ZL15裝載機鉸接轉向機構的優化設計

洪 如，王 慈

(廈門華廈職業學院 信息與機電工程系，福建 廈門 361024)

ZL15裝載機鉸接轉向機構的優化設計

洪 如，王 慈

(廈門華廈職業學院 信息與機電工程系，福建 廈門 361024)

通過建立裝載機轉向性能參數指標, 包括力臂差、扭矩差、油缸行程等，利用MATLAB的優化工具箱進行優化，得到綜合性能最優的鉸接轉向機構鉸接點位置參數，為裝載機鉸接轉向機構的改進及新產品研發提供了理論依據。

裝載機；鉸接轉向；優化設計

裝載機是土方工程機械中最主要的作業設備之一，其轉向機構操作頻繁，因此需要設計一個綜合機械性能較好的轉向機構。目前裝載機轉向機構一般采用鉸接式轉向機構，鉸接式轉向機構在實現轉向時，前、后橋軸線總是交匯于一點，任意轉向位置各車輪都做純滾動，其優點是轉向半徑小。

鉸接式裝載機由前、后車架組成，通過中間鉸接銷把前、后車架聯接起來，其轉向機構一般由左右對稱的兩個轉向油缸組成，油缸連接在前、后車架上，通過油缸的作用力對鉸接銷軸形成轉矩，用于克服裝載機轉向時的轉向阻力矩，完成裝載機轉向運動。

1 鉸接轉向性能分析

1.1 鉸接轉向阻力矩

鉸接式工程機械設計中，鉸接轉向阻力矩的計算公式如下[1]：

(1)

由上式可知,轉向阻力矩基本恒定，與轉向角度無關。轉向過程中當轉向力臂較大時,液壓系統壓力就減小，功率消耗降低,所以應使轉向力臂在轉向過程中最大，即油缸工作壓力最小，這是第一個優化設計的目標。

1.2 鉸接轉向機構幾何分析

裝載機鉸接轉向機構如圖1所示，O點為裝載機鉸接轉向中心，A、B、C、D為轉向液壓油缸與前、后車架的鉸接點，A、C點在后車架上，B、D點在前車架上。圖示A、B、C、D位置為裝載機直線行駛時轉向油缸鉸接位置，此時鉸接中心與油缸鉸接點形成的角度∠AOB=α,當轉向油缸運動使前車架相對后車架繞鉸接轉向中心逆時針轉過角度θ角時，前車架上轉向油缸鉸接點位置由B、D轉到B1、D1，轉向液壓缸處于AB1、CD1位置，此時右側油缸長度L3=AB1，力臂L6=OE，左側油缸長度L5=BD1，力臂L7=OF，轉向角度θ°=[-35 35]。

圖1 鉸接轉向示意圖

以鉸接轉向中心O為原點，直線行駛時前進方向為y坐標，建立直角坐標系xoy，此時的A點坐標A(x1，y1)，B點坐標B(x2，y2)，OA長度L1=OA，OB長度L2=OB，油缸AB長度L3=AB，設計變量x取A、B兩點的坐標參數，x=[x1y1x2y2]。

對圖1進行幾何分析，可以得到以下關系,：

(2)

(3)

α=π-arctan(x1/abs(y1))-arctan(x2/y2)

(4)

(5)

當前車架轉向θ角時，油缸的長度及力臂如下：

(6)

(7)

L6=L1L2sin(α+θ)/L4

(8)

L7=L1L2sin(α-θ)/L5

(9)

對公式(6)進行求導，得到：

以公式(8)代入后得到：

因此得出以下公式：

v1=L6ω

(10)

同理可得左側油缸的收進速度：

v2=-L7ω

(11)

由公式(10)可知，油缸的伸出速度與力臂成正比，而力臂的長短隨轉向角度改變，當左右轉向油缸的力臂不等時，就引起左右油缸伸縮速度不等，導致左右轉向油缸壓力變化，運行不穩。這是我們的第二個優化目標，即左右轉向力臂差最小。

1.3 鉸接轉向力矩差

當轉向時，左右轉向油缸的轉向力矩不等，引起作用在鉸接中心的附加作用力，因此也希望轉向力矩差最小，這是第三個優化目標。

1.4 鉸接轉向油缸工作行程

第四個優化目標是油缸的行程，由于裝載機工作過程中轉向頻繁，為提高作業效率, 應使轉向時間最小, 因此須使得油缸的行程最小。

2 鉸接轉向優化模型的建立

根據上述分析，建立優化設計模型。計算過程中，轉向角度從最右邊轉到最左邊，每一度為一個等分，計算轉向機構在每一個等分處的參數，并且用圖表表示出來，可以直觀的觀察到各參數的變化情況。

2.1 設計變量

以裝載機鉸接中心為原點，以直線行駛時的狀態為坐標建立直角坐標系，油缸前后鉸接點A、B的坐標為設計變量：

x=[x1,y1,x2,y2]=[x1x2x3x4]

2.2 目標函數

建立以下四個目標函數，分別為：

轉向力臂差f1(x)=∑abs(L6-L7)

油缸力矩差f2(x)=∑abs(T1-T2)

油缸行程f3(x)=L4max-L4min

轉向力臂和f4(x)=∑abs(L6+L7)

總目標函數為：

minF(x)=[f1(x),f2(x),f3(x),f4(x)]

式中：T1為右邊油缸轉向力矩；T2為左邊油缸轉向力矩。

優化目的是使4個目標函數分別達到優化目標值，目標值權重系數取目標值的絕對值。

2.3 約束函數

1)根據結構要求，4個設計變量有8個邊界約束：

X1b≤x≤xub

式中：xlb、xub為設計變量的最小、最大取值范圍，根據結構要求確定。

2)機構的傳動角約束：

10°≤∠OB1A≤170°

式中：∠OB1A為油缸轉向機構的傳動角。

3)根據油缸的缸徑確定油缸的最小安裝距、行程：

2L4max-L4min-Lj≥0

式中：Lj為油缸最小結構尺寸。

4)為保證油缸的工作穩定性，油缸的伸縮比限制為：

1.3≤L4max/L4min≤1.65

式中：L4min、L4max為油缸最小、最大安裝尺寸。

3 優化程序及結果

利用MATLAB 的多目標優化設計函數fgoalattain，建立優化設計程序[2-3]，取目標函數為：

minF(x)=[f1(x),f2(x),f3(x),f4(x)]

目標值設計了兩種方案：

1)第一種方案，優先保證力矩差最小，使鉸接銷軸的附加作用力較小，取目標值：goal=[50,150,300,300]，權重系數：weight=abs(goal)；

2)第二種方案，優先保證力臂差最小，使轉向油缸壓力脈動小，工作穩定，取目標值：goal=[150,50,300,300],權重系數：weight=abs(goal)。

兩種方案的結果比較，參見表1和圖2～3。第一種方案，油缸工作壓力低，但行程鉸長，力臂差和行程差大；第二種方案，油缸工作壓力高，但行程較短，力臂差和行程差小。

從轉向性能要求出發，選擇油缸行程短、力臂差和行程差小的方案還是有利的，因此方案2性能較好。其最大力臂差為4.258 4 mm，油缸最大行程差接近于0，油缸行程191.628 3 mm，最大壓力值為8.031 1 MPa，性能參數較好。

表1 兩種設計方案比較

圖2 設計方案1 圖3 設計方案2

優化設計的部分程序如下：

function ROTATEZL15C

L=[63 35 83 270 180 35 35 10 170 6000 1540 410 0.125 9.81];%

r=sqrt(2)/4*L(12);

T=L(13)*L(10)*sqrt(L(11)^2/4+r^2)*L(14);

x0=[225 -40 287 625];

lb=[100 -120 230 240];

ub=[400 120 390 625];

% goal=[50,150,300,300];

goal=[150,50,300,300];

weight=abs(goal);

[x,fval,attainfactor,exitflag,out]=fgoalattain(@rotaobj,x0,goal,weight,[],[],

[],[],lb,ub, @rotacon,opt,L,T)

運行結果：

x =223.8326 -34.3138 289.1532 624.7294 設計參數結果

fval=224.0486 74.6848 259.7600 367.1243 目標函數結果

4 結束語

為優化裝載機轉向性能，建立了4 個轉向性能指標, 并以此為優化目標, 對裝載機的鉸接轉向機構進行了優化設計, 得到綜合性能最優的機構鉸接點位置，為裝載機鉸接轉向機構的改進及新產品研發提供了理論依據。

[1] 秦四成.工程機械設計[M].北京:科學出版社,2003．

[2] Recktenwald G.數值方法和MATLAB實現與應用[M].伍衛國,萬群,張輝,等,譯.北京:機械工業出版社,2004．

[3] 飛思科技產品研發中心.MATLAB 6.5輔助優化計算與設計[M].北京:電子工業出版社,2003.

[責任編輯：寸曉非]

2014-09-16

洪如(1980-)，女，福建廈門人，廈門華廈職業學院信息與機電工程系講師； 王慈(1964-)，男，福建廈門人，廈門華廈職業學院信息與機電工程系高級工程師。

TH122

A

1008-4657(2014)06-0072-05