四軸支架搬運(yùn)車(chē)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

許聯(lián)航

(國(guó)能神東煤炭集團(tuán)技術(shù)研究院，陜西 榆林 719315)

0 引言

液壓支架搬運(yùn)車(chē)是專(zhuān)門(mén)針對(duì)綜采工作面搬家倒面過(guò)程中液壓支架的倒運(yùn)或長(zhǎng)距離運(yùn)輸而研制開(kāi)發(fā)的一種新型特種工具，是現(xiàn)代化采煤工藝必不可少的輔助運(yùn)輸設(shè)備[1]。目前，國(guó)內(nèi)使用的液壓支架搬運(yùn)車(chē)噸位涵蓋50 t、55 t、80 t，均為鉸接式結(jié)構(gòu)型式，且已屬成熟產(chǎn)品，但其對(duì)負(fù)載重心變化適應(yīng)性較差，重心偏移會(huì)導(dǎo)致其轉(zhuǎn)向靈活性變差，故航天重工公司研發(fā)團(tuán)隊(duì)研制了一款U型支架搬運(yùn)車(chē)來(lái)解決以上技術(shù)問(wèn)題[2]。

車(chē)輛轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)是一個(gè)較為復(fù)雜的空間機(jī)構(gòu)，是通過(guò)對(duì)左右轉(zhuǎn)向車(chē)輪之間的合理匹配來(lái)保證汽車(chē)能沿著設(shè)想的軌跡運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)[3]。它對(duì)汽車(chē)操縱穩(wěn)定性有重要影響，因此對(duì)于車(chē)輛來(lái)說(shuō)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)尤為重要。對(duì)于車(chē)輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求能夠保證汽車(chē)具有高的機(jī)動(dòng)性；在轉(zhuǎn)向盤(pán)和各轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角間應(yīng)保證運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)關(guān)系的協(xié)調(diào)[4]；同時(shí)，轉(zhuǎn)變向機(jī)構(gòu)與懸架轉(zhuǎn)向裝置的運(yùn)動(dòng)干涉應(yīng)最小。針對(duì)車(chē)輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求，采用傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法不能很好的滿(mǎn)足，它會(huì)受到經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)的約束，設(shè)計(jì)周期長(zhǎng)，效率低，而采用當(dāng)今比較流行的動(dòng)力學(xué)仿真技術(shù)，能降低工程制造和測(cè)試費(fèi)用[5]，在產(chǎn)品設(shè)計(jì)出來(lái)之前，就可以發(fā)現(xiàn)并更正設(shè)計(jì)錯(cuò)誤，完善設(shè)計(jì)方案，在產(chǎn)品開(kāi)發(fā)過(guò)程中，減少所需的物理樣機(jī)數(shù)量。同時(shí)能夠分析其動(dòng)力學(xué)特性，用軟件在理論上分析車(chē)輛在行駛時(shí)，轉(zhuǎn)向是如何動(dòng)作以及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總成中各部件的受力情況，進(jìn)行動(dòng)態(tài)的分析和仿真模擬[6]，分析出各部件最佳運(yùn)行狀態(tài)的條件以及如何改善轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，并使整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)更加緊湊，滿(mǎn)足各方面的設(shè)計(jì)要求[7]。

在這樣的背景下，將虛擬樣機(jī)應(yīng)用于車(chē)輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)及制造中，就可以克服由傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法帶來(lái)的諸多缺點(diǎn)，使設(shè)計(jì)人員在設(shè)計(jì)階段就能仿真模擬車(chē)輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)，掌握車(chē)輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能，不僅縮短新產(chǎn)品研發(fā)的周期，提高產(chǎn)品的設(shè)計(jì)質(zhì)量，而且降低產(chǎn)品的研發(fā)成本，提高企業(yè)的競(jìng)爭(zhēng)力和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一次設(shè)計(jì)成功率。轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)對(duì)轉(zhuǎn)向精度起著決定性的作用[8]，另一方面還對(duì)整車(chē)行駛安全性、耗油性、舒適性、輪胎壽命等方面有一定的影響。因此車(chē)輛的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)是一個(gè)重要的研究方向，減少輪胎磨損，使車(chē)輛具有良好的道路通過(guò)性、穩(wěn)定性和安全性是液壓支架搬運(yùn)車(chē)整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中的關(guān)鍵所在。

1 技術(shù)指標(biāo)

根據(jù)技術(shù)要求，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)主要性能參數(shù)應(yīng)達(dá)到表1要求。

表1 WC80Y支架搬運(yùn)車(chē)性能參數(shù)轉(zhuǎn)向部分

2 多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的組成

采用整體式車(chē)架設(shè)計(jì)，與傳統(tǒng)液壓支架搬運(yùn)車(chē)采用鉸接式車(chē)架不同。由汽車(chē)行駛理論可知，汽車(chē)轉(zhuǎn)向時(shí)內(nèi)外車(chē)輪的轉(zhuǎn)角應(yīng)有一定的比例關(guān)系，這種比例關(guān)系一般由轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)來(lái)實(shí)現(xiàn)。轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開(kāi)式2大類(lèi)[9]。

一般工程車(chē)輛轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)分為2種，一種是整體式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，即轉(zhuǎn)向橫拉桿為整體式，轉(zhuǎn)向助力缸推動(dòng)車(chē)輪實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向動(dòng)作，此種方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可靠；另一種是斷開(kāi)式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，即轉(zhuǎn)向橫拉桿分為2根，通過(guò)中心轉(zhuǎn)向盤(pán)連接，轉(zhuǎn)向助力缸推動(dòng)中心轉(zhuǎn)向盤(pán)或者車(chē)輪，進(jìn)而協(xié)調(diào)橫拉桿運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向動(dòng)作，此種方式協(xié)調(diào)點(diǎn)較多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜[10]。

因U型車(chē)架結(jié)構(gòu)限制，采用整體式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，橫拉桿長(zhǎng)度約為4 m，重量大且穩(wěn)定性較差，同時(shí)需要較大的轉(zhuǎn)向節(jié)臂外形尺寸，且運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)干涉較多，實(shí)施困難；因此采用斷開(kāi)式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，同時(shí)將中心轉(zhuǎn)向盤(pán)改為分體式的梯形連桿結(jié)構(gòu)，并且采用轉(zhuǎn)向油缸推動(dòng)車(chē)輪驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向的方式，前后分組設(shè)計(jì)，前兩軸線(xiàn)轉(zhuǎn)向角度采用連桿協(xié)調(diào)，后兩軸線(xiàn)轉(zhuǎn)向角度采用液壓聯(lián)動(dòng)協(xié)調(diào)。

液壓支架搬運(yùn)車(chē)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)主要由轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向油缸等組成，通過(guò)油缸、轉(zhuǎn)向拉桿和液壓聯(lián)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)全輪八字轉(zhuǎn)向。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用前后轉(zhuǎn)向液壓聯(lián)動(dòng)的方式，初始機(jī)構(gòu)布置及點(diǎn)位如圖1所示，車(chē)輛的一、二軸的轉(zhuǎn)向由方向盤(pán)控制、轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)協(xié)調(diào)，按駕駛員的操作進(jìn)行轉(zhuǎn)向，三、四軸的轉(zhuǎn)向通過(guò)液壓聯(lián)動(dòng)推動(dòng)三、四軸的轉(zhuǎn)向油缸動(dòng)作，實(shí)現(xiàn)三、四軸的轉(zhuǎn)向。

2.1 轉(zhuǎn)向節(jié)臂

絕大多數(shù)車(chē)輛的轉(zhuǎn)向節(jié)臂用錐形三角細(xì)花鍵與轉(zhuǎn)向器搖官軸的外端連接，其小端帶有球頭銷(xiāo)孔，以便與轉(zhuǎn)向縱拉桿作空間鉸接連接。

2.2 轉(zhuǎn)向縱拉桿

縱拉桿上的球頭銷(xiāo)承受靜向彈簧力可以使球頭銷(xiāo)磨損后自動(dòng)補(bǔ)償間隙，并能緩和由道路經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)管傳來(lái)的反沖力。其變形量受彈簧座的限制，以防止彈簧超載，彈簧預(yù)緊力可通過(guò)端部螺塞進(jìn)行調(diào)節(jié)，以保證無(wú)間隙嚙合。

2.3 轉(zhuǎn)向橫拉桿

橫拉桿兩端接頭借螺紋與橫拉桿桿體連接，兩端螺紋旋向相反，故轉(zhuǎn)動(dòng)橫拉桿桿體時(shí)，可改變轉(zhuǎn)向橫拉桿的總長(zhǎng)度，調(diào)整轉(zhuǎn)向輪的前束值，為防止接頭松動(dòng)，在其螺紋部分制一切口，使其具有彈性，通過(guò)夾緊螺栓的夾緊，使拉桿桿體與接頭實(shí)現(xiàn)可靠連接。

兩端的球頭銷(xiāo)的尾部是與梯形臂相連，上下球頭座由耐磨的聚甲醛制成，裝配時(shí)其凹凸部分互相嵌合。彈簧保證球頭座與球頭的緊密接觸，且有緩沖作用，彈簧的預(yù)緊力由螺塞調(diào)整。

3 轉(zhuǎn)向機(jī)理及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化

首先根據(jù)同類(lèi)車(chē)輛初選各鉸接點(diǎn)位置，然后按照最佳轉(zhuǎn)角理論在保證無(wú)運(yùn)動(dòng)干涉的情況下確定最佳點(diǎn)，之后計(jì)算轉(zhuǎn)向阻力矩，根據(jù)轉(zhuǎn)向阻力計(jì)算確定各構(gòu)件的最大轉(zhuǎn)向力，在滿(mǎn)足各構(gòu)件力盡可能小的情況下，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行構(gòu)件的幾何參數(shù)確定，并進(jìn)行強(qiáng)度、剛度校核。

圖1 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)布置Fig.1 Arrangement of steering mechanism

3.1 轉(zhuǎn)向機(jī)理

車(chē)輛在轉(zhuǎn)向時(shí)，為了減少輪胎的磨損和行駛阻力，要求所有車(chē)輪均做純滾動(dòng)而無(wú)滑動(dòng)，或只有極小地滑移。顯然，只有所有車(chē)輪的軸線(xiàn)相交于一點(diǎn)方能實(shí)現(xiàn)。在一般轉(zhuǎn)向條件下，每個(gè)車(chē)輪的轉(zhuǎn)向半徑是不同的，因此同一轉(zhuǎn)向軸上的2個(gè)轉(zhuǎn)向車(chē)輪轉(zhuǎn)角，即外側(cè)車(chē)輪的轉(zhuǎn)向角和內(nèi)側(cè)車(chē)輪的偏轉(zhuǎn)角之間需滿(mǎn)足下列方程式，即阿克曼公式[11]

cotβi-cotαi=B/Li

(1)

式中，βi為車(chē)輛第i軸外輪轉(zhuǎn)角，i取1，2,…；αi為車(chē)輛第i軸內(nèi)輪轉(zhuǎn)角，i取1，2,…；B為同軸兩主銷(xiāo)中心線(xiàn)延長(zhǎng)線(xiàn)到地面交點(diǎn)之間的距離，mm；Li為第i軸到轉(zhuǎn)向中心線(xiàn)的距離,mm。

3.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)

WC80Y液壓支架搬運(yùn)車(chē)為四軸線(xiàn)車(chē)，如圖2所示，將車(chē)輛按照軸線(xiàn)自前端開(kāi)始依次編號(hào)為第1軸、第2軸、第3軸、第4軸，瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心O在第2軸線(xiàn)和第3軸線(xiàn)的對(duì)稱(chēng)線(xiàn)上，L為軸距，B為輪距。令第1軸的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角和外輪轉(zhuǎn)角分別為α和β，第2軸的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角和外輪轉(zhuǎn)角分別為γ和θ，根據(jù)車(chē)輛理論轉(zhuǎn)向特性，得到第1、2軸線(xiàn)內(nèi)外側(cè)車(chē)輪轉(zhuǎn)角需滿(mǎn)足

cotβ-cotα=2B/3L

(2)

cotθ-cotγ=2B/L

(3)

cotγ=3cotα

(4)

cotθ=3cotβ

(5)

在本轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)方案設(shè)計(jì)時(shí)，要考慮由轉(zhuǎn)向桿系決定的第1軸線(xiàn)外輪和第2軸內(nèi)、外輪實(shí)際轉(zhuǎn)角與式(2)～(5)決定的理論轉(zhuǎn)角的偏差。

圖2 轉(zhuǎn)向點(diǎn)位及轉(zhuǎn)角設(shè)置Fig.2 Steering point and corner setting

表3為部分轉(zhuǎn)向角度時(shí)各輪理論轉(zhuǎn)角值，圖3為各橋理論轉(zhuǎn)角曲線(xiàn)圖，在實(shí)際設(shè)計(jì)中，要求第1軸線(xiàn)外輪和第2軸線(xiàn)內(nèi)外輪實(shí)際轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角偏差盡可能最小。

3.3 ADAMS仿真軟件介紹

ADAMS，即機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)自動(dòng)分析(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System)，該軟件是美國(guó)MDI公司開(kāi)發(fā)的虛擬樣機(jī)分析軟件。目前，ADAMS已經(jīng)被全世界各行各業(yè)的數(shù)百家主要制造商采用。

圖3 各橋理論轉(zhuǎn)角曲線(xiàn)Fig.3 Theoretical angle curve of each bridge

ADAMS軟件使用交互式圖形環(huán)境與零件庫(kù)、約束庫(kù)、力庫(kù)，創(chuàng)造完全參數(shù)化的機(jī)械系統(tǒng)幾何模型，其求解器采用多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論中的拉格朗日方程方法，建立系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程，對(duì)虛擬機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析，輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線(xiàn)。ADAMS軟件的仿真可用于預(yù)測(cè)機(jī)械系統(tǒng)的性能、運(yùn)動(dòng)范圍、碰撞檢測(cè)、峰值載荷以及計(jì)算有限元的輸入載荷等[12]。

ADAMS一方面是虛擬樣機(jī)分析的應(yīng)用軟件，用戶(hù)可以運(yùn)用該軟件非常方便的對(duì)虛擬機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析。另一方面，又是虛擬樣機(jī)開(kāi)發(fā)工具，其開(kāi)放性的程序結(jié)構(gòu)和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶(hù)進(jìn)行虛擬樣機(jī)分析的二次開(kāi)發(fā)工具平臺(tái)。

3.4 動(dòng)力學(xué)仿真

采用ADAMS進(jìn)行參數(shù)化建模，以車(chē)輛第1軸線(xiàn)所在軸為Y軸，車(chē)輛縱向中心線(xiàn)為X軸建立坐標(biāo)系進(jìn)行參數(shù)化建模，坐標(biāo)系的建立與汽車(chē)設(shè)計(jì)中通用坐標(biāo)系的建立相同，以確保參數(shù)表達(dá)的一致性，參數(shù)化模型如圖4所示。

圖4 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)參數(shù)化模型Fig.4 Parametric model of steering mechanism

設(shè)置一組初始位置，見(jiàn)表2，以表內(nèi)參數(shù)為原數(shù)據(jù)進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化。

根據(jù)阿克曼公式，將一軸由側(cè)車(chē)輪轉(zhuǎn)角視為理想阿克曼轉(zhuǎn)角，可推導(dǎo)出其他車(chē)輪相應(yīng)的輸出角，見(jiàn)表3。

根據(jù)ADAMS仿真結(jié)果，得到整車(chē)轉(zhuǎn)向35°時(shí)，其中二橋左轉(zhuǎn)角15.687 54°，與理論值13.136 08°偏差約大于2°，該模型點(diǎn)位需要優(yōu)化。

表2 各鉸接點(diǎn)的初始位置

表3 各輪理論轉(zhuǎn)角

3.5 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)點(diǎn)位優(yōu)化

ADAMS環(huán)境提供參數(shù)化建模與系統(tǒng)優(yōu)化功能。在建立模型時(shí)，根據(jù)分析需要確定相關(guān)的關(guān)鍵變量，并將這些關(guān)鍵變量設(shè)置為可以改變的設(shè)計(jì)變量。本次轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究的設(shè)計(jì)方法是以?xún)?nèi)側(cè)車(chē)輪轉(zhuǎn)角為自變角，外側(cè)車(chē)輪轉(zhuǎn)角為因變角，通過(guò)橫拉桿協(xié)調(diào)，外側(cè)輪隨動(dòng)，使外側(cè)車(chē)輪實(shí)際轉(zhuǎn)角盡可能逼近理想轉(zhuǎn)角。通過(guò)改變橫拉桿兩端連接點(diǎn)坐標(biāo)，利用ADAMS多次仿真計(jì)算，得到各連接點(diǎn)的最佳坐標(biāo)值，經(jīng)過(guò)優(yōu)化，點(diǎn)位坐標(biāo)更改見(jiàn)表4。

表4 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)各關(guān)鍵連接點(diǎn)點(diǎn)位優(yōu)化變化情況

更改點(diǎn)位后，ADAMS仿真結(jié)果如圖5～6所示，具體仿真轉(zhuǎn)角值見(jiàn)表5。

圖5 各輪實(shí)際轉(zhuǎn)向角度Fig.5 Actual steering angle of each wheel

圖6 各輪轉(zhuǎn)向角度誤差Fig.6 Steering angle error of each wheel

經(jīng)仿真最大轉(zhuǎn)角誤差為1.53°，出現(xiàn)在整車(chē)轉(zhuǎn)向30°時(shí)，轉(zhuǎn)角差值<2°，因此布置滿(mǎn)足轉(zhuǎn)向要求。

3.6 轉(zhuǎn)彎半徑計(jì)算

轉(zhuǎn)彎半徑是車(chē)輛轉(zhuǎn)向中心到外轉(zhuǎn)向輪與地面接觸點(diǎn)的距離，轉(zhuǎn)彎半徑很大程度上表征了汽車(chē)能夠通過(guò)狹窄彎曲地帶或繞開(kāi)不可越過(guò)障礙物的能力，轉(zhuǎn)彎半徑越小，車(chē)輛的機(jī)動(dòng)性能越好。

表5 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)最終仿真轉(zhuǎn)角

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最佳點(diǎn)位確認(rèn)后，還需對(duì)整車(chē)的轉(zhuǎn)彎半徑進(jìn)行校核。作圖法得到最小轉(zhuǎn)彎半徑R=6 650 mm，整車(chē)通過(guò)半徑(內(nèi)/外)R=2 470/7 760 mm，當(dāng)內(nèi)通過(guò)半徑為3 400 mm時(shí)，外通過(guò)半徑為8 530 mm，轉(zhuǎn)彎半徑計(jì)算示意如圖7所示，滿(mǎn)足技術(shù)指標(biāo)要求。

圖7 最小轉(zhuǎn)彎半徑和通過(guò)半徑示意Fig.7 Schematic diagram of minimum turning radius and passing radius

4 結(jié)語(yǔ)

本文通過(guò)動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真及參數(shù)化分析，得到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最優(yōu)結(jié)構(gòu)布置，該分析方法相較于作圖法效率更高，準(zhǔn)確度也更高，可實(shí)現(xiàn)與設(shè)計(jì)協(xié)同合作，為設(shè)計(jì)工作者提供技術(shù)支撐，本分析方法對(duì)于其他運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的最佳點(diǎn)位確定及整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)具有重要的參考意義。