铰接式自卸汽车

铰接式自卸汽车（精选5篇）

铰接式自卸汽车 篇1

0引言

铰接式自卸车 (ADT) 主要使用在矿山作业区等非公路地带, 承载能力在20 t～40 t, 最高车速接近45 km/h, 因具备良好的机动性和广泛的道路适应性受到各国的重视[1]。悬挂系统是ADT的重要组成部分之一, 其性能的好坏将直接影响车辆的行驶平顺性、操纵稳定性、车辆的使用率及维修成本等方面。由于自卸汽车负荷大, 路面冲击严重, 车辆的起动、制动和转向非常频繁, 行驶方向的主要纵向承载件U形架必须要具备足够的强度、刚度和良好的动态特性。本文针对全自主开发的铰接式自卸汽车悬架导向机构U形架[2], 运用有限元理论分析了前、中、后U形架在不同工况下的应力分布, 结果表明3种U形架均满足实际使用要求。

1几何模型

U形架几何模型和有限元分析均由I-DEAS软件完成, 省去了与其他软件配合模型转换所带来的麻烦[3]。有限元模型要尽量保留原实体结构的细节, 但为便于有限元计算要尽量减少模型节点数量, 避免不必要的浪费。简化方法如下:①忽略局部小圆角、小凸台;②以倒斜角取代倒圆角;③忽略不重要区域的小孔及小尺寸细节结构[4]。简化后的前、中、后U形架几何模型如图1所示。

1—U形架球铰连接板;2—侧梁;3—拉板

2单元选择与网格划分

U形架的球铰连接板为厚40 mm的钢板, 采用10节点四面体Solid (实体) 单元模拟, U形架的侧梁采用4节点四边形Thin Shell (板壳) 单元模拟。前、中、后U形架划分网格后的有限元模型如图2所示。前U形架模型中共有34 598个节点, 10 936个单元;中U形架模型中共有36 874个节点, 11 486个单元;后U形架模型中共有31 280个节点, 10 043个单元。有限元分析时, U形架的材料选为16Mn, 匀质材料且各向同性, 该材料服从Von Mises屈服准则, 弹性模量为210 GPa, 泊松比为0.3, 屈服极限为355 MPa[5]。

3工况分析与约束条件

3.1 模型约束条件

在有限元计算中, 实际工况下的强度计算处理边界条件要考虑与U形架相连接的车桥的受力。在计算中, 桥壳须保持受力平衡, 前U形架和中U形架的约束基本相同:①对U形架铰接盘X、Y方向施加移动约束;②U形架与车桥通过螺栓装配, 在立板处施加X、Y、Z的移动约束和X、Y的转动约束。后U形架的约束为:①对U形架铰接盘X、Y、Z方向施加移动约束;②U形架与车桥通过螺栓装配, 在立板处施加X、Y的移动约束和X、Y的转动约束。

3.2 工况分析

铰接式自卸车在实际行驶中作业环境恶劣, 工况极其复杂[6], 选取起动、单侧车轮受力 (路面不平) 和制动3种工况分别对前、中、后U形架进行应力分析。悬架系统中的U形架主要传递纵向力及部分垂直力, 因为U形架都是以铰接的方式与车架连接, 侧向几乎不受力。U形架拉板与车桥为固定连接, 起动或制动转矩通过车桥直接传递给车轮。起动工况时, 两侧车轮对前、中、后U形架施加向前的驱动力, 其中前U形架受拉力, 中、后U形架受推力;单侧车轮受力的极限工况时, 考虑右后方的车轮完全离地, 前、中U形架分别受到每侧车轮施加的驱动力, 因右侧车轮离开地面不受力, 左侧车轮承受全部载荷, 全部的纵向载荷施加在后U形架左侧拉板;制动工况时, 每侧车轮对三U形架有向后的拉力, 各U形架受力方向与起动工况时相反。根据上述3种工况, 计算得到的各载荷见表1。

4结果分析

4.1 前U形架模型在3种工况下的应力和变形

图3为前U形架在3种工况下的等效应力云图。在起动极限工况下的最大应力为103 MPa, 前U形架的主要截面应力为46 MPa～78 MPa, 最大位移为0.503 mm。单侧车轮受力工况下, 最大应力206 MPa, 主要截面应力为87 MPa～91.2 MPa, 最大位移1.01 mm。制动极限工况下, 最大应力164 MPa, 主要截面应力为58.6 MPa～73.7 MPa之间, 最大位移0.806 mm。从3种工况应力云图得到, 危险截面在前U形架球铰连接板及与U形架上、下焊接处。

4.2 中U形架模型在3种工况下的应力和变形

图4为中U形架在3种工况下等效应力云图。在起动极限工况下的最大应力63.3 MPa, 中U形架的主要截面应力为18 MPa～37.8 MPa, 最大位移为1.4 mm。单侧车轮受力工况下, 最大应力80.5 MPa, 主要截面应力为21.7 MPa～41.2 MPa, 最大位移1.78 mm。制动极限工况时最大应力88.2 MPa, 主要截面应力为25.6 MPa～43.6 MPa, 最大位移1.95 mm。从3种工况应力云图得到, 危险截面在中U形架球铰连接板与拉板处。

4.3 后U形架模型在3种工况下的应力和变形

图5为后U形架在3种工况下的等效应力云图。在起动极限工况下的最大应力174 MPa, 后U形架的主要截面应力为60 MPa～87.8 MPa, 最大位移为0.758 mm。单侧车轮受力工况下, 最大应力112 MPa, 主要截面应力为50.7 MPa～80.2 MPa, 最大位移为0.503 mm。制动极限工况时最大应力130 MPa, 主要截面应力为64.6 MPa～85.6 MPa, 最大位移为0.584 mm。从3种工况应力云图得到, 危险截面在后U形架球铰连接板与拉板处。

5结论

根据对前、中、后U形架3种工况的应力分析, 得出在各个工况下, 最大应力区域都在U形架球铰连接板和拉板处。U形架无明显变形, 在排除有限元模型中边界条件简化和结构细节简化等因素的情况下, 最大应力值和最大应力位置合理。计算结果表明, 所设计铰接式自卸汽车悬架前、中、后U形架的强度和刚度较好, 完全满足使用要求, 可以进一步对其结构进行动态优化设计, 在应力允许的范围内优化U形架构件的厚度, 实现其轻量化。

摘要：应用I-DEAS软件建立了自卸汽车U形架有限元模型, 根据悬架系统的装配关系与U形架的受力特征确定了U形架的边界约束条件。应用有限元理论求解得到U形架分别在整车急加速、急减速、正常行驶单侧受力等极限工况时的应力大小及分布规律。分析结果表明, 最大应力区域都在球铰连接板和拉板处, U形架无明显变形, 验证了U形架结构设计合理, 满足使用要求。

关键词：铰接式自卸汽车,有限元法,U形架

参考文献

[1]葛恒安.国内外铰接式自卸车的发展概况[J].建筑机械, 2003 (4) :7-9.

[2]郭志军, 闵海涛, 范东林, 等.一种铰接式自卸汽车底盘:中国, B62D53/04[P].2008-04-16.

[3]陈焕明, 刘大维, 严天一.后悬架拖拽开裂有限元分析[J].现代技术与装备, 2006 (2) :23-24.

[4]潘孝勇, 柴国钟, 刘飞, 等.悬置支架的优化设计与疲劳寿命分析[J].汽车工程, 2007, 29 (4) :341-345.

[5]王继新, 赫万军, 杨芙蓉, 等.矿用自卸车A形架有限元分析[J].矿山机械, 2008 (17) :37-40.

[6]范东林, 郭志军, 田朝阳, 等.铰接式车架的动态特性分析[J].河南科技大学学报 (自然科学版) , 2008, 29 (6) :26-27.

铰接式自卸汽车 篇2

关键词：集中质量模型,虚拟样机,仿真,平顺性

0 引言

目前,人们在平顺性研究方面积累了大量的研究方法。总的来讲,分为两大类:实验研究方法和理论研究方法。本文根据问题的主次因素,对振动系统进行了适当的简化,建立了非线性多刚体集中质量车辆振动系统模型。在多体动力学软件Adams环境中,以车身垂向加速度均方根值、悬架动挠度和轮胎动载荷为平顺性评价指标,对样机进行仿真试验。

1 时域路面激励的生成

以往对车辆系统各响应物理量进行计算分析时,往往采用路面输入的频域描述形式,对于多自由度复杂非线性悬架系统进行研究时,只能在时域范围内求其响应,此时频域描述就会受到很大制约。本文所建立的非线性动力学模型只有在时域路面激励下才能求出其振动响应特性,因此合理构建路面激励文件是进行平顺性建模和仿真的首要条件。本文采用正弦波叠加法来生成时域路面。

1.1 路面不平度功率谱密度

通常把路面相对基准平面的高度q与沿道路走向长度I的变化q(I)称为路面纵断面曲线或不平度函数,如图1所示。作为车辆振动输入的路面不平度,主要采用路面功率谱密度描述其统计特性。GB 7031《车辆振动输入—路面平度表示》和ISO/TC 1098/SC2N67《路面不平度表示方法草案》建议路面功率谱密度Gq(n)用下式作为拟合表达式

Gq(n)=Gq(n0)(n/n0)-W (1)

式中,n为空间频率(m-1);n0为参考空间频率,n0=0.1m-1; Gq(n0)为参考空间下的路面功率谱密度值,称为路面不平度系数,单位为m2/m-1=m3;w为频率指数。

当汽车以一定的车速u(m/s)驶过空间频率为n(单位为m-1)的路面不度时,输入的时间频率f(单位为s-1)、圆频率ω与空间频率n以及车速u之间有如下关系式:

f=un; ω=2π×un

由上述关系式,根据功率谱密度的物理意义及式(1)可推导得到时间功率谱密度和路面圆频率功率谱密度如式(2)、式(3)所示。

Gq(f)=Gq(n0)nundefinedu/f2 (2)

Gq(ω)=2πGq(n0)nundefinedu/ω2 (3)

1.2 正弦波叠加生成随机路面

本文用随机正弦波叠加算法来生成随机路面不平度,假设已知在时间频率f1

undefined

式中θi为[0,2π]上均匀分布的随机数;对上式两边同时求导,即可得路面随机速度的输入,

undefined

当区间划分足够细密即n取得足够大的时候,由式(5)生成的时域路面随机位移输入的频率特征与给定的路面谱是一致的。因此,ZG(t)可代表当前车速和路面条件下的路面随机输入,undefined可代表当前车速和路面条件下的路面随机速度输入。

1.3 标准路面的数值模拟

本文仿真采用GB C级路面。选取以下参数来生成GB C级随机路面:

Gq(n0)=256×10-6m3, n0=0.1m-1, V=20km/h, f=[0.4,40]Hz,Δt=0.001s; T=35s。Δt为生成时域路面的时间间隔,T为总的采样时间。将以上参数值代入到式(4),得到GB C级路面车速为40km/h时的随机路面。图2为标准GB C级路面、车速为40km/h随机路面不平度曲线。

2 车辆集中质量模型及其仿真

2.1 车辆集中质量模型

汽车振动的成因比较复杂,不仅路面激励会引起车体的振动,而且汽车发动机以及传动系同样会引起车辆振动。本文所建立的平面整车模型基于如下简化假设:

a) 前、中、后悬的悬挂分布质量和非悬挂分布质量分别由集中质量代替。各部分分布质量简化成10个有集中质量的刚体;

b) 假设车架、车身的刚度足够大,车架弹性引起的各阶振型可以不予考虑;

c) 前悬架弹性元件的刚度简化成位移的一次和三次函数,阻尼为速度的一次函数;拉伸和压缩行程阻尼系数不同;

d) 后悬架橡胶复合弹簧刚度简化成位移的一次和三次函数,阻尼为速度的一次函数,拉伸和压缩行程具有相同的阻尼系数;

e) 忽略轮胎非线性的影响,轮胎简化成线性弹性元件和线性阻尼元件;

f) 由于座椅质量与驾驶室相比较小,因此整车模型中不考虑座椅对驾驶室的影响;

g) 假设车辆行走路线为直线,左右车辆经过的路面相同。

基于以上的假设,依据车辆的实际结构尺寸和满载时的质量建立了如图3所示的CAD模型,模型由驾驶室、前车身、后车身、前非悬挂质量、中非悬挂质量、后非悬挂质量、铰接体、左平衡梁、右平衡梁和地面等10个集中质量的刚体组成。整车集中质量的拓扑关系如图4所示。

模拟仿真必须给系统一定约束,根据自卸车各部件之间实际的约束关系在ADAMS/View中对该车各刚体施加约束和连接,其中铰接体和前/后车架之间分别用一个转动副、一个圆柱副和一个碰撞副连接,对于整车中使用柔性连接的部件,采用衬套力(bushing)模拟,bushing通过定义连接处的连接刚度、阻尼和预载,计算出两构件之间的柔性力,来表达两构件的空间柔性连接。AD250集中质量多体系统中使用轴套力连接的部位共有18处:前车身和驾驶室之间用4个衬套力模拟,前悬质量和前车架用两个衬套力模拟,后车身和左右平衡量之间各用1个衬套力模拟,中悬质量和左右平衡梁之间分别用1个衬套力模拟中,地面和前、中、后悬质量之间分别用2个衬套力模拟。以前的学者所建立的模型多数是将前后车身看作1个刚体,或者将前后车身之间用1个平行于车身轴线的转动副来约束。这些做法对铰接式工程车辆的铰接体部分做了比较大的简化。本文所建的模型中,在铰接体位置用1个平行于车身轴线的转动副,1个竖直方向的圆柱副和1个碰撞副来模拟,这样的就和铰接车辆的真实情况更加接近。

2.2 仿真与分析

依据试验有关试验数据确定满载时系统的质量、刚度和阻尼参数,如表1所示:

在GB_C级道路、车速40km/h、25t载荷时工况下进行仿真,驾驶室底板的动态响应特性如图5所示,加速度均方根为1.2559m/s2,试验值为1.2019 m/s2,相对误差为4.49%。现用参数满足了工程仿真的需要。前悬架动绕度动态响应特性如图6所示。前悬动挠度幅值在±10mm之间。前轮相对动载荷动态响应如图7,最大值为16.4%,没有超过1/3,保证了车辆行驶时的操纵稳定性。

按车辆行驶平顺性标准来看,试验结果与仿真结果都表明由于悬架各部分刚度值偏大导致驾驶室的振动加速度值偏大,需要进行优化设计以得到悬架许用范围内更为理想的非线性刚度曲线和非对称阻尼特性,以改进整车橡胶悬架的减振特性。

3 结束语

本文采用集中质量模型建立某铰接式工程车辆的虚拟样机模型,铰接体与前后车身用一平行于车身轴线的转动副,一个竖直方向的圆柱副和一个碰撞副来模拟。使用Adams软件对样机进行平顺性仿真分析,仿真结果与试验结果非常接近。也验证了仿真方法可行,仿真模型可靠。因此可用该模型对确定激励下铰接式自卸车的响应进行整车动力学分析和参数优化设计。

参考文献

[1]陈楠,汽车振动与噪声[M].南京:南京大学出版社,2006.

[2]余志生,汽车理论[M].3版.北京:机械工业出版社,1990.

[3]袁士杰,吕哲勤编著.多刚体系统动力学[M].北京:北京理工大学出版社,1996.

[4]李军,刑俊文,覃文浩.ADAMS实例教程[M].北京:北京理工大学出版社,2002.

[5]郑建荣.ADAMS虚拟样机技术入门与提高[M].北京:机械工业出版社,2002.

[6]许志华.铰接式自卸车橡胶悬架系统多体动力学分析、试验研究与优化[D].南京:东南大学,2005.

铰接式自卸汽车 篇3

铰接式自卸车 (ADT) 是一种用于采矿业、水电工程、铁路工程和机场等不同行业工程项目的工程车辆, 可在恶劣天气及空间限制条件下作业。目前国外铰接式自卸车悬挂系统广泛采用的结构有橡胶悬挂、油气悬挂和空气弹簧悬挂3种结构形式, 而油气悬挂系统以其良好的非线性特性、行驶平顺性以及操作安全性, 被广泛应用于矿山车辆。国内外的ADT悬挂系统已由早期的刚性悬挂系统发展到非独立、独立的被动悬挂系统, 被动式悬挂不能兼顾行驶平顺性、操纵稳定性两种性能及各种不同工况的需要, 高性能的半主动和主动悬挂系统受到国内外的青睐, 但目前研究半主动控制铰接车悬挂系统的文献比较少。

Worden较为系统地介绍了单缸式油气弹簧的参数化和非参数化建模方法, 分析了相关因素对系统外特性的影响规律, 从而为油气弹簧的设计提供参考[1];周德成等[2]对矿用自卸车油气悬挂系统进行了动力学仿真与试验研究, 并运用神经网络方法建立了油气弹簧的数学模型。

本文针对某铰接式自卸车转向时出现的前桥侧倾现象, 设计了新型的油气悬挂抗侧倾系统, 结合理论分析和模糊控制理论实现半主动悬挂系统的实践应用。

1 系统的结构形式及工作原理

铰接式自卸车结构如图1所示, 通过铰接体5使前桥与中后桥铰接, 使前后车架可以绕两个相互垂直的轴 (垂直地面方向和沿车架纵轴方向) 相互转动, 将油气悬挂缸置于前桥悬挂3中, 显著地提高了驾驶员的操作舒适性及安全稳定性。

1.发动机罩总成2.驾驶室总成3.前油气悬挂总成4.排气系统装置5.铰接体6.车厢倾斜机构总成7.中桥总成8.车厢装置总成9.后桥总成

油气悬挂系统原理如图2所示, 该油气悬挂系统具有传统的连通式油气悬挂的优点, 根据油气悬挂的变刚度、变阻尼特点, 将单向阀3、9, 阻尼阀2、8设在悬挂缸外部, 易于实现悬挂的半主动控制[3]。阻尼的大小根据路面不平度随时调整, 使车辆的平顺性、操纵安全性同时得到提高, 达到最佳匹配。

油气悬挂系统软件工作过程如下:在正常直线行驶状态下, 阻尼调节模块中的比例节流阀4、7断电处于常通位置, 两侧油气悬挂缸5、6处于连通式, 连通式油气悬挂在车桥两侧的载荷发生变化时, 油液在液压缸的大腔和小腔之间相互补偿, 油液在压差的作用下往复通过阻尼阀孔和单向阀孔消耗能量, 能有效地衰减振动, 使车身快速趋于平稳。当车辆在不平路面行驶或转弯时, 车辆向一侧倾斜引起载荷发生变化, 油缸大腔的压力增大, 活塞向下移动, 同时压力传到另一侧油缸的小腔, 使该缸的活塞也向下移动, 保持了车桥两端悬挂油缸行程同方向变化, 从而减小了车辆的侧倾角, 为了进一步提高车辆的侧倾刚度, 保证车辆在复杂路面及较高行驶速度下的稳定性, 提高系统的响应速度, 当车辆在某一速度下行驶且进行转向时, 比例节流阀在控制电流的作用下阀芯实现节流, 从而左右阻尼调节模块的阻尼值按控制算法变化, 使转向时阻尼增大, 抑制悬挂受压变形。油气悬挂系统软件控制流程如图3所示。

1.10.蓄能器2、8.阻尼阀3、9.单向阀4、7.比例节流阀5、6.悬挂缸

2 油气悬挂非线性数学模型的建立

由气体方程有:

蓄能器1连续性方程 (气体) 如下:

式中, γ为绝热指数, 绝热过程为1.4, 等温过程取1;Ea为气体容积弹性模数, Ea=γpa;βa为气体压缩系数;p、V、Q分别为蓄能器1中气体压力、容积、流量;pa、Va为蓄能器1的稳态值。

通过阻尼阀2、单向阀3的流量为

式中, Ee为油液的有效体积弹性模量;x、x′分别为悬挂缸5、6杆筒位移;V1a、V2a分别为悬挂静平衡时, 悬挂缸5的无杆腔和悬挂缸6的有杆腔容积;p2为悬挂缸5无杆腔压力, Pa;A1为悬挂缸5无杆腔作用面积, m2;A2为悬挂缸5有杆腔作用面积, m2。

经过单向阀3、阻尼阀2的压力变化为

式中, ρ为油液密度;Aa为阻尼阀2的等效面积;Ab为单向阀3的等效面积;p1为比例节流阀4的出口压力;Cd为流量系数。

经过比例节流阀4的流量连续性方程为

式中, Cd1为阀的流量系数;Ax为阀的作用面积。

悬挂缸5杆筒受力平衡方程为

式中, m为悬挂缸质量;F为激励作用下的悬挂缸杆筒输出作用力, 向上为正, N;p′2为悬挂缸6无杆腔压力, Pa;Ff为活塞组件与缸筒之间的摩擦力, N。

同理, 蓄能器10的连续性方程如下:

p′、V′、Q′分别为蓄能器10中气体压力、容积、流量;p′a、V′a分别为蓄能器10的稳态值。

通过阻尼阀8、单向阀9的流量为

式中, V′1a、V′2a分别为悬挂静平衡时, 悬挂缸6的无杆腔和悬挂缸5的有杆腔容积。

经过阻尼阀8、单向阀9的压力变化为

式中, A′a为阻尼阀8的等效面积, 其他参数同上。

经过比例节流阀4的流量连续性方程为

式中, A′x为阀的作用面积, 其他参数同上。

悬挂缸6杆筒受力平衡方程为

式中, 各参数意义同前。

在抗侧倾控制中, 通过调节比例节流阀使两侧悬挂缸杆筒的位移相等, 即

式 (1) ~式 (13) 建立了复杂的半主动油气悬挂数学模型, 从式中可以看出悬挂缸输出的作用力与活塞杆筒的位移成非线性关系, 与速度没有任何关系, 只与油气悬挂系统的结构参数有关, 即蓄能器的初始充气压力和体积、阻尼的直径、单向阀的直径等。

3 半主动油气悬挂系统特性分析

根据所建立的数学模型, 对此油气悬挂系统特性进行定量分析, 选用蓄能器容积为3.5L, 初始充气压力为2.1 MPa, 采用阻尼孔直径为4mm, 借助于MATLAB数值与图形处理功能对系统特性进行分析。

3.1 刚度特性分析

刚度特性是指活塞杆上所受的弹性力 (不包含阻尼力) 与活塞相对于液压缸行程的关系[4]。油气悬挂系统刚度特性曲线如图4所示, 对刚度特性曲线求导即得刚度系数曲线, 如图5所示。图4中活塞杆上所受的弹性力 (或阻尼力) 受压为“+”, 受拉为“-”。悬挂缸筒相对于活塞杆筒以平衡位置为起点, 向下位移为“-”, 向上位移为“+”。从图4、图5中可以看出油气悬挂的刚度特性主要表现在悬挂缸的压缩行程, 而在相应的拉伸行程表现不明显。

3.2 阻尼特性分析

阻尼特性是指活塞杆上所受的阻尼力 (不包含弹性力) 与活塞相对于液压缸速度的关系, 液压缸拉伸行程时速度为“-”, 压缩行程时速度为“+”, 系统的阻尼特性曲线如图6所示。

阻尼系数是阻尼力随激振信号速度的变化率, 它反映了油气悬挂的阻尼特性, 对油气悬挂的阻尼特性图求导数可得其阻尼系数, 如图7所示。从图7中可以看出, 油气悬挂的阻尼力在复原行程比较小且变化缓慢, 而在拉伸行程比较大且变化快, 说明油气悬挂的阻尼特性主要表现在车架相对于车桥的拉伸行程, 而在相应的压缩行程表现不明显。

3.3 示功图

示功图是油气悬架外特性的组成之一。示功图是指油气悬架在做往复运动的一个整周期中阻尼力与油气悬架悬挂缸与活塞相对位移的对应关系曲线, 它所包围的面积表示油气悬架运行一周期所消耗的振动系统能量, 反映了油气悬架耗能和消减车辆振动的性能[5], 如图8所示。

影响油气悬挂特性的因素很多, 如激振信号的形式, 阻尼的直径、数量, 蓄能器的初始充气压力和体积以及液压缸的直径等[6]。根据现场试验得出的一些初始参数, 并以此为依据进一步进行仿真分析得出以上曲线图, 由这些图可以看出, 在非侧倾调节状态下, 油气悬挂的特性基本符合矿车用减振系统的基本特性要求。在压缩行程中阻尼力要小, 系统的弹性力起主要作用, 以缓和来自地面的冲击振动, 充分发挥弹性元件的作用;拉伸行程的阻尼力要大, 以便迅速衰减振动。油气悬挂的示功图是连续的、平滑的、稳定的和完整的, 说明油气悬挂的设计基本合理、工作正常、性能基本稳定。

4 模糊控制抗侧倾设计

4.1 模糊控制抗侧倾原理

转向时, 由于离心力的作用使左右载荷发生转移, 同时在离心力力矩的作用下左右悬挂发生较大变形, 会使车体倾斜并向外侧翻转[7]。系统通电后进行自检, 自检无误后, 采集当前车速与转向信号, 当车速或转向信号小于设定值时, 不进行抗侧倾的控制。此时控制器采集转向角和车速信号, 通过内置的模糊控制算法, 计算出左右阻尼的调节值, 通过控制左右阻尼模块的比例节流阀实现阻尼的调节, 从而抑制悬挂变形。

为了实现控制的精准性, 将前桥上配置倾角传感器用于测量动态侧倾角。利用倾角传感器可以进行更精准的闭环控制, 同时可将当前侧倾情况通过显示器显示, 对驾驶员进行警示[8]。图9为油气悬挂系统控制的实物原理图。

以车身侧倾角度为控制目标设计了模糊控制器, 在减小高速行驶转弯情况下车身侧倾角度的同时, 改善了车辆的乘坐舒适性和平稳性。以车身侧倾角和侧倾角的变化率作为模糊控制器的输入, 通过模糊运算、模糊判决来调整控制量的输出, 以控制电比例节流阀的电流, 使电比例节流阀按照模糊控制算法进行调节, 从而调整悬挂的阻尼力, 达到调节悬挂缸侧倾角度的目的。

模糊控制原理如图10所示[9]。其中r为期望车身侧倾角, e为期望车身侧倾角与实际测倾角之差, 为车身侧倾角变化率, E为模糊化后的车身侧倾角, EC为模糊化后的车身侧倾角变化率, U为模糊输出电压, u为实际输出电压, θ为实际输出侧倾角度。

4.2 隶属度函数确定

选取车身侧倾角θ和设定值r=0之间的差值e=0-θ和车身侧倾角速度与设定值0之间的差为模糊控制器的输入语言变量, 输出电压为输出语言变量。输入变量和输出变量均采用灵敏度较高的三角函数, 变量等级是7级。输入变量论域定义为{-6, -5, -4, -3, -2, -1, 0, 1, 2, 3, 4, 5, 6}, 变化范围分别为[-8, 8]、[-20, 20], 输出变量的论域为{-3, -2, -1, 0, 1, 2, 3, 4, 5, 6}, 对应的输出电压范围是0~10V。

4.3 模糊控制规则表

本文将侧倾角度及侧倾角速度作为模糊控制器的输入, 通过输出的电压值来调节最终的阻尼大小[10]。当侧倾角度为负大 (NB) 时, 若侧倾角速度为负大 (NB) , 这时侧倾角度有增大的趋势, 为尽快消除已有的负大误差并抑制侧倾角度继续变大, 输出量的变化取正大即增大电压的输出从而增大阻尼值。在上述思想下, 建立的模糊控制规则如表1所示。

4.4 解模糊化

根据上述控制规则, 经过模糊推理和模糊判决, 将输出的控制量进行解模糊化取得精确量以计算输出控制量。解模糊化采用重心法。

4.5 仿真模型的建立

建立AMESim模型, 并将此部分模型进行系统编译后转化为Simulink中常用的S函数形式, 实现与Simulink的联合, 再利用Simulink中的fuzzy工具箱中的模糊控制器 (fuzzy logic controller) 搭建系统的仿真模型, 如图11所示。其中对AMESim模型中的某一悬挂缸施加正弦激励信号, 将两侧悬挂缸瞬时行程的差值转化为侧倾角度作为输出信号。仿真结果如图12中的虚线所示。

5 现场试验验证

为了验证抗侧倾控制的效果, 在某一随机路面工况下进行了车速为20km/h的90°弯转向实车道路试验, 得到如图12所示的实线, 从图12中点线可以看出非模糊控制作用下的悬挂系统侧倾角度在转向瞬间幅值达到了8°, 并且响应速度较慢, 实施模糊控制后侧倾角度控制在3°以内, 有效抑制了系统的超调, 提高了系统的稳定性和响应速度。

参考文献

[1]Lee K.Numerical Modeling for the Hydraulic Performance Prediction of Automotive Monotube Dampers[J].Vehicle System Dynamics, 1997, 28:25-39.

[2]周德成, 王国强, 国香恩, 等.神经网络技术在油气悬挂缸输出力特性预测中的应用[J].煤矿机械, 2004 (3) :113-115.Zhou Desheng, Wang Guoqiang, Guo Xiangen, et al.Non-parametric Modeling of Hydro-pneumatic Cylinder Based on Neural Network[J].Coal Mine Machinery, 2004 (3) :113-115.

[3]梁经芝, 冯付勇, 龙振新.一种新型的半主动油气悬挂研究[J].车辆与动力技术, 2005 (3) :56-58.Liang Jingzhi, Feng Fuyong, Long Zhenxin.A Research of a New Semi-active Hydro-pneumatic Suspension[J].Vehicle&Power Technology, 2005 (3) :56-58.

[4]封士彩.油气悬挂非线性数学模型及性能特性的研究[J].中国公路学报, 2002, 15 (3) :122-126.Feng Shicai.Research on Nonlinear Mathematical Model and Performance in Hydro-pneumatic Suspension[J].China Journal of Highway and Transport, 2002, 15 (3) :122-126.

[5]Lu Shaobo, Li Yinong, Zhao Shuen, et al.Integrated Control of Vehicle Suspension and Steeting Systems Based on Grey Fuzzy Control Algorithm[C]//Proceedings of ICMEM2007International Conference on Mechanical Engineering and Mechanics.Wuxi, 2007:241-245.

[6]刘志强.车辆油气悬挂系统动力学研究[D].哈尔滨:哈尔滨工程大学, 2011.

[7]赵鑫.基于悬架阻尼调节的轻型车侧倾控制研究[D].长春:吉林大学, 2011.

[8]Zhao Jingyi, Guo Rui, Wang Zhiyong.The Developing of Independent Suspension and Its Electro-hydraulic Control System of Heavy Platform Vehicle[J].Journal of Northeastern University (Natural Science) , 2008, 29 (S2) :237-240.

[9]王东亮, 管继富, 王文瑞.半主动油气悬架系统模糊控制[J].农业机械学报, 2009, 40 (4) :23-26.Wang Dongliang, Guan Jifu, Wang Wenrui.Fuzzy Control System for Semi-active Hydro-pneumatic Suspension[J].Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2009, 40 (4) :23-26.

矿井铰接式车辆转向特性分析 篇4

铰接转向的结构特点是车架不是一个整体,是由前后两个或几个单独的车架组成,通过液压油缸作用使前、后车架相对偏转来达到转向目的。铰接式车辆以其转弯半径小、在松软地面上曲线行驶时仍能获得较大的牵引力等诸多优点非常适合在环境较差的条件下使用。

目前对铰接式车辆在转向过程中各力的理论计算方法已经有很多,但都或多或少存在一些不足,本文在此基础上通过分析受力给出了新的计算公式,并以笔者设计的煤矿设备搬运车为例,对影响铰接式车辆转向的因素作了进一步分析,并给出了油缸与车架铰接点的优化方案。

1 铰接式车辆转向过程的力学分析

1.1 受力分析

图1为原地转向时铰接式车辆的力学模型(假设原地转向时只有前轮参与运动)。其中,θ为转向角(即前后机架中心线的夹角),N1、N2、N3、N4分别为每个车轮受的正压力,G1、G2分别为前、后机架的重量,F1、F2、F3、F4分别为车轮所受的滚动阻力,S1、S2分别为前、后机架所受的侧滑力,P1、P2、P3、P4分别为液压油缸作用力(假设|P1|=|P2|=|P3|=|P4|=P,方向见图1),M1、M2、M3、M4分别为各车轮原地转向阻力矩,O为前后车架中间铰接点,E为转向瞬时中心,r为转向瞬时半径。

车辆原地转向时所受的阻力矩为行驶时阻力矩的2倍～3倍,因此以原地转向为例进行分析。

1.2 各力的计算

根据文献[2]给出的计算方法,经过推导得出了各轮所受正压力的计算公式:

undefined

文献[3]通过分析受力给出了转向阻力矩的计算方法,即:

undefined。 (1)

其中:A=cosβ1-cosβ2;B=sinβ1-sinβ2,β1、β2分别为车辆转向时内、外侧油缸与前车中心线的夹角,逆时针为正,顺时针为负。但该公式推导不到位,为此本文在分析受力的基础上,给出了新的计算公式:

M0=M1+M2+(F1+F2)B1+S1×L1 。

其中:undefined。

2 各物理量对铰接式车辆转向的影响趋势分析

2.1 影响铰接式车辆转向的物理量

由式(1)可知影响铰接式车辆转向性能的物理量有前、后机架的重量G1、G2及重心位置(用重心相对于车轮轴中心的距离C1、C2来表示),前、后车轮轴中心距铰接中心的距离L1、L2,前轮轮距B1,油缸与机架铰接点的位置、转向角等,下面对各物理量的影响逐一进行分析。

2.2 各物理量对铰接式车辆转向的影响趋势分析

2.2.1 前、后机架的重量及其位置的影响

为了研究前、后机架的重量及其位置对转向阻力矩的影响,假设G1i、G2i、C1i、C2i分别按以下关系变化:G1i=G1×(1+i×10%),G2i=G2×(1+i×10%),C1i=C1×(1+i×50%),C2i=C2×(1+i×50%),i=1,2,3,4(C1i、C2i在前后车轮轴之间取正值,相反取负值)。前、后机架的重量及其位置与转向阻力矩的关系分别见图2、图3。

由图2、图3可知,前、后机架重量和前、后机架重心位置与转向阻力矩之间满足线性关系。G1、G2的增加对M(G1)、M(G2)的变化趋势无影响,M(G1)>M(G2),所以G1对M(G1)的影响大于G2对M(G2)的影响,且随着G1、G2的增加M(G1)、M(G2)也在增加。C1、C2的增加对M(C1)、M(C2)的变化趋势无影响,但随着C1的增加M(C1)在减小,而随着C2的增加M(C2)在增大。

2.2.2 前、后车轮轴中心距铰接中心的距离的影响

同理假设L1i=L1×(1-i×25%),L2i=L2×(1-i×25%),i=1,2,3,4。前、后车轮轴中心距铰接中心的距离与阻力矩的关系见图4。

由Excel拟合可得M(L1)=-12.025L1+131 989,即前车轮轴中心距铰接中心的距离与转向阻力矩之间成线性关系,L1的变化对M(L1)的变化趋势无影响,且随着L1的增加M(L1)在减小;而M(L2)=0.011 4L22-87.802L2+197 098,随后车轮轴中心距铰接中心的距离与转向阻力矩之间成二次方关系,且当L2=3.851 m时M(L2)取得极小值,L2在M(L2)极小值左侧M(L2)成减函数,L2在M(L2)极小值右侧M(L2)成增函数。

2.2.3 前轮轮距的影响

同理假设B1i=B1×(1-i×5%),i=1,2,3,4。前轮轮距与转向阻力矩的关系见图5。前车轮距与转向阻力矩之间满足线性关系。

2.2.4 油缸与机架铰接点的位置的影响

图6为油缸与车架铰接点的几何关系图,由图6可知油缸总力矩M为:

M=pD1l1+pD2l2 。

其中:p为油缸压力,MPa;D1为油缸受拉时的作用面积;D2为油缸受压时的作用面积;l1为AC油缸至铰接中心的距离;l2为BD油缸至铰接中心的距离;A、B为油缸与前车的两个铰接点;C、D为油缸与后车的两个铰接点。

(1)车辆转向及回正一周期转向阻力矩和油缸力矩的变化:

当d=754 mm,e=441 mm,v=182 mm,w=215 mm时,车辆转向及回正一周期转向阻力矩和油缸力矩的关系见图7。

图7中线1、3分别为车辆由-45o回正的油缸力矩和转向阻力矩,线2、4分别为车辆转过45o的油缸力矩和转向阻力矩。因车辆转向一般在-45o～45o之间,所以本图涵盖了车辆转向及回正一周期的转向阻力矩和油缸力矩的变化。由图7分析可知车辆转向时油缸力矩和转向阻力矩均在减小,转向阻力矩的递减趋势较油缸力矩大;而车辆回正时油缸力矩又比转向阻力矩增加较快。

(2)油缸与前后车架铰接点的位置的影响:

为了对油缸铰接点进行优化设计,先对油缸与车架铰接点变化时对转向阻力矩的影响进行分析。假设di、ei分别按以下关系变化:di=d×(1+i×25%),ei=e×(1+i×25%),i=-1,-2,-3,-4,0,1,2,3。油缸与前车架铰接点变化时的转向阻力矩见图8。同理,可得油缸和后车架铰接点变化时的阻力力矩,见图9。

由图8可知,d、e值变化时M(d)、M(e)均存在极大值。由图9可知,w、v与M(w)、M(v)成线性关系,且均为增函数。

(3)油缸铰接点优化设计:

由上分析可知,当d=1 131 mm,e=427 mm时油缸力矩最大,而w、v与M(w)、M(v)成增函数关系,综合考虑该搬运车的结构及油缸行程等要求,取d=754 mm,e=441 mm,v=182 mm,w=215 mm。

3 结束语

综上分析,前机架重量较后机架重量对转向阻力矩的影响较大,且随着二者的增加阻力矩在增加;前机架重心位置越靠近铰接中心阻力矩越小;前车轮轴中心距铰接中心越近转向阻力矩越小;油缸力矩M(d)、M(e)均存在最大值。

参考文献

[1]诸文农.底盘设计[M].北京:机械工业出版社,1981.

[2]蒋美华.工程铰接车辆转向系的合理化设计[J].建筑机械,1996(2):5-9.

一种铰接式单轨高架游览列车概述 篇5

随着经济的增长, 国民生活水平的不断提高, 近年国内旅游市场发展迅速, 各大自然景区游客量大幅提升, 如何解决景区内游客的交通运输是各大景区面临的一个重大问题, 也是景区规划需首要考虑的问题。轨道交通具有运量大、安全性好、可靠性高、环保等优点, 已越来越受到客户的关注。为满足市场需求, 同时也为不断丰富公司游览观光列车的产品系列, 提升市场竞争力, 我公司立项开发了运行速度为15 km/h的一种铰接式单轨高架游览列车。

1 列车总体结构介绍

本次开发的铰接式单轨高架游览列车由2节头车+2节中间车厢固定编组组成, 各车辆之间装有连接风挡。2节头车均各设有1个司机室, 2个司机室均可以控制列车运行, 以满足列车可以往返运行的要求。但2个司机室为互锁关系, 同时只能由其中一个司机室控制列车运行。列车整体主要由碰撞缓冲装置、电气控制系统、非动力转向架、头车车厢、动力转向架及牵引系统、中间车厢、风挡等组成, 其结构组成如图1所示。

2 列车技术参数

列车外形尺寸 (长×宽×高) 约17 000 mm×2000 mm×2500 mm;列车编组形式:2节头车+2节中间车厢固定编组;车体与转向架连接形式为铰接式;承载量36人/列车 (含2名司机) ;车厢乘客座位布置方式为2×4面对面布置;最高运行速度为15 km/h;驱动功率为90 k W;供电方式为侧向安全滑触线受电, 三相四线380 V、50 Hz;调速方式为PLC控制变频器调试;制动方式为电阻制动+失电摩擦制动;最大紧急制动距离≤15 mm;适用线路:轨道横向曲线半径≥20 m, 坡度≤80‰。

3 列车走行部

走行部是列车的核心部分, 承担着列车行驶的重任, 并承受列车的垂向、纵向牵引制动力、横向倾覆力等各种载荷。本铰接式单轨列车的行走部主要由3个动力转向架、2个非动力转向架、4个牵引梁和10个导向防偏轮装置组成。动力转向架与非动力转向架通过牵引梁连接成一个稳定的整体。导向防偏轮装置安装于转向架两侧, 使转向架紧扣于轨道梁上, 确保列车沿轨道行驶, 并防止列车在行驶的过程中发生倾覆。

动力转向架布置于4节车辆之间, 为单轮对转向架, 需与非动力转向架及牵引梁连接成一个整体后才能保持自身的稳定, 其结构见图2。其构架为钢板焊接的框架式结构, 具有足够的强度与刚度, 并通过前后牵引座与牵引梁连接。转向架车轮为充气式橡胶轮, 自身具有良好的减振性与抗冲击性, 因此转向架不设有一系悬挂系统。动力转向架由2台标准型三合一减速电机驱动, 传动结构采用应用成熟的汽车后桥半浮式半轴结构。减速电机末端带有失电制动器, 用于列车紧急制动与驻车制动, 使列车能在紧急情况下以最快的速度停车, 并能在坡道停车和驻车。同时, 转向架还设计有4组备用承重轮, 当行走轮爆胎、气压不足或行走轮意外脱落时可以代替行走轮承担车辆的载荷, 使列车能慢速驶入车站或维修间。

非动力转向架设置于前后头车的前端底部, 为双轮对转向架, 是列车走行部的一部分, 承担头车的部分载荷, 同时也是列车保持整体稳定的一个重要组成部分。非动力转向架通过十字轴结构与牵引梁连接, 具有良好的横向和纵向曲线通过性, 同时还具备很好的抗倾覆能力。

牵引梁是行走部及其与车厢的连接结构, 通过球铰、销轴、十字轴等结构将动力转向架与非动力转向架连接成一个整体, 各转向架又保持一定的自由度, 使列车能平顺地通过各种曲线。同时, 牵引梁又通过橡胶弹簧装置与车厢连接, 承担来自车厢的各种载荷, 并传递来自转向架的牵引力与制动力。

4 车厢结构及配置

本列车的车辆为全封板式车厢, 车体主要由钢结构骨架及蒙皮与玻璃钢覆盖件组成, 其中头车头部造型、车厢顶盖与碰撞罩由玻璃钢材料制作, 局部位置嵌有钢结构骨架用于加强整体结构的强度和刚度或用于安装元器件。中间车厢设有2排面对面布置的共计8个游客座, 不设置站立位, 头车还设有1名司机座和1名导游座。车厢两侧设有大面积的透明玻璃, 方便游客观赏车外风景。车厢配备冷暖空调、电动塞拉门、音箱, 内饰主要采用铝合金顶盖、ABS吸塑覆盖件和PVC地板革。同时, 车厢内还配备了紧急呼叫按钮、灭火器和安全锤等安全装置。

5 结语

目前, 我公司已完成了铰接式单轨高架游览列车样车的试制, 并经过了调试试验。从调试试验结果看, 其性能完全满足设计技术参数的要求。其曲线通过性与乘坐舒适度较现有其它车型有较大的提高。其外观、运量、舒适性等均满足了客户的要求。

注释

15结语的牵引力与制动力。目前, 我公司已完成了铰接式单轨高架游览列车样