許聯(lián)航

(國能神東煤炭集團技術(shù)研究院，陜西 榆林 719315)

0 引言

液壓支架搬運車是專門針對綜采工作面搬家倒面過程中液壓支架的倒運或長距離運輸而研制開發(fā)的一種新型特種工具，是現(xiàn)代化采煤工藝必不可少的輔助運輸設(shè)備[1]。目前，國內(nèi)使用的液壓支架搬運車噸位涵蓋50 t、55 t、80 t，均為鉸接式結(jié)構(gòu)型式，且已屬成熟產(chǎn)品，但其對負載重心變化適應(yīng)性較差，重心偏移會導(dǎo)致其轉(zhuǎn)向靈活性變差，故航天重工公司研發(fā)團隊研制了一款U型支架搬運車來解決以上技術(shù)問題[2]。

車輛轉(zhuǎn)向機構(gòu)是一個較為復(fù)雜的空間機構(gòu)，是通過對左右轉(zhuǎn)向車輪之間的合理匹配來保證汽車能沿著設(shè)想的軌跡運動的機構(gòu)[3]。它對汽車操縱穩(wěn)定性有重要影響，因此對于車輛來說轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計尤為重要。對于車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計要求能夠保證汽車具有高的機動性；在轉(zhuǎn)向盤和各轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角間應(yīng)保證運動學(xué)和動力學(xué)關(guān)系的協(xié)調(diào)[4]；同時，轉(zhuǎn)變向機構(gòu)與懸架轉(zhuǎn)向裝置的運動干涉應(yīng)最小。針對車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計要求，采用傳統(tǒng)的設(shè)計方法不能很好的滿足，它會受到經(jīng)驗設(shè)計的約束，設(shè)計周期長，效率低，而采用當(dāng)今比較流行的動力學(xué)仿真技術(shù)，能降低工程制造和測試費用[5]，在產(chǎn)品設(shè)計出來之前，就可以發(fā)現(xiàn)并更正設(shè)計錯誤，完善設(shè)計方案，在產(chǎn)品開發(fā)過程中，減少所需的物理樣機數(shù)量。同時能夠分析其動力學(xué)特性，用軟件在理論上分析車輛在行駛時，轉(zhuǎn)向是如何動作以及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總成中各部件的受力情況，進行動態(tài)的分析和仿真模擬[6]，分析出各部件最佳運行狀態(tài)的條件以及如何改善轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，并使整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)更加緊湊，滿足各方面的設(shè)計要求[7]。

在這樣的背景下，將虛擬樣機應(yīng)用于車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計及制造中，就可以克服由傳統(tǒng)設(shè)計方法帶來的諸多缺點，使設(shè)計人員在設(shè)計階段就能仿真模擬車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的運動，掌握車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動態(tài)性能，不僅縮短新產(chǎn)品研發(fā)的周期，提高產(chǎn)品的設(shè)計質(zhì)量，而且降低產(chǎn)品的研發(fā)成本，提高企業(yè)的競爭力和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一次設(shè)計成功率。轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計對轉(zhuǎn)向精度起著決定性的作用[8]，另一方面還對整車行駛安全性、耗油性、舒適性、輪胎壽命等方面有一定的影響。因此車輛的轉(zhuǎn)向機構(gòu)是一個重要的研究方向，減少輪胎磨損，使車輛具有良好的道路通過性、穩(wěn)定性和安全性是液壓支架搬運車整體結(jié)構(gòu)設(shè)計中的關(guān)鍵所在。

1 技術(shù)指標(biāo)

根據(jù)技術(shù)要求，轉(zhuǎn)向機構(gòu)主要性能參數(shù)應(yīng)達到表1要求。

表1 WC80Y支架搬運車性能參數(shù)轉(zhuǎn)向部分

2 多軸轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的組成

采用整體式車架設(shè)計，與傳統(tǒng)液壓支架搬運車采用鉸接式車架不同。由汽車行駛理論可知，汽車轉(zhuǎn)向時內(nèi)外車輪的轉(zhuǎn)角應(yīng)有一定的比例關(guān)系，這種比例關(guān)系一般由轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)來實現(xiàn)。轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式2大類[9]。

一般工程車輛轉(zhuǎn)向機構(gòu)分為2種，一種是整體式轉(zhuǎn)向機構(gòu)，即轉(zhuǎn)向橫拉桿為整體式，轉(zhuǎn)向助力缸推動車輪實現(xiàn)轉(zhuǎn)向動作，此種方式結(jié)構(gòu)簡單、可靠；另一種是斷開式轉(zhuǎn)向機構(gòu)，即轉(zhuǎn)向橫拉桿分為2根，通過中心轉(zhuǎn)向盤連接，轉(zhuǎn)向助力缸推動中心轉(zhuǎn)向盤或者車輪，進而協(xié)調(diào)橫拉桿運動，實現(xiàn)轉(zhuǎn)向動作，此種方式協(xié)調(diào)點較多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜[10]。

因U型車架結(jié)構(gòu)限制，采用整體式轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計，橫拉桿長度約為4 m，重量大且穩(wěn)定性較差，同時需要較大的轉(zhuǎn)向節(jié)臂外形尺寸，且運動協(xié)調(diào)干涉較多，實施困難；因此采用斷開式轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計，同時將中心轉(zhuǎn)向盤改為分體式的梯形連桿結(jié)構(gòu)，并且采用轉(zhuǎn)向油缸推動車輪驅(qū)動轉(zhuǎn)向的方式，前后分組設(shè)計，前兩軸線轉(zhuǎn)向角度采用連桿協(xié)調(diào)，后兩軸線轉(zhuǎn)向角度采用液壓聯(lián)動協(xié)調(diào)。

液壓支架搬運車轉(zhuǎn)向機構(gòu)主要由轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向油缸等組成，通過油缸、轉(zhuǎn)向拉桿和液壓聯(lián)動，實現(xiàn)全輪八字轉(zhuǎn)向。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用前后轉(zhuǎn)向液壓聯(lián)動的方式，初始機構(gòu)布置及點位如圖1所示，車輛的一、二軸的轉(zhuǎn)向由方向盤控制、轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)協(xié)調(diào)，按駕駛員的操作進行轉(zhuǎn)向，三、四軸的轉(zhuǎn)向通過液壓聯(lián)動推動三、四軸的轉(zhuǎn)向油缸動作，實現(xiàn)三、四軸的轉(zhuǎn)向。

2.1 轉(zhuǎn)向節(jié)臂

絕大多數(shù)車輛的轉(zhuǎn)向節(jié)臂用錐形三角細花鍵與轉(zhuǎn)向器搖官軸的外端連接，其小端帶有球頭銷孔，以便與轉(zhuǎn)向縱拉桿作空間鉸接連接。

2.2 轉(zhuǎn)向縱拉桿

縱拉桿上的球頭銷承受靜向彈簧力可以使球頭銷磨損后自動補償間隙，并能緩和由道路經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)管傳來的反沖力。其變形量受彈簧座的限制，以防止彈簧超載，彈簧預(yù)緊力可通過端部螺塞進行調(diào)節(jié)，以保證無間隙嚙合。

2.3 轉(zhuǎn)向橫拉桿

橫拉桿兩端接頭借螺紋與橫拉桿桿體連接，兩端螺紋旋向相反，故轉(zhuǎn)動橫拉桿桿體時，可改變轉(zhuǎn)向橫拉桿的總長度，調(diào)整轉(zhuǎn)向輪的前束值，為防止接頭松動，在其螺紋部分制一切口，使其具有彈性，通過夾緊螺栓的夾緊，使拉桿桿體與接頭實現(xiàn)可靠連接。

兩端的球頭銷的尾部是與梯形臂相連，上下球頭座由耐磨的聚甲醛制成，裝配時其凹凸部分互相嵌合。彈簧保證球頭座與球頭的緊密接觸，且有緩沖作用，彈簧的預(yù)緊力由螺塞調(diào)整。

3 轉(zhuǎn)向機理及結(jié)構(gòu)設(shè)計優(yōu)化

首先根據(jù)同類車輛初選各鉸接點位置，然后按照最佳轉(zhuǎn)角理論在保證無運動干涉的情況下確定最佳點，之后計算轉(zhuǎn)向阻力矩，根據(jù)轉(zhuǎn)向阻力計算確定各構(gòu)件的最大轉(zhuǎn)向力，在滿足各構(gòu)件力盡可能小的情況下，并在此基礎(chǔ)上進行構(gòu)件的幾何參數(shù)確定，并進行強度、剛度校核。

圖1 轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置Fig.1 Arrangement of steering mechanism

3.1 轉(zhuǎn)向機理

車輛在轉(zhuǎn)向時，為了減少輪胎的磨損和行駛阻力，要求所有車輪均做純滾動而無滑動，或只有極小地滑移。顯然，只有所有車輪的軸線相交于一點方能實現(xiàn)。在一般轉(zhuǎn)向條件下，每個車輪的轉(zhuǎn)向半徑是不同的，因此同一轉(zhuǎn)向軸上的2個轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角，即外側(cè)車輪的轉(zhuǎn)向角和內(nèi)側(cè)車輪的偏轉(zhuǎn)角之間需滿足下列方程式，即阿克曼公式[11]

cotβi-cotαi=B/Li

(1)

式中，βi為車輛第i軸外輪轉(zhuǎn)角，i取1，2,…；αi為車輛第i軸內(nèi)輪轉(zhuǎn)角，i取1，2,…；B為同軸兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離，mm；Li為第i軸到轉(zhuǎn)向中心線的距離,mm。

3.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計

WC80Y液壓支架搬運車為四軸線車，如圖2所示，將車輛按照軸線自前端開始依次編號為第1軸、第2軸、第3軸、第4軸，瞬時轉(zhuǎn)向中心O在第2軸線和第3軸線的對稱線上，L為軸距，B為輪距。令第1軸的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角和外輪轉(zhuǎn)角分別為α和β，第2軸的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角和外輪轉(zhuǎn)角分別為γ和θ，根據(jù)車輛理論轉(zhuǎn)向特性，得到第1、2軸線內(nèi)外側(cè)車輪轉(zhuǎn)角需滿足

cotβ-cotα=2B/3L

(2)

cotθ-cotγ=2B/L

(3)

cotγ=3cotα

(4)

cotθ=3cotβ

(5)

在本轉(zhuǎn)向機構(gòu)方案設(shè)計時，要考慮由轉(zhuǎn)向桿系決定的第1軸線外輪和第2軸內(nèi)、外輪實際轉(zhuǎn)角與式(2)～(5)決定的理論轉(zhuǎn)角的偏差。

圖2 轉(zhuǎn)向點位及轉(zhuǎn)角設(shè)置Fig.2 Steering point and corner setting

表3為部分轉(zhuǎn)向角度時各輪理論轉(zhuǎn)角值，圖3為各橋理論轉(zhuǎn)角曲線圖，在實際設(shè)計中，要求第1軸線外輪和第2軸線內(nèi)外輪實際轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角偏差盡可能最小。

3.3 ADAMS仿真軟件介紹

ADAMS，即機械系統(tǒng)動力學(xué)自動分析(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System)，該軟件是美國MDI公司開發(fā)的虛擬樣機分析軟件。目前，ADAMS已經(jīng)被全世界各行各業(yè)的數(shù)百家主要制造商采用。

圖3 各橋理論轉(zhuǎn)角曲線Fig.3 Theoretical angle curve of each bridge

ADAMS軟件使用交互式圖形環(huán)境與零件庫、約束庫、力庫，創(chuàng)造完全參數(shù)化的機械系統(tǒng)幾何模型，其求解器采用多剛體系統(tǒng)動力學(xué)理論中的拉格朗日方程方法，建立系統(tǒng)動力學(xué)方程，對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學(xué)、運動學(xué)和動力學(xué)分析，輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線。ADAMS軟件的仿真可用于預(yù)測機械系統(tǒng)的性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的輸入載荷等[12]。

ADAMS一方面是虛擬樣機分析的應(yīng)用軟件，用戶可以運用該軟件非常方便的對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學(xué)、運動學(xué)和動力學(xué)分析。另一方面，又是虛擬樣機開發(fā)工具，其開放性的程序結(jié)構(gòu)和多種接口，可以成為特殊行業(yè)用戶進行虛擬樣機分析的二次開發(fā)工具平臺。

3.4 動力學(xué)仿真

采用ADAMS進行參數(shù)化建模，以車輛第1軸線所在軸為Y軸，車輛縱向中心線為X軸建立坐標(biāo)系進行參數(shù)化建模，坐標(biāo)系的建立與汽車設(shè)計中通用坐標(biāo)系的建立相同，以確保參數(shù)表達的一致性，參數(shù)化模型如圖4所示。

圖4 轉(zhuǎn)向機構(gòu)參數(shù)化模型Fig.4 Parametric model of steering mechanism

設(shè)置一組初始位置，見表2，以表內(nèi)參數(shù)為原數(shù)據(jù)進行參數(shù)優(yōu)化。

根據(jù)阿克曼公式，將一軸由側(cè)車輪轉(zhuǎn)角視為理想阿克曼轉(zhuǎn)角，可推導(dǎo)出其他車輪相應(yīng)的輸出角，見表3。

根據(jù)ADAMS仿真結(jié)果，得到整車轉(zhuǎn)向35°時，其中二橋左轉(zhuǎn)角15.687 54°，與理論值13.136 08°偏差約大于2°，該模型點位需要優(yōu)化。

表2 各鉸接點的初始位置

表3 各輪理論轉(zhuǎn)角

3.5 轉(zhuǎn)向機構(gòu)點位優(yōu)化

ADAMS環(huán)境提供參數(shù)化建模與系統(tǒng)優(yōu)化功能。在建立模型時，根據(jù)分析需要確定相關(guān)的關(guān)鍵變量，并將這些關(guān)鍵變量設(shè)置為可以改變的設(shè)計變量。本次轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究的設(shè)計方法是以內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角為自變角，外側(cè)車輪轉(zhuǎn)角為因變角，通過橫拉桿協(xié)調(diào)，外側(cè)輪隨動，使外側(cè)車輪實際轉(zhuǎn)角盡可能逼近理想轉(zhuǎn)角。通過改變橫拉桿兩端連接點坐標(biāo)，利用ADAMS多次仿真計算，得到各連接點的最佳坐標(biāo)值，經(jīng)過優(yōu)化，點位坐標(biāo)更改見表4。

表4 轉(zhuǎn)向機構(gòu)各關(guān)鍵連接點點位優(yōu)化變化情況

更改點位后，ADAMS仿真結(jié)果如圖5～6所示，具體仿真轉(zhuǎn)角值見表5。

圖5 各輪實際轉(zhuǎn)向角度Fig.5 Actual steering angle of each wheel

圖6 各輪轉(zhuǎn)向角度誤差Fig.6 Steering angle error of each wheel

經(jīng)仿真最大轉(zhuǎn)角誤差為1.53°，出現(xiàn)在整車轉(zhuǎn)向30°時，轉(zhuǎn)角差值<2°，因此布置滿足轉(zhuǎn)向要求。

3.6 轉(zhuǎn)彎半徑計算

轉(zhuǎn)彎半徑是車輛轉(zhuǎn)向中心到外轉(zhuǎn)向輪與地面接觸點的距離，轉(zhuǎn)彎半徑很大程度上表征了汽車能夠通過狹窄彎曲地帶或繞開不可越過障礙物的能力，轉(zhuǎn)彎半徑越小，車輛的機動性能越好。

表5 轉(zhuǎn)向機構(gòu)最終仿真轉(zhuǎn)角

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最佳點位確認后，還需對整車的轉(zhuǎn)彎半徑進行校核。作圖法得到最小轉(zhuǎn)彎半徑R=6 650 mm，整車通過半徑(內(nèi)/外)R=2 470/7 760 mm，當(dāng)內(nèi)通過半徑為3 400 mm時，外通過半徑為8 530 mm，轉(zhuǎn)彎半徑計算示意如圖7所示，滿足技術(shù)指標(biāo)要求。

圖7 最小轉(zhuǎn)彎半徑和通過半徑示意Fig.7 Schematic diagram of minimum turning radius and passing radius

4 結(jié)語

本文通過動力學(xué)仿真軟件ADAMS對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行動力學(xué)仿真及參數(shù)化分析，得到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最優(yōu)結(jié)構(gòu)布置，該分析方法相較于作圖法效率更高，準(zhǔn)確度也更高，可實現(xiàn)與設(shè)計協(xié)同合作，為設(shè)計工作者提供技術(shù)支撐，本分析方法對于其他運動機構(gòu)的最佳點位確定及整體結(jié)構(gòu)設(shè)計具有重要的參考意義。