转向角度（通用3篇）
转向角度 篇1
引言
线控转向系统指通过微电子技术连接并控制转向系统的各个元件来代替传统的机械或液压连接。用传感器记录驾驶者的转向数据, 然后通过数据线将信号传递给车上的微计算机, 计算机综合这些和其它信号做出判断后, 再控制车辆的转向角度, 实现了方向盘与转向执行部分之间的无机械和液压连接的线控转向。工程应用中, 控转向系统可以根据不同的工况来调节方向盘的转动圈数, 分为行走模式和作业模式, 这样就能在很大程度上降低劳动者工作强度。紧急情况下, 为避免驾驶者的错误判断, 这个系统还会忽略驾驶者的转向输入, 平稳地将车保持在最安全的状态[1]。
装载机作为一种装卸成堆散料和进行轻度挖掘的专用工程机械, 已被广泛应用到建筑工地、矿山、港口、仓库、料场等国民经济的各个方面, 成为现代化建设的重要装备[2]。转向系统是决定工程车辆安全性和作业效率的关键总成。轮式装载机为实现良好的转弯性能多采用销轴铰接形式, 该车辆的车架由前后两段车架组成, 前、后车架采用销轴铰接联接, 并由油缸使前后车架保持或改变相对夹角而使车辆以不同的弯道行驶半径在地面运行[3]。
随着应用场合工况要求的提高和现代技术的发展, 车辆转向系统的性能需要进一步提高, 解决原有的转向系统中存在着灵敏度不可调节、没有路感等问题, 为提高转向性能, 科技工作者致力于研究线控转向技术。由于取消了方向盘和转向轮之间的机械连接, 完全摆脱了传统转向系统的各种限制, 因此使车辆的设计、装配大为简化, 而且还可以自由设计车辆转向的力传递特性和角传递特性, 给车辆转向特性的设计带来无限的空间, 是车辆转向系统的重大革新[4]。
1 装载机线控转向系统的组成
线控转向系统通常由以下四部分组成, 具有力反馈的电子方向盘, 液压系统, 转向油缸及电控单元。系统组成如图1所示。线控转向系统以MCU为核心, 检测来自力反馈电机、方向盘转角传感器、压差传感器、车架转角传感器等的信号, 计算并得出相应的动作指令, 控制比例减压阀的位移, 进而控制流量放大阀的位移即改变液压缸的行程, 实现转向控制。
1.方向盘;2.力反馈电机;3.方向盘转角传感器;4.微控制器MCU;5.比例减压阀;6.溢流阀;7.控制泵;8.转向泵;9.油箱;10.流量放大阀;11.压差传感器;12.转向液压缸;13.车架转角传感器
2 装载机线控转向角度检测装置的设计
现有的技术方案是在转向油缸的两端跨接安装直线位移传感器, 通过测量转向油缸的伸缩量来间接测量车辆的转向角度, 然而所需的传感器长度很大, 转向油缸所处的位置低, 接近地面, 工作过程中传感器容易受到洒落奔跳的物料的冲击, 以致破坏。铰接车辆的前后车架铰接处装有球铰, 两者之间存在着复杂的相对转动, 若检测装置设计不合理, 易引起车辆转向角度测量误差, 导致转向控制失误, 故如何准确测得前后车架的相对转向角度成为线控转向系统研究中的关键问题。
(1) 角度检测装置的组成。本文设计的用于轮式装载机转向角度检测装置, 能够准确测得前后车架的相对转向角度, 即装载机转向角度, 且能够消除因前后车架发生相对扭转、俯仰而引起的转角误差, 检测铰接车架转向角度采用轴角编码器, 直接检测装载机转向角度数据更精确。将传统两个液压缸使用的压力传感器改为压差传感器, 不仅简化系统, 也为设计路感也提供了更精确的数据。设计的轮式装载机转向角度检测装置如图2与图3所示。
1.前车架;2.支架;3.小同步带轮轴;4.轴承端盖;5.小同步带轮;6.联轴器;7.车架角位移传感器;8.同步带;9.大同步带轮;10.大同步带轮轴;11.销轴压板;12.后车架;13.销轴
在图2和图3中, 销轴压板与销轴焊接固定联接, 销轴压板与后车架通过螺栓固定联接, 前车架与后车架由销轴铰接联接, 该装置主要由支架、小同步带轮轴、轴承端盖、小同步带轮、联轴器、轴角编码器、同步带、大同步带轮和大同步带轮轴构成;支架通过螺栓固定联接在前车架上, 小同步带轮轴通过轴承安装在支架的轴承座上, 小同步带轮通过键固定联接在小同步带轮轴上, 轴角编码器通过螺栓固定联接在支架的上端, 轴角编码器的输入轴通过联轴器与小同步带轮轴固定联接, 大同步带轮通过键固定联接在大同步带轮轴上, 所述大同步带轮轴与销轴同轴心线焊接固定联接, 同步带安装在小同步带轮和大同步带轮上。
轴承端盖通过螺栓固定安装在支架的轴承座上端。轴角编码器的轴心线与小同步带轮轴的轴心线同心安装。前车架与后车架由销轴铰接联接后, 前后车架保持零度角转向时, 划出一条垂直通过销轴13的轴心线的前后车架左右对称线O-O, 支架通过螺栓安装在使小同步带轮轴的轴心线垂直通过对称线O-O、并使小同步带轮轴的轴心线与销轴的轴心线平行的位置处。小同步带轮与大同步带轮安装于同一平面上。
(2) 角度检测装置的角度检测原理。当轮式装载机转向时, 在转向油缸的推动下, 前车架与后车架之间会相对转过一定角度, 由于大同步带轮与后车架固定联接, 故同步带会带动小同步带轮转过一定角度, 从而使与小同步带轮轴3联接的转角传感器转过相应角度, 产生电信号输出, 根据同步带轮间的传动比得到前后车架的相对转向角度。当前车架与后车架发生相对扭转、俯仰时, 柔性的同步带发生轻微扭动, 避免了因前车架与后车架相对扭转、俯仰而引起的小同步带轮的附加转动带来的附加转角误差, 从而实现准确测量轮式装载机转向角度的目的。
3 装载机线控转向工作原理
本文对线控转向进行了创新设计, 优化了角度检测, 并且采纳一个压差传感器取代原有两个压力传感器。设计的线控转向系统工作原理如图4所示。
当驾驶员转动方向盘时, 方向盘轴角编码器检测方向盘的转角信号, 同时车架轴角编码器检测装载机转向角度信号, 这两个信号同时送到MCU, MCU对方向盘转角信号与装载机转向角信号进行比较, 如果差值不为零, 则根据差值的大小及符号输出控制指令, 经过功率放大后驱动比例减压阀输出相应的控制压力, 控制流量放大阀主阀芯的位移, 从而使车辆实现转向;如果差值为零, 则MCU输出给比例减减压阀的电流变为零, 此时控制压力也变为零, 流量放大阀主阀芯回到中位, 车辆停止转向。
在转向系中安装有压差传感器, 当转向或在崎岖不平的路面上行驶时, 系统压力变化, 压差传感器将压差信号转换为电信号送到MCU, 经过计算后向电子方向盘系统提供反馈力矩信号, 以使驾驶员能感受到合适的路感。
4 结论
本文对装载机线控转向原理与结构进行了创新设计, 采用直接检测装载机转向角度信号的设计方案, 该装置为装载机提供了一种切实可行的装载机转向角度检测功能。转向角度检测装置采用同步带结构, 避免了因前车架与后车架相对扭转、俯仰而引起的小同步带轮的附加转动带来的附加转角误差, 并且能够承受部分来自外界的扰动, 从而实现了准确测量轮式装载机转向角度的目的。优化精简液压缸压力检测, 为线控转向的路感提供了更为精确的数据, 使装载机线控转向的性能进一步提升。在工程车辆的实际运用中, 线控转向可设置作业模式和行走模式, 极大解放了人力, 是车辆智能化的重要方向。线控转向技术必然会在工程车辆中得到广泛的应用。
参考文献
[1]王同健.线控转向技术在装载机上的应用[D].长春:吉林大学, 2006.
[2]黄宗益.轮式装载机的发展趋势[J].工程机械, l996 3.
[3]田晋跃.工程机械电子转向技术[J].工程机械与维修, 2002 (l) .
[4]陈善华.汽车电子转向技术发展与展望[J].汽车技术, 2003 (1) .
转向管柱角度对假人胸压量的影响 篇2
关键词：转向管柱,假人,胸压量,气囊
1 前言
胸部压缩量定义了躯干和肋骨的最大压缩量,它反映了胸部骨折的情况,是CNCAP评价假人伤害的重要指标,如CNCAP中规定假人胸压量的指标范围为22~50mm[1]。影响胸压量的主要部件为气囊和安全带。目前,多数轿车采用限力式安全带,它通过扭转杆的扭曲可以使得安全带的肩带力维持在限定的水平,从而减小安全带作用在假人胸部的载荷,降低胸部损伤指标,特别是胸压量[2]。在碰撞过程中,假人的胸部在受到安全带束缚的同时,也会受到展开后气囊的挤压,使胸压量上升。本文通过调节转向管柱轴线与xy面的角度(简称转向管柱角度),调整气囊挤压胸部的面积,研究气囊对胸压量的影响。
2 假人胸压量的计算方法
当假人的胸部受到压缩时,胸板将会推动测量杆绕着旋转轴旋转一定的角度α,此时,传感器将会记录这个角度,如图1所示。
胸部压缩量与角度α的关系为:
3 模型建立
采用有限元模型模拟滑台试验中的台车,包括部分车体、转向管柱和方向盘、座椅、假人、气囊和安全带,共有326260个单元,其中壳单元193087个,实体单元131173个,一维单元700个等,如图2所示。
3.1 车体结构
截取假人周围的结构零件,主要包括:地板、前围、IP、风挡玻璃等。为了减少运算时间,删去了离假人距离较远的零件,例如:空调风道、仪表盘、雨刮盖板等。
3.2 转向管柱和方向盘
采用spherical joint模拟万向节;采用cylindrial join和spring单元模拟下转向管柱的运动关系;采用translational joint和spring单元模拟上转向管柱的压溃,如图3所示。其中,下转向管柱的spring刚度要合适,若刚度太小,假人还没有碰到气囊之前,已经压缩了;若刚度太大,则不会发生溃缩。上转向管柱的spring刚度采用试验的压溃曲线,如图4所示。
3.3 座椅
在primer软件里,采用seatsquash命令模拟假人压缩座椅的过程,能够把假人压到H点,达到与试验假人较一致的姿态。为了缩短运算时间,删去了座椅后背,如图5所示。
3.4 假人
采用FTSS(First Technology Safety Systems)公司的HybridⅢ50th男性假人,它适用于100%全正面碰撞和40%偏置碰撞,装备有:头部加速度计(Ax、Ay、Az)、胸部加速度计(Ax、Ay、Az)、骨盆加速度计(Ax、Ay、Az)、颈部上部力计、颈部下部力计、胸部脊骨力计、腰部脊骨力计、大腿骨力计、膝关节力计、小腿上胫骨力计、小腿下胫骨力计、胸部位移传感器和膝盖位移传感器,与试验假人具有良好的仿真度。
3.5 气囊和安全带
气囊采用*AIRBAG_WANG_NEFSKE模拟[3],它具有气体温度、气体质量流、排气孔面积等输入项,能够较好地反映气囊的试验性能,但必须配以*AIRBAG_REFER-ENCE_GEOMETRY,模拟气囊展开过程。
安全带采用一维和二维单元混合建模,其中与假人接触的部分采用二维单元,不接触的部分采用一维单元。采用*ELEMENT_SEATBELT_RETRACTOR模拟卷收器,需要输入力—位移关系的加载和卸载试验曲线;采用*ELE-MENT_SEATBELT_PRETENSIONER模拟预紧器,按照实际预紧长度进行设置。
3.6 边界条件
选取整车碰撞试验中的左B柱下端的加速度曲线,如图6所示,通过积分得到速度曲线,如图7所示。设置地板为刚体,采用*BOUNDARY_PRESCRIBED_MOTION把速度曲线赋给地板。
4 结果分析
分析按四种情况,见表1。其中,工况2不考虑气囊的情况,研究安全带对胸压量的影响。
四种工况的胸压量曲线对比如图8所示。为了反映气囊与胸部的挤压面积,当达到最大胸压量时,定义δ为测量杆的旋转轴和展开的气囊最下缘的y向距离,如图9所示。
图8四种工况的胸压量对比曲线
表2是四种工况的分析结果对比,结合图8综合分析,从中得出以下结论。
(1)工况2从90ms到最大胸压量时刻103.7ms,对应的胸压量从24.4mm渐增到25.6mm,变化较少,证明预紧式安全带在起作用。
(2)在65ms之前,假人胸压量主要受安全带影响;在65ms之后,由于假人胸部受到气囊挤压,工况1、3、4胸压量急剧上升,分别在90.4ms、91.8ms、91.5ms时刻达到最大值。因此,在有预紧式安全带的情况下,假人最大胸压量由气囊决定。
(3)转向管柱角度决定着δ值,进而决定着气囊与假人胸部接触的面积。δ值越小,气囊与假人胸部接触的面积越大。当转向管柱角度为25°、26.5°和28°时,对应的δ值分别为-11mm、22mm、79mm,最大胸压量分别为34.2mm、30.6mm、27.5mm。因此,转向管柱角度对假人最大胸压量的影响较大。
5 总结
(1)在进行驾驶员侧的约束系统设计时,要充分考虑展开后的气囊对假人胸部的挤压,尽量使气囊与假人胸部的接触面积较小,但要注意胸部不能直接挤压到方向盘。
(2)在设计转向管柱角度时,除了考虑人机工程外,还要注意与展开后的气囊合理匹配。
参考文献
[1]中国汽车技术研究中心.中国新车评价规程(C-NCAP)(2009版)[Z].2009.
[2]葛如海,刘志强,陈晓东.汽车安全工程[M].北京:化学工业出版社,2005.
转向角度 篇3
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
[2]郭孔辉.汽车操纵动力学.吉林:吉林科学技术出版社, 1991
[3] Reimpell J.The aAutomotive chassis:engineering principles.Oxford:Butterworth-Heinemann, 2001
[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