四軸支架搬運車轉向機構設計

許聯航

(國能神東煤炭集團技術研究院，陜西 榆林 719315)

0 引言

液壓支架搬運車是專門針對綜采工作面搬家倒面過程中液壓支架的倒運或長距離運輸而研制開發的一種新型特種工具，是現代化采煤工藝必不可少的輔助運輸設備[1]。目前，國內使用的液壓支架搬運車噸位涵蓋50 t、55 t、80 t，均為鉸接式結構型式，且已屬成熟產品，但其對負載重心變化適應性較差，重心偏移會導致其轉向靈活性變差，故航天重工公司研發團隊研制了一款U型支架搬運車來解決以上技術問題[2]。

車輛轉向機構是一個較為復雜的空間機構，是通過對左右轉向車輪之間的合理匹配來保證汽車能沿著設想的軌跡運動的機構[3]。它對汽車操縱穩定性有重要影響，因此對于車輛來說轉向機構的設計尤為重要。對于車輛轉向系統的設計要求能夠保證汽車具有高的機動性；在轉向盤和各轉向輪的轉角間應保證運動學和動力學關系的協調[4]；同時，轉變向機構與懸架轉向裝置的運動干涉應最小。針對車輛轉向系統的設計要求，采用傳統的設計方法不能很好的滿足，它會受到經驗設計的約束，設計周期長，效率低，而采用當今比較流行的動力學仿真技術，能降低工程制造和測試費用[5]，在產品設計出來之前，就可以發現并更正設計錯誤，完善設計方案，在產品開發過程中，減少所需的物理樣機數量。同時能夠分析其動力學特性，用軟件在理論上分析車輛在行駛時，轉向是如何動作以及轉向系統總成中各部件的受力情況，進行動態的分析和仿真模擬[6]，分析出各部件最佳運行狀態的條件以及如何改善轉向系統，并使整個轉向系統結構更加緊湊，滿足各方面的設計要求[7]。

在這樣的背景下，將虛擬樣機應用于車輛轉向系統的設計及制造中，就可以克服由傳統設計方法帶來的諸多缺點，使設計人員在設計階段就能仿真模擬車輛轉向系統的運動，掌握車輛轉向系統的動態性能，不僅縮短新產品研發的周期，提高產品的設計質量，而且降低產品的研發成本，提高企業的競爭力和轉向系統一次設計成功率。轉向機構的設計對轉向精度起著決定性的作用[8]，另一方面還對整車行駛安全性、耗油性、舒適性、輪胎壽命等方面有一定的影響。因此車輛的轉向機構是一個重要的研究方向，減少輪胎磨損，使車輛具有良好的道路通過性、穩定性和安全性是液壓支架搬運車整體結構設計中的關鍵所在。

1 技術指標

根據技術要求，轉向機構主要性能參數應達到表1要求。

表1 WC80Y支架搬運車性能參數轉向部分

2 多軸轉向系統的組成

采用整體式車架設計，與傳統液壓支架搬運車采用鉸接式車架不同。由汽車行駛理論可知，汽車轉向時內外車輪的轉角應有一定的比例關系，這種比例關系一般由轉向梯形機構來實現。轉向梯形有整體式和斷開式2大類[9]。

一般工程車輛轉向機構分為2種，一種是整體式轉向機構，即轉向橫拉桿為整體式，轉向助力缸推動車輪實現轉向動作，此種方式結構簡單、可靠；另一種是斷開式轉向機構，即轉向橫拉桿分為2根，通過中心轉向盤連接，轉向助力缸推動中心轉向盤或者車輪，進而協調橫拉桿運動，實現轉向動作，此種方式協調點較多，結構復雜[10]。

因U型車架結構限制，采用整體式轉向機構設計，橫拉桿長度約為4 m，重量大且穩定性較差，同時需要較大的轉向節臂外形尺寸，且運動協調干涉較多，實施困難；因此采用斷開式轉向機構設計，同時將中心轉向盤改為分體式的梯形連桿結構，并且采用轉向油缸推動車輪驅動轉向的方式，前后分組設計，前兩軸線轉向角度采用連桿協調，后兩軸線轉向角度采用液壓聯動協調。

液壓支架搬運車轉向機構主要由轉向節臂、轉向拉桿、轉向油缸等組成，通過油缸、轉向拉桿和液壓聯動，實現全輪八字轉向。

轉向系統采用前后轉向液壓聯動的方式，初始機構布置及點位如圖1所示，車輛的一、二軸的轉向由方向盤控制、轉向梯形機構協調，按駕駛員的操作進行轉向，三、四軸的轉向通過液壓聯動推動三、四軸的轉向油缸動作，實現三、四軸的轉向。

2.1 轉向節臂

絕大多數車輛的轉向節臂用錐形三角細花鍵與轉向器搖官軸的外端連接，其小端帶有球頭銷孔，以便與轉向縱拉桿作空間鉸接連接。

2.2 轉向縱拉桿

縱拉桿上的球頭銷承受靜向彈簧力可以使球頭銷磨損后自動補償間隙，并能緩和由道路經轉向節管傳來的反沖力。其變形量受彈簧座的限制，以防止彈簧超載，彈簧預緊力可通過端部螺塞進行調節，以保證無間隙嚙合。

2.3 轉向橫拉桿

橫拉桿兩端接頭借螺紋與橫拉桿桿體連接，兩端螺紋旋向相反，故轉動橫拉桿桿體時，可改變轉向橫拉桿的總長度，調整轉向輪的前束值，為防止接頭松動，在其螺紋部分制一切口，使其具有彈性，通過夾緊螺栓的夾緊，使拉桿桿體與接頭實現可靠連接。

兩端的球頭銷的尾部是與梯形臂相連，上下球頭座由耐磨的聚甲醛制成，裝配時其凹凸部分互相嵌合。彈簧保證球頭座與球頭的緊密接觸，且有緩沖作用，彈簧的預緊力由螺塞調整。

3 轉向機理及結構設計優化

首先根據同類車輛初選各鉸接點位置，然后按照最佳轉角理論在保證無運動干涉的情況下確定最佳點，之后計算轉向阻力矩，根據轉向阻力計算確定各構件的最大轉向力，在滿足各構件力盡可能小的情況下，并在此基礎上進行構件的幾何參數確定，并進行強度、剛度校核。

圖1 轉向機構布置Fig.1 Arrangement of steering mechanism

3.1 轉向機理

車輛在轉向時，為了減少輪胎的磨損和行駛阻力，要求所有車輪均做純滾動而無滑動，或只有極小地滑移。顯然，只有所有車輪的軸線相交于一點方能實現。在一般轉向條件下，每個車輪的轉向半徑是不同的，因此同一轉向軸上的2個轉向車輪轉角，即外側車輪的轉向角和內側車輪的偏轉角之間需滿足下列方程式，即阿克曼公式[11]

cotβi-cotαi=B/Li

(1)

式中，βi為車輛第i軸外輪轉角，i取1，2,…；αi為車輛第i軸內輪轉角，i取1，2,…；B為同軸兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離，mm；Li為第i軸到轉向中心線的距離,mm。

3.2 轉向系統設計

WC80Y液壓支架搬運車為四軸線車，如圖2所示，將車輛按照軸線自前端開始依次編號為第1軸、第2軸、第3軸、第4軸，瞬時轉向中心O在第2軸線和第3軸線的對稱線上，L為軸距，B為輪距。令第1軸的內輪轉角和外輪轉角分別為α和β，第2軸的內輪轉角和外輪轉角分別為γ和θ，根據車輛理論轉向特性，得到第1、2軸線內外側車輪轉角需滿足

cotβ-cotα=2B/3L

(2)

cotθ-cotγ=2B/L

(3)

cotγ=3cotα

(4)

cotθ=3cotβ

(5)

在本轉向機構方案設計時，要考慮由轉向桿系決定的第1軸線外輪和第2軸內、外輪實際轉角與式(2)～(5)決定的理論轉角的偏差。

圖2 轉向點位及轉角設置Fig.2 Steering point and corner setting

表3為部分轉向角度時各輪理論轉角值，圖3為各橋理論轉角曲線圖，在實際設計中，要求第1軸線外輪和第2軸線內外輪實際轉角與理論轉角偏差盡可能最小。

3.3 ADAMS仿真軟件介紹

ADAMS，即機械系統動力學自動分析(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System)，該軟件是美國MDI公司開發的虛擬樣機分析軟件。目前，ADAMS已經被全世界各行各業的數百家主要制造商采用。

圖3 各橋理論轉角曲線Fig.3 Theoretical angle curve of each bridge

ADAMS軟件使用交互式圖形環境與零件庫、約束庫、力庫，創造完全參數化的機械系統幾何模型，其求解器采用多剛體系統動力學理論中的拉格朗日方程方法，建立系統動力學方程，對虛擬機械系統進行靜力學、運動學和動力學分析，輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線。ADAMS軟件的仿真可用于預測機械系統的性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的輸入載荷等[12]。

ADAMS一方面是虛擬樣機分析的應用軟件，用戶可以運用該軟件非常方便的對虛擬機械系統進行靜力學、運動學和動力學分析。另一方面，又是虛擬樣機開發工具，其開放性的程序結構和多種接口，可以成為特殊行業用戶進行虛擬樣機分析的二次開發工具平臺。

3.4 動力學仿真

采用ADAMS進行參數化建模，以車輛第1軸線所在軸為Y軸，車輛縱向中心線為X軸建立坐標系進行參數化建模，坐標系的建立與汽車設計中通用坐標系的建立相同，以確保參數表達的一致性，參數化模型如圖4所示。

圖4 轉向機構參數化模型Fig.4 Parametric model of steering mechanism

設置一組初始位置，見表2，以表內參數為原數據進行參數優化。

根據阿克曼公式，將一軸由側車輪轉角視為理想阿克曼轉角，可推導出其他車輪相應的輸出角，見表3。

根據ADAMS仿真結果，得到整車轉向35°時，其中二橋左轉角15.687 54°，與理論值13.136 08°偏差約大于2°，該模型點位需要優化。

表2 各鉸接點的初始位置

表3 各輪理論轉角

3.5 轉向機構點位優化

ADAMS環境提供參數化建模與系統優化功能。在建立模型時，根據分析需要確定相關的關鍵變量，并將這些關鍵變量設置為可以改變的設計變量。本次轉向結構優化研究的設計方法是以內側車輪轉角為自變角，外側車輪轉角為因變角，通過橫拉桿協調，外側輪隨動，使外側車輪實際轉角盡可能逼近理想轉角。通過改變橫拉桿兩端連接點坐標，利用ADAMS多次仿真計算，得到各連接點的最佳坐標值，經過優化，點位坐標更改見表4。

表4 轉向機構各關鍵連接點點位優化變化情況

更改點位后，ADAMS仿真結果如圖5～6所示，具體仿真轉角值見表5。

圖5 各輪實際轉向角度Fig.5 Actual steering angle of each wheel

圖6 各輪轉向角度誤差Fig.6 Steering angle error of each wheel

經仿真最大轉角誤差為1.53°，出現在整車轉向30°時，轉角差值<2°，因此布置滿足轉向要求。

3.6 轉彎半徑計算

轉彎半徑是車輛轉向中心到外轉向輪與地面接觸點的距離，轉彎半徑很大程度上表征了汽車能夠通過狹窄彎曲地帶或繞開不可越過障礙物的能力，轉彎半徑越小，車輛的機動性能越好。

表5 轉向機構最終仿真轉角

轉向系統最佳點位確認后，還需對整車的轉彎半徑進行校核。作圖法得到最小轉彎半徑R=6 650 mm，整車通過半徑(內/外)R=2 470/7 760 mm，當內通過半徑為3 400 mm時，外通過半徑為8 530 mm，轉彎半徑計算示意如圖7所示，滿足技術指標要求。

圖7 最小轉彎半徑和通過半徑示意Fig.7 Schematic diagram of minimum turning radius and passing radius

4 結語

本文通過動力學仿真軟件ADAMS對轉向系統進行動力學仿真及參數化分析，得到轉向系統最優結構布置，該分析方法相較于作圖法效率更高，準確度也更高，可實現與設計協同合作，為設計工作者提供技術支撐，本分析方法對于其他運動機構的最佳點位確定及整體結構設計具有重要的參考意義。