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论文写作模式-矿用自卸车转向系统的结构设计与运动学仿真

2021-03-18 11:31


   矿用自卸车,是一种用来开采矿(包括运矿石、岩土等)的运输工具,随着其发展现在也负责为水电、土建等大型项目进行运输作业,近些年来,随着科技的发展和进步,矿用车的重量及运输的吨数也在不断地提高且工作环境的恶劣,导致转向过程中需要克服的阻力也逐渐增加,矿用自卸车转向系统也发生了较大的改变,因此,设计一款可以解决上述问题且可以与其更好匹配的转向系统迫在眉睫。

 
  本文对矿用自卸车的转向系统进行了详细的语言描述,并根据SET230矿用自卸车的各项参数对所设计的转向系统进行相应的设计和计算,在此基础上,对转向系统各个元件进行选材转配。利用所学仿真软件,对所设计转向系统进行了动力学仿真分析,转向系统为仿真后,对干涉现象进行分析,从而了解转向系统在各个工况下对力的要求,从而对转向系统的匹配等问题有较好的预测,进行对元部件的设计计算。对转向条件的确认,以及对转向半径的分析计算,和对转向梯形机构的分析计算,确定最大的推力值。40Cr作为材料,对转向横拉杆进行了有限元分析。
 
  1.2矿用自卸车转向系统的研究现状
 
  转向系统能够使驾驶员在转向的过程中安全稳定的转向,这使他成为矿用自卸车重要的机构之一,转向系统的发展主要是从一开始的纯机械式转向系统再到后来的液压助力转向系统,在到现在研究出来的全液压转向系统[3]。最早研究的机械式转向系统主要就是全部利用机械结构进行转向,工作性能好,然而这样的转向只能是通过驾驶员提功力进行转向,因此造成了驾驶员有较大的压力。然而液压助力转向系统是一种机械为主液压为辅的转向系统,能够通过液压助力大大减轻驾驶人员施加给方向盘的力。因此,现在液压助力转向系统被广泛应用在汽车的制造上。
 
  1.2.1矿用自卸车转向系统的国外发展状况
 
  国外对于转向系统元件及其各方面性能的研究较为先进,对于矿用自卸车的研究大约在20世纪40年代左右[4],代表作品有Euclid公司研制的液压翻斗车,此车应该是矿用车载有记载以来的第一台,该车主要利用将碰撞事故与实验测试结合的试验来对该车的转向系统进行研究从而对车的转向系统性能进行测试。迄今为止,国外主要生产矿用自卸车型号主要有Liebherr的T252、T262、T282B,Terex的GR2300、GR3300WG、Belaz的75306,Hitachi的EH3000、EH3500、EH4500、EH5000等,目前自卸车的技术已相对成熟,转向系统一般也都采用机械与液压结合的方式,因为纯机械操控对于操纵人员体力消耗太大,而纯液压的话则需要较长时间的回路控制[5]。
 
  综上所述,国外的转向系统经过长时间的改造,已经具备了灵敏的操控性能及持续的工作特性,并且可以在较为恶劣的环境下作业,利用变量柱塞和传感器相互结合作用实现对不同转向角度的控制从而实现降低能量消耗的作用。
 
  1.2.2矿用自卸车转向系统的国内发展状况
 
  我国矿用车起步较晚,之前一直使用炸药采矿然后小吨位运输[6]。自二十世纪七八十年代以来,矿用车逐渐在我国流行起来,在我国发展前期,主要以学习外国矿用机械框架及相应结构信息,近些年随着我国GDP的提高,工厂及个人对于矿用自卸车要求逐渐复杂化,很多厂家开始对矿用机械车有了新的增多,主要机型有郑州宇通重工有限公司的YTMG460、YTMG350、YTR280C、YTR220B。陕西同力重工有限公司主要生产的自卸车型号有TL740、TL810等[7]。上述厂家都采用全液压转向系统。全液压转向系统由三种表现形式,分别是定量泵与转向器组成的常流量控制,由转向控制阀和恒压力的定量泵和转向器组成的常压力控制,以及由负载定量泵和负载传感器组成的常压力控制。
 
  1.3研究的目的与意义
 
  我国一直是矿产大国,矿用车的需求也在逐渐增多,很多矿用车作业并不能承载较大重量的矿产,结合其他例如保养不及时,矿车行驶路线差等缺点,导致车辆转向系统处于高负荷运转状态。这就直接影响到了整车的寿命及稳定。因此,对于转向系统的安全方面、稳定方面、实用方面的考虑直接影响到整车的质量[8]。在最近几年,国内对于转向系统的研究正在逐渐细节化,转向系统无论是结构性能还是结构组成都在不断地创新及发展。从而进一步能过对实体进行设计优化,使设计的可靠性增强。本文主要以上海三一重工生产的SE430型号矿用车为准,针对现有车型转向系统的性能进行提高和相应优化处理,从而提高整机的质量和操作稳定性。
 
  1.4课题研究的主要内容
 
  本论文针对SET230型号矿用车转向系统进行了相应设计及优化,通过对转向系统的理论计算及其各项参数的优化,从而对转向系统进行合适的匹配。
 
  论文研究的主要内容有以下几个内容:
 
  (1)详细阐述矿用自卸车转向系统对整车的重要性,着重强调了国内外矿用自卸车转向系统发展以及优缺点进行分析说明;
 
  (2)对转向系统各部件的参数确定,确定出各部件的计算,对元件进行选型计算;
 
  (3)利用CATIA软件对转向系统的三维建模,确定各部分之间的配合关联;
 
  (4)通过Ansys对所设计转向系统进行仿真分析;对转向横拉杆进行有限元分析。
 
  (5)对本文中所作工作进行一个汇总,并将涉及的不足点及存在的问题进行说明及展望。
 
  2
 
  转向系统的结构设计
 
  2.1转向系统的设计及要求
 
  矿用自卸车是针对采矿运输作业生产的一种车型,因此,其转向系统是控制大重量矿用车的关键,起到对矿用车的控制及协调整车的作用[9]。目前,国内主要以转向性能作为评价一种行驶是否平稳的一个重要指标,对于其转向性能,不仅指其能否正确实现对于车辆行驶的控制,还要求方向盘与转向轮之间具有良好的响应,响应速度块、转向速度快、转向力矩小等是自卸车转向性能的重要指标[10]。因此,为了实现转向系统的正常运行,一般有如下几个要求:
 
  (1)质量可靠,稳定性强。转向系统使用时间的长短会对自卸车整体使用有着直接的影响[10]。
 
  (2)抗冲击性能良好。对于矿用车由于其作业过程中复杂的地理环境,抗冲击性能可以保证其在行驶中具有平稳的行驶路线。
 
  (3)方向盘的回转灵敏。方向盘作为直接控制转向系统的部件,其转向的圈数一定尽可能少,以此来提高其反应速度,从而减轻驾驶员的体力消耗,提高生产率。
 
  (4)转向可靠性高。由于其工作环境的限制,当主转向发生变化时,他可以保证及时转向制动,保证司机安全;在控制转向器过程中,需要有一定的空闲保证车辆的平稳直线行驶,使其可以自行回正。
 
  (5)转向系统的杆系在设计过程中,需要保证几何关系匹配得当。
 
  2.2转向系统的组成及工作原理
 
  2.2.1选矿用车基本参数
 
  本文主要以三一公司生产的SET230机型为标准进行设计,其基本参数介绍如下:
 
  (1)整车外形尺寸:14690mm*7892mm*7265mm;
 
  (2)轴距:6400mm;
 
  (3)前轮距:6345mm;
 
  (4)前轮最大转角:40°;
 
  (5)整车总质量(装载后):393kg;
 
  (6)电功率:1864kw;
 
  (7)最高车速:64km/h;
 
  (8)最小转弯直径:28.4mm;
 
  2.2.2转向系统的组成
 
  转向系统主要由机械结构及液压结构组成,其中机械部分可以保证转向系统单可灵活运转,液压部分则主要保证矿用车在高载荷情况下的稳定性及灵敏度;其中,转向梯形和转向摇臂构成了转向系统的机械部分[11];其液压结构部分则主要以油泵及控制油泵的相应管路及油箱组成,具体结构如下图2.1所示。
 
  图2.1转向系统组成图
 
  2.2.3工作原理
 
  本次设计的矿用车转向系统由机械结构部分和液压结构部分共同作用来对转向器进行控制,实现转向作业。转向梯形结构、转向节臂、转向摇臂、转向器等部分构成了机械结构,主要动力传递是将来自于方向盘上的力通过转向管柱经由传到转向梯形,实现对车轮角度的控制。而转向系统液压结构是通过转向油泵和转向油缸以及动力转向器等部分组成,主要是起到了助力的作用,从而保证在矿用车行驶时转向灵敏且稳定[12]。
 
  3转向系统的分析计算
 
  3.1双轴转向系统
 
  对于矿用车转向,通常以汽车转向角作为嵌入点。经对SE230矿用车转向系统分析,其转向角φ在30°到40°之间。对于常用的转向系统通常是由转向横拉杆和转直拉杆、转向梯形机构、转向摇臂和节臂构成,主要是起到了助力的作用,从而保证在矿用车行驶时转向灵敏且稳定[13]:
 
  在自卸车转向系统中,机械部分主要是驾驶员通过自身施加一个力,转向管柱起到了一个传递力矩的作用,转向力通过了转向管柱再被传递到转向器中的输入轴部分,在经过滚球丝杆副践行力的传递,将转向螺杆左右旋转运动改变成了转向螺母的上下往复运动。经过齿条齿扇副对转向力的进一步传递到输出轴,这时转向螺母上下往复运动就会改变为转向器内输出轴的正反向运动。转向摇臂在转向力的作用下,前后摆动,转向摇臂又再次将力传递给转向拉杆,使其前后运动。转向拉杆又再次将力带给转向节臂,使其发生运动。最后转向节臂推动车轮使车辆左右转向[14]。如图3.1所示。
 
  图3.1转向系统的组成
 
  3.2转向系统的分析
 
  3.2.1转向条件
 
  针对本文所讨论的矿用自卸车车型,该转向需要满足的要求:1、实现同轴转向,2、转向中心前后轴距离要在中心线上[15]。因此,选择的轮轴为前一后一的形式,针对这转轴形式,我们开始对转向系统进行分析如下:
 
  图3.2转向原理图
 
  如图3.2所示,由所设计车型信息我们可以得到对于转向系统的关系如式子(1)-(4)所示。
 
  (1)
 
  (2)
 
  (3)
 
  (4)
 
  由上述关系式,我们可以发现前后轮摆动的角度及各角之间与轮距的关系,为我们对于转向系统的设计提供了研究基础。
 
  3.2.2转弯半径的分析
 
  转弯半径指当方向盘转到极限位置时外侧前轮轨迹圆半径[16]。通常来讲,在汽车转向结构灵活度方面,转弯半径有着很大的影响。在汽车行驶的过程中,适当的转弯半径能够使汽车更加方便的通过崎岖险阻的路面和能及时避开障碍物的能力。最小的转弯半径出现在转向盘向左或者向右转到极限的位置时,也就是汽车外轮与地面接触点到转向中心的距离为转弯半径。汽车机动性能的好坏是由转弯半径决定的,机动性能越差,转弯半径越大。汽车右侧转向轮到其转向中心的距离计为l,前轴左轮的转向角为θ1,前轴右轮转向角为θ2,后轴左轮转角为θ3,后轴右轮转向角为θ4,在上述分析中,以转角相同为基础,我们可以对前后关系进行总结如下,则
 
  前轮转弯半径为:
 
  (5)
 
  全轮转弯半径为:
 
  (6)
 
  综合式可得
 
  (7)
 
  从上面的式子联立可以得到,在转向时利用全轮转向时,转过相同的角度,然而全轮转弯半径是前轮转弯半径的2倍。车辆在转向的过程中灵活度也会相应的变得更好。在理论前提下,车辆在全轮转向中可以绕着车轮转向中心原地转向。
 
  对于三一重工的SE230矿用车相关信息,我们取θ1=30°,联立式(1)-(7),我可以的得出
 
  =15790mm
 
  3.2.3转向梯形机构
 
  汽车的转向系统中通常都会有转向梯形机构,转向梯形机构由左右转向梯形臂,左右转向节、转向横拉杆以及两个液压缸组成[17]。车辆在转向的过程中,主要是驾驶员提供一个转向力,液压装置提供辅助的作用,转向力会推动转向节臂运动,转向节臂又将力传递给转向横拉杆,转向横拉杆会带动车轮转动。
 
  图3.3梯形转向系统结构简图
 
  由图3.3梯形结构的几何关系,可以发现以下公式:
 
  由于车轮安装过程与转向节有一定空隙,本设计空隙为500mm。因此,我们可以得到
 
  最小转角所在位置关系为ACD在同一直线上,此时,最小转角为23°:
 
  ;
 
  因此,梯形拉杆的长度分别为左右转向节之间的距离为5345mm,左右梯形臂的距离为2268mm,横向拉杆的长度为3538mm。
 
  3.3内外转角关系函数分析及目标函数的确定
 
  本程序主要通过matable软件对内外转角的输入输出关系行成了一种关系图,其中,所编辑程序如下表所示。主要思路为通过上述对于夹角之间关系的分析,对夹角之间的关系进行了函数转换。
 
  在上述程序中:
 
  angles(:,1)是内转角输出值,
 
  angles(:,2)是外转角输出值,
 
  sita为循环次数,其他参数在上述计算中有所提及,请参考上文中的变量。
 
  下图3.4所示为MATLAB内外论转角关系图,该图反映了内外转角的关系图像呈正相关。
 
  图3.4 MATLAB绘制的内外论转角关系曲线
 
  3.4液压缸推力的计算
 
  在一般情况下车轮的转向阻力矩的大小会与车轮与地面的接触、车轮轮胎的结构设计、轮胎自身以及车速有关。转向桥载荷的计算,通常选择在汽车静止不动的情况下的转向阻力矩,这个时候出现的阻力是行驶过程中的2倍。在本文中对转向阻力矩的计算选择用塔布莱克推荐公式,这个公式能够帮助我们更便捷的计算转向阻力矩。空载质量为163000kg装载质量为230000kg,车的总质量393000kg。
 
  M:为转向阻力矩N.m;
 
  k:转动惯性力矩;
 
  :转向桥负荷;的整车总质量可以作为转向桥的负荷值;
 
  根据查表可以得出轮胎的宽度b=1235mm摩擦系数可以通过曲线得到。
 
  最后能够算出M=334280N.m。
 
  液压缸最大推力的计算我们通常用公式:
 
  Fsmax=
 
  最小的转向阻力臂r一般取值为0.45
 
  把转向阻力矩数值代入公式算出:
 
  Fsmax==7.43×105N
 
  3.5本章小结
 
  本章对转向系统的结构设计及相关工作原理进行了分析,对内外转角之间的关系进行了分析。算出了液压缸的推力为7.43×105N。
 
  4转向梯形的设计
 
  4.1目标函数的建立
 
  如图4.1所示,对于转向梯形结构,首先是对其尺寸的确定,尺寸确定常用的方法为解析法,具体算法如下:
 
  图4.1转向梯形机构
 
  对于梯形转向,它必须满足条件如下:
 
  a=c;
 
  在转向过程中,需要保证无侧滑,则根据文献[18]其无侧滑的期望函数为:
 
  cot–cot=M/L
 
  上式中M为轮距,L为轴距。
 
  根据图4.1可以发现,在车辆在转向的时候:
 
  (4.1)
 
  如果我们取作为自变量的情况下,那么我们会得到用β的函数所表达的外轮转角的式子,也就是:
 
  (4.2)
 
  能够作为转向梯形机构内外转角关系。我们所设计的转向梯形机构,通常是要达到实际发生的转角要尽可能的贴近理论的内外轮转角值[19]。如果我们要把全部的转角都要考虑进来,两个转角的要尽可能的相同。我们推荐使用建议用加权均方根误差σ:
 
  (4.3)
 
  、为:
 
  1.5 0°<≤10°
 
  =1.0 10°<≤20°(4.4)
 
  0.5 20°<≤°
 
  上述两式是等价的,因此选择式(4.3)作为极小化目标函数。
 
  4.2转向梯形机构的设计变量与约束条件
 
  我们首先要对给出的自卸车的转向梯形机构进行分析设定,这其中包含了变量,安装距离h以及转向梯形臂长。给出一个底角初始的计算数值值,再进行下一步的优化分析设计。然而转向梯形臂和安装距离的选择是和约束条件有一定关联[20]。
 
  4.2.1实现要求的最大转角要确保车轮转动有足够的齿条行程
 
  要尽量车轮转动的过程中齿条行程能够满足实现要求的最大转角[21]。也就有了下式:
 
  式中:或相应的齿条行程;:转向器的许用齿条行程
 
  (4.5)
 
  联立公式(4.6)可以发现:
 
  通常情况下{}内的数值如果是不大的情况下,齿条行程的数值能够记为0,能够大致的算出或
 
  这时当γ已知,大小的变化范围是
 
  (4.6)
 
  因此,上述式子为约束条件。
 
  4.2.2计算传动角α
 
  在车轮转向的过程中,要让转向梯形臂和转向横拉杆所夹的传动角能够实现转向的要求。传动角的大小与车轮转角密不可分。当车轮的转角变小,传动角就会相应变大。经过试验分析所得,当在同一个齿条行程中,总比要小[22]。
 
  (4.7)
 
  (4.8)
 
  选择车轮的最小传动角,当车轮回正时,内轮的转角达到最大,这个时候内轮转角最小。如果在设计时选择的传动角过小就会造成车辆在转向时很难转动以及很难回位。为了能够得到较好的传动效果,在设计平面连杆机构的过程中一般选取[23]。但是因为在一般情况下汽车转向都是采用小转角转向,大部分小转角转向角度要小于20°,当我们要采取大转角转向的情况下,这也是先小转角进行转向,在逐渐到大转角转向,因此我们选择了时,将当做控制参数。把上述条件作为约束,一般时候能够确保时。
 
  安装距离越小的时候,δ也相应的变小,这时可以得到相对较大一点的的传动角α。安装距离h过小会导致转向结构中横拉杆与齿条间夹角增大[24]。
 
  (4.9)
 
  (4.10)
 
  为了能够给获得较好的传动效果,本文中将α,作为约束条件,使下列不等式成立:
 
  (4.11)
 
  (4.12)
 
  从上面的式子可以得到:
 
  这导致外轮转角和内轮转角能够取得的数值内,是1,是。安装距离h值是在下式中所变化的[25]:
 
  (4.13)
 
  处于中立位置,转向梯形臂会相应减小,故可以取近似值:
 
  这时候得到安装距离h的变化范围:
 
  (4.14)
 
  最终得到梯形臂长、;安装距离。
 
  4.3本章小结
 
  本章主要是对转向梯形机构的设计和分析,以及对传动角的计算。梯形臂长、,安装距离
 
  5
 
  转向机构三维模型与仿真
 
  5.1软件介绍
 
  CATIA软件是根据自己本身的想法,按实验不同大小的结构尺寸,在实际生产之前完成详细工程图的绘制以及生产模型的制作[26]。利用CATIA软件的智能性结构设计,使用者可以对设计的产品随意更改,即使是在设计的最后一个阶段也能够随意的对零部件进行更改,大大减少了实际制造出现的错误。现在,CATIA已经成为制造生产不可缺少的一部分。
 
  5.2转向机构三维建模
 
  根据本文计算所得数据,主要计算参数为梯形臂,=214。梯形拉杆的长度分别为左右转向节之间的距离为5345,左右梯形臂的距离为2268,横向拉杆的长度为3538。
 
  对转向机构三维建模如下图5.1所示,所设计转向系统结构由液压缸作为动力源,左右转向梯形臂,转向横拉杆,转向节组成组成。
 
  图5.1转向系统的仿真模型
 
  5.3转向结构的运动学仿真
 
  从下图5.2我们可以得到前轮最大转向角为38.9°。满足设计要求。
 
  图5.2前轮转角随时间变化的曲线
 
  在图5.3中,液压缸推力随着时间的增加而增加,在第5秒时,液压缸达到最大推力68340N,在我们所算最大液压缸推力范围内。在下图我们可以看出,随着在转向的过程中,转向阻力矩的减小,液压缸的推力变化曲线逐渐平缓。
 
  图5.3液压缸推力随着时间变化曲线图
 
  下图5.4中,转向角度的增加会带动转向横拉杆力的增大,当外轮转角达到最大值时,也就是转向极限,转向横拉杆的作用力达到最大值为64570N。
 
  图5.4转向横拉杆作用力随着转向角度的变化曲线
 
  图5.5中,对整个转向机构的应力进行仿真分析,各个零部件之间的摩擦可以设置为摩擦接触,摩擦系数为0.2,中间位置设置为固定约束,给液压缸分别施加一定的力,得到最大的应力值为263.93MPa。
 
  图5.5应力随着时间变化的曲线图
 
  5.4转向横拉杆的有限元分析
 
  ANSYS软件的应用非常广,在很短的时间内就因简单的操作性已经成为工程师不可少的仿真软件。它们的每一种算法都是有其擅长的领域。可以帮我们解决很多问题,这就对工作效率带来了很大的上升。
 
  特别是对在转向系统中转向横拉杆起到了至关重要的作用,转向横拉杆自身的自身所能承受的最大应力,以及变形量都会对转向造成影响,因此我们队转向横拉杆进行有限元分析。转向横拉杆三维几何模型如下图所示,该模型是由600个单元格组成,节点数为1272。边界条件:释放螺栓孔轴向自由度,约束其他方向自由度。载荷:在螺栓孔出分别施加左右方向7000N的力;
 
  图5.5转向横拉杆模型图
 
  根据所选用的矿用自卸车,选择40Cr作为材料。材料属性详细见如表5.1:
 
  表5.1 40Cr材料属性
 
  属性数值单位
 
  弹性模量2×Pa
 
  密度7850 Kg/
 
  泊松比0.3
 
  屈服强度3827945 N/
 
  极限强度5849634 N/
 
  图5.5转向横拉杆应力云图
 
  图5.5转向横拉杆位移云图
 
  通过对转向横拉杆的有限元分析,得到的结果是最大变形量0.017mm,最大应力是31.851MPa。


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