姚小寶

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

1 引言

載貨汽車駕駛室已經(jīng)平頭化，為了便于發(fā)動機的維修和保養(yǎng)，要求駕駛室能夠向前翻轉，由于多數(shù)的駕駛室都太重，單憑人力無法實現(xiàn)駕駛室的翻轉，因此必須借助于翻轉機構來實現(xiàn)駕駛室向前翻轉。同時載貨汽車的翻轉機構作為駕駛室和底盤的鏈接部件，具有彈性聯(lián)系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動等作用。

翻轉機構主要由翻轉前后固定支架、前支撐軸管總成（支撐臂、軸管）、撐桿等構成，駕駛室固定在支撐臂上，駕駛室翻轉時隨支撐臂繞翻轉中心轉動。撐桿一端固定在車架上，另一端固定在駕駛室上，可伸縮和彎曲，駕駛室翻轉至最大角度（撐桿伸直狀態(tài)）時，轉動鎖臂使撐桿鎖死，防止外力導致支撐桿鉸接處彎曲，引起駕駛室下落威脅維修人員安全。

山區(qū)版車型主要使用區(qū)域為西南、東南、西北等山區(qū)，具有彎多、路顛、坡陡的道路使用特點，行駛過程中沖擊震動較大，因此山區(qū)版車型翻轉機構的強度和緩沖性能有較高的要求，保障車輛在山區(qū)路況的行車安全性。

2 翻轉機構設計參數(shù)的測量

駕駛室重心的測定方法有兩種：①懸掛法；②靜平衡法。測量駕駛室重心最常用的方法有靜平衡法和懸掛法，而由于靜平衡法測量精度較高，故采用靜平衡法來測量。

測量時，首先選定駕駛室翻轉中心為X 軸和Z 軸的基準坐標原點，以底部通過駕駛室翻轉中心的平面和垂直于底部且過翻轉中心的平面為測量面。將三個支撐放在軸荷儀上，用三個支撐將駕駛室支撐起來，并保證駕駛室保持水平，具體如圖1 和圖2 所示。其中M1、M2、 M3、M4、M5 和M6 數(shù)值可通過軸荷儀計數(shù)直接讀出，L1 和L4 可通過卷尺測量得出。

圖1 X 向坐標測量示意圖 圖2 Z 向坐標測量示意圖

駕駛室總質量：

根據(jù)力矩平衡可得：

即：

同理可得Z 向距離：

用靜平衡法測得駕駛室重量和距翻轉中心X、Z 向距離為：

表1 駕駛室重心相關數(shù)據(jù)

3 翻轉機構的設計計算

3.1 整車總布置參數(shù)的確定輸入

整車總布置通過對發(fā)動機倉的校核，給定滿足發(fā)動機及其附件正常使用工況下發(fā)動機倉的邊界值，在翻轉機構設計計算中，主要需要翻轉中心和駕駛室船體支撐安裝平面距離車架上翼面的參數(shù)L1、L2，以及翻轉中心距離前輪中心線的參數(shù)L3，如圖3 所示。

圖3 發(fā)動機倉邊界尺寸

根據(jù)整車總布置對發(fā)動機倉校核，確定該款山區(qū)版車型滿足發(fā)動機及其附件正常使用工況下發(fā)動機倉邊界值，從中選取尺寸參數(shù)L1=160 mm，L2=240 mm，L3=-890 mm。

3.2 翻轉機構扭桿角度的設計

3.2.1 扭桿材料及加工工藝確定

由于60Si2Mn 彈簧鋼具有良好的彈性極限、強度極限、屈強比、疲勞強度，具有一定的淬透性和較高的抗彈減震性能，因此60Si2Mn 為現(xiàn)行使用最廣泛的扭桿彈簧鋼，本次設計中的扭桿材料亦選用的60Si2Mn 彈簧鋼，一般取扭桿的剪切彈性模量一般取G＝7.6×104MPa，許用應力[τ]＝1000- 1250MPa，來滿足山區(qū)路況沖擊應力的要求。

3.2.2 最大翻轉角度及扭桿工作角度確定

扭桿的工作扭轉角確定方法為：

（1）首先確定駕駛室的最大翻轉角，原則是駕駛室翻到最大角時，駕駛室的重心垂線與翻轉中心垂線基本重合或略超過翻轉中心垂線。（2）扭桿的工作角大于駕駛室翻轉角的3°-8°，證駕駛室翻轉到被支撐桿撐住后仍具有前翻轉的趨勢，使支撐桿處在受拉狀態(tài)，防止駕駛室突然回落，確保駕駛室的翻轉安全。（3）駕駛室解除鎖止機構后，保證駕駛室翻轉到0°-5°內處于懸浮狀態(tài)，即扭桿的扭力矩與駕駛室重力矩達到平衡，這樣駕駛室在解除鎖止時，不會突然彈起或用較大的推力將其翻轉。

（4）扭桿的最大工作扭轉角不得大于其極限扭轉角。

圖4 翻轉角度力矩示意圖

如圖4 所示，設定順時針方向為正方向，則駕駛室翻轉到最大角度時：

駕駛室的重心垂線與翻轉中心垂線基本重合，則：

將駕駛室的重心位置坐標代入：

其中：X、Z——分別為翻轉中心到駕駛室重心距離（m）；α——最大翻轉角度（°）；β——為駕駛室質心角（°）；

駕駛室重心與翻轉中心X、Z 向距離已經(jīng)在測量駕駛室重心位置坐標時計算出，求解公式（5）得β=46°，將β代入公式（6）α＝44°，此時，駕駛室的重心垂線與翻轉中心垂線基本重合，即駕駛室最大翻轉角度定為44°。

扭桿的工作角度定為50°，駕駛室翻轉后被撐桿撐住，在負值重力矩、扭桿的剩余扭力矩的作用下，仍具有前翻轉的趨勢，使支撐桿處在受拉狀態(tài)。防止駕駛室突然回落，確保駕駛室的翻轉安全。

3.3 翻轉機構扭桿臂總成設計

圖5 扭桿臂結構原理示意圖

扭桿臂總成由扭桿軸套和扭桿臂構成。扭桿軸套通過內花鍵與扭桿進行配合，扭桿臂通過螺栓固定在翻轉機構右前支撐上，使扭桿產(chǎn)生扭轉變形量。其中角度φ為扭桿臂的安裝角度，由翻轉機構右前支撐支架上的扭桿臂安裝孔決定；α為駕駛室最大翻轉角度；γ為扭桿軸套上I 齒的標記角度，其三者的關系為：

通過測量得到φ=5°，駕駛室最大翻轉角度已經(jīng)求的為α=44°，則代入公式（7）中可得出扭桿軸套上I 齒的標記角度為γ=49°。

3.4 翻轉機構前、后支撐支架總成設計

根據(jù)發(fā)動機倉邊界值，翻轉中心高度L1=160 mm，船體安裝高度L2=240mm，翻轉中心距前輪中心線的距離L3=-890 mm。為滿足山區(qū)路況沖擊應力的要求，前支撐支架總成選擇的是強度較高的QT450-10 GB1348，鑄件平均厚度為12 mm；后支撐支架總成選擇的是強度較高的510L-4 GB3273，沖壓件平均厚度為4.5mm。設計參數(shù)和性能參數(shù)均高于通用型翻轉。

3.5 翻轉機構撐桿總成設計

圖6 撐桿設計原理示意圖

其中角度α為駕駛室最大翻轉角度；點O 為翻轉中心，點B 為翻轉撐桿在駕駛室地板縱梁上的安裝點，點C 為翻轉撐桿在車架上的安裝點。通過作圖法，求的駕駛室翻轉角度達到最大時，翻轉撐桿在駕駛室地板縱梁上的安裝點A，連接點A 和點C，則線段AC 的長度即為翻轉機構撐桿的長度，實際求的撐桿的長度為416mm。

4 翻轉機構輔助力校核計算

通過對翻轉機構輔助力校核計算，可以確定設計的翻轉機構總成是滿足駕駛室翻轉過程中輔助力的要求。

圖7 翻轉角度力矩示意圖

設順時針方向為正方向，扭桿的剛度為k，駕駛室的質量為G1，α為駕駛室最大翻轉角度，β為駕駛室質心角，駕駛室翻轉時人的輔助力矩為Tf，不考慮回轉副的摩擦阻力，當駕駛室翻轉θ角時，扭桿的扭力矩為：

駕駛室產(chǎn)生的重力矩為：

人的輔助力矩為：

其中，L 為翻轉中心到翻轉手柄的距離，可由數(shù)模測得。

則在整個翻轉過程中始終保持：

通過上面計算可以看出，駕駛室在初始位置時，重力矩小于扭力矩，則不需借助外力，在扭桿力作用下即可自行翻轉，當駕駛室翻轉角大于θ'后，則對駕駛室施加一定的推力可使駕駛室翻轉。

由公式解得，不同翻轉角度下，施加的輔助力如下表所示：

表2 翻轉過程中輔助力列表

由上表可得，設計的翻轉機構在打開鎖緊機構后，可以在0°-5°之內懸浮，在整個翻轉過程中施加的輔助力最大為93N，考慮到摩擦阻力，實際翻轉時，輔助力在120N 左右，滿足使用要求。

5 結論

本論文通過某款山區(qū)版載貨汽車翻轉機構的計算設計，描述了平頭載貨汽車翻轉機構的計算設計方法，同時設計的翻轉機構較現(xiàn)有通用車型的強度有了很好的提高，能夠很好 的適應山區(qū)的惡劣路況，消除了使用安全隱患，保障了駕駛員和乘員安全。