液壓半掛運(yùn)輸車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

田華良 孫存良 王 健

鄭州新大方重工科技有限公司 鄭州 450000

0 引言

由于我國(guó)經(jīng)濟(jì)發(fā)展和產(chǎn)業(yè)分布存在地域差異，長(zhǎng)大超重貨物的跨地域運(yùn)輸日益頻繁，常規(guī)半掛車配置普通掛車橋和機(jī)械鵝頸，其車輪和鵝頸不具備轉(zhuǎn)向能力，存在轉(zhuǎn)彎半徑大的問題，在半徑較小的轉(zhuǎn)彎過程中會(huì)出現(xiàn)嚴(yán)重的輪胎磨損現(xiàn)象。由于承載能力和轉(zhuǎn)彎性能的不足，常規(guī)半掛車已無法滿足長(zhǎng)大超重貨物的運(yùn)輸要求。

某液壓半掛車由液壓動(dòng)力鵝頸和平板掛車組成，平板掛車共有10 個(gè)行走輪組，采用2 縱列5 軸線布局方式，其中前輪組為2 軸線，后輪組為3 軸線。在正常運(yùn)輸過程中，牽引車通過動(dòng)力鵝頸與半掛車鉸接。當(dāng)牽引車牽引半掛車轉(zhuǎn)向時(shí)，牽引車與半掛車會(huì)出現(xiàn)折腰運(yùn)動(dòng)，動(dòng)力鵝頸將折腰運(yùn)動(dòng)傳遞給半掛車前行走輪組（后輪組不轉(zhuǎn)向），穩(wěn)定狀態(tài)時(shí)牽引車轉(zhuǎn)向瞬心與半掛車轉(zhuǎn)向瞬心重合，形成共同轉(zhuǎn)向中心O（見圖1），不僅大大減小了轉(zhuǎn)彎半徑，而且還能保證多個(gè)軸線上的輪胎處于純滾動(dòng)狀態(tài)，減小行駛阻力，并顯著減少輪胎磨損量。

圖1 牽引車與半掛車協(xié)同轉(zhuǎn)向模式

1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)構(gòu)成及工作原理

液壓軸線半掛車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分為鵝頸轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)和掛車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)兩部分，鵝頸轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)負(fù)責(zé)接收牽引車折腰運(yùn)動(dòng)，并把這種折腰轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)傳遞給掛車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，進(jìn)而推動(dòng)行走輪組轉(zhuǎn)向。鵝頸轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)由鵝頸轉(zhuǎn)盤、轉(zhuǎn)向搖臂、前轉(zhuǎn)向液壓缸等組成（見圖2），掛車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)由中心轉(zhuǎn)臂、轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂、后轉(zhuǎn)向液壓缸、行走輪組等組成（見圖3）。

圖2 鵝頸轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)

圖3 掛車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)

由于鵝頸轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)和掛車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的距離較遠(yuǎn)，且鵝頸存在俯仰運(yùn)動(dòng)，如果采用常規(guī)的連桿機(jī)構(gòu)傳遞轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)，則需多級(jí)轉(zhuǎn)換，受到結(jié)構(gòu)的限制，這種方式制造裝配復(fù)雜，自重較大。而液壓傳遞轉(zhuǎn)向方式不受結(jié)構(gòu)限制，布管自由，安裝便捷，自重和成本均較低，故通過柔性液壓管連接的液壓傳遞轉(zhuǎn)向系統(tǒng)成為優(yōu)選方案。

前轉(zhuǎn)向液壓缸與后轉(zhuǎn)向液壓缸由液壓膠管連接，牽引車與半掛車的折腰運(yùn)動(dòng)推拉前轉(zhuǎn)向液壓缸，進(jìn)而將液壓油壓進(jìn)后轉(zhuǎn)向液壓缸，通過中心轉(zhuǎn)臂帶動(dòng)轉(zhuǎn)向拉桿和轉(zhuǎn)向節(jié)臂驅(qū)動(dòng)行走輪組轉(zhuǎn)向。

2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)

當(dāng)牽引車牽引半掛車轉(zhuǎn)向時(shí)，半掛車后輪組固定（不轉(zhuǎn)向），前輪組跟隨牽引車轉(zhuǎn)向。牽引車鞍座中心基本與其2 根驅(qū)動(dòng)軸的中間位置重合，協(xié)同轉(zhuǎn)向時(shí)形成平面內(nèi)2 個(gè)剛體的相對(duì)回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，牽引銷位置是牽引車和半掛車的等速點(diǎn)，此點(diǎn)形成虛擬車輪，其轉(zhuǎn)向角度與前輪組轉(zhuǎn)角符合阿克曼原理。虛擬車輪的軸線與掛車前輪組各車橋軸線會(huì)交與回轉(zhuǎn)中心O（見圖4），O點(diǎn)處于后輪組中間軸線延長(zhǎng)線上。

圖4 半掛車轉(zhuǎn)向狀態(tài)示意圖

在折腰轉(zhuǎn)向過程中，鵝頸轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的左右液壓缸做伸縮運(yùn)動(dòng)，前轉(zhuǎn)向液壓缸Lg 的無桿腔與前轉(zhuǎn)向液壓缸R(shí)g 的有桿腔連接，后轉(zhuǎn)向液壓缸Lt 的無桿腔與后轉(zhuǎn)向液壓缸R(shí)t 的有桿腔連接，二者由液壓膠管連接。前轉(zhuǎn)向液壓缸Lg 的有桿腔與前轉(zhuǎn)向液壓缸R(shí)g 的無桿腔連接，后轉(zhuǎn)向液壓缸Lt 的有桿腔與后轉(zhuǎn)向液壓缸R(shí)t 的無桿腔連接，二者由液壓膠管連接，并在管路上布置蓄能器。在兩個(gè)回路上設(shè)置預(yù)充壓接口，通過外置泵站可為兩個(gè)回路預(yù)充一定壓力[1]，從而提高轉(zhuǎn)向響應(yīng)速度。經(jīng)過簡(jiǎn)化的液壓傳遞轉(zhuǎn)向系統(tǒng)原理如圖5 所示。

圖5 液壓原理圖

牽引車與半掛車折腰轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)是整車轉(zhuǎn)向的驅(qū)動(dòng)源，折腰轉(zhuǎn)向角度為αs，第一軸線左側(cè)行走輪組的轉(zhuǎn)角為β1，第一軸線右側(cè)行走輪組的轉(zhuǎn)角為β1′，第二軸線左側(cè)行走輪組的轉(zhuǎn)角為β2，第二軸線右側(cè)行走輪組的轉(zhuǎn)角為β2′。

根據(jù)阿克曼原理可得

式中：B為跨距，B＝2 250 mm；L1為第一基距，L1＝4 365 mm；L2為軸距，L2＝1 600 mm；L3為第二基距，L3＝6 770 mm。

由于液壓傳遞轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中配置有蓄能器、液壓管路等，在轉(zhuǎn)向過程中因地面阻力的影響，鵝頸轉(zhuǎn)向角度達(dá)到一定角度后才能有足夠的壓力驅(qū)動(dòng)掛車轉(zhuǎn)向液壓缸，進(jìn)而推動(dòng)行走輪組轉(zhuǎn)向。因此，僅通過機(jī)械桿系優(yōu)化無法得到剛?cè)狁詈限D(zhuǎn)向系統(tǒng)的最優(yōu)解，應(yīng)采用機(jī)液聯(lián)合仿真的方法進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，避免繁瑣的動(dòng)力學(xué)方程及傳遞函數(shù)推導(dǎo)，為復(fù)雜機(jī)液系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供有效手段。

2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型

利用多體動(dòng)力學(xué)軟件建立仿真模型（見圖6），模型左側(cè)為鵝頸轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，在中心搖臂上施加回轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)Rsteering 來模擬折腰轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)，中心搖臂的擺動(dòng)帶動(dòng)前轉(zhuǎn)向液壓缸Lg 和Rg 做伸縮運(yùn)動(dòng)，建立前轉(zhuǎn)向液壓缸Lg 和Rg 的行程變化測(cè)量值SL_g和SR_g。右側(cè)為掛車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，在后轉(zhuǎn)向液壓缸Lt 和Rt 上分別施加驅(qū)動(dòng)力SL_g和SR_g，后轉(zhuǎn)向液壓缸Lt 和Rt 推拉中心轉(zhuǎn)臂，進(jìn)而通過轉(zhuǎn)向拉桿驅(qū)動(dòng)行走輪組轉(zhuǎn)向。

圖6 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型

單個(gè)行走輪組額定承載15 t，輪胎與地面滑動(dòng)摩擦系數(shù)為0.8，根據(jù)輪組結(jié)構(gòu)尺寸等可計(jì)算單個(gè)輪組的轉(zhuǎn)向力矩為1.1×104N·m，并施加到行走輪組回轉(zhuǎn)中心位置。

2.2 液壓傳遞轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)模型

在液壓仿真軟件中建立圖7 所示液壓仿真模型，液壓傳遞轉(zhuǎn)向是一個(gè)較復(fù)雜的機(jī)械液壓綜合系統(tǒng)，在液壓模型中添加IB（Interface block）模塊，可將機(jī)械模型中的鵝頸轉(zhuǎn)向液壓缸Lg 和Rg 的行程變化值SL_g和SR_g施與液壓模型中前轉(zhuǎn)向液壓缸，將液壓模型中掛車轉(zhuǎn)向液壓缸的作用力FL和FR回傳給機(jī)械模型中驅(qū)動(dòng)中心搖臂擺動(dòng)，并將機(jī)械模型中右轉(zhuǎn)向液壓缸的行程變化值SL_Out和SR_Out施與液壓模型的掛車轉(zhuǎn)向液壓缸，從而實(shí)現(xiàn)機(jī)械模型和液壓模型的聯(lián)合[2]。

圖7 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓系統(tǒng)仿真模型

建立液壓仿真模型所需的結(jié)構(gòu)參數(shù)有：前后轉(zhuǎn)向液壓缸的活塞直徑為140 mm，活塞桿直徑為70 mm，活塞行程為400 mm。油液運(yùn)動(dòng)黏度為5.1×10-5m2/s，彈性模量為1 700 MPa，油液溫度為40℃。連接液壓膠管直徑為25 mm，長(zhǎng)度按照各段實(shí)際尺寸設(shè)置。蓄能器初始容積為1.5 L，充氣壓力為1.1×107Pa，管路預(yù)充壓1.3×107Pa。在轉(zhuǎn)向過程中，蓄能器壓縮和膨脹過程比較快，屬于絕熱過程，但蓄能器殼體與外界存在一定的熱交換，故氣體多變指數(shù)取1.3[3]。

3 聯(lián)合仿真優(yōu)化計(jì)算

當(dāng)行走輪組轉(zhuǎn)角誤差在6°以內(nèi)時(shí)，由于輪胎彈性變形，幾乎感覺不到車輪的橫向滑移。當(dāng)轉(zhuǎn)角誤差超過7°時(shí)，車輪會(huì)產(chǎn)生明顯的橫向滑移，輪胎磨損加劇，同時(shí)地面產(chǎn)生明顯痕跡，行駛性能也變得較差[4]。

液壓掛車具備左右2 個(gè)方向的轉(zhuǎn)向能力，為了保證左右2 個(gè)方向的轉(zhuǎn)向性能一致，轉(zhuǎn)向桿系按照左右對(duì)稱設(shè)計(jì)，優(yōu)化算法的目標(biāo)是最小化左右輪組轉(zhuǎn)向過程中的最大轉(zhuǎn)角誤差。

在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型中，建立第一、二軸線4 個(gè)行走輪組的實(shí)際轉(zhuǎn)向角度測(cè)量：第一軸線左側(cè)車輪轉(zhuǎn)角βt1、第一軸線右側(cè)車輪轉(zhuǎn)角βt1′、第二軸線左側(cè)車輪轉(zhuǎn)角βt2、第二軸線右側(cè)車輪轉(zhuǎn)角βt2′。

3.1 最小化的目標(biāo)值

1）第一軸線左右2 個(gè)行走輪組的最大轉(zhuǎn)角誤差為

3.2 優(yōu)化變量

第一軸線行走輪組轉(zhuǎn)臂鉸點(diǎn)的坐標(biāo)X＝DV_1、Y＝DV_2；第一軸線轉(zhuǎn)向搖臂鉸點(diǎn)坐標(biāo)X＝DV_3、Y＝DV_4；第二軸線行走輪組轉(zhuǎn)臂鉸點(diǎn)的坐標(biāo)X＝DV_5、Y＝DV_6；第二軸線轉(zhuǎn)向搖臂鉸點(diǎn)坐標(biāo)X＝DV_7、Y＝DV_8。

3.3 優(yōu)化計(jì)算

采用OPTDES-GRG 優(yōu)化算法進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，在優(yōu)化過程中，多體動(dòng)力模型與液壓仿真模型實(shí)時(shí)進(jìn)行數(shù)據(jù)傳遞。經(jīng)過多輪優(yōu)化計(jì)算，鵝頸轉(zhuǎn)角范圍為0°～45°，第一軸線左右2 個(gè)行走輪組的最大轉(zhuǎn)角誤差均小于1.5°。鵝頸轉(zhuǎn)角范圍為45°～50°時(shí)，第一軸線左右2 個(gè)行走輪組的最大轉(zhuǎn)角誤差逐漸增大；鵝頸轉(zhuǎn)角為50°時(shí)，最大轉(zhuǎn)角誤差為4.74°（見圖8）。

圖8 第一軸線左右行走輪組的最大轉(zhuǎn)角誤差

當(dāng)鵝頸轉(zhuǎn)角范圍為0°～42°時(shí)，第二軸線左右2 個(gè)行走輪組的最大轉(zhuǎn)角誤差均小于2.2°，鵝頸轉(zhuǎn)角范圍為42°～50°時(shí)，第二軸線左右2 個(gè)行走輪組的最大轉(zhuǎn)角誤差逐漸增大；當(dāng)鵝頸轉(zhuǎn)角為50°時(shí)，最大轉(zhuǎn)角誤差為4.82°（見圖9）。

圖9 第二軸線左右行走輪組的最大轉(zhuǎn)角誤差

4 結(jié)論

當(dāng)鵝頸轉(zhuǎn)角范圍為0°～42°時(shí)，液壓半掛車第一、二軸線左右輪組的轉(zhuǎn)角誤差均小于2.2°，第一、二軸線左右輪組的最大轉(zhuǎn)角誤差出現(xiàn)在鵝頸最大轉(zhuǎn)角50°時(shí)。而在工程實(shí)際中，鵝頸達(dá)到50°的工況較少，即使達(dá)到50°，所經(jīng)歷的時(shí)間也很短，故可認(rèn)為優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)滿足液壓半掛車轉(zhuǎn)向性能要求。

相比忽略液壓回路影響的傳統(tǒng)機(jī)械桿系優(yōu)化方法，采用機(jī)液聯(lián)合仿真優(yōu)化，可以綜合考慮轉(zhuǎn)向阻力矩、液壓蓄能器容積、蓄能器充氣壓力、液壓缸尺寸、相應(yīng)液壓管路及油液特性等因素對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的影響，為液壓半掛車牽引轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)開發(fā)提供了有效方法。