基于ADAMS的100 t汽車起重機轉向系統的優化

王 欣，茍 遼

（三一汽車起重機械有限公司研究本院底盤所，湖南 長沙 410600）

隨著公司汽車起重機的高速發展，產量逐年翻倍上升，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略產品，其地位逐漸得到凸顯。公司100 t起重機從投放市場以來，由于其轉向系統初期設計不夠充分，一直存在跑偏以及磨胎的困擾，并且各拉桿協調性也不夠優化，因此有必要對100 t起重機轉向系統重新分析計算。筆者根據多橋轉向機構多桿件組成的特點，建立了基于ADAMS/View的多體運動學模型，并對其進行仿真及優化，從根本上改善轉向行駛性能。同時，通過對100 t的四橋轉向系統研究，為更大噸位的轉向系統提供了一種設計思路。

1 轉向角的理論計算

設計多軸轉向理論計算，為使分析簡化，不考慮輪胎側偏剛度對轉向的影響。根據阿克曼原理，由此作如下假設：

（1）轉向時由于速度很小，忽略離心力的影響；

（2）忽略輪胎側偏角的影響；

（3）不考慮軸轉向對瞬時轉向中心的影響，近似地認為轉向輪只有純滾動而無滑移或滑轉，各轉向輪應繞同一瞬時轉向中心轉動。

100 t起重機轉向為1、2、3、6橋轉向，理論轉向中心為第4、5軸的中心線，如圖1所示。

圖1 100 t起重機轉向系統內輪轉向示意圖

各理論轉角有如下關系：

式中，

θiL為第i軸左轉向輪轉角，i=1，2，3，6；

LI為第 i軸至瞬時轉向中心的距離，i=1，2，3，6。

2 轉向系統各鉸接點的ADAMS優化

2.1 轉向系統ADAMS模型的建立

建立100 t起重機轉向系統ADAMS模型時，針對分析各個轉向輪運動協調性，對轉向和行駛系統進行簡化：

（1）轉向中沒有相對運動?的總成簡化為一個零件。

（2）車橋剛性固定在車架上，暫不考慮鋼板變形的影響。

（3）因轉向盤到轉向器的部分與轉向拉桿運動無關，暫不考慮。

以一橋左右主銷與車輪旋轉中心交點的連線的中點為原點，駕駛員后方為X軸正向，右方為Y軸正向，上方為Z軸正向，建立整車模型的坐標空間。

以此為基礎建立零件、連接副等，得ADAMS/view模型如圖2所示。

圖2 轉向系統ADAMS模型

2.2 轉向系統各鉸接點的仿真優化

100 t起重機轉向系統的優化原則，是以理論計算為目標值，以仿真結果為實際值，以仿真結果與理論計算結果差值的絕對值為優化目標函數，差值越小，則結果越優。

根據轉向器設計要求，方向盤左右打到極限時，轉向垂臂的擺角在±43°時卸荷，因此在轉向器輸出軸處加一個隨時間變化的轉動，該轉動相對垂臂初始位置從-43°轉到43°。如圖3所示。

圖3 對搖臂施加±43°的擺角

（1）二橋轉角優化。根據公式（1），二橋理論轉角由下式求得

優化目標函數為

式中，

sany100t.function_2F為二橋左輪的仿真轉角；

sany100t.function_2L為其理論計算轉角。

命名規則下同。

取優化的自變量為搖臂一上分別與一橋、二橋拉桿連接點的x、z方向坐標。

搖臂Ⅰ與一橋轉向直拉桿鉸接點坐標

（DV_yb1q1_x，DV_yb1q1_z），

搖臂Ⅰ與二橋直拉桿鉸接點坐標

（DV_yb1q2_x ，DV_yb1q2_z）。

各坐標點名稱中，

“yb”為表示坐標；

“q”表示橋。

命名規則下同。

鉸接點的選取，先通過CAD繪圖，找出鉸接點坐標的大致位置，再對坐標點的X和Z坐標分別進行ADAMS優化。

DV_yb1q2_z對誤差的影響：取其最大值為165；最小值為175.進行Design study。ADAMS優化結果如圖4及表1所示。

表1 搖臂1與二橋轉向直拉桿鉸接點Z坐標的硬點

優化結果表明DV_yb1q2_z在171附近，誤差最大值最小。

同方法對DV_yb1q1_x和DV_yb1q2_x進行若干次 進 行 Design study當 DV_yb1q1_x取 820，DV_yb1q2_x取780時，轉角差最小。但拉桿與球頭存在干涉現象（如圖5所示）。

圖4 搖臂1與二橋轉向直拉桿鉸接點Z坐標優化

圖5 理論最優結果存在拉桿球頭干涉

對二橋左輪優化見圖6，各曲線對應的參數見表2。

圖6 二橋左側轉向輪轉角優化

表2 二橋左側轉向輪優化結果

理論最優的結果由于存在拉桿與球頭的干涉現象而難以實現。因此，必須對理論最優結果在小范圍內進一步優化以改善轉向桿系的布置。優化結果如圖6及表2可見，優化后的結果在轉向全程誤差都在1°以內，可以滿足優化目標。

（2）三橋轉角優化。根據上述分析，得三橋轉角優化目標函數

優化的幾種結果如圖7。搖臂的位置受空間限制，靠上則易與走臺板干涉（yb2yb1_z＜895），靠下轉向直拉桿與助力油缸運動時，球頭易發生干涉（yb2q3_z＜220），且搖臂中心點不能下移。

圖7 三橋左轉向輪轉角優化

表3 三橋轉角優化結果表

為解決干涉問題，改變轉向中間拉桿Ⅲ的布置情況如圖9。這樣改進另有如下優點：

一是搖臂Ⅲ與油缸、六橋、拉桿的連接點，位于搖臂旋轉中心的同側，搖臂受力減小；

二是三橋轉向助力油缸布置空間加大，可加長力臂，以提高助力扭矩；

三是4個油缸的有桿腔和無桿腔分配更加合理。原布置右轉時第一、三、六油缸為無桿腔工作，改變后第一、六桿為無桿腔工作。

圖8 優化前中間拉桿Ⅲ布置

圖9 優化后中間拉桿Ⅲ布置

（3）六橋轉角優化。根據上述分析，六橋轉角優化目標函數

優化結果如圖10及表4。

圖10 六橋左轉向輪轉角優化

表4 六橋轉角優化結果

3 拉桿及搖臂的有限元分析

拉桿的設計，需要校核以確定強度與穩定性是否滿足要求。使用Workbench可以快速導入Pro/E模型并進行網格劃分及有限元計算，結果直接可靠。

3.1 中間連接拉桿的分析與優化

中間連接拉桿的強度運算，以中間連接拉桿總成Ⅱ為例，其他拉桿計算方法類似。考慮如下危險工況：假設中間搖臂Ⅰ上一個油缸失效，后兩橋的富余扭矩通過中間連接拉桿Ⅱ加載到中間搖臂Ⅰ上。通過計算，中間連接拉桿總成Ⅱ受10 715 N的壓力。取3倍安全系數進行有限元分析，得最大應力為546.87 MPa位于兩端的頸部，桿體的應力處于40～55 MPa之間，最大變形3.73 mm。

將載荷改為1 N進行屈曲分析，得屈曲載荷為21 029 N，安全系數為

21 029 N/10 714.64 N=1.96是可靠的。

圖11 中間連接拉桿總成Ⅱ應力云圖

圖12 中間連接拉桿總成Ⅱ應變云圖

圖13 中間連接拉桿總成Ⅱ屈曲分析

圖14 中間搖臂Ⅰ應力云圖

3.2 中間搖臂的分析與優化

在搖臂旋轉軸處用圓柱副連接。與車橋連接的兩個孔用fix固定，與油缸連接的兩個孔加載πr2p的力。

其中，

r為轉向助力缸內半徑，

p為轉向器最大工作壓力。

對板厚分別為34 mm、30 mm、25 mm的Q345搖臂進行有限元分析如下：

Q345抗拉強度470～630 MPa，考慮兩倍的安全系數，且擠壓應力為抗拉強度的1.7倍。鋼板30/Q345B即能滿足要求。同時，當前使用的中間搖臂，厚度為34 mm，根據集團優選鋼板材料標準，只能選擇鋼板B-36/Q345B，因此需要采用數控銑床，銑去2 mm厚度，工藝復雜，成本較高。

通過校核計算，30 mm厚鋼板即可滿足要求，則直接選用集團優選鋼板B-30/Q345B即可，優化了材料及工藝，降低了成本。

圖16 搖臂Ⅰ軸套的應力云圖

4 結束語

通過使用ADAMS對100 t汽車起重機轉向桿系運動進行仿真，采用優化計算確定各桿系及中間搖臂鉸接點的位置，改善了以往僅僅通過二維CAD繪圖確定鉸接點的現狀，結果更準確；采用Ansys Workbench對拉桿以及搖臂進行應力變形以及屈曲分析，進一步優化了材料使用率及簡化了工藝，節約成本。同時，對橋轉向系統提供了一種設計思路。

[1]張 武，唐應時，等.某重載車轉向直拉桿彎曲變形分析與改進[J].重慶工學院學報（自然科學版），2008（4）：1-3.

[2]孫訓方，方孝淑，關來泰.材料力學[M].北京：高等教育出版社，2002.

[3]石 琴，張 雷，洪 洋.重卡雙前橋轉向機構的強度分析[J].機械強度，2005，30(2)：333-338.

[4]黃宏成，夏祥洪，張 偉.汽車轉向機構多自由度運動學模型[J].傳動技術，2004，18(1)：46-47.