張東 吳闖 鄭尚林

摘 要：該論文以一種二軸提升帶轉(zhuǎn)向的雙前軸牽引車為對象 考慮懸架與轉(zhuǎn)向運動干涉量及Ackerman轉(zhuǎn)角偏差 重點對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各硬點的布置進(jìn)行了討論 同時基于Adams軟件進(jìn)行了轉(zhuǎn)向器的匹配設(shè)計。

關(guān)鍵詞：二軸提升帶轉(zhuǎn)向;雙前軸;Adams

中圖分類號：U463.4? 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A? 文章編號：1671-7988（2020）18-84-03

Abstract： The thesis takes the design steering system of double front axle tractor with the second axle can be lifted and turned as the object. Considering the interference between suspension and steering motion and Ackerman Angle deviation， the arrangement of hard points in steering system is discussed， and the matching design of steering gear is carried out based on Adams software.

Keywords： Second axle can be lifted and turned; Double front axle tractor; Adams

CLC NO.： U463.4? Document Code： A? Article ID： 1671-7988（2020）18-84-03

1 前言

隨著汽車物流運輸行業(yè)的發(fā)展及法規(guī)的變化 多軸車越來越受到市場的青睞。但由于多軸汽車自身原因引起車輛燃油消耗量的增加 尤其是車輛空載運行時表現(xiàn)尤為明顯 同時也加劇了輪胎的磨損 增加車輛運營成本。

為更好地降低車輛燃油消耗量及輪胎的磨損 達(dá)到降低車輛運營成本的目的 本文討論一種二軸提升帶轉(zhuǎn)向車型轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計方法。

2 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計

2.1 邊界條件

某8×4牽引車 軸距：2100+1400+1400（mm）;懸架系統(tǒng)：一軸板簧懸架 二軸空氣懸架;前軸滿載載荷：當(dāng)雙前軸二軸提升時 一軸載荷占比23% 二軸載荷占比0;當(dāng)雙前軸二軸不提升時 一軸載荷占比16% 二軸載荷占比13%。

根據(jù)整車邊界條件 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)布置圖 如圖1所示。

1.轉(zhuǎn)向器;2.轉(zhuǎn)向搖臂;3.第一中間拉桿;4 .中間搖臂;

5.第二中間拉桿;6.第二搖臂;7、8.直拉桿

2.2 設(shè)計校核

2.2.1 懸架與轉(zhuǎn)向運動干涉量的設(shè)計

由于此車型的特殊性 在布置轉(zhuǎn)向硬點位置時 應(yīng)根據(jù)兩種車輛滿載狀態(tài) 結(jié)合兩種懸架的運動軌跡特點 合理布置轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)硬點位置 以滿足懸架與轉(zhuǎn)向運動干涉的要求。

根據(jù)邊界條件：懸架系統(tǒng)：一軸板簧懸架 二軸空氣懸架;因此一軸轉(zhuǎn)向拉桿與轉(zhuǎn)向搖臂端球鉸點B1 應(yīng)靠近一軸轉(zhuǎn)向拉桿（轉(zhuǎn)向節(jié)臂端）球鉸點A和該球鉸點繞板簧運動中心點O1連線的延長線附近 而二軸轉(zhuǎn)向拉桿與第二轉(zhuǎn)向搖臂端球鉸點E 應(yīng)靠近空氣懸架運動中心（即導(dǎo)向臂的旋轉(zhuǎn)運動中心）點F。

一、二軸懸架與轉(zhuǎn)向運動干涉校核圖 如圖2、圖3所示。

2.2.2 一、二軸內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角差的設(shè)計

首先根據(jù)Ackerman理論 初步確定轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比：

式中：L1為二軸轉(zhuǎn)向節(jié)臂長度;L2為第二中間拉桿（第二搖臂端）球鉸點距離第二搖臂軸的長度;L3為第一中間拉桿（中間搖臂端）球鉸點距離中間搖臂軸的長度;L4為二軸拉桿（第二搖臂端）球鉸點距離第二搖臂軸的長度;L5為第二中間拉桿（中間搖臂端）球鉸點距離中間搖臂軸的長度;L6為第一中間拉桿（轉(zhuǎn)向搖臂端）球鉸點距離轉(zhuǎn)向搖臂旋的長度;θ1為一軸理論內(nèi)輪轉(zhuǎn)角;θ2為二軸理論內(nèi)輪轉(zhuǎn)角。

通過公式（1）及2.2.1懸架與轉(zhuǎn)向運動干涉量對轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)硬點的位置要求 結(jié)合整車邊界情況 便可以確定轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)各硬點的具體參數(shù)值 達(dá)到在一軸內(nèi)輪轉(zhuǎn)角30°的范圍內(nèi) 其余車輪理論轉(zhuǎn)角與實際轉(zhuǎn)角的差值滿足設(shè)計要求。

2.3 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)型式及轉(zhuǎn)向器的匹配

2.3.1 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)型式

常規(guī)的雙前軸車型 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用一個整體式循環(huán)球式動力轉(zhuǎn)向器 再加一個外置轉(zhuǎn)向助力缸或隨動器。

該車型受邊界條件的影響 在二軸附近無法布置助力缸或隨動器為二軸提供轉(zhuǎn)向力矩 結(jié)合車輛兩種滿載狀態(tài)一、二軸載荷的特點 采用一個大輸出扭矩的整體式循環(huán)球式動力轉(zhuǎn)向器 通過轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)中間桿系來實現(xiàn)一、二軸的轉(zhuǎn)向功能。

2.3.2 轉(zhuǎn)向器的匹配

由于轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)型式的特殊性 為充分考慮轉(zhuǎn)向桿系對力矩傳遞的影響 本文基于Adams軟件進(jìn)行轉(zhuǎn)向器輸出力矩的匹配。

根據(jù)一、二軸載荷計算得出一、二軸的轉(zhuǎn)向阻力距：M1=3847N·m M2=2891N·m。

基于轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)Adams模型 如圖4所示 分別在一軸左側(cè)主銷、二軸左側(cè)主銷添加轉(zhuǎn)向阻力距 在轉(zhuǎn)向搖臂處添加驅(qū)動 并測量左轉(zhuǎn)極限和右轉(zhuǎn)極限轉(zhuǎn)向搖臂處的力矩 具體結(jié)果如下所示：

通過以上仿真可以得出 轉(zhuǎn)向搖臂處最大力矩ML=7846 N·m。為滿足車輛滿載原地轉(zhuǎn)向需求 同時提升轉(zhuǎn)向手感 轉(zhuǎn)向器匹配某型號變速比轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向器輸出力矩：（7826～9369）N·m。

轉(zhuǎn)向?qū)ΨQ性 轉(zhuǎn)向桿系夾角等設(shè)計方法與常規(guī)雙前軸車型相同 本文不再贅述。

3 總結(jié)

本文通過對一種新型的轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析研究 提出了轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)硬點布置方法和轉(zhuǎn)向器輸出力矩的匹配原則。運用該方法 可以快速高效地完成轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)硬點的布置 同時較準(zhǔn)確完成轉(zhuǎn)向器輸出力矩的匹配。

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