重卡駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)性能參數(shù)的優(yōu)化分析

余浩淼，肖志權(quán)，庹明偉，張家昌，馬雙寶

（1.武漢紡織大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院，湖北武漢 430200；2.東風(fēng)（十堰）汽車液壓動(dòng)力有限公司，湖北十堰 442000；3.湖北省數(shù)字化紡織裝備實(shí)驗(yàn)室，湖北武漢 430200）

0 前言

目前為增加卡車的載貨能力，卡車逐漸平頭化，這使得卡車發(fā)動(dòng)機(jī)的保養(yǎng)和維修僅憑人力難以實(shí)現(xiàn)，利用機(jī)構(gòu)使駕駛室翻轉(zhuǎn)是目前的主要方式。

重卡駕駛室因質(zhì)量過大需采用液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)進(jìn)行翻轉(zhuǎn)工作［1］，該機(jī)構(gòu)包括翻轉(zhuǎn)部分、安全支撐部分、機(jī)構(gòu)操作部分。翻轉(zhuǎn)部分是通過液壓缸活塞桿的伸縮來完成駕駛室的翻轉(zhuǎn)和回落。不同車型駕駛室下方布局情況不同，液壓缸需根據(jù)實(shí)際需要進(jìn)行放置。唐云娟、張斐朗［2］的研究表明通過對(duì)液壓缸進(jìn)行合理的布置和對(duì)翻轉(zhuǎn)缸、液壓油泵等元件參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化來提升翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)性能具有重要的應(yīng)用價(jià)值。

目前已有一些針對(duì)駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的相關(guān)研究，周福庚、徐金志［3］研究了液壓缸下支點(diǎn)最佳安裝位置的確定，并進(jìn)行實(shí)例的有限元分析，研究表明優(yōu)化后的安裝位置改善了地板縱梁處的應(yīng)力狀況，這說明改變液壓缸下支點(diǎn)的安裝位置進(jìn)行優(yōu)化是可行的。于保軍等［4］利用Excel 計(jì)算出液壓缸頂出力的大小與液壓缸位移的曲線，并搭建試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行試驗(yàn)，成功提升了液壓缸使用壽命，這說明液壓缸的使用壽命同樣是優(yōu)化設(shè)計(jì)需要關(guān)心的需求之一。張家昌等［5］研究了翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)在懸置狀態(tài)下產(chǎn)生的氣穴現(xiàn)象與翻轉(zhuǎn)缸的振動(dòng)頻率、幅值和等效縫隙值的關(guān)系，研究結(jié)果表明懸置狀態(tài)的翻轉(zhuǎn)缸會(huì)產(chǎn)生缸內(nèi)負(fù)壓從而造成氣穴和氣蝕現(xiàn)象，對(duì)駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)翻轉(zhuǎn)狀態(tài)下的翻轉(zhuǎn)缸優(yōu)化提供了參考。王晨等人［6］對(duì)翻轉(zhuǎn)缸活塞桿的強(qiáng)度和穩(wěn)定性進(jìn)行了計(jì)算并進(jìn)行有限元分析，獲得了油缸的臨界受力狀態(tài)，對(duì)翻轉(zhuǎn)缸的受力分析提供了參考。姜帆［7-8］對(duì)駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)并在MATLAB 軟件中進(jìn)行計(jì)算分析。李偉等人［9］主要介紹了差動(dòng)式翻轉(zhuǎn)系統(tǒng)在應(yīng)用過程中的設(shè)計(jì)要求和測(cè)試方法。這3 篇文獻(xiàn)主要介紹駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)整體設(shè)計(jì)，為翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化提供了思路。

針對(duì)駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化工作已有不少研究，但是注意到目前的優(yōu)化設(shè)計(jì)一般為降低翻轉(zhuǎn)缸所受到的壓力，以頂出力系數(shù)為目標(biāo)函數(shù)來進(jìn)行優(yōu)化［10］。但是對(duì)于重卡駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，單純地優(yōu)化頂出力系數(shù)無法準(zhǔn)確評(píng)價(jià)翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)整體性能是否得到優(yōu)化。比如對(duì)某型重卡駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)只要加大活塞行程，頂出力系數(shù)就會(huì)降低，然而行程的長短也是評(píng)價(jià)翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)性能的因素之一，所以僅以頂出力系數(shù)作為優(yōu)化目標(biāo)是不夠的［10］。為更加準(zhǔn)確地優(yōu)化重卡駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的性能，將以頂出力系數(shù)、油壓波動(dòng)系數(shù)、翻轉(zhuǎn)容量為優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)，對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化分析［11-12］。

1 駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)

某型重卡駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的簡(jiǎn)圖如圖1 所示，系統(tǒng)主要由油箱1、單向閥2、手動(dòng)泵3、溢流閥4、單向閥5、換向閥6、過濾器7、節(jié)流閥8、液控單向閥9、懸置鎖緊缸10、液壓翻轉(zhuǎn)缸11 等組成。

圖1 翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)液壓原理Fig.1 Hydraulic principle of turnover mechanism

圖2 駕駛室液壓機(jī)構(gòu)翻轉(zhuǎn)示意Fig.2 Cab hydraulic mechanism turnover schematic：（a）back top；（b）front top

翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)通過手動(dòng)泵輸出壓力油，進(jìn)入懸置鎖緊缸，克服彈簧力，使鎖緊缸的活塞桿推出，開啟液壓鎖。系統(tǒng)的壓力油經(jīng)換向閥、液控單向閥輸入到液壓缸的無桿腔，推動(dòng)活塞桿使駕駛室向上翻轉(zhuǎn)。調(diào)整換向閥，使壓力油從有桿腔進(jìn)入，至有桿腔壓力大于無桿腔壓力，活塞桿開始回縮，駕駛室完成回落。

駕駛室的翻轉(zhuǎn)方式分為前頂和后頂：前頂方式頂出力較小但需要的油缸活塞行程較長；后頂方式需要的頂出力更大，油缸活塞的行程較短。本文作者針對(duì)后頂形式的駕駛室對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化分析。

2 翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

2.1 性能評(píng)價(jià)參數(shù)

（1）液壓缸的頂出力系數(shù)

式中：F為液壓缸的頂出力；m為駕駛室的質(zhì)量；g為重力加速度。

以某重型卡車為例，在文獻(xiàn)［3-4］所做研究的基礎(chǔ)上對(duì)翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化并搭建數(shù)學(xué)模型。

圖3 中：O為翻轉(zhuǎn)中心；D為液壓缸上鉸接點(diǎn)（初始位置）；C為液壓缸下鉸接點(diǎn)；D′為液壓缸上鉸接點(diǎn)（實(shí)際位置）；A為駕駛室中心（初始位置）；A′為駕駛室中心（實(shí)際位置）。

圖3 駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.3 Simplified diagram of cab turnover mechanism

以翻轉(zhuǎn)中心、上鉸接點(diǎn)、下鉸接點(diǎn)三點(diǎn)組成△ODC，由三角形的余弦定理得：

式中：c0為翻轉(zhuǎn)缸上下鉸接點(diǎn)的距離（初始位置）；a為翻轉(zhuǎn)中心與翻轉(zhuǎn)缸上鉸接點(diǎn)的距離；b為翻轉(zhuǎn)中心與翻轉(zhuǎn)缸下鉸接點(diǎn)的距離；β為翻轉(zhuǎn)中心-下鉸接點(diǎn)和翻轉(zhuǎn)中心-上鉸接點(diǎn)的夾角；c1為翻轉(zhuǎn)缸上下鉸接點(diǎn)的距離（實(shí)際位置）；α為駕駛室的翻轉(zhuǎn)角度。

由式（2）（3）可得：

對(duì)駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，在任意時(shí)刻都有力矩平衡：

式中：d為翻轉(zhuǎn)中心到重心的距離；δ為重心翻轉(zhuǎn)中心連線與鉛垂線的實(shí)際夾角；θ為過點(diǎn)O作CD′垂線與上-下固定點(diǎn)（實(shí)際位置）的夾角。

又因?yàn)?/p>

式中：h為翻轉(zhuǎn)中心到上下鉸接點(diǎn)連線的垂直距離。

由三角形面積相等可得：

則液壓缸頂出力的表達(dá)式為

由式（2）（3）可得液壓缸頂出力與翻轉(zhuǎn)角之間的表達(dá)式：

由液壓翻轉(zhuǎn)系統(tǒng)可知∠AOA′等于翻轉(zhuǎn)角，所以由三角形內(nèi)角和為180°得：

所以可得：

可得頂出力表達(dá)式：

（2）油壓波動(dòng)系數(shù)

式中：pmax為翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)翻轉(zhuǎn)過程中液壓系統(tǒng)最大工作壓力；pp為翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)翻轉(zhuǎn)過程中液壓系統(tǒng)的平均工作壓力。

油壓波動(dòng)系數(shù)過大可能會(huì)造成液壓系統(tǒng)的振蕩，大幅的振蕩會(huì)影響駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的運(yùn)行穩(wěn)定和壽命長短，對(duì)其日常的使用有著不小的隱患。

液壓系統(tǒng)優(yōu)化需要考慮將油壓波動(dòng)系數(shù)降低在可靠的范圍內(nèi)，以確保整體運(yùn)行的穩(wěn)定性。

（3）翻轉(zhuǎn)容量

式中：D為翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)液壓缸的缸筒直徑；l為翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)液壓缸的活塞桿伸長量。

翻轉(zhuǎn)容量與駕駛室翻轉(zhuǎn)時(shí)間有著直接的關(guān)系，同時(shí)翻轉(zhuǎn)容量的大小也影響著選型的判斷，對(duì)整車的性能與成本有著較大影響。

2.2 優(yōu)化問題求解的方法

不同的企業(yè)對(duì)于車輛的性能有不同的側(cè)重點(diǎn)，多元化的產(chǎn)品可以迎合復(fù)雜多變的市場(chǎng)。不同產(chǎn)品需要優(yōu)化的方向和程度都不同。這種問題的優(yōu)化是一個(gè)有約束的多目標(biāo)優(yōu)化問題。對(duì)于此優(yōu)化的求解，選取線性加權(quán)法能更清晰方便地根據(jù)不同的需求，設(shè)置不同的加權(quán)系數(shù)，從而可以更精準(zhǔn)地得到偏向于需求的優(yōu)化結(jié)果。

線性加權(quán)法是對(duì)不同的目標(biāo)函數(shù)根據(jù)其重要程度賦予加權(quán)系數(shù)，最后優(yōu)化各個(gè)目標(biāo)函數(shù)與加權(quán)系數(shù)乘積的和的極小值，其中加權(quán)系數(shù)和為1。構(gòu)造線性加權(quán)法的評(píng)價(jià)函數(shù)：

式中：p為目標(biāo)數(shù)量；ωi為加權(quán)因子。

2.3 加權(quán)系數(shù)的確定

設(shè)計(jì)中出于選型方便、增加翻轉(zhuǎn)缸的使用壽命、縮短翻轉(zhuǎn)駕駛室翻轉(zhuǎn)時(shí)間的考慮，選取頂出力系數(shù)、油壓波動(dòng)系數(shù)、翻轉(zhuǎn)容量為優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)，翻轉(zhuǎn)缸的鉸接點(diǎn)安裝位置作為變量，利用線性加權(quán)法的評(píng)價(jià)函數(shù)來綜合考慮3 個(gè)優(yōu)化目標(biāo)對(duì)優(yōu)化結(jié)果的影響，最終優(yōu)化結(jié)果以性能指標(biāo)來顯示：

式中：a為頂出力系數(shù)的加權(quán)系數(shù)；b為油壓波動(dòng)系數(shù)的加權(quán)系數(shù)；c為翻轉(zhuǎn)容量的加權(quán)系數(shù)。

目前加權(quán)系數(shù)大多是根據(jù)專家的建議來確定，這樣會(huì)有些主觀上的差異，通過這種方法選取加權(quán)系數(shù)會(huì)導(dǎo)致得到的優(yōu)化結(jié)果差異性較大。在這種情況下，選擇層次分析法來進(jìn)行加權(quán)系數(shù)的確定可以使得到的加權(quán)系數(shù)更加穩(wěn)定。

層次分析法是一種多目標(biāo)規(guī)劃和決策方法。在將所決策問題的有關(guān)元素分解成若干層次的基礎(chǔ)上，進(jìn)行定性和定量分析，可以利用它來確定各評(píng)價(jià)指標(biāo)的主觀加成比例系數(shù)［13-14］。

層次分析法確定加權(quán)系數(shù)步驟：

（1）構(gòu)造評(píng)價(jià)指標(biāo)比較矩陣H1

令hij為指標(biāo)i與j重要性的比較值，建立如表1所示的指標(biāo)與指標(biāo)重要性的比較值。根據(jù)表1 來構(gòu)造比較矩陣H1。

表1 指標(biāo)與指標(biāo)重要性的比較值Tab.1 The comparison values of the importance between an indicator and another indicator

企業(yè)可以通過不同的專家來進(jìn)行打分，最后綜合考慮各指標(biāo)之間的重要性程度。

（2）計(jì)算比較矩陣H1每行元素的乘向量M

（3）計(jì)算乘向量M的n次方根向量v

（4）根據(jù)向量v計(jì)算正則向量V

其中正則向量V是各評(píng)價(jià)指標(biāo)所對(duì)應(yīng)的加權(quán)系數(shù)。

（5）計(jì)算比較矩陣的最大特征值λmax

（6）檢驗(yàn)比較矩陣得一致性

計(jì)算隨機(jī)一致性比率RC：

式中：RI為比較矩陣H1的隨機(jī)一致性指標(biāo)。

RI根據(jù)表2 選取。

表2 隨機(jī)性指標(biāo)RI 數(shù)值Tab.2 Randomness indicator RI numerical value

2.4 指標(biāo)的同趨化和標(biāo)準(zhǔn)化

由于性能指標(biāo)的單位和數(shù)量級(jí)不同，為消除這一影響，需要對(duì)性能指標(biāo)進(jìn)行同趨化的轉(zhuǎn)化處理。利用式（21）對(duì)指標(biāo)進(jìn)行同趨化和標(biāo)準(zhǔn)化的處理［15］。

式中：zij為第j個(gè)指標(biāo)的第i個(gè)數(shù)值的標(biāo)準(zhǔn)值；xij為第j個(gè)指標(biāo)的第i個(gè)數(shù)值；min（xj）為第j個(gè)指標(biāo)的最小值；max（xj）為第j個(gè)指標(biāo)的最大值。

2.5 約束條件選取

在進(jìn)行優(yōu)化分析的過程中，根據(jù)實(shí)際情況會(huì)有些約束產(chǎn)生。常見的約束如下：

（1）邊界約束

邊界約束是指變量在上界和下界都有限定的約束。

（2）性能約束

針對(duì)性能要求而提出的限制條件稱作性能約束，例如：

①頂出力

頂出力需要滿足在初始位置可以使得駕駛室開始翻轉(zhuǎn)。

②油壓

油壓的約束是需要為翻轉(zhuǎn)缸提供足夠的頂出力。

③翻轉(zhuǎn)容量

最低的翻轉(zhuǎn)容量需要滿足駕駛室能夠持續(xù)地翻轉(zhuǎn)到最終位置。

以上只是簡(jiǎn)單列舉幾例約束，實(shí)際約束要根據(jù)實(shí)際工況和需要來進(jìn)行約束條件的選取再進(jìn)行優(yōu)化。

2.6 優(yōu)化問題的求解

在對(duì)實(shí)際問題進(jìn)行優(yōu)化分析求解的時(shí)候，需要借助不同的工具來輔助進(jìn)行大量的運(yùn)算工作，根據(jù)使用效果、經(jīng)驗(yàn)、習(xí)慣等選擇使用例如MATLAB、SCILAB、GMAT、GNU Radio、ROS 等不同的工具輔助進(jìn)行求解工作。

3 實(shí)例分析

對(duì)前文所述方法，針對(duì)某型重卡駕駛室進(jìn)行實(shí)例的優(yōu)化分析，利用線性加權(quán)法的評(píng)價(jià)函數(shù)對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化，利用層次分析法確定加權(quán)系數(shù)，最后在MATLAB中對(duì)駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行求解。

3.1 某重卡車型參數(shù)

對(duì)某重型卡車進(jìn)行優(yōu)化分析，表3 為某車型的參數(shù)值。

表3 技術(shù)參數(shù)Tab.3 Technical data

3.2 加權(quán)系數(shù)的確定

（1）構(gòu)造評(píng)價(jià)指標(biāo)比較矩陣H1

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取指標(biāo)的重要性程度來構(gòu)造比較矩陣。其中第一個(gè)指標(biāo)為頂出力系數(shù)，第二個(gè)指標(biāo)是油壓波動(dòng)系數(shù)，第三個(gè)指標(biāo)是翻轉(zhuǎn)容量。根據(jù)表1 來構(gòu)造比較矩陣H1。

（2）計(jì)算比較矩陣H1每行元素的乘向量M

（3）計(jì)算乘向量M的n次方根向量v

（4）根據(jù)向量v計(jì)算正則向量V

（5）計(jì)算比較矩陣的最大特征值λmax

（6）檢驗(yàn)比較矩陣得一致性

從表2 可知當(dāng)n＝3 時(shí)，選取隨機(jī)性指標(biāo)RI的數(shù)值為0.58，經(jīng)計(jì)算得到一致性比率RC：

因RC＝0.006 03＜0.1，所以通過了一致性檢驗(yàn)。

（7）性能指標(biāo)優(yōu)化函數(shù)

由層次分析法求得的加權(quán)系數(shù)可以得到以下評(píng)價(jià)函數(shù)：

3.3 約束條件

（1）邊界約束

駕駛室其他裝置的安裝會(huì)擠壓液壓缸安裝的空間，所以實(shí)際上液壓缸可安裝的位置比理論上可以安裝的位置少，需要保證各部件不會(huì)相互干涉。

根據(jù)整車的布置及前文所建的直角坐標(biāo)系可得翻轉(zhuǎn)缸的上下鉸接點(diǎn)的橫坐標(biāo)約束為（上鉸接點(diǎn)橫坐標(biāo)為M上，下鉸接點(diǎn)橫坐標(biāo)為N下）：

（2）翻轉(zhuǎn)角約束

翻轉(zhuǎn)角度是起始狀態(tài)駕駛室的重心與翻轉(zhuǎn)中心連線到實(shí)際位置駕駛室的重心與翻轉(zhuǎn)中心連線的夾角，而最大翻轉(zhuǎn)角受停止翻轉(zhuǎn)進(jìn)行作業(yè)時(shí)駕駛室的位置影響。某型卡車的翻轉(zhuǎn)角約束為

3.4 基于MATLAB 的優(yōu)化

因?yàn)镸ATLAB 在進(jìn)行優(yōu)化問題的求解時(shí)上有優(yōu)化工具箱（Optimization Toolbox）的幫助，使得求解工作更加高效、準(zhǔn)確，所以選擇MATLAB 來輔助求解工作的進(jìn)行。以下為具體步驟：

（1）鉸接點(diǎn)位置選取

在約束范圍內(nèi)隨機(jī)選取足夠多的數(shù)據(jù)作為鉸接點(diǎn)的位置，當(dāng)數(shù)據(jù)足夠多時(shí)可以認(rèn)為翻轉(zhuǎn)缸鉸接點(diǎn)的位置在約束范圍內(nèi)都可選取到。

（2）工作形式選擇

此重卡車型翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)為后頂式工作方式，所以要對(duì)隨機(jī)選取的翻轉(zhuǎn)缸的鉸接點(diǎn)的位置進(jìn)行判斷，將鉸接點(diǎn)位置為前頂工作形式的數(shù)據(jù)去除。

（3）數(shù)據(jù)收集

根據(jù)式（1）（12）（13）和每一個(gè)翻轉(zhuǎn)鉸接點(diǎn)數(shù)據(jù)改變函數(shù)表達(dá)式的系數(shù)，再根據(jù)優(yōu)化目標(biāo)收集每次單個(gè)函數(shù)的優(yōu)化目標(biāo)值，將各個(gè)參數(shù)的值導(dǎo)入到不同的矩陣中。

（4）數(shù)據(jù)處理

因?yàn)? 個(gè)性能評(píng)價(jià)參數(shù)的單位與數(shù)量級(jí)不同，所以根據(jù)式（20）對(duì)所收集到的數(shù)據(jù)進(jìn)行同趨化和標(biāo)準(zhǔn)化的處理。

（5）數(shù)據(jù)擬合

對(duì)處理后的3 個(gè)參數(shù)的數(shù)據(jù)與翻轉(zhuǎn)缸的鉸接點(diǎn)位置進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合，反映出單個(gè)目標(biāo)函數(shù)值與鉸接點(diǎn)的位置關(guān)系。

根據(jù)擬合后的函數(shù)，寫出它們的函數(shù)表達(dá)式，再根據(jù)前文所求出的加權(quán)系數(shù)，得到：

（6）優(yōu)化分析

利用優(yōu)化工具箱（Optimization Toolbox）中的優(yōu)化函數(shù)（fmincon）進(jìn)行優(yōu)化處理，設(shè)置約束條件、設(shè)計(jì)變量的取值范圍和各優(yōu)化目標(biāo)經(jīng)過處理后得到的函數(shù)表達(dá)式，最后得到優(yōu)化結(jié)果。表4 為優(yōu)化前后的數(shù)據(jù)對(duì)比。

表4 優(yōu)化前后的參數(shù)對(duì)比Tab.4 Comparison of data before and after optimization

如表4 所示，優(yōu)化設(shè)計(jì)方案優(yōu)于優(yōu)化分析前，且優(yōu)化方案滿足系統(tǒng)的需求，系統(tǒng)的性能得到了提升。

4 仿真驗(yàn)證

為驗(yàn)證優(yōu)化分析所得到結(jié)果的可靠性，在AMESim 軟件中搭建該型卡車的駕駛室翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)模型。利用平面機(jī)械庫中剛體元件和端點(diǎn)位置來模擬駕駛室及確定其空間位置，根據(jù)液壓系統(tǒng)原理通過液壓元件庫中元件對(duì)翻轉(zhuǎn)狀態(tài)搭建如圖4 所示模型。

圖4 駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)仿真模型Fig.4 Simulation model of hydraulic turnover mechanism in cab

保持模型中其他參數(shù)不變，設(shè)置液壓缸的上下鉸接點(diǎn)的數(shù)據(jù)分別為優(yōu)化前后的數(shù)據(jù)，通過仿真得到圖5—6 所示優(yōu)化前后兩組仿真模型頂出力與時(shí)間的關(guān)系。

圖5 優(yōu)化前頂出力與時(shí)間關(guān)系Fig.5 Relationship between push-out force and time before optimization

從t＝0 s 開始，液壓泵開始運(yùn)作給液壓系統(tǒng)供油，控制信號(hào)使電磁換向閥處于右位工作狀態(tài)，液壓缸活塞桿往外頂出，駕駛室開始向前翻轉(zhuǎn)至92 s 左右時(shí)，駕駛室翻轉(zhuǎn)至最大翻轉(zhuǎn)角度，此時(shí)駕駛室會(huì)產(chǎn)生一定程度的振蕩。駕駛室停止一段時(shí)間以便進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)的檢修等，實(shí)際情況駕駛室停止時(shí)間會(huì)有不同時(shí)間的延長?？刂菩盘?hào)使電磁換向閥換向，使其處于左位工作狀態(tài)，液壓缸有杠腔進(jìn)油至壓力大于無桿腔，活塞桿開始回縮，駕駛室開始回落過程。因液壓缸活塞受駕駛室重力作用，使得液壓缸的無桿腔壓力逐漸升高至液壓?jiǎn)蜗蜷y受到的開啟壓力不足時(shí)，駕駛室停止下落過程，液壓泵持續(xù)工作給有杠腔加壓至滿足液控單向閥的開啟壓力，駕駛室重新開始下落。駕駛室會(huì)在回落一定程度時(shí)開始重復(fù)上述步驟從而產(chǎn)生振蕩。

通過分析圖5 與圖6 可知，因振蕩的發(fā)生難以完全避免且不同情況下振蕩產(chǎn)生的頂出力幅值區(qū)別較大，很難具有統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)，故暫不考慮振蕩部分情況的數(shù)據(jù)?？梢缘玫皆隈{駛室向前翻轉(zhuǎn)的過程中優(yōu)化前后的最大頂出力分別為16 868.36 N 和14 106.32 N，繼而得到最大頂出力系數(shù)分別為1.349 5 和1.128 5，變化程度為-16.38%，與前文優(yōu)化結(jié)果的變化程度較為相近。在實(shí)際過程中，液壓系統(tǒng)在運(yùn)作的過程中會(huì)產(chǎn)生如液壓油的沿途損耗、各鉸接點(diǎn)摩擦等問題，因此仿真得到的結(jié)果與優(yōu)化結(jié)果會(huì)有一定的誤差。

圖6 優(yōu)化后頂出力與時(shí)間關(guān)系Fig.6 Relationship between push-out force and time after optimization

5 結(jié)論

針對(duì)重卡駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)性能優(yōu)化分析，將性能優(yōu)化問題轉(zhuǎn)化為有約束的多目標(biāo)優(yōu)化問題并對(duì)其結(jié)果進(jìn)行求解的方法是有效、可行的。

在對(duì)某型重卡進(jìn)行實(shí)例優(yōu)化分析中，以翻轉(zhuǎn)缸上下鉸接點(diǎn)的位置作為設(shè)計(jì)變量，考慮約束條件，基于層次分析法對(duì)3 個(gè)參數(shù)進(jìn)行加權(quán)處理，優(yōu)化翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的翻轉(zhuǎn)性能，在MATLAB 中對(duì)優(yōu)化問題進(jìn)行求解。結(jié)果顯示：經(jīng)過優(yōu)化設(shè)計(jì)后，翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的性能提高了11.72%，經(jīng)比較，優(yōu)化設(shè)計(jì)方案優(yōu)于優(yōu)化分析前，且優(yōu)化方案滿足系統(tǒng)的需求。