田寶楨，鮮前，黃松和

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基于ADAMS的鉆機(jī)底盤助力系統(tǒng)仿真分析

田寶楨，鮮前，黃松和*

（西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610031）

為提高多軸車輛轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的性能，以轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中轉(zhuǎn)向連桿為研究對象，分別設(shè)計(jì)了兩種助力油缸布置方案，使用ADAMS分別建立了兩種方案下轉(zhuǎn)向連桿系統(tǒng)的動力學(xué)模型，模型包括轉(zhuǎn)向梯形連桿、轉(zhuǎn)向器連桿和橋間轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)連桿，通過仿真得到了兩種方案中所有桿件在原地轉(zhuǎn)向過程中，由助力油缸驅(qū)動克服轉(zhuǎn)向阻力時(shí)所受的拉力或壓力，分析了各個(gè)拉桿在整個(gè)轉(zhuǎn)向過程中的受力變化。結(jié)果表明：隨著轉(zhuǎn)向角度的增大，轉(zhuǎn)向桿系受力普遍增加，其中橋間轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)連桿受力最大；在兩種油缸布置方案中，三油缸布置方案能夠使得桿系受力均勻，減少橋間轉(zhuǎn)向桿的受力。

ADAMS；鉆機(jī)；底盤；轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)；多橋轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)

目前，2000～4000 m鉆機(jī)均采用車載底盤，且隨著鉆探深度的不斷增加，整車質(zhì)量也逐漸增加。以現(xiàn)有的4000 m車載鉆機(jī)為例，一般采用7軸車載底盤，其整備質(zhì)量已接近100 t。為提高車輛的轉(zhuǎn)向性能，多軸車輛一般使用多前軸轉(zhuǎn)向技術(shù)。本文中的石油鉆機(jī)底盤，共有3根前轉(zhuǎn)向橋，負(fù)載高達(dá)43 t[1]，僅僅依靠方向盤轉(zhuǎn)向器和拉桿系統(tǒng)，無法提供轉(zhuǎn)向所需操縱力，故需要在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中增加轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)[2]。

轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)通常由主機(jī)廠家根據(jù)具體車型進(jìn)行設(shè)計(jì)，相關(guān)研究的公開資料較少，郭苓等[2]通過力學(xué)計(jì)算對某12×8鉆機(jī)底盤助力系統(tǒng)進(jìn)行了改進(jìn)，修改了油缸數(shù)量和布置方式，但是對轉(zhuǎn)向桿系的仿真研究較少。

本文以與某石油設(shè)備公司共同合作開發(fā)的一款石油鉆機(jī)底盤為分析對象，按照相關(guān)參數(shù)建立ADAMS三維模型，分別對三油缸和四油缸轉(zhuǎn)向助力方案進(jìn)行仿真分析。得到了兩種方案下，轉(zhuǎn)向桿系包括轉(zhuǎn)向橋轉(zhuǎn)向節(jié)臂、梯形桿、橋間轉(zhuǎn)向搖臂、橋間直拉桿等部件的受力情況，對多軸車輛轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的設(shè)計(jì)具有參考價(jià)值。

1 轉(zhuǎn)向油缸布置方案

對于三前橋底盤車，底盤主機(jī)廠家采用兩種布置方式，如圖1所示。方案一采用四油缸對稱布置方案，即在前兩橋每橋?qū)ΨQ安裝兩根助力油缸，通過橋間轉(zhuǎn)向連桿驅(qū)動第三橋車輪轉(zhuǎn)向。方案二采用三油缸非對稱布置方案，即在前三橋上各安裝一根轉(zhuǎn)向助力油缸。

1.助力油缸2.梯形連桿3.主銷轉(zhuǎn)動中心

國內(nèi)車輛的駕駛室在車輛左前方，轉(zhuǎn)向助力器安裝在一橋左側(cè)、轉(zhuǎn)向助力油缸安裝在一橋右側(cè)，在車橋中間前部焊接油缸鉸接支架，與油缸筒尾部相連。以同樣的連接方式在二橋左側(cè)和三橋右側(cè)各安裝一個(gè)轉(zhuǎn)向助力油缸。

2 車輛轉(zhuǎn)向阻力計(jì)算

液壓助力系統(tǒng)的設(shè)計(jì)首先需要對車輛轉(zhuǎn)向阻力進(jìn)行分析計(jì)算，并以此完成液壓助力系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和零部件選型。

汽車的轉(zhuǎn)向阻力為轉(zhuǎn)向輪與地面的摩擦阻力和各轉(zhuǎn)向部件之間的阻力和。一般采用經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算，原地轉(zhuǎn)向阻力矩經(jīng)驗(yàn)公式[3]為：

式中：M為在瀝青或混泥土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩，N·m；為滑動摩擦系數(shù)，取0.7；1為轉(zhuǎn)向橋軸荷，本項(xiàng)目中底盤前三橋的額定橋荷為130 kN；為輪胎充氣壓力，取0.80 MPa。

單橋轉(zhuǎn)向阻力矩為：

M＝11863 N·m

單個(gè)車輪的原地轉(zhuǎn)向阻力矩為：

整車原地轉(zhuǎn)向阻力矩為：

3 液壓助力系統(tǒng)設(shè)計(jì)

液壓轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)由轉(zhuǎn)向油泵、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向助力油缸等組成。參考現(xiàn)有車型，轉(zhuǎn)向油泵選用定量葉片泵，排量為42.4 mL/r，最大工作壓力15.2 MPa，最高轉(zhuǎn)速2400 r/min。轉(zhuǎn)向器選用某轉(zhuǎn)向器公司的ZJ120-125型轉(zhuǎn)向器，如圖2所示，助力缸徑為120 mm，最大工作壓力17 MPa，最大輸出扭矩9613 N·m。

為準(zhǔn)確計(jì)算出油缸對轉(zhuǎn)向輪的作用力，現(xiàn)根據(jù)助力油缸的安裝位置計(jì)算助力油缸的最小力臂。圖3為單個(gè)液壓轉(zhuǎn)向助力油缸的布置簡圖，點(diǎn)為液壓油缸安裝點(diǎn)，為轉(zhuǎn)向節(jié)臂初始位置，與為液壓油缸的極限行程位置。當(dāng)車輛直線行駛時(shí)，油缸總長度為；當(dāng)車輛轉(zhuǎn)動到右極限時(shí)，油缸總長度為；當(dāng)車輛轉(zhuǎn)動到左極限時(shí)，油缸總長度為；其中轉(zhuǎn)向節(jié)臂端點(diǎn)運(yùn)動軌跡為圓形。根據(jù)幾何關(guān)系，可分別求出前三橋各轉(zhuǎn)向助力油缸作用到主銷上最小力臂，如表1所示。

圖2 ZJ120-125液壓助力轉(zhuǎn)向器

圖3 助力油缸布置圖

表1 液壓缸最小作用力臂

考慮管路壓力損失，油缸工作壓力設(shè)為油泵最大工作壓力的80%[4]，即＝12 MPa，則助力器在工作壓力下最大扭矩為：

（1）四助力油缸方案，選用內(nèi)徑＝28、外徑＝63的油缸，產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向驅(qū)動力矩為：

則轉(zhuǎn)向助力裝置輸出的總力矩為：

轉(zhuǎn)向助力裝置輸出力矩大于車輛原地轉(zhuǎn)向阻力，故車輛在原地和行駛過程中均能實(shí)現(xiàn)靈活轉(zhuǎn)向。另外，一橋左側(cè)、一橋右側(cè)、二橋左側(cè)、二橋右側(cè)的油缸輸出力矩分別為7470 N·m、6087 N·m、7772 N·m、6362 N·m。

（2）三助力油缸方案，選用內(nèi)徑＝32、外徑＝70的油缸，產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向驅(qū)動力矩為：

則轉(zhuǎn)向助力裝置輸出的總力矩為：

轉(zhuǎn)向助力裝置輸出力矩大于車輛原地轉(zhuǎn)向阻力，則車輛在原地和行駛過程中均能實(shí)現(xiàn)靈活轉(zhuǎn)向。另外，一橋右側(cè)、二橋左側(cè)、三橋右側(cè)的油缸輸出力矩分別為8804 N·m、11361 N·m、9498 N·m。

4 車輛模型的建立

為了分析轉(zhuǎn)向桿系的損壞原因以及提高其使用可靠性，需要對轉(zhuǎn)向桿系進(jìn)行動力學(xué)分析。由于液壓助力油缸只提供轉(zhuǎn)向助力，無法精確控制各個(gè)轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)動角度，因此在多前橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，使用沿車身方向布置的橋間轉(zhuǎn)向連桿連接前后兩橋，并和每橋上的轉(zhuǎn)向梯形連桿共同組成多橋轉(zhuǎn)向連桿系統(tǒng)，使得整個(gè)轉(zhuǎn)向前橋成為單一自由度系統(tǒng)，協(xié)調(diào)前橋各輪在車輛轉(zhuǎn)向時(shí)的精確轉(zhuǎn)角關(guān)系[5]。

地面對車輪的轉(zhuǎn)向阻力和油缸的助力均可等效為車輛主銷的轉(zhuǎn)矩。而本文重點(diǎn)研究的連桿系統(tǒng)、梯形桿均通過轉(zhuǎn)向節(jié)臂與轉(zhuǎn)向節(jié)相連。因此為簡化建模，將轉(zhuǎn)向阻力和油缸力均轉(zhuǎn)化為相應(yīng)的力矩作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上，在僅研究轉(zhuǎn)向桿系受力的情況下仿真結(jié)果在可接受范圍內(nèi)[6]。表2為在轉(zhuǎn)向節(jié)上施加的力矩。建立的ADAMS動力學(xué)模型如圖4所示。

表2 作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)矩

圖4 轉(zhuǎn)向桿系模型

5 分析結(jié)果

對方案一和方案二中各桿件的受力情況進(jìn)行對比分析。因車輛原地轉(zhuǎn)向阻力最大，本文僅對原地轉(zhuǎn)向工況進(jìn)行仿真，找出各桿件所承受的最大載荷，仿真測量結(jié)果如表3所示。通過分析可知，系統(tǒng)中受力最大的桿件為橋間轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，而梯形機(jī)構(gòu)的受力相對較小。

方案一中，二、三橋間直拉桿最大受力為71970 N，一、二橋間的直拉桿最大受力為50072 N，與直拉桿相連的垂向擺臂和橫拉桿受力也較大。主要原因是由于方案二中一、二橋之間的各轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)都由轉(zhuǎn)向助力油缸提供動力，而三橋轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)主要靠二、三橋之間的轉(zhuǎn)向搖臂機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)，所以一、二橋之間的轉(zhuǎn)向搖臂機(jī)構(gòu)的各桿件所受載荷要小于二、三橋轉(zhuǎn)向搖臂機(jī)構(gòu)所對應(yīng)的桿件。

方案二中，由于每橋均有助力油缸，因此對橋間連桿要求不高，二、三橋橋間直拉桿最大受力為15183 N，一、二橋之間的直拉桿最大受力為20238 N，與方案一相比，其桿系受力有了大幅下降。

表3 桿件承受的最大載荷仿真測量結(jié)果

然后對主要受力桿件進(jìn)行仿真，得到其在運(yùn)動過程的受力情況，如圖5所示。結(jié)果表明，在轉(zhuǎn)向過程中桿件受力變化并不大，最大受力點(diǎn)一般位于極限轉(zhuǎn)角處。不同的助力油缸布置方式對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力學(xué)性能有較大影響，由于三油缸方案每橋上均有油缸，不再完全依靠橋間直拉桿驅(qū)動第三橋，因此對直拉桿的強(qiáng)度和二三橋間搖臂的強(qiáng)度要求大大降低，實(shí)際工程應(yīng)用中推薦在每一橋上均布置助力油缸。但三油缸為非對稱設(shè)計(jì)，左右轉(zhuǎn)向時(shí)油缸產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向力矩不同，因此產(chǎn)生的影響還需深入研究。

6 結(jié)論

本文首先分析兩種助力油缸布置方案，計(jì)算車輛轉(zhuǎn)向阻力矩，并對轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)進(jìn)行選型和匹配驗(yàn)算。在ADAMS中建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型，通過仿真得到兩種方案中轉(zhuǎn)向桿系的受力情況。結(jié)果表明，三油缸布置方案能夠使得桿系受力均勻，大幅減少橋間轉(zhuǎn)向桿系的受力。對多軸車輛的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)具有參考意義。

圖5 桿件受力對比圖

[1]鮮前，黃松和. 基于ADAMS的多軸車輛前三橋轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)優(yōu)化分析[J]. 建筑機(jī)械，2017（6）：79-83.

[2]王超，高秀華，張小江， 等. 多軸車輛轉(zhuǎn)向桿系剛?cè)狁詈戏治鯷J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2011（11）：202-204.

[3]郭苓，周良，袁國強(qiáng). 12×8修井機(jī)底盤轉(zhuǎn)向助力改進(jìn)[J]. 農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，201（8）：43-44.

[4]鮮前. 七軸鉆機(jī)底盤三橋轉(zhuǎn)向分析[D]. 成都：西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，2017.

[5]廖丹. 重型汽車雙前橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)及仿真研究[D]. 長沙：湖南大學(xué)，2002.

[6]李仲奎. 基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的雙前橋重型汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真研究[D]. 合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2006.

Design and Analysis of Hydraulic Booster System for Oil Rig Chassis Based on ADAMS

TIAN Baozhen，XIAN Qian，HUANG Songhe

( School of Mechanical Engineering, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China )

In order to optimize the performance of power steering system of multi axle vehicle, this paper took the steering linkage of steering system as the research object, designed two cylinder power layout scheme and established dynamics model of the steering linkage of two scheme by ADAMS. The forces acting on the steering bar which driven by the power cylinder to overcome the steering resistance of the two schemes were obtained by simulation, and the force changes of the tie bars in the whole steering process were analyzed. The results show that with the increase of the steering angle, steering linkage force is generally increased and the bridge between the connecting rod steering mechanisms of had the maximum force. In the two cylinder layout, three cylinder layout scheme can make the rod force uniform and reduce the force of steering linkage between bridge.

ADAMS；drilling rig；chassis；steering assist system；multi-bridge steering mechanism

U362

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2018.03.002

1006－0316 (2018) 03－0006－05

2017－09－07

田寶楨（1992－），男，山東泰安人，碩士研究生，主要研究方向機(jī)械設(shè)計(jì)及理論；鮮前（1991－），男，四川南通人，碩士研究生，主要研究方向機(jī)械設(shè)計(jì)及理論。

黃松和（1960－），男，福建浦城人，碩士，副教授、碩士生導(dǎo)師，主要研究方向?yàn)楣こ虣C(jī)械。