硬頂環(huán)保自卸車頂蓋舉升機(jī)構(gòu)的兩種校核方法

王旭 朱愛平 韓月琴

摘 要：對硬頂環(huán)保自卸車的頂蓋舉升過程進(jìn)行了分析，據(jù)此設(shè)定頂蓋的舉升機(jī)構(gòu)參數(shù)，然后分別運(yùn)用CAD作圖分析法和Creo Mechanism機(jī)構(gòu)求解法對頂蓋的舉升機(jī)構(gòu)進(jìn)行校核，并對兩種方法進(jìn)行總結(jié)對比，旨在為硬頂環(huán)保自卸車舉升機(jī)構(gòu)的設(shè)計者提供更多的校核方法和理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：硬頂環(huán)保 自卸車 頂蓋 舉升機(jī)構(gòu) 校核

1前言

自卸車作為中短途運(yùn)輸?shù)闹髁?，在工程建設(shè)中扮演著越來越重要的角色。近年來，隨著國家對霧霾天氣問題的高度重視，各地政府部門相繼出臺規(guī)定，特別要求從事城市基建運(yùn)輸?shù)淖孕镀嚤仨毎惭b符合一定要求的密閉頂蓋。

一時間各種頂蓋應(yīng)運(yùn)而生，隨著市場及時間的檢驗(yàn)，頂蓋形式也從最初的軌道軟質(zhì)伸縮式，逐漸演變?yōu)楝F(xiàn)在更為實(shí)用的擺臂硬質(zhì)拱頂式。目前，擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車已逐漸被用戶廣泛接受。但是，擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車在實(shí)際使用中存在著諸多問題，如頂蓋油缸舉升力不夠，頂蓋運(yùn)行速度慢，油缸漏油、損壞等現(xiàn)象時有發(fā)生。本文就目前市場上最為常見的頂蓋舉升機(jī)構(gòu)的鉸接關(guān)系和布置方式，分別采用常規(guī)CAD作圖以及Creo Mechanism三維機(jī)構(gòu)分析兩種方法對其強(qiáng)度進(jìn)行分析校核，旨在為擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車頂蓋舉升機(jī)構(gòu)的設(shè)計提供更多的校核方法和理論依據(jù)。

2 舉升過程分析

首先，按照箱體、頂蓋、擺臂，以及驅(qū)動油缸的實(shí)車生產(chǎn)裝配關(guān)系，繪制出頂蓋驅(qū)動油缸的上軸點(diǎn)圍繞后擺臂下軸點(diǎn)的運(yùn)行軌跡，作出頂蓋在運(yùn)行過程中驅(qū)動油缸的舉升力矩變化圖，如圖1所示。由圖1可知，頂蓋在回落至最后完全閉合狀態(tài)下且剛要舉升時，以及頂蓋在舉升至最前完全打開狀態(tài)下且剛要回落時，這兩種狀態(tài)下油缸的力矩最小;又因頂蓋舉升狀態(tài)下，油缸下腔供油，頂蓋回落狀態(tài)下，油缸上腔供油，所以油缸上腔在頂蓋舉升至最前完全打開狀態(tài)下且剛回落時受力最大、油缸下腔在頂蓋回落至最后完全閉合狀態(tài)下且剛要舉升時受力最大。所以，擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車舉升機(jī)構(gòu)的強(qiáng)度校核，只需對此兩種狀態(tài)下的油缸進(jìn)行校核分析即可。以下將分別采用常規(guī)CAD作圖以及Creo Mechanism三維機(jī)構(gòu)兩種分析方法對其進(jìn)行強(qiáng)度分析校核。

3 分析參數(shù)設(shè)定

為方便后續(xù)分析校核，此處設(shè)定擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車的舉升機(jī)構(gòu)參數(shù)如下：頂蓋自重G₁=520 kg，前擺臂自重G₂=80kg，后擺臂自重G3-70 kg，重力模量G=10 N/kg，N₁=2 550 mm，N₂=2 165 mm，N₃=650 mm。油缸規(guī)格：缸徑ψ63、桿徑ψ45，額定壓力30 MPa。設(shè)定油缸運(yùn)行平穩(wěn)勻速。頂蓋及舉升機(jī)構(gòu)各部件鉸接關(guān)系及位置示意如圖2所示。

4 常規(guī)CAD作圖力學(xué)分析

基于上述對舉升過程分析的兩種狀態(tài)，以下運(yùn)用CAD作圖[1]結(jié)合力學(xué)原理分別對整體舉升機(jī)構(gòu)、前擺臂以及后擺臂進(jìn)行力學(xué)作圖分析。

4.1 頂蓋剛舉升狀態(tài)

頂蓋完全閉合且剛舉升狀態(tài)下，以后擺臂上軸為支點(diǎn)對頂蓋進(jìn)行受力分析，如圖3所示，由力矩平衡原理[2]可知：

1/2G₁=F_1y+f_1'y

F_1x=f_1'x

1/2G₁L₁=f_1'yL₂

經(jīng)CAD測量：L₁=2 120 mm，L₂=2 550 mm。代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F_1y=44 kg，f_1'y=216 kg。

以前擺臂下軸為支點(diǎn)對前擺臂進(jìn)行受力分析，如圖4所示，由力矩平衡原理可知：

G₂2L₃+F_1'yL₄= F_1'xL₅

經(jīng)CAD測量：L₃=1 472 mm，L₄=2 944 mm，L₅=1 595 mm。代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F_1x=F_1'x=473kg。

以后擺臂下軸為支點(diǎn)對厚擺臂進(jìn)行受力分析，如圖5所示，由力矩平衡原理可知：

G₃3L₆+F_1yL₇+F_1xL₈= F₃L₉

經(jīng)CAD測量：L₆=1 472 mm，L₇=2 944 mm，L₈=1 595 mm，L₉=361 mm。代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F₃3=33 154N。

也即，頂蓋在回落至最后完全閉合狀態(tài)下且剛要舉升時，油缸下腔供油，油缸舉升力為2 734 kg。

由：P-F/S;S=πr²/2，代入上述已知數(shù)據(jù)及參數(shù)，求得P₁=21.3 MPa，小于油缸額定壓力30 MPa，滿足設(shè)計要求。

4.2頂蓋剛回收狀態(tài)

頂蓋完全開啟舉升至最前端，且剛要回收時，以后擺臂上軸為支點(diǎn)對頂蓋進(jìn)行受力分析，如圖6所示，由力矩平衡原理可知：

1/2G₁=F_2y+f_2'y

F_2x=f_2'x

1/2G₁L₂=f_2'yL₂

經(jīng)CAD測量，L₁=2 120 mm，L₂550 mm，代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F_2y=44 kg，F(xiàn)_2'y=216 kg。

以前擺臂下軸為支點(diǎn)對前擺臂進(jìn)行受力分析，如圖7所示，由力矩平衡原理可知：

G₂L₁₀+F_2'yL₁₁=F_2'x2L₁₂

經(jīng)CAD測量：L₁₀=1 333 mm，L₁₁=2 666 mm，L₁₂=2 025 mm。代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F_2x=f_2'x=337kg。

以后擺臂下軸為支點(diǎn)對厚擺臂進(jìn)行受力分析，如圖8所示，由力矩平衡原理可知：

G₃L₁₃+F_2yL₁₄+F_2xL₁₅=F₄L₁₆

經(jīng)CAD測量：L₁₃=1 333 mm，L₁₄=2 666 mm，L₁₄=2 025 mm.L₁₆=391 mm。代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F₄=22 840N。

也即，頂蓋在舉升至最前完全打開狀態(tài)下且剛要回落時，油缸下腔供油，油缸舉升力為2 734 kg。

由P=F/S;S=πr²/2，代入上述已知數(shù)據(jù)及參數(shù)，求得P₂=28.7MPa，小于油缸額定壓力30 MPa，滿足設(shè)計要求。

5 Creo Mechanism機(jī)構(gòu)求解

Creo Mechanism是一個運(yùn)動學(xué)模擬附加組件，用于計算機(jī)構(gòu)中的力以了解3D虛擬原型在現(xiàn)實(shí)裝配中的運(yùn)行方式。

5.1簡化模型建立

運(yùn)用三維軟件Creo建立力學(xué)分析簡化模型[3]，并將箱體、頂蓋、擺臂，以及驅(qū)動油缸各部件之間按照圖1所示的裝配鉸接關(guān)系裝配在一起，如圖9所示。

5.2力矩分析

如圖9所示，建立C點(diǎn)至E點(diǎn)力矩長度D，相對于頂蓋舉升油缸上軸點(diǎn)A至下軸點(diǎn)B長度L的行程變化范圍的分析函數(shù)，其力矩變化函數(shù)曲線如圖10所示，由圖易知油缸在頂蓋回落至最后完全閉合狀態(tài)下且剛要舉升時，以及頂蓋舉升至最前完全打開狀態(tài)下且剛要回落時，油缸的舉升力矩最小，且頂蓋完全打開剛回收時的油缸力矩大于頂蓋完全閉合剛舉升時的油缸力矩;由此說明此兩種狀態(tài)下油缸的舉升力最大，且頂蓋完全打開剛回收時的油缸拉力大于頂蓋完全閉合剛舉升時的油缸推力。

5.3油缸受力求解

進(jìn)入Mechanism模塊，依據(jù)上述設(shè)定的已知分析參數(shù)添加約束及各自屬性載荷，并設(shè)置重力模量G=9.8 N/kg，將簡化模型分別設(shè)置在頂蓋在完全閉合回落至最后端，以及頂蓋完全打開舉升至最前端兩種狀態(tài)，運(yùn)行機(jī)構(gòu)分析，如圖11所示求得，頂蓋完全閉合剛舉升狀態(tài)時的油缸反作用連接軸向力為F_3'=33181.51 N。

如圖13所示求得頂蓋完全打開剛回收狀態(tài)時的油缸反作用連接軸向力為F_4'=22836.75 N。

由P=F/S; S=πr²/2，代入上述已求得的數(shù)據(jù)以及已設(shè)定的已知分析參數(shù)，求得P_1'=21.3 MPa，P_2'=28.7 MPa，均小于油缸額定壓力30 MPa，滿足設(shè)計要求。

此外，建立油缸舉升力F相目對油缸上下軸點(diǎn)長度L的運(yùn)行關(guān)系，還可得出油缸受力相對油缸舉升長度的變化曲線，如圖13所示。

6 對比分析

通過上述對擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車舉升機(jī)構(gòu)油缸的強(qiáng)度校核可知，常規(guī)CAD作圖力學(xué)分析以及Creo Mechanism機(jī)構(gòu)求解這兩種方法均能求出油缸上下腔所受壓強(qiáng)的大小。然而，兩種計算方法的快捷程度顯而易見.Creo Mechanism機(jī)構(gòu)求解法較CAD作圖力學(xué)分析法的求解過程更為簡便，其過程完全由軟件自動運(yùn)行分析計算，運(yùn)算結(jié)果精確度更高而且能夠得到直觀的油缸力矩變化圖以及舉升力F的變化圖。常規(guī)CAD作圖法雖也能計算出結(jié)果，但是其求解過程太過繁雜，其間需要經(jīng)過大量的作圖以及力學(xué)計算，加之CAD軟件線條圖形采用近似矢量逼近方法作圖[4]，其誤差較大，這也是兩種計算結(jié)果存在些許偏差的原因。

7 結(jié)語

本文就目前市場上擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車最為常見的頂蓋舉升機(jī)構(gòu)的鉸接關(guān)系和布置方式，分別采用常規(guī)CAD作圖以及Creo Mechanism=維機(jī)構(gòu)分析兩種對其進(jìn)行強(qiáng)度分析校核，并對兩種求解方法的求解過程以及求解結(jié)果進(jìn)行分析總結(jié)，分析結(jié)果表明，Creo Mechanism機(jī)構(gòu)求解法在機(jī)構(gòu)強(qiáng)度分析和校核中，求解更為簡便，計算結(jié)果精確度更高。

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