工业计算机驱动外部开关量输出板卡, 伺服使能打开;通过伺服模式控制, 选择伺服控制模式;通过控制运动控制板卡发送脉冲信号, 驱动伺服电机旋转。编码器接口的编码器电源输出接到伺服电机所带的编码器上, 角度编码器串行信号接到运动控制器。角度编码器作为交流伺服电机系统的速度及位置传感器, 较高的响应速度, 较低的温度漂移, 较大的共模抑制比和较强的抗干扰能力是混合式光电编码器信号处理电路的基本要求。其基本接线图如图3所示。
伺服控制器电路设计过程中应充分考虑输入电源隔离、信号线屏蔽等问题。
4 伺服驱动系统
汽车转向试验台中输入驱动扭矩最大为50N.m, 转速最大为100r/min。能够以设定的速度、位置等模式进行工作;还可以对旋转过程的扭矩及角度进行采集。伺服驱动系统如下图所示, 主要由伺服电机、行星齿轮减速机、扭矩传感器、角度传感器、弹性联轴器等组成。可精确的以速度、位置、扭矩等模式运行, 并可根据自身扭矩传感器、角度传感器进行闭环控制, 集驱动、检测于一体。可广泛应用于需要实现高精度的传动定位的领域。如图4所示。
4.1 计算电机转速
伺服驱动系统动力源由伺服电机连接减速机实现, 所以伺服驱动系统的最大转速等于伺服电机额定转速除以减速机减速比, 系统额定输出扭矩等于伺服电机额定输出扭矩乘以减速机减速比, 所以选择伺服电机功率并配备合适减速比的减速机, 是得到系统要求的转速及扭矩的关键。
4.2 计算电机扭矩
我们要求输入驱动扭矩最大为50N.m, 而输入扭矩等于伺服电机额定输出扭矩乘以减速比。
所以我们选用额定输入扭矩接近2.5N.m的伺服电机。
4结论
随着人们对汽车零部件检测要求的提高, 一般的电机和液压马达传动已不能实现精密的运动控制。通过工业控制系统对伺服电机精确的闭环控制特性, 可以将伺服电机定转速、定位置和定扭矩的的控制特性更广泛的应用到汽车转向零部件的性能测试中。
摘要：随着汽车行业的飞速发展, 我国转向行业已形成一定规模, 逐渐达到较高水平并向经济规模型、科技创新型方向迈进;随之配套的我国汽车转向试验设备的水平也在飞速发展。汽车转向试验台在对汽车转向系统模拟试验的过程中需要稳定的旋转输入或者扭矩加载, 伺服电机以其稳定性好、精度高、快速响应性好等优点, 成为了汽车转向试验台的首选。
关键词：伺服电机应用,工业电气控制,汽车转向试验台
参考文献
[1]周建鹏, 黄虎, 严运兵.现代汽车性能检测技术[M].上海:上海科学技术出版社, 2009.
[2]黄岩.汽车检测技术的发展趋势[J].汽车维修与保养, 2004 (04) .
[3]薛迎成, 何坚强.工控机及组态控制技术原理与应用[M].北京:中国电力出版社, 2007 (03) .
转向试验 篇5
主销定位包括主销的角度定位和位置定位, 主销的角度定位即主销内倾角和主销后倾角, 主销的位置定位是主销在横向和纵向的偏移距, 通过主销的两个偏移距可以计算内倾拖距和后倾拖距。
悬架几何布置已知的情况下, 上述主销定位量可以通过几何关系计算得到, 但在没有悬架几何尺寸时, 或者在建立基于总成特性的模型时, 不需要知道悬架具体结构, 此时主销定位的计算是一个难点。
利用悬架K&C试验台的试验数据, 对主销定位进行了推导并计算。悬架K&C试验台可以进行轮跳加载, 侧向力纵向力加载, 以及回正力矩加载, 由于该试验台能够精确测量车轮的定位参数, 一般将转向几何等试验也放在该台架上进行, 利用ABD悬架试验台 (SPMM) 上的转向几何试验数据进行分析计算的。
1 主销后倾角初值
主销后倾角及主销内倾角的初值是根据汽车四轮定位的原理计算的[1]。主销后倾角的求解通过转向几何试验, 方向盘左右分别转某个角度 (图中以向左转为例) , 测量得到车轮外倾角的变化, 如图2所示, 黄色实线表示主销轴线, 红色实线是轮心到主销的垂线, 阴影为轮胎。a为左视图, b为正视图 (忽略主销内倾角对后倾角初值计算的影响) , 方向盘左转动时, 可以理解为车轮绕主销转动, 若车轮绕主销转动90度, 如图c所示, 车轮外倾角的变化等于主销后倾角初值, 四轮定位正是利用车轮外倾角随车轮转角变化规律计算主销后倾角。当车轮转动小角度时 (图2d) , 一般转10度, 利用下列公式计算主销后倾角初值, 为提高测量精度, 减少主销内倾角对主销后倾角测量的影响, 可采用相对测量法:
式 (1) 中β为主销后倾角, γ1, γ2为左右转动方向盘时车轮外倾角, δ1, δ2为左右转动方向盘时的车轮转角。
2 主销内倾角初值
主销内倾角初值也是通过转向几何试验计算得到的。图3中黄色实线表示主销, 红色实线表示轮心到主销的垂线, 蓝色实线表示车轮上的水平线, 阴影为轮胎。a为左视图, b为正视图 (忽略主销后倾角对内倾角初值计算的影响) , 方向盘左转动时, 可以理解为车轮绕主销转动, 若车轮绕主销转动90度, 如图c所示, 车轮上标注的水平虚线也发生转动, 该角度的变化与主销后倾角变化相同。当车轮转动小角度时 (图3d) , 利用下列公式计算主销内倾角初值, 为提高测量精度, 减少主销后倾角对主销内倾角测量的影响, 可采用相对测量法, 公式如下:
式 (2) 中φ为主销内倾角, β1, β2为左右转动方向盘时主销后倾角, δ1, δ2为左右转动方向盘时的车轮转角。
3 主销横向偏移距
主销横向偏移距 (Spindle Offset) 是轮心在正视图上到主销轴线的距离[2]。忽略各部件弹性及外倾角初值, 当车轮转动时, 轮心相对于主销运动的轨迹是一段圆弧, 如图4所示, 当车轮转角较小时, 轮心的纵向位移与弧长近似相等, 轮心纵向位移x随车轮转角α变化关系可以近似为x=l*α, l为主销横向偏移距在俯视图上的长度。图5是在K&C试验台上测量到的轮心纵向位移随车轮转角变化的曲线。
在正视图上, 内倾拖距y可以通过车轮半径r、主销内倾角φ计算得到, 公式如下:y=l-rtanφ。
4 主销纵向偏移距
车轮转动时, 轮心绕主销转动的圆心C, 如图6所示, 圆心C在车轴的前方时, 以左悬架为例, 车轮左转时侧向位移较大, 右转则较小, 可以用左右转动时轮心侧向位移的差值计算张开的角度θ。
首先尽量选择产生侧向位移大的一侧, 如图7中的红色实线所示, 左侧悬架选车轮左转的轨迹, 右侧悬架选车轮左转的轨迹, 这样引入的误差较小。计算以左侧悬架左转为例:
lcosθ-lcos (α1+θ) =Δ (3)
式 (3) 中, α1为车轮左转角度, Δ轮心侧向位移, 直接从图7的K&C报告中读取。角度θ计算公式:
式 (4) 中
对国产五款A级车及一款B级车进行计算得到:主销横向偏移距l在 (59.5～64.6) mm, 内倾拖距y在 (-10.2～-1.7) mm, 负值为主销穿地点在轮胎接地点外侧;主销纵向偏移距x在 (0.12～1.25) mm, 后倾拖距X在 (17.6～41.5) mm。
5 结论
该方法在悬架几何布置未知的情况下, 通过ABD悬架试验台 (SPMM) 测得的转向几何试验数据, 对主销轴线的角度和位置进行了分析和推导, 计算出主销内倾角、后倾角、主销横向偏移距以及纵向偏移距, 从而确定出主销轴线的角度和位置。因此悬架试验台上进行的转向几何试验不仅能计算阿克曼几何和转向传动比, 也可以计算主销轴线的角度和位置。
参考文献
[1]郑凌云.汽车转向轮定位参数的静态检测.公路与汽运, 2005; (1) :8—10
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[4] Matschinsky W.Road cehicle suspensions.London, UK:Profession-al Engineering Pub, 2000
[5] Pacejka H B.Tyre and vehicle Dynamics.Oxford:Butterworth-Heinemann, 2002
转向试验 篇6
市场上测试汽车转向器的试验台较少、控制精度较低、对真实路面的模拟还远远不够,体现在控制算法不能满足试验台的要求。目前国内外没有较为完整的PID控制算法的试验台,本文根据现有试验台出现的各种干扰和因素,设计有针对性的改进算法。工业控制器中大多数采用的是经典PID控制算法,不能满足试验台的要求。本文重点是针对加载曲线出现的给定值频繁升降、静差较大、多噪声信号等特性,提出了采用粒子群优化参数的复合PID控制算法。
1汽车转向器疲劳试验台组成
汽车转向器疲劳试验台的硬件结构由负载电机、 联轴器、传感器、汽车转向器、主动电机以及控制器组成,如图1所示。
负载电机通过联轴器1和传感器1相连,传感器1可以测出实际负载值反馈回控制器。传感器1通过联轴器2连接汽车转向器的一轴端。主动电机模拟人力方向盘,通过联轴器4连接传感器2,传感器2把真实主动力矩反馈回控制器。传感器2通过联轴器3连接汽车转向器的另一轴端。
2试验台整体模型
试验台的建模考虑到同步电机数学模型、扭矩传感器数学模型、SVPWM驱动数学模型、被动加载系统简化模型、联轴器数学模型以及助力电机数学模型, 总体的试验台传动图如图2所示。
3控制器中的复合算法
复复合合PID控控制制器器如如图图3所示,图中各参数如表1所示。
首先采用工程 整定方法 粗略地给 定PID参数Kp、Ki和Kd,再利用粒子群算法寻优得到最优PID参数。微分先行适用于给定值频繁升降的场所,避免了系统振荡,改善了系统的动态性能。图3中微分先行 D 为对其进行离散化:
其中:γ为参数,γ<1;Ts为采样时间;Td为微分时间常数;y(k)和y(k-1)为当次和 下一次反 馈前值; ud(k)和ud(k-1)为当次和下一次的微分输出。
积分环节会造成积分误差的积累,引入积分分离就是在误差过大时取消积分作用,当误差在允许范围内则启动积分,这样就可以消除大部分静差,提高控制精度。对积分环节进行离散化,则有:
其中:uPI(k)和uPI(k-1)为当次和下一次的比例积分拉氏反变换;kp为比例系数;e(k)和e(k-1)为当次和下一次的误差;Ti为积分时间常数;β为积分项的开关系数(当|e(k)|≤ε时,β=1;当|e(k)|>ε时,β=0;ε 为阀值)。
噪声对采集曲线的影响比较大,本文采用低通滤波器过滤有干扰的高频信号,通过改变滤波器参数τ来改变滤波的频率。图3中滤波器对应为滤波系数),对其离散化:
其中:yf(k)和yf(k-1)为当次和下一次经滤波后的反馈值。
4粒子群算法的设计
粒子群算法中每组PID参数变化率和参数的更新公式为:
其中:w为惯性因子;Vin(k)和Vin(k+1)分别为当代粒子移动速度和后一代粒子移动速度;c1和c2为学习因子;r1和r2为介于[0,1]之间的随机数;Xin(k)和Xin(k+1)分别为当 代粒子位 置、后一代粒 子位置; Pin(k)为粒子个体极值;Pgn(k)为粒子全局极值。
以上加速常数c1和c2分别用于控制粒子指向自身或邻域最佳位置的运动。相关文献建议φ=c1+c2≤ 4.0,通常取c1=0.3,c2=1.2。n为随机PID参数组数,n=50,本文计算中取惯性因子w=0.9。
5仿真结果
(1)当输入为带有高频干扰的方波信号时,分别得出经典PID和复合PID算法的仿真结果,如图4所示。
(2)把实验曲线加载到系统中的仿真结果如图5所示。
6结论
粒子群算法优化PID参数的特点是参数少、原理简单、收敛速度较快等特点。通过粒子群优化算法结合各类PID算法(微分先行PID控制算法、积分分离PID控制算法)和算法加载滤波器构成的复合算法,应用各类算法的优点,对疲劳试验台进行跟踪和仿真,与经典PID算法进行比较表明:复合算法可明显提高控制过程的精确度,加快了控制响应。
摘要：转向器试验台的加载曲线一般具有给定值频繁升降、静差较大、多噪声信号等特性。针对加载曲线的这些特征采用微分先行PID算法、积分分离PID算法和加载滤波器构成的复合算法来克服和改进以上出现的问题。采用粒子群优化算法(PSO)对PID参数优化,在线调整PID的参数,经带有复合算法优化算子的PID算法计算,获得控制量以控制转向器试验台向着用户加载的曲线运行。通过仿真证明控制效果良好、降低了系统的超调、提高了动态性能和稳态精度,达到了较高的工程应用价值。
转向试验 篇7
关键词：转向架,动力学,称重,龙门结构,参数测量
1 适用范围
本试验台主要用于新型货车转向架及新型地铁车辆转向架的几何尺寸和动力学参数的测量 (轨距1435mm, 固定轴距最大2420mm) 。可在该试验台上进行测试的项目包括:
1.1 转向架几何尺寸测量
(a) 心盘高度; (b) 旁承高度; (c) 转向架四角高度; (d) 两轴间距 (左右两侧) 。
1.2 动力学参数测量
(a) 转向架摩擦系数 (减震器相对摩擦系数) ; (b) 抗菱刚度; (c) 偏载及轮重。
2 设备主要技术参数
(a) 电源:AC380V;50Hz。
(b) 总额定功率:55k W。
(c) 外形尺寸:6480×5600×2210。
(d) 重量:42.6t。
(e) 几何尺寸测量精度:0.15mm。
(f) 液压伺服加载精度:0.05。
3 试验台的结构组成
试验台主要由龙门框架 (包括主、辅动力加载油缸和高度参数测量装置) 、称重活动平台 (4个) 、轮对升降装置、测量系统、控制系统和液压系统组成。
3.1 龙门框架
设备主机采用龙门式框架结构, 龙门架上横梁处安装有一个主加载油缸和两个辅助加载油缸, 用于模拟转向架的实际工作状况, 向被测转向架施加垂向载荷。龙门框架下横梁与设备底座连接, 承载加载时的作用力。
主加载油缸采用固定式安装结构, 辅助加载油缸的位置可以左右方向 (X轴) 移动调整, 辅助油缸的移动采用伺服电机驱动, 滚珠丝杠传动结构, 直线导轨承载导向, 主、辅加载油缸垂直加载 (Z轴) , 均采用伺服液压系统, 载荷的大小和加载的方式可根据工件工况要求通过软件进行任意设定, 主加载油缸最大加载力730k N, 两个辅助加载油缸最大加载力330k N。
龙门框架的左右立柱结构内侧各固定安装一条与龙门上横梁垂直的水平横梁, 两条水平横梁之间安装两条可以在轴距方向行走, 并与龙门上横梁平行的移动横梁, 移动横梁的走行采用伺服电机驱动 (Y轴) , 每条移动横梁上安装了可左右方向移动 (X轴) 的高级激光式测头。该测头用于转向架上平面设定点的高度测量, 在转向架空载及加载工况下均可以进行测试作业。
3.2 称重活动平台
本设备共配置了4个参数化称重活动平台, 每个称重活动平台除了可在水平方向前、后、左、右移动外, 还能作水平回转运动, 每一个称重活动平台在水平方向的相对位置都有相应的位移传感器进行数据采集;每一个称重活动平台的下方均装有称重传感器, 用于转向架轮重和偏载的检测。
参数化称重活动平台同时也是进行抗菱刚度测试时对轮对施加水平方向作用力的关键装置。在相对角的两个参数化称重平台上安装了作用方向相反的水平加载装置, 水平加载装置最大加载力:270k N。
3.3 轮对升降装置
轮对升降装置是一套液压驱动的机械举升机构, 在正常工作状态下, 若没有转向架的时候处于举升状态, 当被测转向架进入到预定工位, 举升机构下降, 直到轮对被车轮定位装置托举, 举升导轨与轮对完全脱开, 以便进行相关测试作业。
3.4 测量与控制系统
测量与控制系统作为设备的控制核心组成, 以工业计算机 (IPC) 为中心, 承担现场数据的采集、控制信号的发送、设备状态的监控以及数据的计算分析和管理。操作人员可以通过计算机人机界面进行各种测量工况的选择和设定, 可以对整个检测过程进行实时的监控, 系统最后自动生成符合相关规范要求的检测报告。
试验台的测试系统主要由力学传感器、位移传感器、信号调理设备以及带有数据采集卡的工业计算机等组成。通过对采集的原始数据进行相应处理, 输出最终所需的结果。
4 试验台的基本原理和工作方式
4.1 心盘高度、旁承高度及转向架四角高的测量方式
测量转向架各点高度, 采用激光测距仪从上往下照射到被测工件的测量部位, 系统通过计算得出被测部位到激光传感器之间的相对距离。根据不同的转向架型号, 可随时移动激光传感器的测量位置。
4.2 轴距、偏载及轮重的测量
在四个称重活动平台的下方分别安装有称重及位移传感器。举升装置缓慢下降, 当两条轮对开始脱离举升装置, 被定位机构托举时, 由于转向架自身的重量原因, 定位机构在托举轮对的同时会有一个自身位置的前后修正。当转向架完全落下, 此时系统自动读取称重活动平台下方位移传感器的值, 根据这几个位移值计算出当前转向架的轴距值。偏载和轮重的测量也是通过读取称重活动平台下方称重传感器的值计算得出。
4.3 转向架摩擦系数的测量
测试减振器相对摩擦系数时, 将转向架固定在平台上, 在心盘处施加垂向载荷。通过控制作用力的最大值来实现空车和重车工况。在加载过程中, 转向架的摇枕、侧架变形及轴箱橡胶垫的变形量相对于枕簧的挠度来说很小, 同时这些变形属于弹性变形范围, 所以对转向架的相对摩擦系数的影响可以忽略不计。通过作动器对摇枕施加一定的垂向力, 系统实时检测作用力的大小及在该作用力下摇枕的垂向位移, 绘制出摩擦减振器特性曲线。
4.4 抗菱刚度的测量
所谓抗菱刚度, 就是左右侧梁或侧架发生错动时受到的约束刚度, 是使两侧架前后错动而施加的剪切力矩与两侧架中心连线相对于原中心连线的转角 (转向架的菱形变位角) 之比。即K=Fb/θ。
测试抗菱刚度时, 先将被测转向架的摇枕对相对于地面固定, 前后轮对分别固定在四个称重活动平台上。然后系统发出指令, 控制布置在轨道两侧的两个水平加载作动器动作, 从对角两个方向推动称重活动平台沿水平方向运动, 使固定在平台上的轮对随称重活动平台一起横移, 转向架产生菱形变形。在测试时分段缓慢加载, 当系统处于平衡时进行数据采集。通过采集一侧侧架的横向位移和两个作动器的作用力, 可计算出转向架的菱形变位角θ和抗菱刚度。