基于ADAMS的100 t汽車(chē)起重機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)化

王 欣，茍 遼

（三一汽車(chē)起重機(jī)械有限公司研究本院底盤(pán)所，湖南 長(zhǎng)沙 410600）

隨著公司汽車(chē)起重機(jī)的高速發(fā)展，產(chǎn)量逐年翻倍上升，從小噸位到大噸位各系列不斷完善，大噸位作為最重要的戰(zhàn)略產(chǎn)品，其地位逐漸得到凸顯。公司100 t起重機(jī)從投放市場(chǎng)以來(lái)，由于其轉(zhuǎn)向系統(tǒng)初期設(shè)計(jì)不夠充分，一直存在跑偏以及磨胎的困擾，并且各拉桿協(xié)調(diào)性也不夠優(yōu)化，因此有必要對(duì)100 t起重機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)重新分析計(jì)算。筆者根據(jù)多橋轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)多桿件組成的特點(diǎn)，建立了基于ADAMS/View的多體運(yùn)動(dòng)學(xué)模型，并對(duì)其進(jìn)行仿真及優(yōu)化，從根本上改善轉(zhuǎn)向行駛性能。同時(shí)，通過(guò)對(duì)100 t的四橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)研究，為更大噸位的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供了一種設(shè)計(jì)思路。

1 轉(zhuǎn)向角的理論計(jì)算

設(shè)計(jì)多軸轉(zhuǎn)向理論計(jì)算，為使分析簡(jiǎn)化，不考慮輪胎側(cè)偏剛度對(duì)轉(zhuǎn)向的影響。根據(jù)阿克曼原理，由此作如下假設(shè)：

（1）轉(zhuǎn)向時(shí)由于速度很小，忽略離心力的影響；

（2）忽略輪胎側(cè)偏角的影響；

（3）不考慮軸轉(zhuǎn)向?qū)λ矔r(shí)轉(zhuǎn)向中心的影響，近似地認(rèn)為轉(zhuǎn)向輪只有純滾動(dòng)而無(wú)滑移或滑轉(zhuǎn)，各轉(zhuǎn)向輪應(yīng)繞同一瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心轉(zhuǎn)動(dòng)。

100 t起重機(jī)轉(zhuǎn)向?yàn)?、2、3、6橋轉(zhuǎn)向，理論轉(zhuǎn)向中心為第4、5軸的中心線，如圖1所示。

圖1 100 t起重機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)內(nèi)輪轉(zhuǎn)向示意圖

各理論轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系：

式中，

θiL為第i軸左轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角，i=1，2，3，6；

LI為第 i軸至瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心的距離，i=1，2，3，6。

2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各鉸接點(diǎn)的ADAMS優(yōu)化

2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)ADAMS模型的建立

建立100 t起重機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)ADAMS模型時(shí)，針對(duì)分析各個(gè)轉(zhuǎn)向輪運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)性，對(duì)轉(zhuǎn)向和行駛系統(tǒng)進(jìn)行簡(jiǎn)化：

（1）轉(zhuǎn)向中沒(méi)有相對(duì)運(yùn)動(dòng)?的總成簡(jiǎn)化為一個(gè)零件。

（2）車(chē)橋剛性固定在車(chē)架上，暫不考慮鋼板變形的影響。

（3）因轉(zhuǎn)向盤(pán)到轉(zhuǎn)向器的部分與轉(zhuǎn)向拉桿運(yùn)動(dòng)無(wú)關(guān)，暫不考慮。

以一橋左右主銷(xiāo)與車(chē)輪旋轉(zhuǎn)中心交點(diǎn)的連線的中點(diǎn)為原點(diǎn)，駕駛員后方為X軸正向，右方為Y軸正向，上方為Z軸正向，建立整車(chē)模型的坐標(biāo)空間。

以此為基礎(chǔ)建立零件、連接副等，得ADAMS/view模型如圖2所示。

圖2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)ADAMS模型

2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各鉸接點(diǎn)的仿真優(yōu)化

100 t起重機(jī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)化原則，是以理論計(jì)算為目標(biāo)值，以仿真結(jié)果為實(shí)際值，以仿真結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果差值的絕對(duì)值為優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)，差值越小，則結(jié)果越優(yōu)。

根據(jù)轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)要求，方向盤(pán)左右打到極限時(shí)，轉(zhuǎn)向垂臂的擺角在±43°時(shí)卸荷，因此在轉(zhuǎn)向器輸出軸處加一個(gè)隨時(shí)間變化的轉(zhuǎn)動(dòng)，該轉(zhuǎn)動(dòng)相對(duì)垂臂初始位置從-43°轉(zhuǎn)到43°。如圖3所示。

圖3 對(duì)搖臂施加±43°的擺角

（1）二橋轉(zhuǎn)角優(yōu)化。根據(jù)公式（1），二橋理論轉(zhuǎn)角由下式求得

優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)為

式中，

sany100t.function_2F為二橋左輪的仿真轉(zhuǎn)角；

sany100t.function_2L為其理論計(jì)算轉(zhuǎn)角。

命名規(guī)則下同。

取優(yōu)化的自變量為搖臂一上分別與一橋、二橋拉桿連接點(diǎn)的x、z方向坐標(biāo)。

搖臂Ⅰ與一橋轉(zhuǎn)向直拉桿鉸接點(diǎn)坐標(biāo)

（DV_yb1q1_x，DV_yb1q1_z），

搖臂Ⅰ與二橋直拉桿鉸接點(diǎn)坐標(biāo)

（DV_yb1q2_x ，DV_yb1q2_z）。

各坐標(biāo)點(diǎn)名稱(chēng)中，

“yb”為表示坐標(biāo)；

“q”表示橋。

命名規(guī)則下同。

鉸接點(diǎn)的選取，先通過(guò)CAD繪圖，找出鉸接點(diǎn)坐標(biāo)的大致位置，再對(duì)坐標(biāo)點(diǎn)的X和Z坐標(biāo)分別進(jìn)行ADAMS優(yōu)化。

DV_yb1q2_z對(duì)誤差的影響：取其最大值為165；最小值為175.進(jìn)行Design study。ADAMS優(yōu)化結(jié)果如圖4及表1所示。

表1 搖臂1與二橋轉(zhuǎn)向直拉桿鉸接點(diǎn)Z坐標(biāo)的硬點(diǎn)

優(yōu)化結(jié)果表明DV_yb1q2_z在171附近，誤差最大值最小。

同方法對(duì)DV_yb1q1_x和DV_yb1q2_x進(jìn)行若干次 進(jìn) 行 Design study當(dāng) DV_yb1q1_x取 820，DV_yb1q2_x取780時(shí)，轉(zhuǎn)角差最小。但拉桿與球頭存在干涉現(xiàn)象（如圖5所示）。

圖4 搖臂1與二橋轉(zhuǎn)向直拉桿鉸接點(diǎn)Z坐標(biāo)優(yōu)化

圖5 理論最優(yōu)結(jié)果存在拉桿球頭干涉

對(duì)二橋左輪優(yōu)化見(jiàn)圖6，各曲線對(duì)應(yīng)的參數(shù)見(jiàn)表2。

圖6 二橋左側(cè)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角優(yōu)化

表2 二橋左側(cè)轉(zhuǎn)向輪優(yōu)化結(jié)果

理論最優(yōu)的結(jié)果由于存在拉桿與球頭的干涉現(xiàn)象而難以實(shí)現(xiàn)。因此，必須對(duì)理論最優(yōu)結(jié)果在小范圍內(nèi)進(jìn)一步優(yōu)化以改善轉(zhuǎn)向桿系的布置。優(yōu)化結(jié)果如圖6及表2可見(jiàn)，優(yōu)化后的結(jié)果在轉(zhuǎn)向全程誤差都在1°以內(nèi)，可以滿足優(yōu)化目標(biāo)。

（2）三橋轉(zhuǎn)角優(yōu)化。根據(jù)上述分析，得三橋轉(zhuǎn)角優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)

優(yōu)化的幾種結(jié)果如圖7。搖臂的位置受空間限制，靠上則易與走臺(tái)板干涉（yb2yb1_z＜895），靠下轉(zhuǎn)向直拉桿與助力油缸運(yùn)動(dòng)時(shí)，球頭易發(fā)生干涉（yb2q3_z＜220），且搖臂中心點(diǎn)不能下移。

圖7 三橋左轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角優(yōu)化

表3 三橋轉(zhuǎn)角優(yōu)化結(jié)果表

為解決干涉問(wèn)題，改變轉(zhuǎn)向中間拉桿Ⅲ的布置情況如圖9。這樣改進(jìn)另有如下優(yōu)點(diǎn)：

一是搖臂Ⅲ與油缸、六橋、拉桿的連接點(diǎn)，位于搖臂旋轉(zhuǎn)中心的同側(cè)，搖臂受力減?。?/p>

二是三橋轉(zhuǎn)向助力油缸布置空間加大，可加長(zhǎng)力臂，以提高助力扭矩；

三是4個(gè)油缸的有桿腔和無(wú)桿腔分配更加合理。原布置右轉(zhuǎn)時(shí)第一、三、六油缸為無(wú)桿腔工作，改變后第一、六桿為無(wú)桿腔工作。

圖8 優(yōu)化前中間拉桿Ⅲ布置

圖9 優(yōu)化后中間拉桿Ⅲ布置

（3）六橋轉(zhuǎn)角優(yōu)化。根據(jù)上述分析，六橋轉(zhuǎn)角優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)

優(yōu)化結(jié)果如圖10及表4。

圖10 六橋左轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角優(yōu)化

表4 六橋轉(zhuǎn)角優(yōu)化結(jié)果

3 拉桿及搖臂的有限元分析

拉桿的設(shè)計(jì)，需要校核以確定強(qiáng)度與穩(wěn)定性是否滿足要求。使用Workbench可以快速導(dǎo)入Pro/E模型并進(jìn)行網(wǎng)格劃分及有限元計(jì)算，結(jié)果直接可靠。

3.1 中間連接拉桿的分析與優(yōu)化

中間連接拉桿的強(qiáng)度運(yùn)算，以中間連接拉桿總成Ⅱ?yàn)槔?，其他拉桿計(jì)算方法類(lèi)似?？紤]如下危險(xiǎn)工況：假設(shè)中間搖臂Ⅰ上一個(gè)油缸失效，后兩橋的富余扭矩通過(guò)中間連接拉桿Ⅱ加載到中間搖臂Ⅰ上。通過(guò)計(jì)算，中間連接拉桿總成Ⅱ受10 715 N的壓力。取3倍安全系數(shù)進(jìn)行有限元分析，得最大應(yīng)力為546.87 MPa位于兩端的頸部，桿體的應(yīng)力處于40～55 MPa之間，最大變形3.73 mm。

將載荷改為1 N進(jìn)行屈曲分析，得屈曲載荷為21 029 N，安全系數(shù)為

21 029 N/10 714.64 N=1.96是可靠的。

圖11 中間連接拉桿總成Ⅱ應(yīng)力云圖

圖12 中間連接拉桿總成Ⅱ應(yīng)變?cè)茍D

圖13 中間連接拉桿總成Ⅱ屈曲分析

圖14 中間搖臂Ⅰ應(yīng)力云圖

3.2 中間搖臂的分析與優(yōu)化

在搖臂旋轉(zhuǎn)軸處用圓柱副連接。與車(chē)橋連接的兩個(gè)孔用fix固定，與油缸連接的兩個(gè)孔加載πr2p的力。

其中，

r為轉(zhuǎn)向助力缸內(nèi)半徑，

p為轉(zhuǎn)向器最大工作壓力。

對(duì)板厚分別為34 mm、30 mm、25 mm的Q345搖臂進(jìn)行有限元分析如下：

Q345抗拉強(qiáng)度470～630 MPa，考慮兩倍的安全系數(shù)，且擠壓應(yīng)力為抗拉強(qiáng)度的1.7倍。鋼板30/Q345B即能滿足要求。同時(shí)，當(dāng)前使用的中間搖臂，厚度為34 mm，根據(jù)集團(tuán)優(yōu)選鋼板材料標(biāo)準(zhǔn)，只能選擇鋼板B-36/Q345B，因此需要采用數(shù)控銑床，銑去2 mm厚度，工藝復(fù)雜，成本較高。

通過(guò)校核計(jì)算，30 mm厚鋼板即可滿足要求，則直接選用集團(tuán)優(yōu)選鋼板B-30/Q345B即可，優(yōu)化了材料及工藝，降低了成本。

圖16 搖臂Ⅰ軸套的應(yīng)力云圖

4 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)使用ADAMS對(duì)100 t汽車(chē)起重機(jī)轉(zhuǎn)向桿系運(yùn)動(dòng)進(jìn)行仿真，采用優(yōu)化計(jì)算確定各桿系及中間搖臂鉸接點(diǎn)的位置，改善了以往僅僅通過(guò)二維CAD繪圖確定鉸接點(diǎn)的現(xiàn)狀，結(jié)果更準(zhǔn)確；采用Ansys Workbench對(duì)拉桿以及搖臂進(jìn)行應(yīng)力變形以及屈曲分析，進(jìn)一步優(yōu)化了材料使用率及簡(jiǎn)化了工藝，節(jié)約成本。同時(shí)，對(duì)橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供了一種設(shè)計(jì)思路。

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