自卸车转向系统的转向助力缸设计方法技术方案

一种自卸车转向系统的转向助力缸设计方法，包括转向梯形机构计算和转向助力缸计算，本发明专利技术通过转向梯形机构设计来理论计算而满足实际使用需求，从而选择合适的转向助力缸。

【技术实现步骤摘要】
自卸车转向系统的转向助力缸设计方法
本专利技术涉及一种自卸车转向系统的转向助力缸设计方法。
技术介绍
自卸车转向系统是用来改变或恢复车辆行驶方向的一套专设机构，其功用是保证车辆能按司机的意愿控制行驶方向，设计转向系统的转向助力缸的主要任务之一是根据给定条件通过选取有关参数设计出转向梯形，要求该梯形能保证转向过程中所有车轮均绕同一瞬时转向中心转动，以避免或减少前轮的侧滑，延长轮胎使用寿命.提高行车安全性。
技术实现思路
本专利技术要解决的技术问题是提供一种可以通过理论计算而满足实际使用需求的自卸车转向系统的转向助力缸设计方法。为了解决上述技术问题，本专利技术包括以下步骤：一、转向梯形机构计算：(1)、分析自卸车理论转向特性，根据阿克曼转向几何关系得出自卸车转向系统的外前轮转角的期望值：θi＝f(θ0)＝arccot(cotθ0-K/L)；其中θ0为自卸车内前轮转角，L为自卸车外侧车轮轴与自卸车内侧车轮轴的轴距，K为自卸车的转向机构中两个转向主销的中心线延长到地面，两个地面交点之间的距离；(2)、分析自卸车实际转向特性：建立转向梯形平面数学模型，根据内、外轮转向角互相之间的几何关系，利用余弦定理可推得整体式转向梯形所给出的实际因变角θi'为：上式中：主销中心距为K、轴距为L、梯形臂长为m、梯形底角为γ；以内侧前轮转角为自变角，外侧前轮转角为因变角，通过转向横拉杆协调，外侧前轮随动，使外侧前轮实际转角尽可能逼近理想转角，为掌握内、外车轮在整个转向过程中各转角的关系和与Ackerman曲线的差异，用理想外轮转向角与实际外轮转向角的差异建立转向优化目标函数f(x)为：上式中，x为设计变量；θ0max为外转向车轮最大转角，θ0max由几何关系得出：上式中，Rmin为最小转弯半径，a为主销偏移距；(3)、选取不同的初始值进行分析，并计算其内轮转角误差的最大值、平均值、标准差及最小传动角，选取最优的转向梯形的参数；二、转向助力缸计算：(1)、转向阻力矩计算：上式中：W为轮胎宽度，μ为附着系数，e为主销偏距，Gs为转向桥负荷，k为超载系数；(2)、转向助力缸的最大推力：FSmax＝TL/rmin；上式中：rmin为最小转向阻力臂；(3)、转向压力：ASC＝FSmax/[(PSC-PB-5)·ηSCM]；上式中：ASC为转向助力缸的面积，ηSCM为转向助力缸的负载效率，PSC为转向压力，PB为流量放大器背压；转向助力缸的内径：上式中：d为转向助力缸的杆径，反算得出实际转向压力值PSC；(4)、转向助力缸的工作容积：上式中：LS为转向助力缸行程。作为本专利技术的进一步改进，在步骤一的(3)中，便于转向横拉杆及转向助力缸的布置，m值取700mm进行优化，γ取值为65°≤γ≤70°。作为本专利技术的进一步改进，在步骤二的(3)中，根据JB/T10205-2010《液压缸》要求，助力缸的负载效率应不小于0.9，所以取ηSCM＝0.9，根据转向流量放大器的压力范围，转向压力初步设为PSC＝17.5MPa。附图说明下面结合附图和具体实施方式来对本专利技术做进一步详细的说明。图1为本专利技术的自卸车转向系统的结构图。图2为车辆转向时理想的内、外前轮转角关系分析模型。图3为转向梯形机构示意图。图4为6组初始值的转向过程内轮转角误差变化曲线。图5为转向过程内外轮转角特性曲线。图6为转向过程内轮转角误差变化曲线。图7为转向机构连接示意图。图8为转向助力缸与铰接点布置图。具体实施方式一、转向梯形机构计算：确定车辆的参数信息：车辆参数计算目的：实际转向机构的内、外轮转向角的关系曲线同理论的转向曲线之间，不能在所有的可行转向角度范围完全重合，因此只能采用优化的方法使两者之间的差距(转向误差)尽量小，并在整个转角范围内合理的分配。图1为自卸车转向系统的结构图，包括转向助力缸1、转向节2、右转向节3、左转向节臂4、右转向节臂5和转向横拉杆6。(1)、分析自卸车理论转向特性，根据阿克曼转向几何关系得出自卸车转向系统的外前轮转角的期望值。车辆转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有的车轮不是绕位于后轴延长上的点滚动，而是绕位于前轴和后轴之间的车辆内侧某一点滚动。此点位置与前轮和后轮的侧偏角大小有关。由于影响轮胎侧偏角的因素很多，且难以精确确定，为了简化计算，本文是在忽略侧偏角的影响条件下，分析车辆理想的转向关系。车辆理想的转向关系是要求转向机构能保证每个车轮都绕着一个转向中心滚动，也就是说两前轮轴线的延长线应交在后轴延长线上，如图2所示。图2中，θ0、θi分别为内、外前轮转角；L为轴距，B、A分别为左、右主销中心线的延长线与地面的交点；K为A、B两点这间的距离(主销中心距)。若要保证全部车轮都绕一个瞬时转向中心行驶，则转向梯形机构应保证内、外前轮的转角满足阿克曼(Ackerman)转向几何关系：若自变角为θ0，则因变角θi的期望值为：θi＝f(θ0)＝arccot(cotθ0-K/L)；以上即为在转向任意时刻外侧前轮的理论转角公式，是内侧前轮转角θ0的函数。(2)、分析自卸车实际转向特性：现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。由图1中的转向梯形机构，建立转向梯形平面数学模型如3所示。图3中，B、A分别为左、右主销中心线的延长线与地面的交点；G、H点为转向助力缸与车架的铰接点；M、N为转向助力缸与转向节臂的铰接点；E、F为转向横拉杆与转向节臂的铰接点；M'、N'、E'、F'为车辆向右转过一定角度时M、N、E、F所对应的位置。θ0、θi分别为内、外前轮转角；m为梯形臂长；γ为梯形底角，K为主销中心距。根据内、外轮转向角互相之间的几何关系，利用余弦定理可推得整体式转向梯形所给出的实际因变角θi'为：有上述公式可以看出，所设计的转向梯形所给出的实际因变角θi'，与理论上的期望值θi并不在转角范围内完全重合。在实际设计中，要控制由转向杆系决定的外侧前轮实际转角与理想转角的差值，使实际转角尽可能接近理想转角，一般要求偏差控制在3度范围内，能够较好地减少轮胎磨损。优化设计的方法是以内侧前轮转角为自变角，外侧前轮转角为因变角，通过转向横拉杆协调，外侧前轮随动，使外侧前轮实际转角尽可能逼近理想转角。为掌握内、外车轮在整个转向过程中各转角的关系和与Ackerman曲线的差异，用理想外轮转向角与实际外轮转向角的差异建立转向优化目标函数f(x)为：上式中，x为设计变量；θ0max为外转向车轮最大转角，由图2可得：上式中，Rmin为最小转弯半径，a为主销偏移距。转向梯形机构的结构参数有主销中心距K、轴距L、梯形臂长m、梯形底角γ，其中主销中心距K和轴距L由车辆的结构决定，为已知参数，梯形臂长m和梯形底角γ为待优化参数，由于误差曲线对m值的敏感程度远低于γ，所以转向梯形的优化主要是给定m值后对γ值进行优化。设计变量m及γ取值过小时，会使转向横拉杆上的转向力过大；当m值过大时，将使转向节臂变得笨重，为便于转向横拉杆及转向助力缸的布置，m值取700mm进行优化，γ取值为65°≤γ≤70°。由机械原理可知，四连杆机构的传动角δ不宜过小，性能约束条件就是让最小传动角δ≥δmin＝20°。转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时，δ达到最小值，故只考虑右转弯时δ≥δmin即可。(3)、选取不同的初始值进行分析，本文档来自技高网...

【技术保护点】
1.一种自卸车转向系统的转向助力缸设计方法，其特征在于，包括以下步骤：一、转向梯形机构计算：(1)、分析自卸车理论转向特性，根据阿克曼转向几何关系得出自卸车转向系统的外前轮转角的期望值：θi＝f(θ0)＝arccot(cotθ0‑K/L)；其中θ0为自卸车内前轮转角，L为自卸车外侧车轮轴与自卸车内侧车轮轴的轴距，K为自卸车的转向机构中两个转向主销的中心线延长到地面，两个地面交点之间的距离；(2)、分析自卸车实际转向特性：建立转向梯形平面数学模型，根据内、外轮转向角互相之间的几何关系，利用余弦定理可推得整体式转向梯形所给出的实际因变角θi'为：

【技术特征摘要】
1.一种自卸车转向系统的转向助力缸设计方法，其特征在于，包括以下步骤：一、转向梯形机构计算：(1)、分析自卸车理论转向特性，根据阿克曼转向几何关系得出自卸车转向系统的外前轮转角的期望值：θi＝f(θ0)＝arccot(cotθ0-K/L)；其中θ0为自卸车内前轮转角，L为自卸车外侧车轮轴与自卸车内侧车轮轴的轴距，K为自卸车的转向机构中两个转向主销的中心线延长到地面，两个地面交点之间的距离；(2)、分析自卸车实际转向特性：建立转向梯形平面数学模型，根据内、外轮转向角互相之间的几何关系，利用余弦定理可推得整体式转向梯形所给出的实际因变角θi'为：上式中：主销中心距为K、轴距为L、梯形臂长为m、梯形底角为γ；以内侧前轮转角为自变角，外侧前轮转角为因变角，通过转向横拉杆协调，外侧前轮随动，使外侧前轮实际转角尽可能逼近理想转角，为掌握内、外车轮在整个转向过程中各转角的关系和与Ackerman曲线的差异，用理想外轮转向角与实际外轮转向角的差异建立转向优化目标函数f(x)为：上式中，x为设计变量；θ0max为外转向车轮最大转角，θ0max由几何关系得出：上式中，Rmin为最小转弯半径，a为主销偏移距；(3)、选取不同的初始值进行分析，并计算其内轮...

【专利技术属性】
技术研发人员：王卓周，罗朋，蒋宽，林羽，石能芳，
申请(专利权)人：广州电力机车有限公司，
类型：发明
国别省市：广东,44