转向四连杆机构的参数分析及优化设计

第 26卷第 2期 辽宁 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 技术大学学报 2007年 4月 Vol.26 No.2 Journal of Liaoning Technical University Apr. 2007 收稿日期：2006-04-08 基金项目：天津市自然科学基金资助项目（07JCYBJC04700） 作者简介：孙奇涵（1961-），河北 邯郸人，教授，硕士，主要从事计算机仿真与机械动力学研究，E-mail: sqh3009@sina.com。本文编校：焦丽 文章编号：1008-0562(2007)02-0278-03 转向四连杆机构的参数分析及优化设计 孙奇涵，董恩国，张 蕾，高淑睿 (天津工程师范学院汽车工程系 , 天津 , 300222 ) 摘 要：利用动力学分析软件ADAMS，以汽车转向运动学为基础，对某矿用汽车转向四连杆机构进行了参数分析及优化设计。首先 分析了转向机构中最小传动角对汽车转向横拉杆作用力的影响。其次，分析了机构底角和转向臂长度两个变量对汽车转向轮转角误差 及转向时间的影响。最后，以转向过程中外侧车轮实际转角与理论转角误差最小为目标函数，应用ADAMS软件完成了转向四连杆机构 的优化设计。 关键词：转向机构；参数分析；优化设计； 中图分类号：U 463.42 文献标识码：A Parameters analysis and optimal design of four-bar steering mechanism SUN Qi-han，DONG En-guo，ZHANG Lei，GAO Shu-rui (Automotive Engineering Department,Tianjin University of Technology and Education,Tianjin 300222,China) Abstract：Based on steering kinematics theory, parameters analysis and optimal design are made on four-bar steering mechanism of a mining truck applying ADAMS software. Firstly, forces on steering tie-rod are analyzed when minimum driving angle of steering mechanism is changed. Secondly, steering angle error and steering time are measured when the bottom angle and steering arm length of steering mechanism are varied. Lastly, optimal design of steering mechanism is finished applying ADAMS software, and objective function is minimal error between theoretical steering angle and practical steering angle during steering course. Key words：steering mechanism；parameters analysis；optimal design 0 引 言 汽车转向机构直接影响汽车操纵的稳定性、运 行的安全性和轮胎的使用寿命。正确的转向机构设 计，可以使汽车转弯行驶时，全部车轮绕瞬时转向 中心旋转，确保在不同圆周上运动的车轮作无滑动 的纯滚动运动，以减少轮胎磨损和动力消耗[1]。 以 SGA3550 矿用汽车为例，应用机械系统自 动动力学分析软件ADAMS对其转向四连杆机构进 行优化设计研究。 ADAMS软件是一个功能强大的MCAE软件， 提供了一个直观的、功能强大的分析汽车系统的途 径[2-3]。目前国外许多汽车企业都已经大规模应用此 软件进行汽车的运动学和动力学仿真分析。 1 整车参数 SGA3550矿用汽车仿真模型如图 1。整车参数 如下，前轮距：2 900 mm、后轮距：2 550 mm、轴 距：3 650 mm、主销中心距：2 100 mm、主销内倾 角：3°、主销后倾角：1.5°、前轮外倾角：1°、前 束：10 mm、内侧车轮极限转角 40°。 图 1 整车仿真模型 Fig.1 total truck simulation model 2 转向四连杆机构的优化目标 车辆转向时，内侧车轮被迫沿着比外侧车轮小 的弧线行进。如果两转向臂平行，转向时两前轮也 将保持平行，这必然引起轮胎滑移。因此，转向时 应使汽车两前轮产生不同的转向角，沿着各自的弧 线滚动，同时前后四个车轮又绕着同一圆心滚动 第 2期 孙奇函，等：矿用汽车转向四连杆机构的参数分析及优化设计 279 （如图 2），从而消除轮胎的滑动。 图 2 理想的转角关系 Fig.2 theoretical steering angle relation 转向时，理想的内外侧车轮转角关系如式[4]（1） 0 0cot cot /M Nα β− = （1） 式中，M为主销中心距，N为轴距，θ为机构底角， α0为外侧车轮理想转角，β0为内侧车轮理想转角。 车辆转向时，实际是由转向四连杆机构近似地 实现式（1）的理想内外车轮转角关系，其实现的 内外侧车轮转角关系如式（2） θβθ βθ βθ βθθθα −−− −+ −−+ −−−+= )cos( )sin(arctan )cos(2 ))cos(cos2cos2(arccos 22 2 LM L LMML MLML （2） 式中：L为转向臂长，α为外侧车轮实际转角， β为内侧车轮实际转角。 因此，转向四连杆机构的优化目标为：内侧车 轮从 0º转到最大极限转角，外侧车轮实际角度与理 想转角相差最小[5]，即 2 0 1 0 )()( ii n i ααθωε −= ∑ = （3） 式中，αi为外侧车轮实际转角；α0i为外侧车轮 理想转角；ω(θ0)为加权系数，其值为： ⎪⎩ ⎪⎨ ⎧ ≤<° °≤<° °≤< = max 0 0 0 205.0 20101 1005.1 )( θθ θ θ θω （4） 3 转向机构的参数分析 （1）最小传动角分析 机械传动过程中，其传动角的大小是变化的。 为了保证机构传动性良好，设计时通常使最小传动 角大于等于 40°[6]。最小传动角是指转向臂与横拉杆 所夹的最小锐角。此角过小会使杆件的作用力臂短 而受力过大，影响正常使用。因此，在转向四连杆 机构设计中，应分析最小传动角变化对转向横拉杆 作用力的影响。 转向过程中，车轮的转向阻力矩如式（5） 7.0/200/)/1/(105.0 ssn BBeGM µ××+××= （5） 式中，Gs为前桥负荷，e 为主销偏移量，B 为 轮胎宽度，us为摩擦系数。将各参数值代入，计算 得 Mn =10 497（N·m）。 在此转向阻力矩的作用下，当机构底角和转向 臂长度变化引起最小传动角变化时，转向横拉杆的 作用力如图 3。图 3中，曲线①②③④（由上到下） 对应的最小传动角分别为 22°、29°、33°、35°。此 时，曲线①②④为转向臂长 400 mm，底角分别是 65°、70°、75°时的横拉杆作用力曲线（最大内侧转 角 40°），曲线③是底角 70°，转向臂长 700 mm时 的横拉杆作用力曲线。 可以看出，随着机构底角的增加，最小传动角 增大，横拉杆受力明显减小；而若底角不变，增加 转向臂长度，最小传动角减小，但是，横拉杆作用 力反而出现减小趋势，这是由于转向臂长度的增 大，加大了作用力臂的长度。但其值仍然大于转向 臂长 400 mm、底角 75°时的横拉杆作用力。 分析表明，机构底角变化 1°，可影响横拉杆作 用力的 5%，而转向臂长度对此影响较小，在 100～ 200 mm变化，只相当于底角变化 1°时的影响。 （2）内外侧车轮转角分析 图 4是改变机构底角、转向臂长时，转向过程 中内外侧车轮实际转角关系曲线。曲线（由上到下） ①②⑤是转向臂 400 mm，底角分别在 75°、70°、 65°时的曲线；③是理想的内外轮转角关系曲线；④ 是底角 70°，转向臂长 700 mm时的曲线。 可以看出，在转向臂长度不变的情况下，底角 小于 65°时，外侧车轮转角不足，在大于 70°时， 外侧车轮转角过多。所以在 65°～70°之间，存在 最佳底角。此分析结果与底角的经验 计算公式 六西格玛计算公式下载结构力学静力计算公式下载重复性计算公式下载六西格玛计算公式下载年假计算公式 ： arctan(4 / 3 ) 5N Mθ = ± ° 的计算结果相同。而在 底角不变的情况下，增大转向臂长度，外侧车轮转 角减小。但是影响不显著。 图 5是机构底角、转向臂长度变化时，内外 侧车轮转角随时间变化的曲线。曲线①②④（由 上到下）是转向臂 400 mm，底角在 75°、70°、 65°时外侧车轮的转角；曲线③是底角 70°，转向 臂长 700 mm时右侧车轮的转角。 θ α M N β 辽宁工程技术大学学报 第 26卷 280 图 3 横拉杆的作用力 图 4 理论转角与实际转角的误差 Fig.3 forces on tie-rod Fig.4 error on theoretical and practical steering angle （3）转向时间分析 可以看出，在转向臂长度不变的情况下，随着 机构底角的增加，转向时间增长；而增大转向臂长 度，可以缩短转向时间，但是影响不显著。 4 转向四连杆机构的优化设计 基于上述分析，应用 ADAMS软件对转向四连 杆机构进行优化设计。设计变量为转向臂长度及底 角，优化目标为：转向过程中，外侧车轮理论转角 与实际转角的误差最小，优化目的是减小转向时轮 胎的磨损。 通过仿真优化分析，设计结果为：机构底角 68.7°、转向臂长度 472 mm。对应的外侧车轮理论 转角与实际转角的误差如图 6。 SGA3550 矿用汽车的样车采用此转向四连杆 机构，运行稳定，操纵灵活，轮胎磨损小。 图 5 内外侧车轮转角关系 图 6 优化结果 Fig. 5 inside and outside steering angle Fig. 6 optimal result 5 总 结 在转向四连杆机构设计中，最小传动角对横拉 杆的作用力影响大，若不考虑此约束，可能引起横 拉杆的早期损坏。机构底角、转向臂长度影响转向 时间，因此在优化目标相差不大的情况下，应优先 选择转向时间短的设计参数。机构底角存在误差对 转向性能影响很大，所以在装配过程中要减小机构 底角的安装误差。 参考文献： [1] 董学锋. 整体式转向梯形机构的优化设计[J]. 汽车技术,1989(1)： 7-14. [2] 姬芬竹,高 峰,周 荣. 电动汽车传动系统参数设计和续驶里程研 究[J]. 辽宁工程技术大学学报,2006,25(3):426-428. [3] 张 蕾,张文明. 汽车全液压式转向机构优化设计[J]. 起重运输机 械,2006(7):18-20. [4] 张洪秋. 汽车设计[M]. 机械工业出版社,1992. [5] 张 蕾,张文明. 超长型半挂车转向机构优化设计[J]. 起重运输机 械,2006(2):31-33. [6] 诸文龙. 底盘设计[M]. 北京:机械工业出版社,1981. 0 10.0 20.0 30.0 40.0 1000.0 2000.0 3000.0 4000.0 5000.0 6000.0 7000.0 8000.0 9000.0 角度/(°) 作 用 力 /N 0 10.0 20.0 30.0 40.0 5.0 10.0 15.0 20.0 25.0 30.0 35.0 角度/(°) 角 度 /(° ) 0 0.1 0.2 0.3 0.4 5.0 10.0 15.0 20.0 25.0 30.0 35.0 时间/s 角 度 /(° ) 0.45 0 0.1 0.2 0.3 0.4 -1.0 -0.5 0.0 0.5 角度/(°) 角 度 /(° )