田華良 孫存良 王 健

鄭州新大方重工科技有限公司 鄭州 450000

0 引言

由于我國經濟發(fā)展和產業(yè)分布存在地域差異，長大超重貨物的跨地域運輸日益頻繁，常規(guī)半掛車配置普通掛車橋和機械鵝頸，其車輪和鵝頸不具備轉向能力，存在轉彎半徑大的問題，在半徑較小的轉彎過程中會出現嚴重的輪胎磨損現象。由于承載能力和轉彎性能的不足，常規(guī)半掛車已無法滿足長大超重貨物的運輸要求。

某液壓半掛車由液壓動力鵝頸和平板掛車組成，平板掛車共有10 個行走輪組，采用2 縱列5 軸線布局方式，其中前輪組為2 軸線，后輪組為3 軸線。在正常運輸過程中，牽引車通過動力鵝頸與半掛車鉸接。當牽引車牽引半掛車轉向時，牽引車與半掛車會出現折腰運動，動力鵝頸將折腰運動傳遞給半掛車前行走輪組（后輪組不轉向），穩(wěn)定狀態(tài)時牽引車轉向瞬心與半掛車轉向瞬心重合，形成共同轉向中心O（見圖1），不僅大大減小了轉彎半徑，而且還能保證多個軸線上的輪胎處于純滾動狀態(tài)，減小行駛阻力，并顯著減少輪胎磨損量。

圖1 牽引車與半掛車協同轉向模式

1 轉向系統構成及工作原理

液壓軸線半掛車轉向系統分為鵝頸轉向機構和掛車轉向機構兩部分，鵝頸轉向機構負責接收牽引車折腰運動，并把這種折腰轉向運動傳遞給掛車轉向機構，進而推動行走輪組轉向。鵝頸轉向機構由鵝頸轉盤、轉向搖臂、前轉向液壓缸等組成（見圖2），掛車轉向機構由中心轉臂、轉向拉桿、轉向節(jié)臂、后轉向液壓缸、行走輪組等組成（見圖3）。

圖2 鵝頸轉向機構

圖3 掛車轉向機構

由于鵝頸轉向機構和掛車轉向機構的距離較遠，且鵝頸存在俯仰運動，如果采用常規(guī)的連桿機構傳遞轉向運動，則需多級轉換，受到結構的限制，這種方式制造裝配復雜，自重較大。而液壓傳遞轉向方式不受結構限制，布管自由，安裝便捷，自重和成本均較低，故通過柔性液壓管連接的液壓傳遞轉向系統成為優(yōu)選方案。

前轉向液壓缸與后轉向液壓缸由液壓膠管連接，牽引車與半掛車的折腰運動推拉前轉向液壓缸，進而將液壓油壓進后轉向液壓缸，通過中心轉臂帶動轉向拉桿和轉向節(jié)臂驅動行走輪組轉向。

2 轉向系統

當牽引車牽引半掛車轉向時，半掛車后輪組固定（不轉向），前輪組跟隨牽引車轉向。牽引車鞍座中心基本與其2 根驅動軸的中間位置重合，協同轉向時形成平面內2 個剛體的相對回轉運動，牽引銷位置是牽引車和半掛車的等速點，此點形成虛擬車輪，其轉向角度與前輪組轉角符合阿克曼原理。虛擬車輪的軸線與掛車前輪組各車橋軸線會交與回轉中心O（見圖4），O點處于后輪組中間軸線延長線上。

圖4 半掛車轉向狀態(tài)示意圖

在折腰轉向過程中，鵝頸轉向機構的左右液壓缸做伸縮運動，前轉向液壓缸Lg 的無桿腔與前轉向液壓缸Rg 的有桿腔連接，后轉向液壓缸Lt 的無桿腔與后轉向液壓缸Rt 的有桿腔連接，二者由液壓膠管連接。前轉向液壓缸Lg 的有桿腔與前轉向液壓缸Rg 的無桿腔連接，后轉向液壓缸Lt 的有桿腔與后轉向液壓缸Rt 的無桿腔連接，二者由液壓膠管連接，并在管路上布置蓄能器。在兩個回路上設置預充壓接口，通過外置泵站可為兩個回路預充一定壓力[1]，從而提高轉向響應速度。經過簡化的液壓傳遞轉向系統原理如圖5 所示。

圖5 液壓原理圖

牽引車與半掛車折腰轉向運動是整車轉向的驅動源，折腰轉向角度為αs，第一軸線左側行走輪組的轉角為β1，第一軸線右側行走輪組的轉角為β1′，第二軸線左側行走輪組的轉角為β2，第二軸線右側行走輪組的轉角為β2′。

根據阿克曼原理可得

式中：B為跨距，B＝2 250 mm；L1為第一基距，L1＝4 365 mm；L2為軸距，L2＝1 600 mm；L3為第二基距，L3＝6 770 mm。

由于液壓傳遞轉向系統中配置有蓄能器、液壓管路等，在轉向過程中因地面阻力的影響，鵝頸轉向角度達到一定角度后才能有足夠的壓力驅動掛車轉向液壓缸，進而推動行走輪組轉向。因此，僅通過機械桿系優(yōu)化無法得到剛柔耦合轉向系統的最優(yōu)解，應采用機液聯合仿真的方法進行優(yōu)化計算，避免繁瑣的動力學方程及傳遞函數推導，為復雜機液系統設計提供有效手段。

2.1 轉向系統多體動力學模型

利用多體動力學軟件建立仿真模型（見圖6），模型左側為鵝頸轉向機構，在中心搖臂上施加回轉驅動Rsteering 來模擬折腰轉向運動，中心搖臂的擺動帶動前轉向液壓缸Lg 和Rg 做伸縮運動，建立前轉向液壓缸Lg 和Rg 的行程變化測量值SL_g和SR_g。右側為掛車轉向機構，在后轉向液壓缸Lt 和Rt 上分別施加驅動力SL_g和SR_g，后轉向液壓缸Lt 和Rt 推拉中心轉臂，進而通過轉向拉桿驅動行走輪組轉向。

圖6 轉向系統多體動力學模型

單個行走輪組額定承載15 t，輪胎與地面滑動摩擦系數為0.8，根據輪組結構尺寸等可計算單個輪組的轉向力矩為1.1×104N·m，并施加到行走輪組回轉中心位置。

2.2 液壓傳遞轉向液壓系統模型

在液壓仿真軟件中建立圖7 所示液壓仿真模型，液壓傳遞轉向是一個較復雜的機械液壓綜合系統，在液壓模型中添加IB（Interface block）模塊，可將機械模型中的鵝頸轉向液壓缸Lg 和Rg 的行程變化值SL_g和SR_g施與液壓模型中前轉向液壓缸，將液壓模型中掛車轉向液壓缸的作用力FL和FR回傳給機械模型中驅動中心搖臂擺動，并將機械模型中右轉向液壓缸的行程變化值SL_Out和SR_Out施與液壓模型的掛車轉向液壓缸，從而實現機械模型和液壓模型的聯合[2]。

圖7 轉向系統液壓系統仿真模型

建立液壓仿真模型所需的結構參數有：前后轉向液壓缸的活塞直徑為140 mm，活塞桿直徑為70 mm，活塞行程為400 mm。油液運動黏度為5.1×10-5m2/s，彈性模量為1 700 MPa，油液溫度為40℃。連接液壓膠管直徑為25 mm，長度按照各段實際尺寸設置。蓄能器初始容積為1.5 L，充氣壓力為1.1×107Pa，管路預充壓1.3×107Pa。在轉向過程中，蓄能器壓縮和膨脹過程比較快，屬于絕熱過程，但蓄能器殼體與外界存在一定的熱交換，故氣體多變指數取1.3[3]。

3 聯合仿真優(yōu)化計算

當行走輪組轉角誤差在6°以內時，由于輪胎彈性變形，幾乎感覺不到車輪的橫向滑移。當轉角誤差超過7°時，車輪會產生明顯的橫向滑移，輪胎磨損加劇，同時地面產生明顯痕跡，行駛性能也變得較差[4]。

液壓掛車具備左右2 個方向的轉向能力，為了保證左右2 個方向的轉向性能一致，轉向桿系按照左右對稱設計，優(yōu)化算法的目標是最小化左右輪組轉向過程中的最大轉角誤差。

在轉向系統多體動力學模型中，建立第一、二軸線4 個行走輪組的實際轉向角度測量：第一軸線左側車輪轉角βt1、第一軸線右側車輪轉角βt1′、第二軸線左側車輪轉角βt2、第二軸線右側車輪轉角βt2′。

3.1 最小化的目標值

1）第一軸線左右2 個行走輪組的最大轉角誤差為

3.2 優(yōu)化變量

第一軸線行走輪組轉臂鉸點的坐標X＝DV_1、Y＝DV_2；第一軸線轉向搖臂鉸點坐標X＝DV_3、Y＝DV_4；第二軸線行走輪組轉臂鉸點的坐標X＝DV_5、Y＝DV_6；第二軸線轉向搖臂鉸點坐標X＝DV_7、Y＝DV_8。

3.3 優(yōu)化計算

采用OPTDES-GRG 優(yōu)化算法進行優(yōu)化計算，在優(yōu)化過程中，多體動力模型與液壓仿真模型實時進行數據傳遞。經過多輪優(yōu)化計算，鵝頸轉角范圍為0°～45°，第一軸線左右2 個行走輪組的最大轉角誤差均小于1.5°。鵝頸轉角范圍為45°～50°時，第一軸線左右2 個行走輪組的最大轉角誤差逐漸增大；鵝頸轉角為50°時，最大轉角誤差為4.74°（見圖8）。

圖8 第一軸線左右行走輪組的最大轉角誤差

當鵝頸轉角范圍為0°～42°時，第二軸線左右2 個行走輪組的最大轉角誤差均小于2.2°，鵝頸轉角范圍為42°～50°時，第二軸線左右2 個行走輪組的最大轉角誤差逐漸增大；當鵝頸轉角為50°時，最大轉角誤差為4.82°（見圖9）。

圖9 第二軸線左右行走輪組的最大轉角誤差

4 結論

當鵝頸轉角范圍為0°～42°時，液壓半掛車第一、二軸線左右輪組的轉角誤差均小于2.2°，第一、二軸線左右輪組的最大轉角誤差出現在鵝頸最大轉角50°時。而在工程實際中，鵝頸達到50°的工況較少，即使達到50°，所經歷的時間也很短，故可認為優(yōu)化后的轉向機構滿足液壓半掛車轉向性能要求。

相比忽略液壓回路影響的傳統機械桿系優(yōu)化方法，采用機液聯合仿真優(yōu)化，可以綜合考慮轉向阻力矩、液壓蓄能器容積、蓄能器充氣壓力、液壓缸尺寸、相應液壓管路及油液特性等因素對轉向系統的影響，為液壓半掛車牽引轉向系統的設計開發(fā)提供了有效方法。