CN110263444B - 重型车辆横拉杆的优化设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明提出一种重型车辆横拉杆的优化设计方法：步骤S1：实时获取双侧轮转向负载数据；步骤S2：计算得到双侧轮转向负载工作区间；步骤S3：调整转向负载，使转向负载趋于实车行驶的极限工况，获取全工况负载工作区间；步骤S4：根据全工况负载工作区间与含横拉杆的转向系统数学模型，反算出横拉杆受力区间；步骤S5：根据含横拉杆的转向系统数学模型，确认泵源压力与转向负载对横拉杆拉压范围的影响区间；步骤S6：确认横拉杆出现拉压交变的临界点；步骤S7：基于横拉杆大范围受拉，小范围受压的实际受力区间，选取横拉杆安全系数；步骤S8：根据横拉杆安全系数和受力区间，对横拉杆进行优化设计。能更加精准的对横拉杆进行优化设计。

Description

重型车辆横拉杆的优化设计方法

技术领域

本发明涉及车辆工程及汽车转向装置领域，尤其涉及一种重型车辆横拉杆的优化设计方法。

背景技术

重型多轴车辆因其通过性强、稳定性高、承载能力大等特点，目前已被广泛应用于基础设施建设(如大吨位全地面起重机、大型运梁车和矿用自卸车等民用装备)及军事重工领域。复杂多变的路面环境对重型多轴车辆转向性能提出了更高的要求，而横拉杆作为车辆转向传动机构中的一部分，直接关系到车辆的转向情况，在转向机构中起着传递运动和动力的重要作用。横拉杆是保障汽车安全行驶的重要安保件之一，对汽车的行驶安全至关重要。

横拉杆受力分析与优化设计方法常沿用小型车辆横拉杆的设计方法，但因两种车辆行驶工况差异大，导致小型车辆横拉杆优化设计方法无法有效适用于重型车辆，使重型车辆横拉杆的设计尺寸远大于最优尺寸，使材料减量优化有限，不利于横拉杆优化设计与定制化设计。另一方面，多轴车辆具有不同转向模式、可在全路面行驶、载重量常大范围变化等特点，使车辆行驶时各轴常产生不同转向负载，而转向负载将影响转向机构中横拉杆力学特性，横拉杆精细化设计需要精确的负载数据支撑，精确负载数据可提高横拉杆力学特性分析的准确性，进而提升横拉杆精细化设计的效果。因此，精确转向负载计算方法的使用，可提高横拉杆优化设计的效果，但目前对转向负载计算方法以半经验公式计算为主，该方法未考虑路面负载与转向系统的影响，其无法满足横拉杆优化设计对负载数据准确性的需求。

当前，对重型多轴车辆横拉杆的优化设计主要围绕着横拉杆受力校核方式与转向负载计算方式两个方面展开；(1)横拉杆受力校核方式：采用横拉杆等拉压强度设计校核方法对横拉杆进行优化设计。该方法通过半经验公式计算第一转向桥基础负载数据，用转向负载除以转向节臂长度获取横拉杆力学特性，并以第一桥力学特性作为全桥设计标准，基于等拉压强度设计校核方法进行全车的横拉杆优化设计与强度校核；(2)转向负载计算方式：通过建立不同等级路面模型(如采用EPS试验台)并结合不同路面附着系数模型，将负载与路面等级信息联合计算，以此作为横拉杆优化设计的基础负载数据源(如参考专利CN107153009A)；或采用轮胎/路面低速摩擦转向负载计算方法，在现有经验公式基础上，考虑了车速与车轮转角对转向负载的影响，将负载与低速行驶状态联合计算，以此作为基础负载数据源(如参考专利CN201811007355.8和CN108458884A)。

现有的专利技术有助于提高横拉杆尺寸优化设计的质量，但依旧存在以下一些不足，主要表现为：

1)横拉杆未实现考虑转向工况的优化设计。现有的重型多轴车辆横拉杆受力校核设计方法，并未考虑电液转向系统中液压系统如泵源压力等参数对横拉杆力学特性的影响，且使用等拉压强度设计校核方式时，因横拉杆为细长杆件，在相同的拉压强度标准下，能满足拉应力强度要求的优化设计方法是较难满足压杆稳定强度要求的。因此，对横拉杆进行等拉压强度受力校核方式的优化设计方法，将使设计过程繁琐、安全裕量过大，未实现考虑转向工况的优化设计，横拉杆的优化设计水平不高。

2)对多轴车辆无法有效的进行各轴横拉杆的定制化设计。各轴横拉杆设计方法，以第一转向桥在最大转向负载条件下横拉杆的力学特性，作为各轴横拉杆设计校核的统一标准。然而，多轴车辆各轴由于转向模式不同，各轴的转向负载也不同，将使各轴横拉杆拥有特有的力学特性，使各横拉杆实际所需的强度标准不一。因此，上述设计方法无法有效对多轴车辆各轴横拉杆进行定制化设计。

3)现有的基础负载数据源获取方式，对横拉杆优化设计的优化效果提升有限。基于转向负载计算方式所获取的基础负载数据源，能提升横拉杆优化设计的效果，但现有的转向负载计算方式主要是与路面等级信息进行联合计算，并未考虑到实际电液助力转向系统的动力学特性，未能获取接近真实转向负载的数据，仅为估算数据，准确性不高。因此，横拉杆优化设计时，通过基础负载数据无法准确的分析出横拉杆力学特性，使得后续对横拉杆优化设计时优化效果提升有限。

发明内容

本发明目的是提出一种重型车辆横拉杆优化设计的方法，通过该方法能减小横拉杆尺寸优化设计过程的繁琐性，更加精准的对横拉杆进行优化设计，提高优化设计后横拉杆的性价比；将此方法推而广之，可以分别实现重型多轴车辆各轴的定制优化设计，提升重型多轴车辆各轴横拉杆的分布设计水平。

本发明具体采用以下技术方案：

一种重型车辆横拉杆的优化设计方法，其特征在于，包括以下步骤：

步骤S1：实时获取双侧轮转向负载数据；

步骤S2：计算得到双侧轮转向负载工作区间；

步骤S3：调整转向负载，使转向负载趋于实车行驶的极限工况，获取全工况负载工作区间；

步骤S4：根据全工况负载工作区间与含横拉杆的转向系统数学模型，反算出横拉杆受力区间；

步骤S5：根据所述含横拉杆的转向系统数学模型，确认泵源压力与转向负载对横拉杆拉压范围的影响区间；

步骤S6：确认横拉杆出现拉压交变的临界点；

步骤S7：基于横拉杆大范围受拉，小范围受压的实际受力区间，选取横拉杆安全系数；

步骤S8：根据所述横拉杆安全系数和横拉杆的受力区间，对横拉杆进行优化设计。

优选地，步骤S1具体包括以下步骤：

步骤S11：根据电液转向系统中阀控双转向助力缸与液压驱动的基本构成，建立转向负载数学模型和机构动力学模型；

步骤S12：将轴向力传感器设置在横拉杆上；

步骤S13：采集泵源压力、伺服比例阀A、B口压力、横拉杆力、转向角度、转向角速度、转向角加速度参数信息；

步骤S14：通过步骤S13采集的参数信息及所述轴向力传感器采集获取的横拉杆受力信号，实时计算获得双侧轮转向负载数据。

优选地，设横拉杆长度为L，左、右侧轮的梯形臂长度均为m，左、右助力缸与左、右转向臂铰接处到转向轮主销的长度为n，轮胎处于中位时转向梯形机构的底角为γ，两侧转向轮主销间的距离为B，转向助力缸与转向桥的铰接点到转向主销的直线距离为S₂，转向助力缸与转向桥的铰接点到转向桥轴线的垂直距离为 S₁，右侧轮胎绕主销转动的转角为β，左侧轮胎绕主销转动的转角为α；

右侧轮转向负载计算公式为：

其中，右侧助力缸输出力F_R可表达为：F_R＝P_A·A₁-P_B·A₂，式中： A₁、A₂分别为助力缸无杆腔、有杆腔有效面积，P_S为泵源压力，P_A为A口压力， P_B为B口压力；F_H为作用在转向节臂上的横拉杆力；θ₃为右侧转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；θ_HR为横拉杆作用力与右转向节臂作用点速度的夹角； J_R为右侧轮胎及其附属结构绕各自主销的转动的等效转动惯量；C_R为右侧轮胎系统的等效阻尼系数；

为右侧轮胎绕主销转动的角速度；

为右侧轮胎绕主销转动的转角的时间的二阶导数；

左侧轮转向负载计算公式为：

其中，左侧助力缸输出力F_L可表达为：F_L＝P_B·A₁-P_A·A₂，θ′₃为左侧转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；J_L为左侧轮胎及其附属结构绕各自主销的转动的等效转动惯量；C_L为左侧轮胎系统的等效阻尼系数；

优选地，步骤S12具体通过以下结构的改进型试验横拉杆实现：

所述改进型试验横拉杆包括共线对称设置的左横拉杆和右横拉杆；所述左横拉杆和右横拉杆相对的一端各自焊接有轴向力传感器固定部件；所述轴向力传感器通过轴向力传感器固定部件安装在左横拉杆和右横拉杆的对称轴上；所述左横拉杆和右横拉杆各自安装有左旋万向连接球头和右旋万向连接球头。

优选地，所述左横拉杆和右横拉杆为中空杆件，并通过内螺纹分别与左旋万向连接球头和右旋万向连接球头构成螺纹连接；左轴向力传感器固定部件和右轴向力传感器固定部件在外圆柱表面上带有两个平行的阶梯面，该阶梯面作为装配拧紧的受力面。所述轴向力传感器与左轴向力传感器固定部件和右轴向力传感器固定部件分别构成螺纹连接，使左横拉杆和右横拉杆连接为一个刚性整体；所述改进型试验横拉杆的中部以间隙配合套设有保护套筒；所述保护套筒带有布线凹槽。

优选地，在步骤S14之后还包括步骤S15：拆除转向系统的横拉杆，分别测试左右独立单侧轮胎的转向负载，在测试时保证与步骤S11-步骤S14的试验条件一致，以验证步骤S11建立模型的有效性。

优选地，在步骤S2中，计算双侧轮转向负载工作区间时，引入含有阀控双转向助力缸的重型车辆转向模式、路面工况、实车行驶信息。

优选地，在步骤S7中，通过调高泵源压力，使横拉杆大范围受拉的区域增大，小范围受压的区域减小，以降低横拉杆安全系数的选取区域。

优选地，调高泵源压力通过调节溢流阀或调节泵实现。

优选地，在步骤S7中，安全系数选取为2-2.5。

优选地，还包括步骤S9：对重型多轴车辆的各轴横拉杆分别单独执行步骤 S1-步骤S8。

本发明及其优选方案具有以下有益效果：

1.提出转向系统中横拉杆拉压校核优化设计新方法，考虑电液助力转向系统中液压系统部分对横拉杆的约束作用，改变重型车辆原有的横拉杆等拉压强度设计校核方式，减小横拉杆尺寸优化设计过程的繁琐性，并提高优化设计后横拉杆的性价比。通过针对电液助力转向系统的理论分析，可获取阀控双转向助力缸系统中，横拉杆拉压力特性受到泵源压力、液压系统和转向负载等因素的影响，导致仅在单侧轮受载工况下才会出现受压工况，而在绝大部分工况下均为受拉，且拉力的极大值与泵源压力直接相关。因此，与原有等拉压强度设计方法相比，可考虑实际横拉杆的受力特性，更加精准的对横拉杆进行优化设计，降低原有横拉杆设计过程中无用的安全裕量，在不降低横拉杆强度的前提下减小横拉杆尺寸。

2.针对多轴车辆在多种转向模式下各轴力学特性不同的情况，提出横拉杆定性优化设计方法，实现各轴横拉杆定制化设计。基于多轴车辆样车试验测试，获取各转向轴在不同工况负载下，各横拉杆特有的力学特性，并针对各轴不同的横拉杆力学负载特性，更准确的获取各轴横拉杆受力区间，并基于此分别对各转向轴的横拉杆进行针对性的设计，从而提升横拉杆结构优化设计的精准性。通过对多轴车辆样车各轴横拉杆的定制化精准设计，可更加优化的匹配各轴的转向工况，打破原有多轴车辆统一设计各轴横拉杆致使部分横拉杆安全裕量过大问题，分别实现各轴的优化设计，提升多轴车辆各轴横拉杆的分布设计水平。

3.针对横拉杆定性优化设计中对基础负载数据源准确性的要求，通过引入车辆各实测信号，可实时在线获取双侧轮转向负载，为横拉杆定性优化设计提供准确的负载数据源。结合双转向助力缸电液控制转向系统的特性与转向系统数学模型，通过对样车实测泵源压力、转向助力缸内压力、转向角度、转向角速度和横向拉杆受力信号，可以基于LabVIEW软件形成双侧轮转向负载实时在线可视化的获取方式，为重型多轴车辆后续的横拉杆定制优化设计提供准确的负载数据来源。

附图说明

下面结合附图和具体实施方式对本发明进一步详细的说明：

图1是本发明实施例单轴电液控制转向系统的简化几何模型与受力分析示意图；

图2是本发明实施例改进型试验横拉杆结构示意图(含局部放大图)；

图3是基于labview实现本发明实施例的转向负载界面示意图。

图2中：1-左横拉杆；2-右横拉杆；3-左旋万向连接球头；4-右旋万向连接球头；5-轴向力传感器；6-左轴向力传感器固定部件；7-右轴向力传感器固定部件； 8-保护套筒；9-布线凹槽。

具体实施方式

为让本专利的特征和优点能更明显易懂，下文特举实施例，并配合附图，作详细说明如下：

本实施例方法包括以下步骤：

步骤S1：实时获取双侧轮转向负载数据：

步骤S11：根据电液转向系统中阀控双转向助力缸与液压驱动的基本构成，建立转向负载数学模型和机构动力学模型；

步骤S12：将轴向力传感器设置在横拉杆上；

步骤S13：采集泵源压力、伺服比例阀A、B口压力、横拉杆力、转向角度、转向角速度、转向角加速度参数信息；

步骤S14：通过步骤S13采集的参数信息及轴向力传感器采集获取的横拉杆受力信号，实时计算获得双侧轮转向负载数据；

步骤S15：拆除转向系统的横拉杆，分别测试左右独立单侧轮胎的转向负载，在测试时保证与步骤S11-步骤S14的试验条件一致，以验证步骤S11建立模型的有效性；

步骤S2：计算得到双侧轮转向负载工作区间；计算双侧轮转向负载工作区间时，引入含有阀控双转向助力缸的重型车辆转向模式、路面工况、实车行驶信息；

步骤S3：调整转向负载，使转向负载趋于实车行驶的极限工况，获取全工况负载工作区间；

步骤S4：根据全工况负载工作区间与含横拉杆的转向系统数学模型，反算出横拉杆受力区间；

步骤S5：根据含横拉杆的转向系统数学模型，确认泵源压力与转向负载对横拉杆拉压范围的影响区间；

步骤S6：确认横拉杆出现拉压交变的临界点；

步骤S7：基于横拉杆大范围受拉，小范围受压的实际受力区间，选取横拉杆安全系数；其中，通过调高泵源压力，使横拉杆大范围受拉的区域增大，小范围受压的区域减小，以缩小横拉杆安全系数的选取区域。调高泵源压力可以通过调节溢流阀或调节泵实现。

在本实施例中，安全系数选取为2-3，尤其可以优选为2-2.5。

步骤S8：根据横拉杆安全系数和横拉杆的受力区间，对横拉杆进行优化设计。

对于重型多轴车辆，还可以包括步骤S9：对重型多轴车辆的各轴横拉杆分别单独执行步骤S1-步骤S8。

如图1所示，对于步骤S11的具体实现，本实施例提供单轴电液控制转向系统的简化几何模型与受力分析示例，多轴的系统可以直接对各轴套用该方法：

首先需明确转向梯形机构的结构参数，设横拉杆长度为L，左、右侧轮的梯形臂长度均为m，左、右助力缸与左、右转向臂铰接处到转向轮主销的长度为n，轮胎处于中位时转向梯形机构的底角为γ，两侧转向轮主销间的距离为B，转向助力缸与转向桥的铰接点到转向主销的直线距离为S₂，转向助力缸与转向桥的铰接点到转向桥轴线的垂直距离为S₁。

为了易于系统的建模与分析，将单轴电液控制转向系统的结构简化，设右侧轮胎绕主销转动的转角为β，左侧轮胎绕主销转动的转角为α；由于在实际转向试验台架上，转角编码器装在右侧的转向桥，因此以右侧转角为自变量，可以得到左右轮转角之间的关系，如式(1)所示。不管是右转还是左转，左右侧转角都满足运动关系式(1)：

且有：

结合转向系统机械结构的平面简图，经过分析可知，轮胎、轮毂、转向节、转向节臂等都是逐一固连的，因此可以将左、右侧轮胎及其附属结构(轮毂、转向节及转向节臂)绕各自主销的转动简化成一个部分：其等效转动惯量分别为J_L和J_R；根据拉格朗日第二类方程建立单转向桥刚体约束动力学方程，如下所示：

式中：q_i为广义坐标；

为广义速度；

T为系统的动能，是广义坐标的函数；

U为系统的弹性势能，是广义坐标的函数；

D为系统的耗散能，是广义坐标的函数；

Q_i为对应广义坐标的广义力。

当转向角较小且U为轮胎弹性势能时，轮胎会发生弹性变形，但轮胎弹性特性的分析模型较难建立。因此，将U视为外部荷载，式(3)可表示为：

据此可以完成右侧轮胎转向负载数学建模：

进一步分析可知，单轴电液控制转向系统右侧轮胎及其附属机构的动能为：

耗散能可以简化为转向机构的阻尼特性，可以将其表示为：

式中：C_R为右侧轮胎及其相关结构的等效阻尼系数。

广义力可以用虚功原理得出，即下式：

式中：δW_F为系统主动力虚功；δq_i为虚位移。通过对转向系统分析可知，单独对右侧轮胎分析时，主动力包括地面作用于右侧轮胎的转向负载M_R、右助力缸的输出力F_R与作用在转向节臂上的横拉杆力F_H。其中右侧助力缸输出力 F_R可表达为：

F_R＝P_A·A₁-P_B·A₂ (8)

式中：A₁、A₂分别为助力缸无杆腔、有杆腔有效面积，P_S为泵源压力，P_A为 A口压力，P_B为B口压力。

由于转向系统是对称结构且伺服比例阀为匹配对称，因此，一般有P_S＝P_A+P_B，即可找到输出力与泵源压力间的关系，若可直接测得P_A、P_B，则后续计算不需要该式。根据虚功原理可以得出右侧系统的虚功为：

δW_F＝F_Rδx_R-F_Hδx_HR-M_Rδβ (9)

式中：δx_R为右转向助力缸与右转向节臂铰接处虚位移；

δx_HR为右转向节臂与横拉杆铰接处虚位移；

δβ为右转向轮虚转角位移。

因此，广义力可以表示为：

由式(10)可知，系统的虚功需要计算右助力缸的虚位移，而其计算过程比较繁琐，化简难度较大，因此应用“虚速度法”可得广义力表达式如下：

式中：

v_R为右侧转向节臂上转向助力缸驱动力作用点的速度；

v_HR为右侧转向节臂上横拉杆力作用点的速度；

θ₃为右侧转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；

θ_HR为横拉杆作用力与右转向节臂作用点速度的夹角；

φ是横拉杆与右转向节臂之间的角度；

θ_H为横向拉杆与水平线的夹角。

以上其他参数的定义为：

θ₁＝γ-β-arcsin(s₁/s₂) (16)

x_R＝s₃₀-s₃ (19)

其中s₃₀为S₃的初始值。为更好的了解和分析转向系统的特性，对拉格朗日方程进行微分变换，将拉格朗日方程左半边方程进行如下的变换，动能T对角速度

的偏导数为：

动能T对转角β的偏导数为：

式(20)的时间导数为：

耗散能D_R对角速度

的偏导数为：

由式(12)至式(15)，可得广义力变换如下：

Q_R＝F_Rncosθ₃-F_Hmcosθ_HR-M_R (24)

由式(21)至式(26)，可以将拉格朗日方程式(3)变换成如下方程：

通过对式(25)进行变形，最终可获得右侧轮转向负载计算公式：

本实施例对左侧轮胎转向负载数学建模的过程如下：

通过分析可知，单轴电液控制转向系统左侧轮胎及其附属机构的动能为：

耗散能可以表示为：

式中：C_L为左侧轮胎及其附属结构的等效阻尼系数；

广义力可以用虚功原理得出，即下式：

式中：δW_F为系统主动力虚功；δq_i为虚位移。

单独对左侧轮胎分析时，主动力包括地面作用于左侧轮胎的转向负载M_L、左助力缸的输出力F_L与作用在转向节臂上的横拉杆力F_H。左侧助力缸输出力F_L可表达为：

F_L＝P_B·A₁-P_A·A₂ (30)

根据虚功原理可以得出系统的虚功为：

δW_F＝F_Lδx_L-F_Hδx_RL-T_Lδα (31)

式中：δ_xL为左转向助力缸与左转向节臂铰接处虚位移；

δx_HL为左转向节臂与横拉杆铰接处虚位移；

δα为左转向轮虚转角位移；

因此，广义力可以表示为：

对式(34)应用“虚速度法”可得广义力表达式如下：

式中：

v_L为左侧转向节臂上转向助力缸驱动力作用点的速度；

v_HL为左侧转向节臂上横拉杆力作用点的速度；

θ′₃为左侧转向助力缸作用力与作用点速度的夹角。

θ_HL为横拉杆作用力与左转向节臂作用点速度的夹角。

以上其他参数为：

θ′₁＝γ+α-arcsin(s₁/s₂) (38)

x_L＝s′₃-s₃₀ (41)

其中θ′₁、θ′₂、s′₃等均是与右侧各几何参数相对应的参数，s₃₀为S′₃的初始值。为更好的了解和分析转向系统的特性，对拉格朗日方程进行微分变换，将其转换成关于右轮转角β的二阶方程。由左右轮转角的关系式(1)可知，α关于β的偏导数和二次偏导数为：

其中：f＝k²+m²-L²。因此，左轮转角的角速度

可以表示为：

因此，通过微分变换的方式，可以将拉格朗日方程左半边方程进行如下的变换。动能T对角速度

的偏导数为：

动能T对转角

的偏导数为：

式(45)的时间导数为：

耗散能D对角速度

的偏导数为：

由式(33)至式(36)和式(42)，可得广义力可变换如下：

由式(46)至式(48)，可以将拉格朗日方程式(3)变换成如下方程：

最终获得左侧轮转向负载公式：

通过上述左右侧轮转向负载计算公式(26)和(51),可在已知转向助力缸压力等信号基础上，通过新引入横向拉杆受力信号即可获得车辆双侧轮转向负载。

在步骤S1当中，通过在实车横拉杆中部安装轴向力传感器，采集获取横拉杆受力信号。在右转向轮主销处安装转角传感器采集右侧轮的转向角度信号、转向角速度信号。在泵源处与伺服阀A、B口处安装压力传感器，测量采集泵源压力信号、伺服比例阀A、B口压力信号(即左、右转向助力缸内压力信号)。根据实车，实时测量采集泵源压力、伺服比例阀A、B口压力、横拉杆力、转向角度与转向角速度等信号，并结合上述转向负载数学模型，即可实时在线解算获取准确的双侧轮转向负载，将该准确负载作为横拉杆拉压校核优化设计新方法的基础负载数据源，并基于此数据源精准的对横拉杆进行优化设计。

其中，为了验证在线实时获取双侧轮转向负载这一方法所获得的左右侧轮转向负载与实际负载是否一致，通过将转向系统的横拉杆拆除的这种方式，分别测试左右独立单侧轮胎的转向负载。通过对两种方法所获得的转向负载进行对比，验证上述方法的有效性。为了保证两种方法的实验条件一致，需使地面对轮胎的垂直载荷一致，所有运动工况和系统压力也一致。

步骤S12具体通过以下结构的改进型试验横拉杆实现，在保留横拉杆功能的基础上，实现对横拉杆轴向力的测试：

改进型试验横拉杆包括共线对称设置的左横拉杆1和右横拉杆2；左横拉杆 1和右横拉杆2相对的一端各自焊接有轴向力传感器固定部件；轴向力传感器5 通过轴向力传感器固定部件安装在左横拉杆1和右横拉杆2的对称轴上；左横拉杆1和右横拉杆2各自安装有左旋万向连接球头3和右旋万向连接球头4。

其中，左横拉杆1和右横拉杆2为中空杆件，并通过内螺纹分别与左旋万向连接球头3和右旋万向连接球头4构成螺纹连接，两段横拉杆件上的左、右内螺纹结构，可方便实现前束的调整。左轴向力传感器固定部件6和右轴向力传感器固定部件7在外圆柱表面上设计有两个平行的阶梯面，该阶梯面作为装配拧紧的受力面。轴向力传感器5与左轴向力传感器固定部件6和右轴向力传感器固定部7分别构成螺纹连接，使左横拉杆1和右横拉杆2连接为一个刚性整体，同时轴向力传感器5与左横拉杆1和右横拉杆2的装配同轴度误差应当在0.03mm之内。该改进型试验横拉杆的中部以间隙配合套设有保护套筒8，以起到保护轴向力传感器5的作用；保护套筒带有U型布线凹槽9，以方便走线。

如图3所示，为本实施例基于labview实现的转向负载界面。其在线实时获取双侧轮转向负载的方法是通过双侧轮转向负载数学模型结合Labview的数据采集与分析系统实现的，该数据采集与分析系统有效的实现数据的高速采集、分析、存储与图像显示功能。通过在线实时对系统压力、助力缸压力和横向拉杆受力信号、转向角度信号、转向角速度信号与转向角加速度信号进行数据采集，结合电液控制转向系统的数学模型，直接在线计算获取两侧轮转向负载。程序总体设计分为前面板设计与后面板设计，前面板为数据采集与分析系统的交互界面，通过选项卡控件将前面板分为三个界面，即参数设置界面、转向负载界面、各信号数据采集界面。后面板设计为数据采集与分析程序，采用模块化程序设计，主要分为数据采集模块和数据存储分析模块。数据采集模块用于采集转向系统的各信号，可实现以下功能：创建输入通道并测量电压、设置采样时钟的源、频率和采集的采样数量、运行采集任务，开始数据的测量、数据采集与读取。

在步骤S2-步骤S9中，首先明确含有阀控双转向助力缸的重型车辆转向模式、路面工况、车辆行驶信息，行驶信息包括：泵源压力、转向角度、转向角速度与转向角加速度，通过转向负载公式(26)或(51)可计算得到双侧轮转向负载工作区间。调整转向负载，使转向负载趋于实车行驶时的极限工况，例如双侧负载极大或者单侧负载极大的极限工况，从而获取全工况负载工作区间。根据全工况负载工作区间与验证的含横拉杆的转向系统数学模型，可反算出横拉杆受力区间。之后基于数学模型，确认泵源压力与转向负载对横拉杆拉压范围的影响区间。通过数学模型可知横拉杆受到的拉力与泵源压力成正相关，与转向负载成负相关。横拉杆受到的压力将与转向负载成正相关，与泵源压力成负相关。通过调高泵源压力，使横拉杆大范围受拉的区域增大，小范围受压的区域减小，以降低横拉杆安全系数的选取区域，在满足强度需求的前提下减少材料的使用。设计人员可依此进行横拉杆安全系数选取，使安全系数保持在某一区间内，如2-2.5之间。同时，也可根据已知的转向负载数据，通过在线实时调节泵源压力，同时调节阀口使阀口处于一个合适的位置，例如二分之一阀口开度，使控制系统即能驱动负载又能保证较高的响应。基于上述横拉杆实际拉压力特性，最后以横拉杆大范围受拉，小范围受压的受力区间和优化的安全系数为标准，更加精准的对横拉杆进行优化设计，改变重型车辆原有的横拉杆等拉压强度设计校核方式，降低原有横拉杆设计过程中无用的安全裕量，在不降低横拉杆强度的前提下减小横拉杆尺寸。

对于重型多轴车辆，根据本实施例提供的步骤S1-步骤S8，可获得多轴车辆各轴横拉杆的受力区间，针对多轴车辆不同位置、不同工况的轴的受力特性，可以总结归纳出几类横拉杆受力区域。基于总结归纳出的几类横拉杆受力区域，针对各轴的空间位置，确定出横拉杆几种设计规格和标准。有针对性的根据多轴车辆各轴的工况需求，进行横拉杆定制优化设计。后续的设计生产中，设计师可直接依据横拉杆所在的各轴位置与工况需求，直接对横拉杆进行有针对性的定制化设计，打破原有多轴车辆统一设计各轴横拉杆致使部分横拉杆安全裕量过大的问题，提升多轴车辆各轴横拉杆的分布设计水平，更灵活优化的适应各种车辆。

本专利不局限于上述最佳实施方式，任何人在本专利的启示下都可以得出其它各种形式的重型车辆横拉杆的优化设计方法，凡依本发明申请专利范围所做的均等变化与修饰，皆应属本专利的涵盖范围。

Claims (8)

1.一种重型车辆横拉杆的优化设计方法，其特征在于，包括以下步骤：

步骤S1：实时获取双侧轮转向负载数据；

步骤S2：计算得到双侧轮转向负载工作区间；

步骤S3：调整转向负载，使转向负载趋于实车行驶的极限工况，获取全工况负载工作区间；

步骤S4：根据全工况负载工作区间与含横拉杆的转向系统数学模型，反算出横拉杆受力区间；

步骤S5：根据所述含横拉杆的转向系统数学模型，确认泵源压力与转向负载对横拉杆拉压范围的影响区间；

步骤S6：确认横拉杆出现拉压交变的临界点；

步骤S7：基于横拉杆大范围受拉，小范围受压的实际受力区间，选取横拉杆安全系数；

步骤S8：根据所述横拉杆安全系数和横拉杆的受力区间，对横拉杆进行优化设计；

步骤S1具体包括以下步骤：

步骤S11：根据电液转向系统中阀控双转向助力缸与液压驱动的基本构成，建立转向负载数学模型和机构动力学模型；

步骤S12：将轴向力传感器设置在横拉杆上；

步骤S13：采集泵源压力、伺服比例阀A、B口压力、横拉杆力、转向角度、转向角速度、转向角加速度参数信息；

步骤S14：通过步骤S13采集的参数信息及所述轴向力传感器采集获取的横拉杆受力信号，实时计算获得双侧轮转向负载数据；

设横拉杆长度为L，左、右侧轮的梯形臂长度均为m，左、右助力缸与左、右转向臂铰接处到转向轮主销的长度为n，轮胎处于中位时转向梯形机构的底角为γ，两侧转向轮主销间的距离为B，转向助力缸与转向桥的铰接点到转向主销的直线距离为S₂，转向助力缸与转向桥的铰接点到转向桥轴线的垂直距离为S₁，右侧轮胎绕主销转动的转角为β，左侧轮胎绕主销转动的转角为α；

右侧轮转向负载计算公式为：

其中，右侧助力缸输出力F_R表达为：F_R＝P_A·A₁-P_B·A₂，式中：A₁、A₂分别为助力缸无杆腔、有杆腔有效面积，P_A为A口压力，P_B为B口压力；F_H为作用在转向节臂上的横拉杆力；θ₃为右侧转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；θ_HR为横拉杆作用力与右转向节臂作用点速度的夹角；J_R为右侧轮胎及其附属结构绕各自主销的转动的等效转动惯量；C_R为右侧轮胎系统的等效阻尼系数；

为右侧轮胎绕主销转动的角速度；

为右侧轮胎绕主销转动的转角的时间的二阶导数；

左侧轮转向负载计算公式为：

其中，左侧助力缸输出力F_L表达为：F_L＝P_B·A₁-P_A·A₂，θ₃′为左侧转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；J_L为左侧轮胎及其附属结构绕各自主销的转动的等效转动惯量；C_L为左侧轮胎系统的等效阻尼系数。

2.根据权利要求1所述的重型车辆横拉杆的优化设计方法，其特征在于：

步骤S12具体通过以下结构的试验横拉杆实现：

所述试验横拉杆包括共线对称设置的左横拉杆和右横拉杆；所述左横拉杆和右横拉杆相对的一端各自焊接有轴向力传感器固定部件；所述轴向力传感器通过轴向力传感器固定部件安装在左横拉杆和右横拉杆的对称轴上；所述左横拉杆和右横拉杆各自安装有左旋万向连接球头和右旋万向连接球头。

3.根据权利要求2所述的重型车辆横拉杆的优化设计方法，其特征在于：所述左横拉杆和右横拉杆为中空杆件，并通过内螺纹分别与左旋万向连接球头和右旋万向连接球头构成螺纹连接；左轴向力传感器固定部件和右轴向力传感器固定部件在外圆柱表面上带有两个平行的阶梯面；所述轴向力传感器与左轴向力传感器固定部件和右轴向力传感器固定部件分别构成螺纹连接，使左横拉杆和右横拉杆连接为一个刚性整体；所述试验横拉杆的中部以间隙配合套设有保护套筒；所述保护套筒带有布线凹槽。

4.根据权利要求1所述的重型车辆横拉杆的优化设计方法，其特征在于：在步骤S14之后还包括步骤S15：拆除转向系统的横拉杆，分别测试左右独立单侧轮胎的转向负载，在测试时保证与步骤S11-步骤S14的试验条件一致，以验证步骤S11建立模型的有效性。

5.根据权利要求1所述的重型车辆横拉杆的优化设计方法，其特征在于：在步骤S2中，计算双侧轮转向负载工作区间时，引入含有阀控双转向助力缸的重型车辆转向模式、路面工况、实车行驶信息。

6.根据权利要求1所述的重型车辆横拉杆的优化设计方法，其特征在于：在步骤S7中，通过调节溢流阀或调节泵实现调高泵源压力，使横拉杆大范围受拉的区域增大，小范围受压的区域减小，以缩小横拉杆安全系数的选取区域。

7.根据权利要求1所述的重型车辆横拉杆的优化设计方法，其特征在于：在步骤S7中，安全系数选取为2-2.5。

8.根据权利要求1所述的重型车辆横拉杆的优化设计方法，其特征在于：还包括步骤S9：对重型多轴车辆的各轴横拉杆分别单独执行步骤S1-步骤S8。

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