姜立標，程鋮，何華，劉堅雄

(華南理工大學機械與汽車工程學院，廣東廣州 510640)

0 前言

220 t電動輪礦用自卸車轉向系統(tǒng)是全液壓控制系統(tǒng)，包含機械和液壓兩大部分。目前針對轉向機構的研究多數(shù)只是從機械動力學、運動學或者液壓建模等方面進行獨立仿真，比較缺乏在機液聯(lián)合仿真方面的研究。文中利用ADAMS軟件進行轉向系統(tǒng)動力學仿真，建立四輪二自由度動力學模型分析220 t電動輪礦用自卸車的穩(wěn)態(tài)轉向特性;應用AMESim軟件建立液壓控制系統(tǒng)模型，分析轉向油缸、橫拉桿的受力狀況。運用兩者的軟件接口技術建立針對220 t電動輪礦用自卸車轉向系統(tǒng)的機液聯(lián)合仿真模型，實現(xiàn)液壓控制和機械動力學仿真的聯(lián)合研究。

1 礦用車轉向系統(tǒng)機液聯(lián)合建模

1.1 220 t礦卡全液壓轉向系統(tǒng)裝配模型

作者采用CATIA建立轉向系統(tǒng)各部件的三維模型，包括轉向節(jié)、橫拉桿和轉向油缸，在ADAMS/Car模塊中裝配，其裝配模型如圖1所示。

圖1 220 t礦卡全液壓轉向系統(tǒng)裝配模型

1.2 220 t電動輪礦用自卸車裝配建模

在ADAMS/Car模塊中建立輪胎UA模型、前懸架－轉向系統(tǒng)模板、后懸架系統(tǒng)模板以及車身總成系統(tǒng)模板，并裝配成整車，如圖2所示。

圖2 220 t電動輪礦用自卸車裝配模型

圖3 220 t礦卡全液壓轉向系統(tǒng)動態(tài)模型

1.3 220 t礦卡全液壓轉向系統(tǒng)動態(tài)建模

轉向系統(tǒng)的組成部分除了流量放大器和全液壓轉向器外，還有轉向泵、管路、油液、轉向機構、油箱、單向閥、阻尼孔等液壓元件，直接調(diào)用AMESim軟件標準庫中相應的液壓元件，并進行組裝、設置參數(shù)，得到如圖3所示的220 t電動輪礦用自卸車全液壓轉向系統(tǒng)的動態(tài)仿真模型。

圖4 220 t礦卡全液壓轉向系統(tǒng)動態(tài)模型

1.4 220 t礦卡全液壓轉向系統(tǒng)機液聯(lián)合建模

將ADAMS機械模型和AMESim液壓控制模型通過接口技術進行無縫整合，實現(xiàn)220 t電動輪礦用自卸車轉向系統(tǒng)的機械動力學模型與液壓系統(tǒng)模型的聯(lián)合數(shù)據(jù)交換，實現(xiàn)數(shù)據(jù)同步交流。聯(lián)合仿真的過程可以用圖4表示。其中，AMESim軟件輸出轉向油缸的力作為ADAMS軟件的輸入，ADAMS軟件輸出轉向油缸的速度和位移作為AMESim軟件的輸入。

2 四輪車輛二自由度轉向模型

轉向分析中，著重研究整車橫擺運動以及側向運動，針對220 t電動輪礦用自卸車的真實情況建立四輪二自由度的轉向模型，如圖5所示。

圖5 四輪車輛二自由度轉向模型

根據(jù)文獻［1－4］，忽略懸架的影響并且將轉向中影響較小的后軸做相應簡化。該模型與傳統(tǒng)的二自由度“自行車模型”相比，改善了后者忽略同軸車輪具有不同側偏角的缺陷。速度較低且轉向角很小時，同軸車輪的側偏角可以近似相等，但是在實際轉向分析中內(nèi)、外轉向輪的轉角是有差異的，內(nèi)輪轉角要比外輪轉角大;在中高速情況下，前軸左右輪胎的側偏角也不同，兩者的差角隨車速增大而增大［5］。

β為質心側偏角:

質心絕對加速度在y軸的分量為:

得到系統(tǒng)運動方程:

式中:r為質心的橫擺角速度;af、ar分別為前、后軸到整車質心的距離;F為輪胎側向力，tf、tr分別為前、后輪距;m、Ⅰz為整車質量以及整車轉動慣量。

將(3)和(4)改寫成方程如下:

［6］，單個輪胎側偏角的計算公式如下:

根據(jù)已知的輪胎側偏剛度與側偏角的大小，得到前后輪胎側向力分別為:

3 220 t礦用自卸車穩(wěn)態(tài)轉向分析

220 t電動輪礦用自卸車具有非常規(guī)車輛的自身質量和規(guī)定載重，并且實際的工作環(huán)境極其惡劣，是搓板路、石子路等多種復雜路面的混合環(huán)境，對車輛的轉向穩(wěn)態(tài)特性要求較高。

3.1 車速和轉角階躍綜合影響

轉角階躍的主要影響因素包括:載重、車速和轉向角。文中將220 t電動輪礦用自卸車的行駛工況設定為滿載，主要分析車速和轉向角兩者對整車質心橫擺角速度的綜合影響。將最大轉角階躍分為3組:5°、15°和30°，車速為0～18 m/s勻加速。

圖6 220 t電動輪礦用自卸車橫擺角速度隨車速關系

從圖6中可以看出，最大轉角階躍分別為5°、15°和30°的3組曲線在車速0～18 m/s范圍內(nèi)均可快速達到穩(wěn)定狀態(tài)。3條曲線的橫擺角速度達到穩(wěn)態(tài)值所對應的車速分別為3 m/s、3.6 m/s和3.8 m/s，而整車質心橫擺角速度穩(wěn)態(tài)值分別為0.21 rad/s、0.68 rad/s和1.32 rad/s。由此可得出以下結論:最大轉角階躍越大，整車質心橫擺角速度達到穩(wěn)態(tài)值所用的時間越長;最大轉角階躍越大，系統(tǒng)達到穩(wěn)定狀態(tài)所對應的橫擺角速度峰值也越大。

3.2 220 t礦卡不足轉向特性分析

利用1.3節(jié)中建立的220 t電動輪礦用自卸車裝配模型在ADAMS軟件中研究其轉向特性。如圖7所示，車輛轉向行駛軌跡為逆時針發(fā)散圓，其中設定車速為10 m/s，轉向角階躍為10°，理論穩(wěn)態(tài)轉向半徑為40 m。ADAMS軟件中得到的實際穩(wěn)態(tài)轉向半徑與理論轉向半徑比值如圖8所示，經(jīng)過短暫的過渡狀態(tài)之后比值穩(wěn)定在1.56。

圖7 220 t電動輪礦用自卸車穩(wěn)態(tài)轉向行駛軌跡

圖8 實際轉彎半徑與理論轉彎半徑比值

220 t電動輪礦用自卸車的穩(wěn)態(tài)轉向行駛軌跡、實際與理論轉向半徑比值大于1均可以說明車輛具有不足轉向特性。橫擺角速度可以快速地達到穩(wěn)態(tài)值，有較好的操縱穩(wěn)定性。

4 轉向油缸及橫拉桿受力分析

4.1 全液壓轉向系統(tǒng)轉向油缸受力分析

為了獲取轉向油缸的壓力曲線，利用AMESim軟件對220 t電動輪礦用自卸車全液壓轉向系統(tǒng)施加方向盤轉角位移階躍和轉向盤轉速階躍并進行仿真計算。在ADAMS軟件中測得整車原地轉向工況下，左右轉向油缸的受力情況如圖9所示，左缸以及右缸的最大受力分別為521 539 N和521 513 N，這一結果與轉向油缸設計最大推力521 540 N相近。

圖9 220 t電動輪礦用自卸車原地轉向時左右油缸推力

4.2 原地轉向橫拉桿受力分析

220 t電動輪礦用自卸車原地轉向橫拉桿受力分析包括兩種工況:空載和滿載。由圖10可看出，滿載和空載兩種狀態(tài)下轉向橫拉桿隨轉向角變化的趨勢基本相同，只是前者橫拉桿的受力要增加100N左右，詳見圖10中放大圖框，載荷增大導致轉向橫拉桿的受力增大與實際情況相符。

圖10 220 t礦卡滿載和空載原地轉向橫拉桿受力

整個轉向過程中，橫拉桿受力變化范圍為2 588～8 915 N。初期發(fā)生受力突變、橫拉桿受力產(chǎn)生沖擊的原因有:轉向球銷有間隙;轉向角階躍使轉向輪的轉向速度產(chǎn)生突變等。橫拉桿受力隨著轉向角的增大而增大，峰值受力發(fā)生在內(nèi)輪轉角為32°時，之后橫拉桿受力開始減小。說明內(nèi)輪轉向角是32°時轉向橫拉桿的轉向力臂達到最小、受力達到最大。

4.3 滿載行駛轉向橫拉桿受力分析

220 t電動輪礦用自卸車滿載轉向行駛工況時。轉向橫拉桿的受力出現(xiàn)較大波動的情況，如圖11所示。在內(nèi)輪轉向角0～40°的變化范圍內(nèi)，橫拉桿由于受到地面的沖擊導致受力波動較大，受力值比原地轉向大得多，所以轉向橫拉桿受力最復雜最危險的工況是行駛轉向，設計時必須考慮動態(tài)受力。

圖11 220 t電動輪礦用自卸車滿載行駛轉向橫拉桿受力

5 結論

在整車全液壓轉向系統(tǒng)機液聯(lián)合模型的基礎上，進行了動力學仿真。首先建立了更符合220 t電動輪礦用自卸車實際情況的四輪二自由度模型，分析了220 t電動輪礦用自卸車穩(wěn)態(tài)轉向:在轉向階躍角變大且車速增加的情況下，整車橫擺角速度隨轉向角的增大達到穩(wěn)定狀態(tài)所對應的車速略有增加，符合實際行車狀況;在ADAMS中220 t電動輪礦用自卸車穩(wěn)態(tài)轉向行駛軌跡呈現(xiàn)不足轉向特性，這與實際轉向半徑和理論轉向半徑比值大于1的仿真結果相吻合。仿真結果驗證了所研發(fā)樣車具有不足轉向特性，操縱穩(wěn)定性較好。利用聯(lián)合仿真模型進行220 t電動輪礦用自卸車全液壓轉向系統(tǒng)的原地轉向仿真，轉向油缸受力和實際參數(shù)基本吻合，全液壓轉向系統(tǒng)的設計滿足了整車轉向時轉向油缸的最大推力限制;最后分析了轉向橫拉桿在3種不同工況下的受力情況，滿載與空載時的轉向橫拉桿受力差值在100 N左右，基本消除了由于載荷變化時轉向橫拉桿受力變化較大導致縮短橫拉桿正常使用壽命的現(xiàn)象。綜上所述，文中所設計的220 t電動輪礦用自卸車全液壓轉向系統(tǒng)符合實際要求，并為基于機液聯(lián)合模型的轉向系統(tǒng)設計提了一定的實踐基礎。

參考文獻:

［1］GHAFFARI A，AHMADI J，KAZEMI R．Fuzzy Logic Based Vehicle Stability Enhancement Through Active Rear Steering［J］．ASME Paper No．DETC2005－85350．

［2］DAI L，HAN Q．Stability and Hopf Bifurcations of a Nonlinear Model for a Four-Wheel-Steering Vehicle System［J］．Commun．Nonlinear Sci．Numer．Simul，2004:331－341．

［3］LIU L，PAYREM G．Global Bifurcation Analysis of a Nonlinear Road Vehicle System［J］．ASME J．Comput．Nonlinear Dyn，2007，2(4):308－315．

［4］SHEN S，WANG J，SHI P，et al．Nonlinear Dynamics and Stability Analysis of Vehicle Plane Motions［J］．Veh．Syst．Dyn，2007，45(1):15－35．

［5］楊啟梁．四輪車輛二自由度轉向模型研究［J］．機械與電子，2007(8):71－73．

［6］NGUYEN V．Vehicle Handling，Stability，and Bifurcation Analysis for Nonliner Vehicle Models［D］．MSthesis，University of Maryland，College Park，MD，2005．