一种自卸车断开式转向机构及其设计方法与流程

本发明涉及自卸车领域，具体涉及一种自卸车断开式转向机构及其设计方法。

背景技术：

设计转向梯形机构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。

技术实现要素：

本发明提供一种结构设计合理、连接牢固可靠的自卸车断开式转向机构。

为了解决上述技术问题，本发明包括转向系统安装座和转向摇臂，所述转向系统安装座的下端与转向摇臂铰接，在转向系统安装座的左端铰接有左转向助力缸，在转向摇臂的左端铰接有左转向横拉杆，左转向助力缸和左转向横拉杆的一端铰接，在左转向助力缸和左转向横拉杆的铰接处还铰接有左转向节臂，左转向节臂上设有左转向节体，左转向节体上设有与自卸车车架铰接的转向主销，在转向系统安装座的右端铰接有右转向助力缸，在转向摇臂的右端铰接有右转向横拉杆，右转向助力缸和右转向横拉杆的一端铰接，在右转向助力缸和右转向横拉杆的铰接处还铰接有右转向节臂，右转向节臂上设有右转向节体，右转向节体上设有与自卸车车架铰接的转向主销，所述左转向节臂与右转向节臂的结构相同，所述左转向节臂包括一个第一连接凹槽，在第一连接凹槽处设有穿过第一连接凹槽的第一销轴，第一销轴和转向主销平行设置，左转向横拉杆的左端套在第一销轴上且处于左转向节臂的第一连接凹槽内，左转向助力缸的左端套在第一销轴上且处于左转向节臂的第一连接凹槽的上方，在第一销轴的上端设有上挡板，在第一销轴的下端设有下挡板，在第一销轴上还穿有第一螺栓，第一螺栓作用上挡板和下挡板使上挡板压住左转向助力缸的左端、使下挡板压住左转向节臂的第一连接凹槽的下端，在左转向横拉杆的左端与第一销轴的连接处设有向心关节轴承，在左转向助力缸的左端与第一销轴的连接处设有向心关节轴承。

作为本发明的进一步改进，所述转向摇臂包括左连接凹槽，在左连接凹槽处设有穿过左连接凹槽的第二销轴，左转向横拉杆的右端套在第二销轴上且处于左连接凹槽内，在第二销轴的下端设有下挡板，在第二销轴上还穿有第二螺栓，第二螺栓作用第二销轴和下挡板使下挡板压住左转向节臂的下端，在左转向横拉杆与第二销轴的连接处设有向心关节轴承。

作为本发明的进一步改进，所述左转向横拉杆与右转向横拉杆的结构相同，在左转向横拉杆的左右两端各一个连接槽，连接槽处设有开口槽，在开口槽槽口的上下两端设有连接部，在连接部上设有连接螺栓，在连接槽处设有与连接槽螺纹连接的连接拉杆。

在自卸车前轮采用独立悬架的条件下，要求一侧转向轮的上、下跳动不能影响另一侧转向轮的运动，转向梯形必须采用断开式梯形机构。110t电传动自卸车设计为独立悬架，根据发动机的布置，采用后置断开式转向梯形机构。该断开式转向机构的连接结构为铰接式结构，通过第一销轴、第二销轴、第一螺栓、第二螺栓进行连接，安装拆卸方便，垫圈和橡胶垫可以提高铰接处的结构性能，起到减震缓冲的效果，提高了使用寿命。

本发明还包括一种自卸车断开式转向机构的设计方法，包括以下步骤：

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理论转向值：β0＝arccot(cotα0-k/l)，

在上述公式中，

α0为理论情况下自卸车外侧车轮向一侧的转向角，

β0为理论情况下自卸车内侧车轮向一侧的转向角，

k为自卸车的断开式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，

l为自卸车外侧车轮轴与自卸车内侧车轮轴的轴距；

2)、分析自卸车实际转向特性：

首先确定参数：

在实际转向中自卸车外侧车轮向一侧的转向角和自卸车内侧车轮向一侧的转向角分别设为α、β，转向摇臂的转动角度设为γ；

将左转向节体上的转向主销点设为a，自卸车断开式转向机构的初始状态下左转向节臂、左转向助力缸、左转向横拉杆三者的铰接点设为b，自卸车断开式转向机构的初始状态下左转向横拉杆、转向摇臂两者的铰接点设为c，自卸车转向状态下左转向节臂、左转向助力缸、左转向横拉杆三者的铰接点设为e，自卸车转向状态下左转向横拉杆、转向摇臂两者的铰接点设为h，转向系统安装座所在位置点设为g，自卸车断开式转向机构的初始状态下右转向横拉杆、转向摇臂两者的铰接点设为d，自卸车断开式转向机构的初始状态下右转向节臂、右转向助力缸、右转向横拉杆三者的铰接点设为m，自卸车转向状态下右转向节臂、右转向助力缸、右转向横拉杆三者的铰接点设为j，自卸车转向状态下右转向横拉杆、转向摇臂两者的铰接点设为i，j到gf连线的垂点设为l，其中令ab＝a，bc＝b，gc＝c，ag＝d，be＝e，jl＝f，gj＝g，自卸车断开式转向机构的初始状态下ab与ag的夹角设为gc＝与ag的夹角设为ψ，在实际转向中自卸车外侧车轮向一侧的转向角和自卸车内侧车轮向一侧的转向角分别设为α、β，转向摇臂的转动角度设为γ，gi与gj的夹角为μ，gj与gf的夹角为λ；

在自卸车断开式转向机构的初始状态下，根据四连杆机构几何关系可得：

根据内外轮转向角相互之间的几何关系，利用余弦定理可得出自卸车断开式转向机构内外轮实际转角关系：

γ＝ψ-λ-μ(3)

sinλ＝f/g(4)

由(3)、(4)、(5)式得出：

由(3)、(7)、(8)式得出：

3)、计算确定自卸车断开式转向机构的优化参数；

首先确定设计优化目标函数：

x为设计变量，αmax为外转向车轮最大转角，

dmin为最小转弯直径，h为转向主销与地面交点到轮胎中心平面的距，即转向主销偏距；

然后确定设计变量：x＝[a、c、d、ψ]^t＝[x1、x2、x3、x4]^t；

再确定设计变量的边界约束：xmin(ρ)≤x(ρ)≤xmax(ρ)(ρ＝1,2,…,7)

最后在matlab中根据上述公式得到设计变量的优化值。

附图说明

下面结合附图和具体实施方式来对本发明做进一步详细的说明。

图1为本发明的结构示意图。

图2为本发明的左转向助力缸、左转向横拉杆和左转向节臂的连接结构图。

图3为本发明的左转向横拉杆与转向摇臂的连接结构图。

图4为本发明的自卸车车轮的转向示意图。

图5为本发明的断开式转向机构的几何示意图。

图6为本发明的转向过程外轮转角误差变化曲线图。

图7为本发明的转向过程内外轮转角关系曲线图。

具体实施方式

由图1至图3所示，本发明包括转向系统安装座1和转向摇臂2，所述转向系统安装座1的下端与转向摇臂2铰接，在转向系统安装座1的左端铰接有左转向助力缸3，在转向摇臂2的左端铰接有左转向横拉杆4，左转向助力缸3和左转向横拉杆4的一端铰接，在左转向助力缸3和左转向横拉杆4的铰接处还铰接有左转向节臂5，左转向节臂5上设有左转向节体6，左转向节体6上设有与自卸车车架铰接的转向主销7，在转向系统安装座1的右端铰接有右转向助力缸8，在转向摇臂2的右端铰接有右转向横拉杆9，右转向助力缸8和右转向横拉杆9的一端铰接，在右转向助力缸8和右转向横拉杆9的铰接处还铰接有右转向节臂10，右转向节臂10上设有右转向节体11，右转向节体11上设有与自卸车车架铰接的转向主销7，所述左转向节臂5与右转向节臂10的结构相同，所述左转向节臂5包括一个第一连接凹槽12，在第一连接凹槽12处设有穿过第一连接凹槽12的第一销轴13，第一销轴13和转向主销7平行设置，左转向横拉杆4的左端套在第一销轴13上且处于左转向节臂5的第一连接凹槽12内，左转向助力缸3的左端套在第一销轴13上且处于左转向节臂5的第一连接凹槽12的上方，在第一销轴13的上端设有上挡板，在第一销轴13的下端设有下挡板，在第一销轴13上还穿有第一螺栓14，第一螺栓14作用上挡板和下挡板使上挡板压住左转向助力缸3的左端、使下挡板压住左转向节臂5的第一连接凹槽12的下端，在左转向横拉杆4的左端与第一销轴13的连接处设有向心关节轴承15，在左转向助力缸3的左端与第一销轴13的连接处设有向心关节轴承15，所述转向摇臂2包括左连接凹槽16和右连接凹槽，在左连接凹槽16处设有穿过左连接凹槽16的第二销轴17，左转向横拉杆4的右端套在第二销轴17上且处于左连接凹槽16内，在第二销轴17的下端设有下挡板，在第二销轴17上还穿有第二螺栓18，第二螺栓18作用第二销轴17和下挡板使下挡板压住左转向节臂5的下端，在左转向横拉杆4与第二销轴17的连接处设有向心关节轴承15，所述左转向横拉杆4与右转向横拉杆9的结构相同，在左转向横拉杆4的左右两端各一个连接槽19，连接槽19处设有开口槽，在开口槽槽口的上下两端设有连接部20，在连接部20上设有连接螺栓21，在连接槽19处设有与连接槽19螺纹连接的连接拉杆22，所述连接拉杆22为左转向横拉杆4与左转向节臂5或转向摇臂2的铰接部。

在自卸车前轮采用独立悬架的条件下，要求一侧转向轮的上、下跳动不能影响另一侧转向轮的运动，转向梯形必须采用断开式梯形机构。110t电传动自卸车设计为独立悬架，根据发动机的布置，采用后置断开式转向梯形机构。该断开式转向机构的连接结构为铰接式结构，通过第一销轴13、第二销轴17、第一螺栓14、第二螺栓18进行连接，安装拆卸方便，垫圈和橡胶垫可以提高铰接处的结构性能，起到减震缓冲的效果，提高了使用寿命。因为在左转向横拉杆4的左右两端各一个连接槽19，连接槽19处设有开口槽，在开口槽槽口的上下两端设有连接部20，在连接部20上设有连接螺栓21，在连接槽19处设有与连接槽19螺纹连接的连接拉杆22，连接拉杆22为左转向横拉杆4与左转向节臂5或转向摇臂2的铰接部，这样可以方便将左转向横拉杆4与左转向节臂5或转向摇臂2进行铰接，方便拆装，同时连接拉杆22与连接槽19通过螺纹连接，可以根据不同的实用设计需求来调节连接拉杆22与连接槽19之间的位置关系。

本发明还包括一种自卸车断开式转向机构的设计方法，包括以下步骤：

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理论转向值：β0＝arccot(cotα0-k/l)，

在上述公式中，如图4所示，

α0为理论情况下自卸车外侧车轮向一侧的转向角，

β0为理论情况下自卸车内侧车轮向一侧的转向角，

k为自卸车的断开式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，

l为自卸车外侧车轮轴与自卸车内侧车轮轴的轴距；

2)、分析自卸车实际转向特性：

首先确定参数：

在实际转向中自卸车外侧车轮向一侧的转向角和自卸车内侧车轮向一侧的转向角分别设为α、β，转向摇臂的转动角度设为γ；

如图5所示，将左转向节体上的转向主销点设为a，自卸车断开式转向机构的初始状态下左转向节臂、左转向助力缸、左转向横拉杆三者的铰接点设为b，自卸车断开式转向机构的初始状态下左转向横拉杆、转向摇臂两者的铰接点设为c，自卸车转向状态下左转向节臂、左转向助力缸、左转向横拉杆三者的铰接点设为e，自卸车转向状态下左转向横拉杆、转向摇臂两者的铰接点设为h，转向系统安装座所在位置点设为g，自卸车断开式转向机构的初始状态下右转向横拉杆、转向摇臂两者的铰接点设为d，自卸车断开式转向机构的初始状态下右转向节臂、右转向助力缸、右转向横拉杆三者的铰接点设为m，自卸车转向状态下右转向节臂、右转向助力缸、右转向横拉杆三者的铰接点设为j，自卸车转向状态下右转向横拉杆、转向摇臂两者的铰接点设为i，j到gf连线的垂点设为l，其中令ab＝a，bc＝b，gc＝c，ag＝d，be＝e，jl＝f，gj＝g，自卸车断开式转向机构的初始状态下ab与ag的夹角设为gc＝与ag的夹角设为ψ，在实际转向中自卸车外侧车轮向一侧的转向角和自卸车内侧车轮向一侧的转向角分别设为α、β，转向摇臂的转动角度设为γ，gi与gj的夹角为μ，gj与gf的夹角为λ；

在自卸车断开式转向机构的初始状态下，根据四连杆机构几何关系可得：

根据内外轮转向角相互之间的几何关系，利用余弦定理可得出自卸车断开式转向机构内外轮实际转角关系：

γ＝ψ-λ-μ(3)

sinλ＝f/g(4)

由(3)、(4)、(5)式得出：

由(3)、(7)、(8)式得出：

3)、计算确定自卸车断开式转向机构的优化参数；

首先确定设计优化目标函数，转向误差的表示可有多种形式，例如转向误差可表示为内轮和外轮转向半径的差异；可以用内轮和外轮向半径的差与平均转向半径的相对值表示；还可以用理想外轮转向角与实际外轮转向角的差异表示，等等。为掌握内外车轮在整个转向过程中各转角的关系，与ackermann曲线的差异，此处采用最后一种方法建立转向优化目标函数：

x为设计变量，αmax为外转向车轮最大转角，

dmin为最小转弯直径，h为转向主销与地面交点到轮胎中心平面的距，即转向主销偏距；

然后确定设计变量：x＝[a、c、d、ψ]^t＝[x1、x2、x3、x4]^t；

再确定设计变量的边界约束：xmin(ρ)≤x(ρ)≤xmax(ρ)(ρ＝1,2,…,7)；

最后在matlab中通过转向优化目标函数根据上述公式得到设计变量的优化值，根据实际情况，选择了以实际转角同理论转角的差值最小作为优化函数进行优化，结果如下：

根据以上优化结果，对断开式转向机构结构参数取整，b到af距离645mm，g到af距离445mm，g到cd距离525mm，cd＝340mm。从图6、图7可以看出，实际内外转向轮的特性曲线与理论的特性曲线在整个转向角度范围内均吻合得很好，只有在较大转角时，二者才产生微小的偏差，当外侧车轮转角达到最大时(约25.3°)，内侧车轮的实际转角与理想转角之间的差值为1.5°。