面向非线性问题的多轴线转向机构设计

2013-12-23宋邢璟邓小禾

武汉理工大学学报（信息与管理工程版） 2013年3期

宋邢璟，马力，邓小禾

(武汉理工大学汽车工程学院，湖北武汉430070)

液压模块组合挂车常采用拉杆转向机构实现转向，在不同轴线车辆的拼接过程中通过换位孔来调整拉杆组合，实现不同轴线车辆的拼接。在多轴线转向机构的设计过程中，一方面要保证车轮转向的协调性以及转向拉杆换位孔位置的最佳，以减少轮胎磨损，另一方面还要保证换位孔、拉杆以及连接件的强度和刚度。目前关于前者的研究比较多［1－5］，而后者则未见相关报道。因此，笔者研究了转向拉杆以及换位孔的设计问题，分析了转向机构的结构特征以及受力情况，建立了非线性有限元计算模型并针对典型的车辆进行了设计计算，计算结果表明，该方法是可行的，为企业对多轴线转向机构的设计提供了良好的方案。

1 转向杆系的结构特征分析

纵向单侧拉杆布置形式的6 轴线液压模块组合挂车转向机构如图1 所示。该机构由转向节板、液压油缸、转向拉杆和中心转向板等基本构件组成，拉杆均布置在车轮的单侧。在转向节板上有很多换位孔，转向节板、拉杆、销子和换位孔的相对位置关系如图2 所示。在拼车过程中，转向拉杆通过换位孔和销子实现换位，得到不同拼车方案转向机构的布置，同样在转向中心板上也有许多换位孔。转向时，液压油缸推动转向中心板并由转向拉杆带动转向节板转动，从而使回转支撑盘转动实现车轮转向。转向机构设计一方面要满足各轮转向协调的要求，保证各轮理论转角和实际转角的误差不超过5°，防止轮胎磨损以及在转向过程中的运动干涉;另一方面拉杆、换位孔与销子之间的连接应满足转向机构在转向过程中力的有效传递，并具有足够的强度和刚度。

图1 6 轴线车辆转向机构纵向单侧拉杆布置形式示意图

图2 销子与转向节板、转向拉杆的连接关系

从图2 中可以看到，转向节板上的换位孔与销子之间、拉杆与销子之间都是接触关系。通过相互接触保证了力的传递和转向时各构件之间的运动关系。在转向过程中，这种接触状态时刻会发生变化，因此，对拉杆、换位孔和销子的设计研究属于状态非线性问题，需要对拉杆、换位孔和销子进行受力分析，建立非线性有限元计算模型［6］，并对其强度和刚度进行计算和评价。转向杆系总体设计流程图如图3 所示。

图3 转向杆系总体设计流程图

2 转向机构的受力分析

2.1 受力分析模型的建立

在面向转角误差最小的转向优化设计、最佳换位孔位置的确定以及可制造化处理完成之后［7－9］，接下来是非线性模型的建立和转向阻力的计算。由于组合挂车前后对称，因此，可以只针对前半部分进行分析。

用Adams 建立仿真模型［10－11］，按照图1 所示结构进行建模，其中拉杆是二力杆，两端分别与转向节板和转向中心板连接，油缸一端与转向中心板连接，另一端与车架连接。转向节板、转向中心板和拉杆等部件均采用刚体，拉杆与转向节板、拉杆与中心转向板、油缸与转向中心板之间均采用铰接约束，油缸与活塞之间采用线性移动约束。在仿真过程中首先施加转向阻力，然后使油缸作线性规律运动，油缸克服转向阻力实现转向，由此可以算出在转向阻力作用下的油缸推力和各拉杆力。油缸推力施加示意图如图4 所示。

图4 油缸推力施加示意图

对拉杆力和油缸推力均采用测量的方法建立实时监控曲线。将最大转角设置为50°，即当车轮转角为50°时，车轮停止转动。在第1 轴内侧车轮的铰接副上面采用传感器测量角度，并在仿真的过程中，将该转角作为控制量，对仿真模型进行控制。

2.2 转向阻力的计算

关于车轮的原地转向阻力矩Mn的计算方法有很多，但由于液压组合挂车为超重型车辆，转向的时候油缸施加推力推动转向节板转动的同时，需要克服的转向阻力包括车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系内摩擦阻力等。因此，采用半经验公式来计算车辆的原地转向阻力矩，即:

式中:f 为轮胎与地面的滑动摩擦系数，在沥青或者混凝土路面上一般取0.7;G1为转向轮组负荷，液压挂车的每轴线载荷为34 t，即近似为340 kN;p 为轮胎的压强，对于该重型液压挂车一般取0.7。将数值代入式(1)，可得:

因此，每轮组受到的原地转向阻力矩为55 000 N·m，这个数据与企业给出的实验数据相近。由于笔者研究的6 轴线车辆是前后对称的，因此只研究前半部分。前半部分车轮由两个油缸控制，共有3 个轴线6 个车轮，因此，车辆受到的转向总阻力矩为55 000 ×6 =330 000 N·m。

2.3 油缸和拉杆受力的仿真结果

对油缸和拉杆模型进行仿真分析，可得如图5 所示的第1 轴内侧拉杆力与油缸推力随第1 轴内侧车轮转向角度变化的关系曲线。图1 中横坐标为第1 轴内侧车轮转角，纵坐标为对应的力，可以看出，第1 轴内侧拉杆拉力随转角的增加而不断增加，车轮转角为50°时最大拉力为123.3 kN;油缸推力随转角的增大而增大，车轮转角为50°时最大值为895.68 kN。同样地，对其他各轴线的拉杆进行仿真分析可得，第2 轴内侧拉杆拉力随转角的增加不断减小，车轮转角为0°时最大拉力为77.8 kN;第3 轴内侧的拉杆拉力随转角的增加而先增加后减小，车轮转角为20°时最大拉力为155.9 kN;第1 轴外侧拉杆力随转角的增加而增加，车轮转角为50°时最大拉力为172.3 kN;第2 轴外侧的拉杆力随转角的增加先减小后增加，车轮转角为50°时最大拉力为97.5 kN;第3轴外侧的拉杆力随转角的增加而增加，车轮角度为50°时最大拉力为88.3 kN。由此可以看出，液压模块组合挂车转向机构在转向的过程中各轴线的拉杆受力情况各不相同。

图5 转向拉杆及油缸受力图

3 转向机构的非线性有限元计算模型的建立

3.1 几何建模及网格划分

根据力的分析结果进行零部件的初始设计，利用Abaqus 建立单个零件的三维图［12］，然后利用装配功能将零部件组合成整体模型。拉杆中部为中空的圆柱，初设拉杆的内外直径为d1=35 mm和d2=50 mm，长度为l=870 mm。换位孔的半径为r=22.5 mm，转向盘直径为d=0.68 m。转向拉杆采用Q345 钢，转向节板和中心转向板采用高强度钢。转向节板的孔位只根据实际参与连接的孔位进行打孔处理。装配过程中，销子与对应的连接转向板或者转向拉杆的孔位配合。

为了减少计算时间，对模型零部件之间的连接关系做简化处理。其中拉杆与转向节板以及拉杆与中心转向板之间用销轴连接，由于主要关注的是换位孔和拉杆在受拉压力作用下的情况，故可以将换位孔与销轴的连接关系采用接触关系，而将拉杆与销轴的连接关系采用束缚约束或者直接做成一体。

转向机构的模型主要有拉杆、转向节板、中心转向板和转向盘，按照结构，分别采用杆系结构、板壳单元以及实体组合的有限元模型。拉杆和转向板的配合部位属于典型的接触问题，接触应力的计算属高度非线性问题。在所建的三维模型中，接触区域内单元网格划分得越密，计算精度越高。如果将全部的几何模型都划分成很细密的网格，则可以得到拉杆以及转向板任何位置足够精确的计算结果，但这样对计算机的要求很高，计算效率却很低。因此笔者只将拉杆和转向板接触的地方以及附近的区域划分为很细密的网格，其他地方则划分得稀疏一些。图6 为划分网格后的局部模型，在孔的边缘以及销子的边缘网格划分较细，其他部位网格较粗。整体有限元模型划分网格后，共438 064 个单元103 994 个节点。

图6 结构网格局部放大图

3.2 工况的选取及载荷约束的处理

由油缸和拉杆受力的仿真结果可知，油缸推力和拉杆拉力随车轮转角的变化而不断变化，而在转向过程中各轴线拉杆受力情况各不相同，因此需要针对各种工况进行具体分析。由于当第1轴内侧车轮转角为50°时，拉杆拉力出现最大值172.3 kN，因此笔者选取在第1 轴内侧车轮转角为50°的工况下进行分析。即设定第1 轴内侧车轮最大转角为50°，并相应地将模型中关联的转向轮及中心转向板转动相应的角度，转向拉杆选择相应的角度进行连接。

根据上述仿真结果和计算结果来施加载荷，对第1 轴内侧拉杆施加拉力123.3 kN，第1 轴外侧拉杆施加拉力172.3 kN，第2 轴内侧拉杆施加拉力77. 8 kN，第2 轴外侧拉杆施加拉力97.5 kN，第3 轴内侧拉杆施加拉力155.9 kN，第3 轴外侧拉杆施加拉力88.3 kN，油缸施加推力895.68 kN，转向盘上施加转向阻力矩55 000 N·m。

在施加边界条件时，既要保证模型的边界状态不改变，又要消除模型的刚体位移，以保证有限元模型的正确性。模型中转向节板和中心转向板均有绕各自转向中心转动的趋势，因此在转向机构静态分析的过程中，不能机械地约束所有方向的自由度。采用的方案如下:

(1)转向中心板。在转向中心板与车架相连的轴孔中心线上建立两个不重合的点，并保证其分别在转向中心板的上下平面上，约束这两个点3 个方向的移动自由度。

(2)转向节板。在转向节板的转向中心线上选取两个节点，约束其3 个移动方向的自由度。为了方便起见，可以直接在转向节板上下面与各自转向中心线的交点形成的节点作为约束点。

(3)转向拉杆。约束转向拉杆的连接头上节点的z 方向位移。