王晨，朱德順，陳行家，王云鵬，王都，孫雷

（1.陜西重型汽車有限責(zé)任公司，陜西 西安 710018；2.中國人民解放軍32178部隊(duì)，北京 100012）

關(guān)鍵字：油缸活塞桿；駕駛室翻轉(zhuǎn)系統(tǒng)；壓桿穩(wěn)定性

引言

駕駛室翻轉(zhuǎn)系統(tǒng)是實(shí)現(xiàn)翻轉(zhuǎn)駕駛室、鎖緊駕駛室的功能的系統(tǒng)的總稱。翻轉(zhuǎn)駕駛室是通過手動(dòng)或電動(dòng)實(shí)現(xiàn)駕駛室平穩(wěn)翻轉(zhuǎn)至一定的角度，保證車輛維修性。

液壓翻轉(zhuǎn)系統(tǒng)一般由油缸、油泵和油管等機(jī)構(gòu)組成，在設(shè)計(jì)階段，除油缸長度，翻轉(zhuǎn)角度、油壓等，液壓油缸活塞桿強(qiáng)度及穩(wěn)定性也應(yīng)考慮在內(nèi)，從而避免在使用過程中發(fā)生彎曲或者斷裂等情況。

1 駕駛室翻轉(zhuǎn)原理

駕駛室液壓翻轉(zhuǎn)系統(tǒng)液壓油缸下支點(diǎn)通過支架連接于車架上，上支點(diǎn)連接于駕駛室地板縱梁上。當(dāng)液壓油缸活塞桿伸出時(shí)，駕駛室受到向上的支撐力，駕駛室鎖止機(jī)構(gòu)脫開，并開始繞翻轉(zhuǎn)軸向上翻轉(zhuǎn)；相反，當(dāng)液壓油缸收縮時(shí)，駕駛室繞翻轉(zhuǎn)軸向下回落，駕駛室鎖止機(jī)構(gòu)鎖止。

本文以采用機(jī)械浮動(dòng)式翻轉(zhuǎn)裝置的某越野車進(jìn)行分析計(jì)算，油缸行程為400 mm，活塞桿徑22 mm，額定壓力25 MPa，安全閥開啟壓力35 MPa+4 MPa，駕駛室735 kg。

2 翻轉(zhuǎn)過程油缸受力計(jì)算

駕駛室舉升過程中受力如圖1所示，駕駛室回落過程中受力如圖2所示。

圖1 駕駛室舉升受力簡圖

圖2 駕駛室回落受力簡圖

舉升過程中駕駛室重心、扁軸轉(zhuǎn)動(dòng)中心和翻轉(zhuǎn)中心在駕駛室翻轉(zhuǎn)過程中是一個(gè)穩(wěn)定的三角形，駕駛室翻轉(zhuǎn)時(shí)這個(gè)三角形繞著翻轉(zhuǎn)中心旋轉(zhuǎn)，油缸不斷伸長。駕駛室受到的所有力包括重力G、油缸舉升力F2、翻轉(zhuǎn)中心對駕駛室的作用力N。駕駛室在受到這三個(gè)力的作用下處于平衡狀態(tài)，三個(gè)力合外力為零。

同時(shí)，駕駛室在舉升及下落過程中有且僅受到重力矩和油缸舉升力矩這一對力矩，且在翻轉(zhuǎn)任何位置都處于力矩平衡。

根據(jù)力矩平衡建立方程，在 MATLAB繪制油缸受力隨著駕駛室翻轉(zhuǎn)角度的曲線如圖3所示。

圖3 油缸受力變化

根據(jù)理論分析及油缸受力變化圖可知，油缸工作所需的最大舉升力為舉升的初始時(shí)刻：

F2=735×9.8×1 100÷327=24 230 N

駕駛室回落時(shí)，油缸工作所需的最大拉力也為回落初始時(shí)刻：

F2=735×9.8×1 221×sin15°÷112.8=20 179 N

3 活塞桿強(qiáng)度仿真分析

按照翻轉(zhuǎn)系統(tǒng)的安裝結(jié)構(gòu)搭建三維模型，如圖4：

圖4 有限元模型

約束條件：將車架兩端進(jìn)行固定約束，約束油缸徑向移動(dòng)確保油缸只能沿油缸軸向移動(dòng)。

工況 1：按照駕駛室翻轉(zhuǎn)正常工作狀態(tài)，油缸軸向受力24 230 N時(shí)的工況。

工況 2：假設(shè)駕駛室翻轉(zhuǎn)時(shí)后懸置鎖止沒有打開時(shí)，油壓為安全閥開啟壓力35 MPa+4 MPa時(shí)，油缸軸向受力48 984 N時(shí)的工況。

工況 3：按照駕駛室翻轉(zhuǎn)正常工作狀態(tài)，當(dāng)油缸達(dá)到最大長度時(shí)，將油缸拉力20 179 N沿油缸軸線向下進(jìn)行加載。

工況1分析結(jié)果： 由圖5可以看出：實(shí)際加載時(shí)，活塞桿不產(chǎn)生塑性應(yīng)變?；钊麠U應(yīng)力幅值105 Mp（a屈服785 MPa），安全系數(shù)為7.5。

圖5 工況1活塞桿應(yīng)力云圖

工況2分析結(jié)果：該工況下油缸活塞桿不產(chǎn)生塑性應(yīng)變。泄壓狀態(tài)下活塞桿應(yīng)力幅值245 Mpa，安全系數(shù)為3.2。

工況3分析結(jié)果：在活塞桿20 179N拉力下活塞桿應(yīng)力幅值105 Mpa，安全系數(shù)為7.5。

圖6 工況2活塞桿應(yīng)力云圖

圖7 工況3活塞桿應(yīng)力云圖

4 油缸壓桿穩(wěn)定性計(jì)算

為了保證油缸活塞桿在舉升力F2作用下不失穩(wěn)，必須滿足穩(wěn)定條件為：

Fcr——壓桿的臨界力；

nst——穩(wěn)定安全因素，油缸活塞桿穩(wěn)定安全因素2≤nst≤5。

由于翻轉(zhuǎn)油缸在初始舉升位置時(shí)油缸活塞桿僅伸長 18 mm，此時(shí)受力最大，隨著油缸活塞桿的伸長，油缸受力逐漸減小。在平衡位置時(shí)活塞桿伸長302 mm，此時(shí)油缸不受力。過平衡位置之后，油缸由受壓力轉(zhuǎn)換為受拉力，駕駛室緩慢翻轉(zhuǎn)至最大位置，由于限位裝置的作用，在最大位置油缸幾乎不受拉力。

由于舉升油缸在駕駛室翻轉(zhuǎn)過程中隨著活塞桿的伸長舉升力逐漸減小，故選取油缸舉升過程中活塞桿伸長且不達(dá)到平衡位置時(shí)的一個(gè)狀態(tài)作為壓桿穩(wěn)定性校核的研究對象。根據(jù)故障現(xiàn)象，選取駕駛室重心與豎直位置為10.6°（即駕駛室翻轉(zhuǎn)53.4°）時(shí)的狀態(tài)校核。

此時(shí)活塞桿伸長267.7 mm，重力臂224 mm，舉升力臂202 mm，根據(jù)力矩平衡得出此時(shí)的油缸舉升力為：

F2=735×9.8×224÷202=7 987 N

油缸活塞桿在XZ平面內(nèi)可能失穩(wěn)，油缸缸體剛度大，可假定其為一端固定，一端鉸支（圖8），長度系數(shù)μ=0.7，此時(shí)截面以Y軸為中性軸，慣性半徑及長細(xì)比分別為：

圖8 壓桿模型簡化

由于λy＜λp，活塞桿在此駕駛室翻轉(zhuǎn)狀態(tài)時(shí)為小柔度桿，選用直線型公式計(jì)算臨界應(yīng)力，臨界應(yīng)力為：

由于計(jì)算結(jié)果工作安全系數(shù)遠(yuǎn)大于穩(wěn)定安全系數(shù)，所以活塞桿滿足穩(wěn)定需求。

5 結(jié)論

通過對活塞桿強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析、計(jì)算壓桿穩(wěn)定性可知該翻轉(zhuǎn)系統(tǒng)在駕駛室正常舉升下落及安全閥開啟壓力下均可滿足要求。