陸進(jìn)添， 劉丹， 鄧安田

（三一帕爾菲格特種車輛裝備有限公司研究院，江蘇南通226000）

0 引 言

轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)是高空作業(yè)車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的主要執(zhí)行組件，為適應(yīng)高空車在狹小的空間移動(dòng)轉(zhuǎn)向等工況，需要轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)能夠使作業(yè)車有較小的轉(zhuǎn)彎半徑，同時(shí)盡可能減輕或避免磨胎，對(duì)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的研究有利于增強(qiáng)高空車的轉(zhuǎn)向性能、改善磨胎、減小轉(zhuǎn)向力和增強(qiáng)操作穩(wěn)定性。

1 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)介

單油缸式的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)如圖1所示，具有良好的轉(zhuǎn)向性能，能夠適應(yīng)高空作業(yè)車的轉(zhuǎn)向要求。對(duì)轉(zhuǎn)向油缸的進(jìn)出油口進(jìn)行控制，驅(qū)動(dòng)活塞桿運(yùn)動(dòng)，活塞桿的運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)轉(zhuǎn)向連桿，轉(zhuǎn)向連桿作用于連桿軸，使轉(zhuǎn)向輪克服地面的摩擦阻力矩，連同轉(zhuǎn)向支架一起繞轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動(dòng)，從而達(dá)到轉(zhuǎn)向目的。

2 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)分析

2.1 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)各構(gòu)件的位置分析

確定轉(zhuǎn)向輪的位置可以分析轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向性能和轉(zhuǎn)向特性，確定轉(zhuǎn)向連桿的位置是進(jìn)行轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)受力的必備前提，因此在受力分析之前需要進(jìn)行轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的位置分析。轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的位置參數(shù)如圖2所示，長(zhǎng)度參數(shù)的含義如表1所示，角度參數(shù)在引用時(shí)指明含義。

表1 某系列的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)

對(duì)于從車尾向車頭看右轉(zhuǎn) 向 輪（ 圖2 左邊），連桿與活塞桿鉸接的位置 為 變量，則其位置為（x,-a）。由余弦定理可得連桿與搖桿的夾角（傳動(dòng)角）α為

輔助角Ω為

液壓缸桿右端轉(zhuǎn)動(dòng)副位置與y方向的夾角ψ為

ψ=arctan（x/a）。

初始位置搖桿與x負(fù)方向的夾角φ為

φ=arctan（c/d）。

車輪轉(zhuǎn)角ω（向外側(cè)為正）為

則連桿與x軸方向的夾角為

β=（ω-φ）+α。

同理，對(duì)于左側(cè)車輪連桿與活塞桿鉸接的位置為變量x，則左側(cè)的位置為（x′,-a）。

且有

x′=x+s。

由余弦定理可得連桿與搖桿的夾角（傳動(dòng)角）為

輔助角Ω′為

液壓缸桿右端轉(zhuǎn)動(dòng)副位置與x負(fù)方向的夾角ψ′為

ψ′=arctan[a/（D-x′）]。

初始位置搖桿與x方向的夾角φ′為

φ′=arctan（c/d）。

車輪轉(zhuǎn)角ω′（向外側(cè)為正）為

ω′=π-φ′-Ω′-ψ′。

則連桿與x軸方向的夾角為

β′=α′-ω′-φ′。

即得到兩側(cè)車輪轉(zhuǎn)角對(duì)活塞桿伸出量的變化關(guān)系：

其中活塞桿的伸出量為

2.2 原地轉(zhuǎn)向阻力矩的計(jì)算

車輛的轉(zhuǎn)向阻力矩是由于地面和轉(zhuǎn)向輪之間的相互作用及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)內(nèi)部摩擦共同作用產(chǎn)生的[1]，車輪靜態(tài)下的轉(zhuǎn)向阻力矩是最大的轉(zhuǎn)向阻力矩[2]。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向力主要用于克服轉(zhuǎn)向阻力矩以實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向，因此若要確定液壓油缸的轉(zhuǎn)向壓力，首先應(yīng)確定車輪與地面之間的最大原地轉(zhuǎn)向阻力矩。

由作業(yè)車的各種工況可計(jì)算出轉(zhuǎn)向輪單輪最大輪載FN。

實(shí)心輪胎的寬度為D，下沉量與輪載關(guān)系如表2所示，表2數(shù)據(jù)的線性擬合為：

y=245x+535；

R2=0.98。

表2 載荷與下沉量關(guān)系

由此可得輪載FN對(duì)應(yīng)的變形量為δ，對(duì)應(yīng)輪胎的變形情況和變形區(qū)域如圖3所示，接觸區(qū)域近似成矩形，根據(jù)幾何關(guān)系可得輪胎與地面接觸區(qū)域長(zhǎng)度為

假設(shè)輪胎變形區(qū)域的壓強(qiáng)從中部向兩邊線性遞減，接觸區(qū)域的壓強(qiáng)可表示為：

接觸區(qū)的壓力是接觸區(qū)壓強(qiáng)的綜合作用效果，則

可得Pmax=2FN/（DL）。

于是接觸區(qū)域的壓強(qiáng)為：

選取摩擦力微元，如圖4所示，在一點(diǎn)Q(x,y)處的摩擦力微元為

df（x,y）=μ（x,y）P（x,y）dS=μ（x,y）P（x,y）dxdy。

其中，滑動(dòng)摩擦因數(shù)μ（x,y）=μ=0.7。

此微元所對(duì)應(yīng)的阻力矩為

dM（x,y）=rdf（x,y）。

于是，在整個(gè)接觸區(qū)域Ω的原地轉(zhuǎn)向阻力矩為

即為

代入相關(guān)數(shù)值直接在Mathematic軟件中進(jìn)行求解，即可得到數(shù)值解，以及兩種假設(shè)下轉(zhuǎn)向阻力矩的差異。

2.3 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)受力分析

原地轉(zhuǎn)向阻力矩是轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)阻力的主要來源，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的受力分析圖如圖5所示，其中：L表示連桿、Y表示搖桿、H表示活塞桿、J表示機(jī)架、F表示力、1表示右側(cè)轉(zhuǎn)向、2表示左側(cè)轉(zhuǎn)向。

對(duì)搖桿由力矩平衡得：

M-rFLYsinα=0；M-r′FLY′sinα′=0。

由于連桿是二力桿，結(jié)合牛頓第三定律則，有：

FLY=FYL=FHL=FLH；FLY′=FYL′=FHL′=FLH′。

對(duì)活塞桿受力平衡有：

FHLcosβ-F=0；FJH+FLHsinβ=0；

FHL′cosβ-F′=0；FJH′+FLH′sinβ=0。

轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的各個(gè)部件的受力情況如表3所示。

由此可確定油缸壓力為

所對(duì)應(yīng)的壓力曲線如圖6所示，可確定油缸的最大壓力。

表3 部件受力結(jié)果

3結(jié)論

根據(jù)設(shè)計(jì)需要，本文采用解析法對(duì)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的組成部件的位置和受力進(jìn)行理論推導(dǎo)，確定了各組成部件的位置變化關(guān)系及傳動(dòng)角的性能參數(shù)。根據(jù)實(shí)心靜音輪胎的承載曲線，結(jié)合輪胎與地面的接觸形狀，通過元素法確定了高空作業(yè)車的原地轉(zhuǎn)向阻力矩的計(jì)算方法，基于原地轉(zhuǎn)向阻力矩的計(jì)算得到了油缸壓力隨活塞桿伸縮量的變化關(guān)系，確定了液壓油缸所需最大壓力。研究結(jié)果對(duì)剪叉式高空作業(yè)車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。