重型車駕駛室翻轉(zhuǎn)液壓缸最優(yōu)安裝位置研究

周福庚， 徐金志

（安徽江淮汽車股份有限公司 技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

1 駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)工作原理

對(duì)于重型卡車的駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)裝置，通常采用一種手動(dòng)柱塞泵驅(qū)動(dòng)的單液壓缸來實(shí)現(xiàn)翻轉(zhuǎn)，液壓缸下安裝點(diǎn)布置在車架右或左縱梁上，上安裝點(diǎn)布置在駕駛室右或左底板骨架縱梁上，通過集成在柱塞泵中的換向閥改變油缸進(jìn)、回油方向，使駕駛室繞前支撐的翻轉(zhuǎn)中心點(diǎn)翻轉(zhuǎn)上升或下降，該裝置布置形式如圖1所示。

液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)原理如圖2所示，該系統(tǒng)為液壓泵供油、差動(dòng)傳動(dòng)液壓缸施力的液壓系統(tǒng)。

手動(dòng)泵在溢流閥調(diào)定壓力下工作，輸出的壓力油在換向閥處于圖示P、O位置時(shí)，流經(jīng)換向閥上B通道，首先進(jìn)入液壓鎖的鎖緊缸，克服鎖緊缸中的組合彈簧力，使鎖緊缸活塞桿推出，開啟液壓鎖后，系統(tǒng)壓力進(jìn)一步升高，繼續(xù)流經(jīng)液控單向閥后進(jìn)入液壓缸下腔，使液壓缸上升，此時(shí)液壓缸上腔的油液經(jīng)換向閥上A通道同樣進(jìn)入液壓缸上腔，液壓油缸上、下腔壓力差作用使液壓缸活塞桿快速上升，駕駛室向前翻轉(zhuǎn)。當(dāng)轉(zhuǎn)動(dòng)換向閥處在另一功能位置時(shí)，液壓泵輸出的壓力油打開液控單向閥，使液壓缸下腔的壓力油先后流經(jīng)液控單向閥、節(jié)流閥、換向轉(zhuǎn)閥通道、背壓閥后回流至油箱，液壓缸的活塞桿下降，駕駛室向下翻轉(zhuǎn)。汽車行駛時(shí)，液壓缸活塞桿處于最底端［1－3］。

圖1 液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)在汽車中的布置簡圖

圖2 液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)原理圖

2 液壓缸安裝位置確定

2.1 液壓缸最大工作力臂的確定

在實(shí)際操作中，駕駛室實(shí)現(xiàn)傾翻時(shí)，要求液壓缸具有最大的工作力矩，以克服駕駛室的重心力矩和其翻轉(zhuǎn)時(shí)各運(yùn)動(dòng)副間的摩擦阻力矩等。因此，液壓缸在駕駛室翻轉(zhuǎn)初始位置時(shí)，其工作力臂越大，則對(duì)駕駛室底板骨架縱梁產(chǎn)生推力越小，故液壓缸初始位置布置尤為重要，圖3所示為液壓缸翻轉(zhuǎn)力簡化圖。

結(jié)合圖3，為了更方便地分析液壓缸工作時(shí)的工作力臂，將液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)OA旋轉(zhuǎn)至處于水平狀態(tài)位置，圖4所示為駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)簡圖。

取駕駛室翻轉(zhuǎn)最大角度為θ，α為駕駛室翻轉(zhuǎn)初始位置即液壓缸工作狀態(tài)的角度，h為液壓缸初始工作狀態(tài)時(shí)的工作力臂。下面論證液壓缸在駕駛室翻轉(zhuǎn)初始位置具有最大工作力臂時(shí)，與液壓缸的安裝角α及長度OA、OD之間的關(guān)系。同時(shí)可確定OA、OD的長度，求出初始位置最大工作力臂hmax。

圖3 液壓缸翻轉(zhuǎn)力簡化圖

圖4 駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)簡圖

設(shè)OA＝a，OD＝b，液壓缸的初始工作狀態(tài)長度為AD＝L0，液壓缸伸長到最大長度時(shí)，AD′＝L1。由余弦定理得：

由（1）式、（2）式得：

由此式知，函數(shù)˙h為單調(diào)增函數(shù)，即當(dāng)α有最大值時(shí)，h也有最大值。令a＝kb（k為正實(shí)數(shù)），則有：

由（3）式、（4）式整理得：

當(dāng)k＝1／k，即k＝1時(shí)，cos（α－φ0）≥2 M。φ0＜α，α＜90°，則0＜α－φ0＜90°。cos（α－φ0）在0＜α－φ0＜90°范圍內(nèi)為減函數(shù)，故α－φ0為最大時(shí)，cosα－φ0有最小值2 M。即在圖4中，當(dāng)a＝b時(shí)，存在最大初始安裝角，即

當(dāng)OD＝OA，液壓缸在初始位置時(shí)，最大工作力臂為：

根據(jù)上述推導(dǎo)，可以看出，以液壓缸的初始工作狀態(tài)安裝長度L0為底邊，駕駛室的翻轉(zhuǎn)中心為頂點(diǎn)，組成等腰三角形的翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，在液壓缸的初始工作狀態(tài)時(shí)，液壓缸具有最大的工作力臂。這并非圖3所認(rèn)為的OD與液壓缸安裝中心線AD垂直時(shí)，OD是最大的工作力臂。按照上述結(jié)論，只要確定了液壓缸初始安裝長度L0、最大工作長度L1及駕駛室的最大翻轉(zhuǎn)角度，就能保證液壓缸初始工作狀態(tài)時(shí)產(chǎn)生最大的舉升力矩和確定其安裝位置。

2.2 翻轉(zhuǎn)液壓缸的安裝尺寸確定方法

一般情況下，駕駛室翻轉(zhuǎn)軸中心位置是確定的，液壓缸的上支承座位置根據(jù)駕駛室底板骨架的空間位置可以大致確定，如圖5所示的O點(diǎn)和D點(diǎn)。

液壓缸下支承座中心位置則可通過前面推導(dǎo)的公式來確定，先根據(jù)駕駛室底部空間結(jié)構(gòu)，選定液壓缸初始安裝長度L0，設(shè)定駕駛室的翻轉(zhuǎn)最大角θ，液壓缸伸長到最大長度時(shí)其總長度為L1，根據(jù)（9）式、（10）式可計(jì)算出：

分別以O(shè)為圓心、OD長度為半徑，以D為圓心、液壓缸初始長度L0為半徑劃弧，所交A點(diǎn)則為液壓缸的下支承座安裝中心點(diǎn)，這樣駕駛室翻轉(zhuǎn)液壓缸安裝位置及相關(guān)尺寸也就確定。

因此，以液壓缸初始安裝長度為底邊，駕駛室翻轉(zhuǎn)中心為頂點(diǎn)所組成等腰三角形的翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，在初始狀態(tài)時(shí)，液壓缸具有最大的工作力臂，根據(jù)前面公式便可確定駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的液壓缸安裝位置［4－6］。

圖5 駕駛室翻轉(zhuǎn)中心位置圖

2.3 實(shí)例分析

如圖6所示，以某重型車駕駛室為例，以前翻轉(zhuǎn)中心為坐標(biāo)原點(diǎn)，則駕駛室的質(zhì)心坐標(biāo)（X，Z）為（701，699.6），駕駛室重量G＝7252N，翻轉(zhuǎn)中心點(diǎn)及液壓缸的上支承座中心點(diǎn)位置已知，設(shè)計(jì)要求駕駛室的最大翻轉(zhuǎn)角度θmax＝37°。

圖6 支承座中心位置前舉升力計(jì)算示意圖

選定液壓缸參數(shù)，液壓缸的初始工作狀態(tài)安裝長度AD＝L0＝475mm，液壓缸伸長到最大長度時(shí)，AD′＝L1＝745mm。假設(shè)在翻轉(zhuǎn)過程中，駕駛室的重力力臂為H，液壓缸舉升力力臂為h，液壓缸舉升力為F，不考慮各運(yùn)動(dòng)副間摩擦阻力，根據(jù)力矩平衡，可計(jì)算出翻轉(zhuǎn)過程中舉升力F＝GH／h；根據(jù)L1、h隨翻轉(zhuǎn)角度的變化，則可計(jì)算出舉升力F隨駕駛室翻轉(zhuǎn)角度θ變化的曲線。

在液壓缸的初始工作狀態(tài)安裝長度L0，液壓缸伸長到最大長度L1時(shí)，根據(jù)前述理論，可以算出OD的長度及液壓缸初始位置時(shí)的最大工作力臂。分別以O(shè)為圓心、OD長度為半徑，D為圓心、液壓缸初始長度L0為半徑畫圓弧，兩圓弧的交點(diǎn)為A，則A點(diǎn)為液壓缸的下支承座安裝中心點(diǎn)，此位置可保證翻轉(zhuǎn)初始位置時(shí)舉升力力臂最大。如圖7所示，根據(jù)H、h隨翻轉(zhuǎn)角度的變化，可計(jì)算出舉升力隨翻轉(zhuǎn)角度θ變化的曲線。

圖7 支承座中心位置優(yōu)化后舉升力計(jì)算示意圖

液壓缸的下支承座中心位置優(yōu)化前后的舉升力，隨翻轉(zhuǎn)角度θ變化的曲線如圖8所示，優(yōu)化前、后液壓缸在初始狀態(tài)時(shí)產(chǎn)生的舉升推力分別為14380.9、11444.5N。可見優(yōu)化后實(shí)現(xiàn)駕駛室翻轉(zhuǎn)所需要的最大舉升推力減少了25.6%。

圖8 支承座位置優(yōu)化前、后的舉升力對(duì)比

3 駕駛室縱梁底板有限元靜力分析

3.1 靜力分析求解方法

（1）單元剖分和插值函數(shù)的確定。根據(jù)構(gòu)件的幾何特性、載荷情況及所要求的變形點(diǎn)，建立由各種單元所組成的計(jì)算模型［7］。

按單元的性質(zhì)和精度要求，寫出單元內(nèi)的任意點(diǎn)位移函數(shù)u（x，y，z）、υ（x，y，z）、ω（x，y，z），或d＝S（x，y，z）a。利用節(jié)點(diǎn)處的邊界條件，寫出以a表示的節(jié)點(diǎn)位移：

它是用節(jié)點(diǎn)位移表示單元體內(nèi)任意點(diǎn)位移的插值函數(shù)式。

（2）單元特性分析。根據(jù)位移插值函數(shù)，由彈性力學(xué)中給出的應(yīng)變和位移關(guān)系，可計(jì)算出應(yīng)變?yōu)棣牛紹qe，其中B為應(yīng)變矩陣。相應(yīng)的變分為：δε＝Bδqe，由物理關(guān)系，得應(yīng)變與應(yīng)力的關(guān)系式為：

其中，D為彈性矩陣。

根據(jù)虛位移原理有∫vδεTσdV＝δqeTfe，可得單元節(jié)點(diǎn)力與位移之間的關(guān)系式為：

其中，Ke是剛度矩陣，Ke＝∫vBTDBdV。

（3）單元組集。將各單元按節(jié)點(diǎn)組集成與圓結(jié)構(gòu)相似的整體結(jié)構(gòu)，得到整體結(jié)構(gòu)的節(jié)點(diǎn)力與節(jié)點(diǎn)位移的關(guān)系，即

其中，K為整體結(jié)構(gòu)剛度矩陣；f為總的載荷矩陣；q為整體結(jié)構(gòu)所有節(jié)點(diǎn)位移矩陣。

對(duì)于結(jié)構(gòu)靜力分析載荷列陣f，可包括：

其中，fT為體積力轉(zhuǎn)移，fT＝∫vNTpυdV；fm為表面力轉(zhuǎn)移，fm＝∫sNTpsds；fp為集中力轉(zhuǎn)移，fp＝NTp。

（4）解有限元方程。多結(jié)構(gòu)平衡方程組進(jìn)行邊界條件處理，采用不同的計(jì)算方法解有限元方程，得出各節(jié)點(diǎn)的位移q。

（5）計(jì)算應(yīng)力。在計(jì)算出各單元節(jié)點(diǎn)位移qe后，由ε＝Bqe和σ＝Dε，即可求出相應(yīng)的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力。

3.2 ABAQUS有限元靜力分析

ABAQUS有限元分析主要分為前處理（ABAQUS／CAE）、分析計(jì)算（ABAQUS／Standard或 ABAQUS／Explicit）、后處理（ABAQUS／CAE或ABAQUS／Viewer）3個(gè)步驟，具體過程如下：首先將駕駛室縱梁板的幾何模型導(dǎo)入ABAQUS／CAE；創(chuàng)建材料（Material）和截面屬性（Section Property）；定義裝配件（Assembly）；設(shè)置分析步（Step）；定義便捷條件和載荷（Load）；劃分網(wǎng)格（Elements）；提交分析作業(yè)（Job）；后處理。根據(jù)前面的實(shí)例，對(duì)駕駛室底板縱梁受力及變形情況進(jìn)行有限元分析，結(jié)果如圖9、圖10所示。

圖9 底板縱梁受力分析

圖10 底板縱梁變形分析

由圖9可知，液壓缸的下支承座中心位置優(yōu)化前、后的底板縱梁，因翻轉(zhuǎn)引起的最大應(yīng)力分別為120、95MPa，優(yōu)化后底板縱梁上的最大應(yīng)力值比優(yōu)化前減小了20.8%。通過優(yōu)化前、后底板縱梁上的應(yīng)力值的變化，可知優(yōu)化后的液壓缸的下支承座中心位置明顯改善底板縱梁的受力狀況。

由圖10可知，駕駛室底板縱梁的變形量相應(yīng)地減小，優(yōu)化后底板縱梁上的最大變形量比優(yōu)化前底板縱梁上的最大變形量減小了20.4%。應(yīng)變分析結(jié)果表明，對(duì)重型車駕駛室翻轉(zhuǎn)液壓缸安裝位置的優(yōu)化是正確有效的，明顯改善了液壓缸翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的性能。

4 結(jié) 論

對(duì)于駕駛室的翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，合理確定液壓缸的位置，不僅使駕駛室翻轉(zhuǎn)輕便，同時(shí)可以減小底板縱梁的應(yīng)力和變形，使駕駛室在翻轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的扭曲得到有效改善。

（1）在駕駛室的翻轉(zhuǎn)過程中，根據(jù)液壓缸的工作特點(diǎn)，以液壓缸初始安裝長度為底邊、駕駛室翻轉(zhuǎn)中心為頂點(diǎn)所組成等腰三角形的翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，在初始狀態(tài)時(shí)，液壓缸工作力臂最大。

（2）在設(shè)計(jì)中，只要確定了液壓缸初始安裝長度、最大工作長度及駕駛室翻轉(zhuǎn)的角度，通過理論計(jì)算和作圖法，就能很容易確定液壓缸的安裝位置，且方便快捷。

（3）本文的研究成果不僅適用于駕駛室的翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，也適用于其他類似機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)中，如直推式自卸車的傾卸機(jī)構(gòu)、氣缸夾具夾緊機(jī)構(gòu)等。

［1］潘習(xí)炎，段奇德，朱碧霞，等.汽車駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與制造［J］.汽車科技，2001（4）：10－12.

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