鄧希來，延 偉，卿艷青

(三一汽車制造有限公司，湖南 長沙 410100)

近年來，為了在提高混凝土裝載量與客戶滿意度的同時還能滿足法規(guī)要求，各混凝土攪拌車生產(chǎn)廠家紛紛推出雙前橋攪拌車。目前國內(nèi)各大專院校和整車生產(chǎn)廠對雙前橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提出了很多優(yōu)化設(shè)計方法和相應(yīng)的理論，其中多數(shù)集中在轉(zhuǎn)向拉桿優(yōu)化設(shè)計方面。本文針對某8×4攪拌車，建立該車雙前橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)Pro/E模型，然后借助ADAMS動力學(xué)仿真分析軟件分析轉(zhuǎn)向系傳動比變化特性及桿系受力情況，為設(shè)計和制造攪拌車的雙前橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供參考和依據(jù)。

1 動力學(xué)仿真模型的建立

攪拌車雙前橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動力學(xué)模型主要包括以下部件：車架、前后板簧、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)、前一橋、前二橋、中橋、后橋、平衡懸架、輪胎、路面以及駕駛室、發(fā)動機和車輛上裝等。尺寸和位置按實際尺寸和裝配關(guān)系確定。模型幾何實體大多由Pro/E中創(chuàng)建好的三維模型轉(zhuǎn)換成.x_t格式文件后，再導(dǎo)入到ADAMS中生成[1]。為了提高模型的準確度，輪胎路面系統(tǒng)通過編寫特性文件導(dǎo)入生成，并對前后板簧進行了柔性化處理。轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)如圖1所示。

1.1 動力學(xué)模型的創(chuàng)建

動力學(xué)模型主要部件的創(chuàng)建及約束連接關(guān)系如下：

1)輪胎路面系統(tǒng)的創(chuàng)建。

對于車輛仿真模型來說，輪胎模型是其中最為重要的部分之一。由于輪胎具有高度的非線性、可壓縮性、各向異性和黏彈性，導(dǎo)致其物理模型的建 立較為復(fù)雜和特殊。為了提高動力學(xué)模型的準確度，綜合模型數(shù)據(jù)要求及精度要求，在創(chuàng)建輪胎模型的時候，采用了MF-tyre輪胎模型[2]。路面模型采用的是ADAMS/CAR模塊中共享數(shù)據(jù)庫里自帶的路面模型。

2)板簧模型的創(chuàng)建。

1—一橋直拉桿；2—中間拉桿Ⅰ；3—中間助力油缸； 4—中間拉桿Ⅱ；5—二橋直拉桿；6—后助力油缸圖1 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)結(jié)構(gòu)示意圖

為了提高模型的準確性，在創(chuàng)建前后板簧模型的時候需要對板簧進行柔性化處理。首先將板簧的Pro/E三維模型導(dǎo)入ANSYS有限元分析軟件中，對板簧剛性體進行網(wǎng)格劃分，然后定義柔性體的interface point(外部連接點)， 因為在ADAMS中，力和約束只可以添加到interface point上。定義interface point后，需要在interface point附近的網(wǎng)格節(jié)點上選取適當數(shù)量節(jié)點作為力的作用點，具體的做法是把interface point和其他臨近區(qū)域(受力區(qū)域)的節(jié)點固連，然后通過ANSYS與ADAMS專用接口將板簧模型導(dǎo)出生成模態(tài)中性文件(MNF文件)[3]。最后將ADAMS中的板簧剛性體用模態(tài)中性文件生成的板簧柔性體在模型中直接替換，前板簧柔性體如圖2所示。

圖2 前板簧柔性體

1.2 主要質(zhì)量點參數(shù)

為了簡化模型，在創(chuàng)建攪拌車模型時將攪拌筒、駕駛室以及發(fā)動機用相應(yīng)的質(zhì)量點來代替。整車坐標系定義：前一橋橫向輪心面、車架縱向中心面和地面的交點為原點，沿車輛向后為+X，向右為+Y，向上為+Z。

1)攪拌筒。

攪拌筒質(zhì)心示意圖如圖3所示。

圖3 攪拌筒質(zhì)心示意圖

攪拌筒質(zhì)量點質(zhì)量、坐標和轉(zhuǎn)動慣量見表1，其中轉(zhuǎn)動慣量相對于整車坐標系計算。

表1 攪拌筒質(zhì)量點主要參數(shù)

2)駕駛室、發(fā)動機。

駕駛室、發(fā)動機質(zhì)量點的質(zhì)量、坐標、轉(zhuǎn)動慣量見表2，其中轉(zhuǎn)動慣量相對于整車坐標系計算。

表2 駕駛室、發(fā)動機質(zhì)量點主要參數(shù)

2 轉(zhuǎn)向系傳動比分析

2.1 轉(zhuǎn)向系傳動比的組成

轉(zhuǎn)向系的傳動比由轉(zhuǎn)向系角傳動比lω0和轉(zhuǎn)向系力傳動比lp組成。

輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力2Fω與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力Fh之比，稱為轉(zhuǎn)向系力傳動比lp。

轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的增量dφ與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量dβk之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比lω0。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比lω和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比lω′組成：

(1)

轉(zhuǎn)向搖臂軸轉(zhuǎn)角的增量dβp與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角的相應(yīng)增量dβk之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比lω′。

轉(zhuǎn)向系力傳動比lp與轉(zhuǎn)向系角傳動比lω0的關(guān)系為[4]：

(2)

式中：D為轉(zhuǎn)向盤直徑；a為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面的交線的距離。

2.2 仿真結(jié)果后處理及分析

1)轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比結(jié)果分析。

在轉(zhuǎn)向垂臂與轉(zhuǎn)向器的旋轉(zhuǎn)副上添加旋轉(zhuǎn)驅(qū)動，設(shè)置仿真時間，讓攪拌車模型進行原地左右轉(zhuǎn)向，分別測量出轉(zhuǎn)向垂臂轉(zhuǎn)向角度和各個轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向角。仿真結(jié)束后，通過ADAMS函數(shù)測量工具及后處理模塊[4]，可以得到轉(zhuǎn)向垂臂和各個轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向角變化曲線，如圖4所示。圖中R1為橋右輪、L1為一橋左輪、R2為二橋右輪、L2為二梅左輪。

圖4 轉(zhuǎn)向垂臂與各個轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角變化曲線

2)轉(zhuǎn)向系角傳動比結(jié)果分析。

該車轉(zhuǎn)向器的角傳動比lω為23，可以得出轉(zhuǎn)向盤與各個轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角變化曲線，如圖5所示。

圖5 轉(zhuǎn)向盤與各轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角變化曲線

根據(jù)攪拌車轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角常用范圍，取轉(zhuǎn)向盤±500°計算轉(zhuǎn)向系角傳動比。通過測量得出，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角分別為右轉(zhuǎn)+500°和左轉(zhuǎn)-500°時，各個轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角見表3。

表3 各轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向角 (°)

根據(jù)式(1)計算出各個轉(zhuǎn)向輪的傳動比，計算結(jié)果見表4。

表4 各轉(zhuǎn)向輪的角傳動比

3)轉(zhuǎn)向系力傳動比結(jié)果分析。

該車轉(zhuǎn)向盤直徑D為480mm,主銷偏移距a為35mm，根據(jù)式(2)計算出各個轉(zhuǎn)向輪的力傳動比，具體結(jié)果見表5。

表5 各轉(zhuǎn)向輪的力傳動比

3 轉(zhuǎn)向桿系受力分析

為了校核轉(zhuǎn)向傳動桿系的強度，在一橋懸空和二橋懸空兩種極限受力工況下，對傳動桿系進行受力分析。

3.1 轉(zhuǎn)向器和助力油缸輸出力計算

首先計算轉(zhuǎn)向器以及兩個助力油缸上輸出極限力矩和極限推力或極限拉力的大小。

1)轉(zhuǎn)向器最大輸出力矩。

轉(zhuǎn)向器最大輸出力矩Mmax由轉(zhuǎn)向器廠家提供，為7 557N·m。

2)中間助力油缸最大輸出力。

該車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配置兩個助力油缸,分別為中間助力油缸及后助力油缸，如圖1所示。

中間助力油缸為等截面油缸，最大推力和最大拉力均為：

(3)

式中：Pmax為轉(zhuǎn)向油泵輸出的最大工作壓力，取14.7MPa；D1為中間助力油缸缸徑，取60mm；D1h為中間助力油缸活塞桿直徑，取45mm。

3)后助力油缸最大輸出力。

后助力油缸最大推力F2Tmax和最大拉力F2Lmax分別為：

(4)

(5)

式中：D2為后助力油缸缸徑，取70mm；D2h為后助力油缸活塞桿直徑，取35mm。

3.2 一橋懸空工況受力分析

在一橋懸空的工況下，根據(jù)左右轉(zhuǎn)向不同情況，在轉(zhuǎn)向垂臂和兩個助力油缸上施加不同方向的極限力，設(shè)置仿真時間，讓攪拌車模型進行原地左右轉(zhuǎn)向。通過設(shè)置驅(qū)動函數(shù)，讓相應(yīng)轉(zhuǎn)向輪每隔一段時間將輪胎抱死不動，持續(xù)測量出轉(zhuǎn)向輪在不同的轉(zhuǎn)角下各傳動桿受力大小，當一橋轉(zhuǎn)向內(nèi)輪轉(zhuǎn)向到極限時(±45°)，改變施加在轉(zhuǎn)向垂臂和兩個助力油缸上力矩或力的方向，進行連續(xù)的測量[5]。

仿真結(jié)束后，通過ADAMS函數(shù)測量工具及后處理模塊，可以得出二橋直拉桿以及中間拉桿Ⅰ、中間拉桿Ⅱ的受力變化趨勢，如圖6、圖7所示。

圖6 一橋懸空桿系受力曲線(右轉(zhuǎn)向)

通過對比圖6和圖7，可以看出，在一橋懸空的情況下，二橋直拉桿最大受力為137 800N，出現(xiàn)在右轉(zhuǎn)向極限時；中間拉桿Ⅰ最大受力為79 572N，出現(xiàn)在右轉(zhuǎn)向極限時；中間拉桿Ⅱ最大受力為108 440N，出現(xiàn)在右轉(zhuǎn)向極限時。在各桿受力曲線中，中間出現(xiàn)較大波動的原因是到達轉(zhuǎn)向極限后，轉(zhuǎn)向器及兩個油缸推力進行變向?qū)е隆?/p>

圖7 一橋懸空桿系受力曲線(左轉(zhuǎn)向)

3.3 二橋懸空工況受力分析

參照一橋懸空的仿真方法，可以分析得出在二橋懸空的工況下，一橋直拉桿最大受力為130 000N，出現(xiàn)在右轉(zhuǎn)向極限時；中間拉桿Ⅰ最大受力為95 689N，出現(xiàn)在左轉(zhuǎn)向極限時；中間拉桿Ⅱ最大受力為69 110N，出現(xiàn)在左轉(zhuǎn)向極限時。

綜合一橋、二橋懸空兩種工況下的受力分析結(jié)果，得出以下結(jié)論：在一橋或二橋懸空工況下，一橋直拉桿最大受力為130 000N，二橋直拉桿最大受力為137 800N，中間拉桿Ⅰ最大受力為95 689N，中間拉桿Ⅱ最大受力為108 440N。

4 結(jié)束語

本文為雙前橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計提供了一定的理論基礎(chǔ)與分析方法，可為同類車型的設(shè)計提供參考。由于條件限制，文章中仿真分析得出的數(shù)據(jù)并未經(jīng)過相關(guān)檢測或試驗的驗證。后續(xù)應(yīng)制作試驗臺架，將試驗數(shù)據(jù)與仿真分析數(shù)據(jù)進行對比，以驗證仿真方法及結(jié)論的準確性，從而持續(xù)優(yōu)化仿真分析方法，使得仿真結(jié)論更加準確可靠。