佛山三水区登高车出租,   佛山大塘镇登高车出租,   佛山芦苞镇登高车出租     🚛 入深水者得蛟龙,   入浅水者得鱼虾   🚛   登高车转向杆系运动进行仿真,   随着公司汽车登高车的高速发展，产量逐年翻倍上升，从小高度到大高度各系列不断完善，大高度作为最重要的战略产品，其地位逐渐得到凸显。公司登高车从投放市场以来，由于其转向系统初期设计不够充分，一直存在跑偏以及磨胎的困扰，并且各拉杆协调性也不够优化，因此有必要对登高车转向系统重新分析计算。笔者根据多桥转向机构多杆件组成的特点，建立了基于ADAMS/View的多体运动学模型，并对其进行仿真及优化，从根本上改善转向行驶性能。同时，通过对登高车的四桥转向系统研究，为更大高度的转向系统提供了一种设计思路。

           转向角的理论计算设计多轴转向理论计算，为使分析简化，不考虑轮胎侧偏刚度对转向的影响。根据阿克曼原理，由此作如下假设：（1）转向时由于速度很小，忽略离心力的影响；（2）忽略轮胎侧偏角的影响；（3）不考虑轴转向对瞬时转向中心的影响，近似地认为转向轮只有纯滚动而无滑移或滑转，各转向轮应绕同一瞬时转向中心转动。登高车转向为1、2、3、6桥转向，理论转向中心为第4、5轴的中心线。各理论转角有如下关系：  （3）式中，θiL为第i轴左转向轮转角，i=1，2，3，6；θti1为第一轴左转向轮转角为θ1L时，第i轴左转向轮理论转角，I=2，3，6；θtj2为第二轴左转向轮转角为θ2L时，第j轴左转向轮理论转角，j=3，6；θtk3为第三轴左转向轮转角为θ3L时，第k轴左转向轮理论转角，k=6；通过理论分析及ADAMS仿真对转角进行优化，确定各铰接点坐标，优化拉杆布置；采用AnsysWorkbench对拉杆及中间摇臂作应力及屈曲计算，优化了拉杆及摇臂材料及工艺，降低了成本。

        建立登高车转向系统ADAMS模型时，针对分析各个转向轮运动协调性，对转向和行驶系统进行简化：（1）转向中没有相对运动的总成简化为一个零件。（2）车桥刚性固定在车架上，暂不考虑钢板变形的影响。（3）因转向盘到转向器的部分与转向拉杆运动无关，暂不考虑。以一桥左右主销与车轮旋转中心交点的连线的中点为原点，驾驶员后方为X轴正向，右方为Y轴正向，上方为Z轴正向，建立整车模型的坐标空间。以此为基础建立零件、连接副等，得ADAMS/view模型。

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         转向系统各铰接点的仿真优化   登高车转向系统的优化原则，是以理论计算为目标值，以仿真结果为实际值，以仿真结果与理论计算结果差值的绝对值为优化目标函数，差值越小，则结果越优。根据转向器设计要求，方向盘左右打到极限时，转向垂臂的摆角在±43°时卸荷，因此在转向器输出轴处加一个随时间变化的转动，该转动相对垂臂初始位置从-43°转到43°。   （1）二桥转角优化。根据公式（1），二桥理论转角由下式求得   优化目标函数为f1(x,z)=ABS(sany.function_2F-sany.  ，sany.function_2F为二桥左轮的仿真转角；sany.function_2L为其理论计算转角。命名规则下同。取优化的自变量为摇臂一上分别与一桥、二桥拉杆连接点的x、z方向坐标。摇臂Ⅰ与一桥转向直拉杆铰接点坐标，摇臂Ⅰ与二桥直拉杆铰接点坐标（DV_yb1q2_x，DV_yb1q2_z）。各坐标点名称中，“yb”为表示坐标；“q”表示桥。命名规则下同。铰接点的选取，先通过CAD绘图，找出铰接点坐标的大致位置，再对坐标点的X和Z坐标分别进行ADAMS优化。DV_yb1q2_z对误差的影响：取其最大值为165；最小值为175.进行Designstudy。优化结果表明DV_yb1q2_z在171附近，误差最大值最小。同方法对DV_yb1q1_x和DV_yb1q2_x进行若干次进行Designstudy当DV_yb1q1_x取820，DV_yb1q2_x取780时，转角差最小。但拉杆与球头存在干涉现象 。理论最优的结果由于存在拉杆与球头的干涉现象而难以实现。因此，必须对理论最优结果在小范围内进一步优化以改善转向杆系的布置。优化后的结果在转向全程误差都在1°以内，可以满足优化目标。

   

   （2）三桥转角优化。根据上述分析，得三桥转角优化目标函数f2(x,z)=ABS(sany.function_3F-sany.function_3L)优化的几种结果如图7。摇臂的位置受空间限制，靠上则易与走台板干涉（yb2yb1_z＜895），靠下转向直拉杆与助力油缸运动时，球头易发生干涉（yb2q3_z＜220），且摇臂中心点不能下移。为解决干涉问题，改变转向中间拉杆Ⅲ的布置情况如图9。这样改进另有如下优点：一是摇臂Ⅲ与油缸、六桥、拉杆的连接点，位于摇臂旋转中心的同侧，摇臂受力减小；二是三桥转向助力油缸布置空间加大，可加长力臂，以提高助力扭矩；三是4个油缸的有杆腔和无杆腔分配更加合理。原布置右转时第一、三、六油缸为无杆腔工作，改变后第一、六杆为无杆腔工作。

    （3）六桥转角优化。根据上述分析，六桥转角优化目标函数优化结果。

           拉杆及摇臂的有限元分析拉杆的设计，需要校核以确定强度与稳定性是否满足要求。使用Workbench可以快速导入Pro/E模型并进行网格划分及有限元计算，结果直接可靠。 中间连接拉杆的分析与优化中间连接拉杆的强度运算，以中间连接拉杆总成Ⅱ为例，其他拉杆计算方法类似。考虑如下危险工况：假设中间摇臂Ⅰ上一个油缸失效，后两桥的富余扭矩通过中间连接拉杆Ⅱ加载到中间摇臂Ⅰ上。通过计算，中间连接拉杆总成Ⅱ受10715N的压力。取3倍安全系数进行有限元分析，得最大应力为546.87MPa位于两端的颈部，杆体的应力处于40～55MPa之间，最大变形3.73mm。将载荷改为1N进行屈曲分析，得屈曲载荷为21029N，安全系数为21029N/10714.64N=1.96是可靠的。

           在摇臂旋转轴处用圆柱副连接。与车桥连接的两个孔用fix固定，与油缸连接的两个孔加载πr2p的力。其中，r为转向助力缸内半径，p为转向器最大工作压力。对板厚分别为34mm、30mm、25mm的Q345摇臂进行有限元分析如下：Q345抗拉强度470～630MPa，考虑两倍的安全系数，且挤压应力为抗拉强度的1.7倍。钢板30/Q345B即能满足要求。同时，当前使用的中间摇臂，厚度为34mm，根据集团优选钢板材料标准，只能选择钢板B-36/Q345B，因此需要采用数控铣床，铣去2mm厚度，工艺复杂，成本较高。通过校核计算，30mm厚钢板即可满足要求，则直接选用集团优选钢板B-30/Q345B即可，优化了材料及工艺，降低了成本。

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