基于Pro/E機構(gòu)仿真的剪叉車轉(zhuǎn)向卡滯分析

常 奎 劉治軍 周忠可 李曉卉

徐工消防安全裝備有限公司 徐州 221004

0 引言

剪叉式高空作業(yè)平臺是高空作業(yè)設(shè)備中使用量大使用面廣的產(chǎn)品。因當(dāng)前對高效作業(yè)的適應(yīng)性需求，剪叉產(chǎn)品近3 a以超過35%復(fù)合增長率在市場上普及應(yīng)用。由于設(shè)備保有量大、使用工況復(fù)雜、安全性要求高、生命周期成本管控嚴(yán)格，因此對剪叉式移動升降平臺的安全性、可靠性提出了更高的需求。

轉(zhuǎn)向機構(gòu)是剪叉式高空作業(yè)平臺中的關(guān)鍵機構(gòu)，在車輛行駛轉(zhuǎn)向，狹小空間轉(zhuǎn)運中起到至關(guān)重要的作用。某型號剪叉車出現(xiàn)原地轉(zhuǎn)向卡滯、轉(zhuǎn)向不到位現(xiàn)象，行駛過程中此現(xiàn)象消失。針對此現(xiàn)象，通過機構(gòu)仿真以及制造誤差方面進(jìn)行分析，得出問題癥結(jié)，并提出優(yōu)化建議，提升產(chǎn)品性能及品質(zhì)。本文從轉(zhuǎn)向機構(gòu)機械結(jié)構(gòu)角度對轉(zhuǎn)向卡滯問題進(jìn)行分析，液壓系統(tǒng)清潔性等導(dǎo)致的轉(zhuǎn)向卡滯不在此次分析范圍。

1 轉(zhuǎn)向機構(gòu)簡介

如圖1所示，典型的剪叉式高空作業(yè)平臺轉(zhuǎn)向機構(gòu)為多連桿機構(gòu)，主要由左右轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向拉桿及轉(zhuǎn)向液壓缸組成。轉(zhuǎn)向過程中由轉(zhuǎn)向液壓缸推動轉(zhuǎn)向拉桿，轉(zhuǎn)向拉桿推動左右轉(zhuǎn)向節(jié)實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。圖1所示轉(zhuǎn)向機構(gòu)理論轉(zhuǎn)向角度為±79.5°。

圖1 轉(zhuǎn)向機構(gòu)左右轉(zhuǎn)向示意

轉(zhuǎn)向到位后，一級限位為液壓缸限位，即：由液壓缸自身全伸全縮幾何尺寸限位。由于液壓缸行程及機械結(jié)構(gòu)誤差，偶爾會發(fā)生一級限位無效，此時則通過二級限位，即轉(zhuǎn)向拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)套筒之間的機械接觸限位。二級機械限位相對于一級液壓缸限位角度增大約0.5°。

原地轉(zhuǎn)向卡滯及轉(zhuǎn)向不到位是指車輛原地靜止時，轉(zhuǎn)向機構(gòu)無法轉(zhuǎn)至設(shè)計轉(zhuǎn)角或達(dá)到最大設(shè)計轉(zhuǎn)角后無法返回，而在行駛過程中此現(xiàn)象消失。

2 轉(zhuǎn)向卡滯仿真分析

2.1 轉(zhuǎn)向液壓缸推力計算

轉(zhuǎn)向液壓缸大腔面積s1為1 257 mm2，小腔面積s2為942 mm2，轉(zhuǎn)向溢流壓力p為12 MPa。

假設(shè)轉(zhuǎn)向卡滯，在系統(tǒng)壓力下轉(zhuǎn)向液壓缸出現(xiàn)溢流。根據(jù)轉(zhuǎn)向溢流壓力反推轉(zhuǎn)向液壓缸溢流時的推力，從而得到轉(zhuǎn)向卡滯工況下的最大推力。

液壓缸推力為

式中：p為系統(tǒng)壓力，s為作用面積。

計算可得液壓缸溢流時最大推力為：大腔最大推力（右轉(zhuǎn)最大推力）=15 080 N；小腔最大推力（左轉(zhuǎn)最大推力）=11 310 N。

2.2 原地轉(zhuǎn)向阻力矩的計算

根據(jù)文獻(xiàn)[1]中推薦的經(jīng)驗公式，可知汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩為

式中：u為輪胎與地面的滑動摩擦系數(shù)，G1為轉(zhuǎn)向輪的最大負(fù)荷，P為輪胎氣壓。計算得出某型號剪叉產(chǎn)品轉(zhuǎn)向阻力矩Mr=215 731 N·mm。

2.3 轉(zhuǎn)向機構(gòu)運動仿真模型創(chuàng)建

通過Pro/E創(chuàng)建轉(zhuǎn)向機構(gòu)運動模型，轉(zhuǎn)向機構(gòu)各部件的裝配方式如圖2所示。其中轉(zhuǎn)向節(jié)各鉸點裝配方式為銷釘，轉(zhuǎn)向拉桿各鉸點裝配方式為銷釘，液壓缸組件裝配方式為滑動桿，液壓缸與轉(zhuǎn)向節(jié)和支座裝配方式為銷釘。

圖2 轉(zhuǎn)向機構(gòu)模型

轉(zhuǎn)向阻力矩施加在左右轉(zhuǎn)向節(jié)主軸上，轉(zhuǎn)向液壓缸運動軸施加運動，啟用重力及摩擦。通過模擬轉(zhuǎn)向液壓缸推動轉(zhuǎn)向拉桿，轉(zhuǎn)向拉桿推動轉(zhuǎn)向節(jié)克服轉(zhuǎn)向阻力矩實現(xiàn)轉(zhuǎn)向的全過程運動分析，提取液壓缸鉸點反力，得到液壓缸推力曲線。

2.4 Pro/E機構(gòu)計算及分析

2.4.1 左→右轉(zhuǎn)向機構(gòu)計算分析

由左→右（轉(zhuǎn)向液壓缸大腔進(jìn)油）轉(zhuǎn)向機構(gòu)計算結(jié)果如圖3所示。在左轉(zhuǎn)極限位置，即液壓缸在全縮位置，缸桿開始伸出時，液壓缸所需推力達(dá)到最大，約為25 026 N＞15 080 N（大腔溢流最大推力）。隨著缸桿的伸出，轉(zhuǎn)向所需液壓缸推力隨之減小，大約在液壓缸伸出3.7 mm時，達(dá)到計算的大腔溢流推力15 080 N。液壓缸繼續(xù)伸出，轉(zhuǎn)向所需液壓缸推力繼續(xù)減小，液壓缸在伸出70.4 mm時轉(zhuǎn)向所需推力達(dá)到最小，約為5 661.194 N。之后轉(zhuǎn)向所需液壓缸推力開始上升，在液壓缸伸出148.8 mm時，推力再次達(dá)到大腔溢流推力15 080 N。達(dá)到右極限位置時，液壓缸推力為15 217.3 N＞15 080 N（大腔溢流最大推力）。

圖3 左→右轉(zhuǎn)向液壓缸推力

由左→右轉(zhuǎn)向液壓缸推力與轉(zhuǎn)向角度說明如表1所示。由仿真結(jié)果可得，大腔進(jìn)油液壓缸推力不足，原地轉(zhuǎn)向工況無法轉(zhuǎn)向到位，或者在極限位置時無法轉(zhuǎn)回，即出現(xiàn)原地轉(zhuǎn)向卡滯。

表1 左→右轉(zhuǎn)向液壓缸推力與轉(zhuǎn)向角度說明

按照機構(gòu)計算最大液壓缸推力25 026 N計算，原轉(zhuǎn)向到位轉(zhuǎn)向液壓缸大腔所需油壓約為20 MPa＞ 16 MPa的系統(tǒng)溢流壓力。

2.4.2 右→左轉(zhuǎn)向機構(gòu)計算分析

由右→左（轉(zhuǎn)向液壓缸小腔進(jìn)油）轉(zhuǎn)向機構(gòu)計算結(jié)果如圖4所示。可得在右轉(zhuǎn)極限位置，即液壓缸在全伸位置，缸桿開始收縮時，液壓缸推力約為15 217 N ＞11 310 N（大腔最大推力）。隨著缸桿的回縮液壓缸所需推力隨之減小，大約在液壓缸回縮6.5 mm時，達(dá)到計算的小腔溢流推力11 310 N。液壓缸推力繼續(xù)減小，在回縮78.6 mm時推力達(dá)到最小值約為5 661.194 N。之后液壓缸所需推力開始上升，在液壓缸回縮141.1 mm時，推力再次達(dá)到小腔溢流推力11 310 N。達(dá)到左極限位置時，液壓缸推力達(dá)到最大值為25 026 N＞ 11 310 N（大腔最大推力）。

圖4 右→左轉(zhuǎn)向液壓缸推力

由右→左液壓缸推力與轉(zhuǎn)向角度說明如表2所示。由計算結(jié)果可得，小腔進(jìn)油液壓缸推力，原地轉(zhuǎn)向工況同樣出現(xiàn)卡滯現(xiàn)象。按機構(gòu)計算最大液壓缸推力25 026 N時，小腔所需油壓約為26.6 MPa＞12 MPa的系統(tǒng)溢流壓力。

表2 左→右轉(zhuǎn)向液壓缸推力與轉(zhuǎn)向角度說明

2.5 轉(zhuǎn)向卡滯仿真分析小結(jié)

通過機構(gòu)仿真分析可得，此型號剪叉式高空作業(yè)平臺轉(zhuǎn)向機構(gòu)仿真結(jié)果與實際工況相符。由于轉(zhuǎn)向推力不足，存在原地轉(zhuǎn)向不到位，或者在極限位置無法轉(zhuǎn)回現(xiàn)象，且在小腔進(jìn)行時卡滯現(xiàn)象尤為明顯。而在運動過程中輪胎與地面的摩擦系數(shù)降低，轉(zhuǎn)向阻力矩減小，可實現(xiàn)轉(zhuǎn)向自如。因此，目前系統(tǒng)提供的轉(zhuǎn)向推力可以滿足行駛轉(zhuǎn)向需求，但是原地轉(zhuǎn)向時推力不足出現(xiàn)卡滯。

同時通過分析可得此類型轉(zhuǎn)向機構(gòu)的轉(zhuǎn)向液壓缸在系統(tǒng)壓力一定時，大腔和小腔所提供的推力是存在差異的，由此，解釋了車輛左右轉(zhuǎn)向差異問題，即小腔轉(zhuǎn)向卡滯現(xiàn)象更加明顯。

根據(jù)計算結(jié)果將轉(zhuǎn)向系統(tǒng)壓力提升至28 MPa＞max(26.6 MPa，20 MPa)，實際驗證原地轉(zhuǎn)向卡滯現(xiàn)象消失。

3 轉(zhuǎn)向誤差靈敏度分析

轉(zhuǎn)向角度影響因素較多，與轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置有關(guān)，同時與結(jié)構(gòu)件加工誤差以及液壓缸的行程誤差等有關(guān)。通過Pro/E機構(gòu)分析，針對轉(zhuǎn)向機構(gòu)各關(guān)鍵尺寸，如轉(zhuǎn)向液壓缸尺寸誤差、轉(zhuǎn)向機構(gòu)結(jié)構(gòu)誤差等，對轉(zhuǎn)向角度產(chǎn)生的誤差進(jìn)行分析。具體結(jié)果如表3所示。

由轉(zhuǎn)向誤差靈敏度分析可得，轉(zhuǎn)向角度受結(jié)構(gòu)尺寸及液壓缸尺寸誤差影響較大。目前在序號1的條件下，通過機械限位轉(zhuǎn)向角度可以保證。其余序號2～7條件下，雖機械限位可以實現(xiàn)+0.5°轉(zhuǎn)向誤差的修正，但是均出現(xiàn)一側(cè)轉(zhuǎn)向角度不到位。序號8、序號9情況則機械限位位置無法保證，對于其序號1、序號7情況誤差的修正作用進(jìn)一步減小。

由轉(zhuǎn)向機構(gòu)仿真可得，轉(zhuǎn)向極限位置所需的轉(zhuǎn)向推力最大。由轉(zhuǎn)向誤差靈敏度分析可得，機械結(jié)構(gòu)及液壓缸行程變化1 mm，轉(zhuǎn)向角度會變化約為2°，甚至可以高達(dá)5°?？梢娎塾嬚`差是影響轉(zhuǎn)向角度的關(guān)鍵因素，轉(zhuǎn)向角度的誤差會導(dǎo)致所需的轉(zhuǎn)向推力增大，進(jìn)而造成轉(zhuǎn)向卡滯。

4 總結(jié)

通過轉(zhuǎn)向機構(gòu)Pro/E仿真分析可得，現(xiàn)有的轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置方式，轉(zhuǎn)向節(jié)在極限位置時，轉(zhuǎn)向液壓缸會出現(xiàn)推力不足現(xiàn)象。因推力不足轉(zhuǎn)向節(jié)會出現(xiàn)原地?zé)o法轉(zhuǎn)到設(shè)計角度現(xiàn)象，同時在左右限位位置回正時會出卡滯。另外因此類轉(zhuǎn)向液壓缸在系統(tǒng)壓力一定時，大腔和小腔可以提供的推力時不同的。因此，轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計時需充分考慮轉(zhuǎn)向推力是否充足，選擇合理的液壓缸截面及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)壓力。

同時通過基于Pro/E機構(gòu)的轉(zhuǎn)向誤差靈敏度分析可得，液壓缸尺寸誤差、轉(zhuǎn)向機構(gòu)各關(guān)鍵點制造誤差的累計都會嚴(yán)重影響轉(zhuǎn)向角度，轉(zhuǎn)向角度變化會造成轉(zhuǎn)向推力不足，進(jìn)而導(dǎo)致轉(zhuǎn)向卡滯。因此，試制生產(chǎn)過程中，需嚴(yán)格把關(guān)采購件的尺寸精度及關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件的加工精度，提高轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置精確度，防止卡滯現(xiàn)象的發(fā)生。

通過以上措施，已基本解決剪叉車轉(zhuǎn)向卡滯問題。Pro/E機構(gòu)仿真結(jié)果基本符合實際工況，證實基于Pro/E機構(gòu)仿真的轉(zhuǎn)向卡滯分析方法可有效地對類似問題進(jìn)行分析論證，可作為剪叉式高空作業(yè)平臺轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)設(shè)計的參考方法。