重型汽车双前桥转向系统分析优化研究

市场上双前桥重型汽车普遍存在轮胎磨损的问题，降别是二桥轮胎磨损较为明显，影响客户正常工作的司时也造成了一定经济损失。经理论分析，双转向车I主要是由于转向梯形、转向摇臂机构设计不理想和转与悬架系统运动不协调造成。以某重型汽车为研究对分析，转向梯形设计较为理想，因此本文依据转向理对双前桥转向摇臂机构进行仿真分析和优化。立转向系统模型；重型汽车双前桥转向系统主要技术参数如表L所示。表1双前桥转向系统主要技术参数转向前轮转向后轮主销内倾角3。3。车轮外倾角L。L。横拉杆长度15645RAML5345MM干与车桥中心水平距离2L2MML94MM于与车桥中心竖直距离L28MML28MM缦计转向角内45MM30MMLL殳计转向角外33MM25MM双前轮轴距L800MM主销中心距17017MM转向摇臂外倾角7。转向摇臂内倾角L0。模型简化为以转向摇臂的摆角作为角输入，通过转机构，使转向轮按照要求实现转向。ADAMSVIEWRN向系统简化虚拟模型，如图1所示。ADAMS模型一桥车轮中心连线的中点为坐标原点，指向右轮方正方向，垂直向上为Y轴正方向，向后为Z轴正方向。图1转向系统ADAMS简化模型2双前桥转向系统转向摇臂机构运动学分析21转向摇臂机构综合性能双转向系统转向时各转向轮应符合阿克曼原理，即转向轮转角关系应满足公式1。LLTGALTGFLN、L2口2TGJ2式中02，汽车第一轴和第二轴的内轮转角，。；，汽车第一轴和第二轴的外轮转角，。；厶、厶第一轴和第二轴到转向中心的距离，MM。根据公式1可得到二桥内轮转角的理论值，与虚拟模型中测得的实际值，作比较，可得到偏差曲线320222由于汽车在正常行驶中多采用中小转角转向，约有80以上的转角在20。以内。因此，为提高操纵稳定性和减少轮胎的磨损，转向摇臂机构设计时，在中小转角内应尽可20103HEAVYTRUCK重型汽车口QIEHEYANIILL能的将实测转角与理论转角接近。本文分析时要求汽车转弯时内轮转角在20。之内时，第二桥与第一桥内轮转角与理论值基本拟合，偏差控制在01。之内；达到最大转角时，偏差不超过4。22转向系统性能仿真分析以一桥内轮转角。为横坐标，二桥内轮转角以及偏差值为纵坐标，得到转向摇臂机构性能曲线，如图2所示。由图2可知，二桥内轮转角理论值与实测值偏离很大，一桥内轮转角在20。之内时，偏差值已达2。之多，不符合本文设计要求，因此，需要对该转向摇臂机构进一步优化分析。3转向摇臂机构优化31创建设计变量为了将优化结果更方便地用于实践当中，本文只对前、后柄杆的几个点进行分析、优化，取前柄杆中间连接点、前柄杆下连接点、后柄杆中间连接点和后柄杆下连接点的坐标值为设计变量。32优化目标函数根据转向摇臂机构的性能要求，二桥内轮转角的实测值，应尽可能接近以一桥内轮转角为自变量的理论值，。本文中采用最佳平方逼近法对梯形机构进行优化，优化目标可表示为MINP_R，P333优化以公式3为优化目标，对设计变量进行灵敏度分析，结果如表2所示。可见，前柄杆中间连接点、前柄杆F连接点、后柄杆中间连接点和后柄杆下连接点的Y坐标值的灵敏度较大。因此，只对其Y值进行优化，优化后的坐标值如表2所示。优化后二桥内轮转角理论值与实测值以及偏差值曲线如图3所示。优化前后二桥内轮转角偏差曲线如图4所示。由图3、4可见。优化后二桥内轮实际转角在中小转角范围内与理论值基本拟合。团重型汽车HEAVYTRUCK20103表2转向摇臂机构设计变量优化结果设计敏感度分析优化前优化后设计变量坐标变量。MMMMMM前柄杆中间XDV200000150454454连接点YDV3006167035736403ZDV400L2L2L一L5374一L5374前柄杆XDV5000002L454454YDV600390742565425246连接点ZDV70000136一LI574一LL574XDV一800O0009524524后柄杆中间YDV900434LL291542869O连接点ZDVL0000674489L4269L426后柄杆XDV一1100002112549549YDVL200273431665416917下连接点ZDV一1300061507914269L426图3优化后转向摇臂机构性能曲线图4优化前后二桥内轮转角偏差曲线4试验根据优化结果对前柄杆中间连接点、前柄杆下连接点、后柄杆中间连接点和后柄杆下连接点进行了改进，并将新件应用到试验车上进行验证，试验证明，轮胎磨损现象得到了良好的改善。5结论分析结果表明，转向摇臂机构偏差较大。此偏差将直接导致二桥轮胎的磨损加剧，与现实存在问题相一致，验