鉸接式雙向駕駛混凝土濕噴車轉向系統的設計與試驗

陳永峰 郭培燕

（1.陜西鐵路工程職業技術學院機電工程系，陜西渭南714000；2.中國煤炭科工集團太原研究院有限公司，山西太原 030006）

隨著國家對高等級公路、高鐵、地鐵發展需求的增大和能源問題的日益突出，隧道建設將會持續增長，同時，在推進煤炭結構調整和轉型升級過程中，必將推進大型煤炭基地、大型現代化煤礦和安全高效礦井的建設。在隧道和煤礦井巷工程施工中，混凝土噴漿工程是不可缺少的一部分，為了適應施工領域的不斷發展，近年來涌現出了許多先進的噴射混凝土施工設備，如混凝土噴射車，而尤以濕噴車的應用最為普遍，特別是在地質圍巖差的洞室安全支護過程中更能發揮出濕噴車的優勢和特點［1-4］。

在隧道和煤礦井巷工程施工過程中，混凝土濕噴車工作效率的高低不僅與其噴射能力有關，同時與車輛行走系統的效率也息息相關，而整車的行走效率往往受到巷道寬度、高度、坡度、路面質量等的影響，所以混凝土濕噴車能否在隧道和煤礦井巷中實現快速行走、靈活掉頭、安全制動等是關系到整車能否安全、高效完成作業的重要保證。因此，研究混凝土濕噴車的雙向駕駛轉向技術具有一定的實際應用價值。

1 鉸接式雙向駕駛混凝土濕噴車結構特點

鉸接式雙向駕駛混凝土濕噴車的外形如圖1所示，主要由發動機裝置、傳動裝置、液壓系統、電氣系統、前后駕駛室、機架以及噴射裝置等組成。該車的特點是不僅配備有混凝土噴射裝置，使得噴射作業高效快捷，而且配備有互鎖功能的雙駕駛操縱系統，使得行車效率和操作安全性更高。

2 轉向系統的原理設計

根據文獻［5］，目前鉸接式雙向駕駛車輛的轉向系統主要采取2種技術，這2種形式的轉向系統在使用過程中若操作不當將會出現整車無法轉向或者轉向狀態無法控制的現象，增大了事故發生的概率。

鉸接式雙向駕駛混凝土濕噴車轉向系統原理如圖2所示，包括前后駕駛切換閥組1、前優先閥2、前負荷傳感轉向器3、后優先閥4、后負荷傳感轉向器5、前后轉向閉鎖閥6、左轉向油缸7、右轉向油缸8以及液壓泵9、液壓油箱、管路等。其中前負荷傳感轉向器3和前優先閥布置在前駕駛室，后負荷傳感轉向器5和后優先閥4布置在后駕駛室。

當駕駛員在前駕駛室操縱時，前后駕駛切換閥組中的二位四通電磁換向閥失電工作在上位、前后轉向閉鎖閥中的二位六通電磁換向閥失電工作在下位，轉向時，齒輪泵輸出的的壓力油依次通過前后駕駛切換閥組、前優先閥、前負荷傳感轉向器進入左右轉向油缸，實現了車輛的鉸接轉向。與此同時，后優先閥的進油口與油箱處于連通狀態且后負荷傳感轉向器壓力輸出口由于前后轉向閉鎖閥的存在與左右轉向油缸處于斷開狀態，所以后負荷傳感轉向器的任何動作都不會影響到整車的正常轉向，確保了車輛及人員運輸的安全。當駕駛員在后駕駛室操縱時，前后駕駛切換閥組中的二位四通電磁換向閥得電工作在下位、前后轉向閉鎖閥中的二位六通電磁換向閥得電工作在上位，工作原理亦是如此。

3 整車最大轉向阻力矩的計算

鉸接式車輛轉向系統的設計是以原地轉向工況為依據，因為在原地轉向狀態下整車的轉向阻力矩為最大［6-7］。鉸接式雙向駕駛混凝土濕噴車采用雙橋驅動，并且前橋負荷大于后橋負荷，其原地轉向力學模型如圖3所示。圖3中，O為前后車架鉸接點，O1、O2分別為前、后驅動橋的中心點，α為前后車架的轉向折腰角，β、γ分別為前、后車架分別與水平線之間的夾角，L1、L2分別為前、后車橋與鉸接點O之間的距離，B為前、后車橋的輪距，ω1、ω2分別為前、后車架繞鉸接點O的角速度，ui、vi分別為i（i=1，2，3，4）號車輪縱向及側向速度，Fi、Si分別為i號車輪縱向及側向作用力，Mi為i號車輪相對地面的偏轉阻力矩。

參照文獻［8-10］，利用虛位移原理，對鉸接式雙向駕駛混凝土濕噴車的最大轉向阻力矩進行計算：

式中，Ti為i號車輪相對驅動橋中心滾動所引起的轉向阻力矩，Ti=BfGisgn(ui)/2，其中，Gi為i號車輪的垂直載荷，f為滾動阻力系數；Mi為車輪i相對地面繞自身所產生的偏轉阻力矩，，其中，x、y分別為輪胎在地面上橢圓印痕的長、短軸軸長，μ為輪胎與地面之間的滑動摩擦系數；F為在轉向過程中傳動件扭緊對后驅動橋所產生的切向力，F=λG'，其中，λ為輪胎與地面之間的綜合摩擦系數，G'為濕噴車后橋的負荷；δα、δβ、δγ分別為整車、前驅動橋、后驅動橋轉向阻力矩所對應的虛位移；δr為后驅動橋中點的虛位移。

將鉸接式雙向駕駛混凝土濕噴車的相關參數代入式（1），得出整車的最大轉向阻力矩為7.23 kN·m。

4 轉向系統關鍵元部件參數的確定

對于鉸接式車輛而言，轉向油缸參數的確定至關重要，一旦選用不當，則會出現無法轉向或轉向費力的現象。鉸接式雙向駕駛混凝土濕噴車轉向機構采用雙油缸對稱布置，當轉向折腰角達到最大時，液壓轉向系統能夠提供的最大轉向力矩MS應大于整車的最大轉向阻力矩M，即

式中，pmax為液壓轉向系統的最大工作壓力，取10 MPa；D為轉向油缸活塞直徑；d為轉向油缸活塞桿直徑；rmin為折腰角達到最大時，轉向油缸相對于鉸接點的最小力臂距。

根據轉向油缸在整車中的布置位置，當折腰角達到最大時，rmin=0.16 m，若能夠滿足式（2）的要求，取D=63mm，d=35 mm即可。

5 轉向性能試驗

5.1 試驗儀器及方法

CHPM智能液壓測試儀可測試液壓系統壓力、流量、溫度、轉速、位移等重要參數，試驗過程中，在鉸接式雙向駕駛混凝土濕噴車轉向油缸的進、出油口各安裝1個量程為40 MPa的壓力傳感器，通過操作方向盤使整車在水平混凝土路面緩慢地進行原地轉向，將測試的相關參數利用配套使用的HTDA數據分析與處理軟件進行處理。

5.2 原地轉向試驗曲線分析

圖4是駕駛員分別在前駕駛室和后駕駛室緩慢勻速轉動方向盤使車輛進行原地轉向，轉向折腰角從0°逐漸變為35°所測得壓力曲線。

從圖4（a）中可以看出，在前駕駛室操縱時，轉向油缸進口的最大壓力約8.4 MPa。當轉向折腰角達到最大時，此時由于前后鉸接車架之間的限位裝置開始起作用，使得轉向油缸進口的壓力值迅速達到溢流設定值16 MPa，在該轉向過程中，液壓轉向系統提供的轉向力矩為7.09 kN·m，與計算結果7.23 kN·m的誤差為1.97%。

從圖4（b）可以看出，在后駕駛室操縱時，轉向油缸進口的最大壓力約8.2 MPa。此后也是由于前后鉸接車架之間的限位裝置不能繼續轉向時，轉向油缸進口的壓力發生了突變，在該轉向過程中，液壓轉向系統提供的轉向力矩為6.92 kN·m，與計算結果7.23 kN·m的誤差為4.48%。

6 結論

（1）采用轉向閉鎖閥能夠有效地實現前后駕駛操縱的閉鎖功能，提高了車輛行駛的安全性，降低了事故發生的概率。

（2）利用虛位移原理理論計算的整車最大轉向阻力矩與試驗結果相比，誤差小于5%。

（3）在前駕駛操縱和后駕駛操縱，整車的轉向性能基本一致。