無動力拖掛車平衡支撐裝置的設(shè)計分析

杜燦誼，鐘慧多, ，譚 亮，龔永康，李 雯

（1.廣東技術(shù)師范大學(xué)，廣東 廣州 510665；2.廣東省嶺南工商第一技師學(xué)院，廣東 廣州 510800）

0 引言

任何車輛的車體與地面一般采用軟連接的方式，通過懸架系統(tǒng)與輪胎接觸地面達到在行駛時減震和適應(yīng)各種路況的目的.然而，當車輛停放以及人們在車內(nèi)進行活動，軟連接無法起到穩(wěn)定支撐，防止車輛晃動的作用，對車輛造成一定的損壞，此時需要平衡支撐裝置將“軟連接”轉(zhuǎn)換為“硬連接”.車輛的平衡支撐裝置一般加裝在拖掛車車體主要承重結(jié)構(gòu)上，工作時，提供水平、平穩(wěn)的使用環(huán)境，同時減輕車體結(jié)構(gòu)、懸架和輪胎的負荷；停止工作時，能夠收回且不影響原拖掛車底盤的通過性.

中小型無動力拖掛車（如：多功能全掛式房車）車內(nèi)安裝設(shè)備質(zhì)量大，長時間高負載停放時易出現(xiàn)懸架彈簧鋼板變型，使用者在車內(nèi)活動或其他原因等造成車輛晃動降低整車結(jié)構(gòu)性能等情況.為改善上述問題，本文設(shè)計了一套新型的中小型無動力拖掛車平衡支撐裝置.

1 總體方案

平衡支撐裝置的類型眾多，在綜合比較各種現(xiàn)有車輛平衡支撐裝置的基礎(chǔ)上，如表1所示，確定中小型無動力拖掛車平衡支撐裝置的設(shè)計方案—包括平衡支撐裝置的總體結(jié)構(gòu)、技術(shù)指標和使用條件分析、運動分析與受力分析、關(guān)鍵部件的選型、安裝方案，并增加電動/手動切換的設(shè)計思路，同時討論了平衡支撐裝置的電子控制方案，保證有效地實現(xiàn)其功能.具體設(shè)計方案如圖1所示.

圖1 總體設(shè)計方案

表1 平衡裝置的類型及結(jié)構(gòu)特點

2 無動力拖掛車平衡支撐裝置的分析與優(yōu)化設(shè)計

2.1 主要技術(shù)指標

車輛的平衡支撐裝置作為車輛的輔助支撐使用，使用過程中無需把車輛完全撐起就能夠穩(wěn)定車身，但其使用頻率不高，無需很大的支撐力，采用機械式傳動即可滿足使用條件.就目前拖掛車使用現(xiàn)狀而言，非單純貨運的拖掛車一般采用中小型拖掛車底盤，其特點是最大總質(zhì)量不超過5噸，底盤離地間隙較?。s為25mm），因此，宜采用結(jié)構(gòu)簡單，系統(tǒng)質(zhì)量小，占用底盤空間小的，適用范圍廣的電動機械剪式車輛平衡支撐裝置[1].

考慮到當動力系統(tǒng)有故障時會出現(xiàn)支撐裝置不能升降的情況，本次設(shè)計增加故障應(yīng)急方案，設(shè)計手動切換裝置，在故障發(fā)生時可手動升降，打破單純電力驅(qū)動的局限性.根據(jù)中小型拖掛車的最大質(zhì)量以及平衡支撐裝置的普遍適用性，平衡支撐裝置的技術(shù)指標和使用條件如表2所示.

表2 主要技術(shù)指標和使用條件

2.2 平衡支撐裝置的運動分析與受力分析

（1）運動模型建立

根據(jù)平衡支撐裝置實際運動情況可知，螺桿的旋轉(zhuǎn)運動副一端為鉸接副，另一端為移動副，連接臂與舉臂之間為鉸接副連接，如圖2所示.當電動機帶動螺桿轉(zhuǎn)動或手動使螺桿轉(zhuǎn)動時，支承螺母相對于螺桿作水平運動帶動連接臂擺動，令舉臂上升或下降.當支承螺母向鉸接端水平運動，帶動舉臂下降；當支承螺母遠離鉸接端水平運動，帶動舉臂收起.螺桿及舉臂與拖掛車底盤連接[2].由此可建立機構(gòu)運動分析模型圖，如圖3所示.

圖2 運動機構(gòu)模型

由圖3可知，設(shè)機構(gòu)中各餃接點分別為A、B、C，支撐臂與地面接觸點為O；支撐臂和連接臂與螺桿的夾角分別為α、β，根據(jù)平衡支撐裝置實際運動情況可知C點是支承螺母的水平移動，設(shè)速度為Vα；支撐臂與連接臂餃接點A，絕對速度為VC，相對點C速度為Vr，牽連速度與點C速度相同；點O的瞬時速度為，其垂直分速度則為支撐裝置實際舉升速度。利用幾何關(guān)系可知O點與A點角速度相同，因此主要分析A點、C點運動速度即可，其公式如下所示（注：螺桿轉(zhuǎn)數(shù)n與螺距p）.

圖3 運動分析模型

C點的移動為螺桿旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為螺母的直線運動，由螺桿轉(zhuǎn)數(shù)n與螺距p，可求C點的速度：

由速度合成定理可知，動點A在某瞬時的絕對速度等于它在該瞬時的牽連速度與相對速度的矢量和，即：

由幾何關(guān)系可知，O點的瞬時速度，則支撐裝置實際舉升速度V為：

支撐裝置實際運動時，螺桿轉(zhuǎn)數(shù)很低，假設(shè)螺桿勻速轉(zhuǎn)動，則VC是勻速運動；但另一方面，Vr隨支撐裝置的運動而變化，由幾何關(guān)系可知，點A與點O同在舉臂上，具有相同的角速度，因此，點A的運動、點O的瞬時速度VA是速度隨舉臂下擺而逐漸減小的變速運動.由公式（3）可知，可知支撐裝置實際舉升速度V隨支撐裝置的舉升高度增加逐漸減小.

（2）受力模型建立

將平衡支撐裝置機械結(jié)構(gòu)簡化，作出結(jié)構(gòu)如圖4所示.

圖4 平衡裝置受力模型

各主要部件受力分析，其中，舉臂、連接臂、螺桿、支承螺母，均不計自重.

1）對舉臂1的受力分析

舉臂1與車架鉸接，該點受力方向未知，設(shè)該點受水平與垂直兩方向的力分別為F51x，F(xiàn)51y；舉臂同時與連接臂2鉸接，因連接臂2是二力桿，所以舉臂1受連接臂2的力F21，方向沿連接臂2；舉臂1在O點處受地面對它的反作用力，這個力就是平衡支撐裝置的支撐力，設(shè)為G，同時受地面的摩擦力f，方向未知，與舉臂1的運動有關(guān).支撐裝置靜止時f方向如圖5中所示.

圖5 舉臂受力圖

2）對支承螺母的受力分析

支撐螺母4受到來自車架5的壓力F54，方向豎直向下；支承螺母4與連接臂2鉸接，受沿連接臂方向的支撐力F24；由于與螺桿之間有螺紋連接，受到螺桿拉力F34；只要支撐裝置與地面接觸，對車架提供支撐力，F(xiàn)24、F34的方向如圖6所示.

圖6 支撐螺母受力圖

3)對螺桿及連接臂的受力分析

經(jīng)分析，螺桿3及連接臂2均可簡化為二力桿，均受大小相等方向相反的兩個力，設(shè)其所受的力分別有F53、F43，F(xiàn)12、F42，受力方向沿桿的方向，不再詳述.

4)對整體分的受力分析

支撐裝置的支承點是舉臂1和支撐螺母4與車架5的接觸點，分別為F51y和F54，整體受到地面的摩擦力f，地面支反力G，螺桿、舉臂分別與車架鉸接點的反作用力F53和F51x.

圖7所示是支撐裝置靜止支撐時的整體受力.下面通過計算討論支撐裝置整體以及各零部件的具體受力情況.

圖7 支承裝置整體受力分析圖

為了計算支撐裝置的受力，首先要設(shè)定支撐裝置的關(guān)鍵尺寸.參考現(xiàn)有的平衡支撐裝置各參數(shù)，綜合考慮支撐裝置的總體尺寸，結(jié)構(gòu)布局，安裝尺寸等因素，初定各部件的尺寸：舉臂長度l1=520mm；連接臂長度l2=297.2mm；支撐臂兩鉸接點之間距離l=300mm.

在實際應(yīng)用中，支撐裝置及其部件的運動速度變化對受力變化影響很小，假設(shè)支撐裝置舉升速度為勻速，進行受力分析計算.針對舉臂1、連接臂2、螺桿3、支承螺母4做單獨受力分析，再進行整體的受力分析，如圖7所示，可以列出以下平衡方程：

當支承裝置運動并同時與地面接觸的過程中，所受的摩擦力方向相反，為動摩擦力：

為了順利進行平衡支撐裝置的下一步詳細設(shè)計，整理得到F53的表達式：

根據(jù)技術(shù)指標，單點最大承受載荷為1000kg，即Gmax=1000N，，μmax=0.5，計算得F53max≈12650N.

2.3 傳動系統(tǒng)設(shè)計

（1）螺旋傳動裝置（螺桿與支承螺母）的選型

平衡支撐裝置起輔助車輛支撐、防止晃動的作用，因此選用的螺旋傳動裝置要具備傳遞動力和自鎖功能.根據(jù)中小型無動力拖掛車的使用需求和螺旋傳動的特點，選用滑動螺旋，單頭梯形螺紋，螺紋具有較小的導(dǎo)程及導(dǎo)程角.傳動所設(shè)計的支撐裝置結(jié)構(gòu)中的螺旋機構(gòu)部分由螺桿、支承螺母和軸承座組成.螺桿為主動件，作回轉(zhuǎn)運動；螺母為從動件，作軸向移動.整個螺旋傳動將旋轉(zhuǎn)運動變成直線運動，同時進行能量和力的傳遞.

此外平衡支撐裝置方案設(shè)計中有手動/電動切換，需要在螺桿的一端加工一個六角頭，便于扳手的使用.根據(jù)圖7受力分析，可知螺桿最大軸向載荷為F53max≈12650N，這需要螺桿材料具有較高的強度和良好的加工性.因此，通過對螺紋耐磨性、螺桿強度、螺母螺紋牙的強度進行計算核驗，確定螺旋傳動的主要尺寸.

①耐磨性計算

由于設(shè)計方案中螺桿端部支承采用兩個反向安裝的圓錐滾子軸承，該種軸承的配置決定螺桿受力情況為只受拉力.因此，不必計算螺桿的穩(wěn)定性.

綜上可得，螺旋傳動裝置的選型參數(shù)如表3所示：

表3 螺旋傳動裝置的初選參數(shù)

（2）電機及減速器選型

電機的工作要求包括啟動、反復(fù)正反轉(zhuǎn)、制動等過程，無需調(diào)速，對精確度要求較低.因此，選用直流電動機，電源電壓采用12V即可，可直接使用汽車電源電壓，減少外圍設(shè)備[3].同時也需要確定電機所需要的功率，根據(jù)支承螺母移動速度V的計算公式：

其中S為螺母的行程，n為電機螺桿轉(zhuǎn)數(shù)。支撐裝置的工作速度不宜太慢，大約80秒左右完成支撐裝置最大下放行程.由于支撐裝置的舉臂及螺桿的工作形成決定了螺母的行程，經(jīng)過計算，螺母行程為336mm，設(shè)螺母的運動為勻速，則V≈4.44mm/s,得到電機螺桿轉(zhuǎn)數(shù)n≈79.28r/min.

由上述運動速度分析,可知支撐裝置最大上升速度為3.26mm/s，支撐裝置的單點最大載重為1000kg，因此，計算功率為：

取螺桿傳動效率35%，取減速器傳動效率為95%，電動機的功率應(yīng)約為：

根據(jù)支撐裝置最大載荷重量和速度要求選用型號為RS-775SH-7513的直流電動機，技術(shù)參數(shù)見表4(堵力扭矩5100g·cm，堵力電流84A).

表4 電機選型參數(shù)表

結(jié)合支撐布置的布局，基于減速比符合支撐裝置使用要求的原則，選用由圓柱直齒輪組成的小型減速器，滿足便于電機安裝，重量輕，成本低，工作可靠的要求.電機經(jīng)過減速器輸出的扭矩必須大于驅(qū)動螺桿所需要的最大扭矩：

式中：φ=arctanf是螺紋在中徑處的升角，0.08≤f≤0.10；螺桿螺母摩擦系數(shù)0.080.10，起動時取大值，運轉(zhuǎn)中小值.因此，取最大力矩0.10；求得：φ≈5.7106°，經(jīng)過減速器輸出的扭矩約為M≈19.58N·m.

根據(jù)支撐裝置的設(shè)計方案，原動機為電動機，工作較平穩(wěn)且屬于中等沖擊，因此，通過查閱機械手冊，電動機的載荷波動對齒輪傳動影響的系數(shù)Ka應(yīng)取1.25，計算得減速器速比約等于236.10，應(yīng)取240.

（3）離合器及其操縱方式的設(shè)計

車輛電力系統(tǒng)或者支撐裝置的電子系統(tǒng)故障時，需采取手動操作收起平衡支撐裝置，離合器能夠滿足該要求[5].牙嵌離合器結(jié)構(gòu)簡單，外形尺寸小，傳遞力矩大，不產(chǎn)生摩擦熱，適合應(yīng)用于本裝置.因離合器在應(yīng)急狀態(tài)時工作，無需頻繁結(jié)合和分離，且允許在停止轉(zhuǎn)動狀態(tài)下進行分離與結(jié)合，牙嵌離合器宜采用矩形牙[6].從動塊與螺桿之間用導(dǎo)向平鍵連接，傳遞轉(zhuǎn)矩并且離合器從動塊可在螺桿軸上滑動，因此采用撥叉操縱離合器的從動塊滑動，與主動塊分離接合.再增設(shè)一個回位彈簧，使得只有在操縱撥叉時離合器分離；不操縱撥叉時，在回位彈簧的作用力下，從動塊與離合器壓緊接合.離合器分離撥叉作為外置工具，不需要使用時，不與離合器裝配在一起，但需要增加一撥叉卡位，在應(yīng)急情況下，離合器分離撥叉需要與離合器暫時裝配.綜合考慮,牙嵌離合器的初選參數(shù)如表5所示.

表5 牙嵌離合器初選參數(shù)

根據(jù)離合器的初選參數(shù)，計算其實際工作使用的相關(guān)性能.其中矩形牙齒工作面的擠壓應(yīng)力為：

式中，Tt為傳遞的力矩，β為工作儲備系數(shù)，取1.Dp為牙齒平均直徑等于D+D1/2，b為牙齒寬度等于D-D1/2.牙數(shù)z取值為1/3.計算得σpp=27.30≤[σpp]，符合使用強度要求.另外.牙齒根部的彎曲應(yīng)力為：

計算得lg≈17.45，σb≈7.14≤σbp，符合要求.除此之外，普通平鍵連接的強度為：

導(dǎo)向平鍵連接的前度條件為：

式中，T為傳遞轉(zhuǎn)矩，K為健與輪轂鍵槽的接觸高度，L為鍵的工作長度，圓頭平鍵l=L-b.查得鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用值為：.計算得.通過計算，牙嵌離合器的選型參數(shù)均符合實際使用的要求.

（4）平衡支撐裝置支承結(jié)構(gòu)的設(shè)計

平衡支撐裝置的支承結(jié)構(gòu)由支承螺母、連接臂、舉臂組成，如圖8所示.支承螺母在螺桿旋轉(zhuǎn)運動的驅(qū)動下，轉(zhuǎn)化為平移運動；連接臂分別與支承螺母和舉臂鉸接，螺母移動帶動連接臂擺動；舉臂與地面接觸，起到支撐車架的作用，舉臂分別與車架和連接臂鉸接，與車架鉸接處固連，靠連接臂的擺動帶動舉臂擺動.

圖8 平衡支撐裝置支撐結(jié)構(gòu)圖

連接臂與舉臂鉸接處采用銷軸的連接，設(shè)計如圖9所示，需要通過校核確定其尺寸，根據(jù)銷軸的剪切強度公式：

圖9 連接臂與支撐臂鉸接處的設(shè)計

銷軸與孔壁的擠壓強度條件為：

式中：d0為銷軸剪切面的直徑,Lmin為銷軸與孔壁擠壓面的最小寬度，[σp]為銷軸或孔壁材料的許用擠壓應(yīng)力，為銷軸材料的許用切應(yīng)力[7].考慮到平衡支撐裝置需要防銹、抗腐蝕，而且受力較大，連接臂采用厚度3mm薄壁鋼板，即Lmin=3mm，材料采用優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼的冷軋鋼板（08A1），表面鍍鋅.根據(jù)圖6受力分析可知，銷軸連接有兩接觸面，因此Fmax=9050N.查機械手冊得,對于鉸制孔用螺栓，變載荷情況下經(jīng)計算，銷軸直徑選用20mm，銷軸材料選用性能等級為4.8的低碳鋼（10鋼）.

除此之外，把舉臂設(shè)計為Y型，使得舉臂收起時與其他部件不發(fā)生干涉，減小支撐裝置的占用空間，同時連接臂采用鋼板沖壓而成的U型薄壁桿，U型空間可容納螺桿，提高汽車底盤的通過性.

2.4 安裝方案設(shè)計

平衡支撐裝置會在地面產(chǎn)生縱向摩擦力，為使車輛穩(wěn)定支撐，不對懸架系統(tǒng)、制動系統(tǒng)附加額外的載荷.支撐裝置與車輛底盤之間主要存在大的壓力（支撐力）和小的拉力（來自支撐裝置收起時裝置本身的重量）以及水平面上各方向的力.通過其承受的工作剪力（公式20-23）的校核計算，緊固螺栓應(yīng)選用性能等級為8.8 的六角頭螺栓M10（45 鋼），并采取彈簧墊圈防松方法.根據(jù)車輛底盤結(jié)構(gòu)和承重分布，盡量使整個車輛底盤受力均衡，采用四點支撐，以單個平衡支撐裝置為一個支撐腿，四個支撐腿兩兩對稱安裝在車輛底盤上，避免支撐腿跨度過大，達到拖掛車的平衡穩(wěn)定支撐的效果.

安裝的位置可根據(jù)不同車輛底盤的尺寸布局而定，一般安裝在縱梁和橫梁，或安裝在橫跨縱梁和橫梁.因此，安裝固定板的設(shè)計采用平面結(jié)構(gòu)，具體如圖10所示.

圖10 平衡支撐裝置安裝方案

2.5 電控系統(tǒng)設(shè)計

平衡支撐裝置在技術(shù)上能夠?qū)崿F(xiàn)智能化自動控制，生產(chǎn)制造成本也能控制在合理范圍內(nèi).根據(jù)“電動/手動”的無動力拖掛車平衡支撐裝置的設(shè)計方案，主要采用電機驅(qū)動螺桿螺母的設(shè)計方式即電機控制方案.實現(xiàn)的電機控制功能包括：直流電機的正反轉(zhuǎn)控制，不需要調(diào)速控制；一鍵收放并能夠自動調(diào)整各個支撐腿的支撐高度，達到自動調(diào)平；自動調(diào)節(jié)各支撐腿的支撐力，達到支撐力平衡；過載保護，限位保護；帶有手動操作模式，能實現(xiàn)手動微調(diào)電機.因此，平衡支撐裝置的電機控制系統(tǒng)基于微電腦控制器，通過水平x方向和垂直y方向的傾角傳感器的信號反饋，來控制和調(diào)節(jié)平衡支撐裝置的各個支撐腿的高度.系統(tǒng)主要由單片機，H橋電機驅(qū)動芯片，傾角傳感器，數(shù)據(jù)處理模塊等組成，自動調(diào)平電控原理如圖11所示.

圖11 平衡支撐裝置自動調(diào)平電機控制原理圖

3 結(jié)語

本文針對中小型無動力拖掛車平衡支撐裝置當前的技術(shù)水平、實際需要和存在的問題，從簡化結(jié)構(gòu)、降低總成質(zhì)量，減少占用空間以及增加手動/電動切換模式四個方面，對小型無動力拖掛車平衡支撐裝置進行了優(yōu)化設(shè)計.并分別建立各部件和總成的三維模型進行仿真試驗，通過計算機輔助分析證明，該平衡支撐裝置的優(yōu)化設(shè)計方案切實可行，符合實際應(yīng)用.