硬頂環(huán)保自卸車頂蓋舉升機(jī)構(gòu)的兩種校核方法

王旭 朱愛平 韓月琴

摘 要：對(duì)硬頂環(huán)保自卸車的頂蓋舉升過程進(jìn)行了分析，據(jù)此設(shè)定頂蓋的舉升機(jī)構(gòu)參數(shù)，然后分別運(yùn)用CAD作圖分析法和Creo Mechanism機(jī)構(gòu)求解法對(duì)頂蓋的舉升機(jī)構(gòu)進(jìn)行校核，并對(duì)兩種方法進(jìn)行總結(jié)對(duì)比，旨在為硬頂環(huán)保自卸車舉升機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)者提供更多的校核方法和理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：硬頂環(huán)保 自卸車 頂蓋 舉升機(jī)構(gòu) 校核

1前言

自卸車作為中短途運(yùn)輸?shù)闹髁Γ诠こ探ㄔO(shè)中扮演著越來越重要的角色。近年來，隨著國家對(duì)霧霾天氣問題的高度重視，各地政府部門相繼出臺(tái)規(guī)定，特別要求從事城市基建運(yùn)輸?shù)淖孕镀嚤仨毎惭b符合一定要求的密閉頂蓋。

一時(shí)間各種頂蓋應(yīng)運(yùn)而生，隨著市場及時(shí)間的檢驗(yàn)，頂蓋形式也從最初的軌道軟質(zhì)伸縮式，逐漸演變?yōu)楝F(xiàn)在更為實(shí)用的擺臂硬質(zhì)拱頂式。目前，擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車已逐漸被用戶廣泛接受。但是，擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車在實(shí)際使用中存在著諸多問題，如頂蓋油缸舉升力不夠，頂蓋運(yùn)行速度慢，油缸漏油、損壞等現(xiàn)象時(shí)有發(fā)生。本文就目前市場上最為常見的頂蓋舉升機(jī)構(gòu)的鉸接關(guān)系和布置方式，分別采用常規(guī)CAD作圖以及Creo Mechanism三維機(jī)構(gòu)分析兩種方法對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行分析校核，旨在為擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車頂蓋舉升機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)提供更多的校核方法和理論依據(jù)。

2 舉升過程分析

首先，按照箱體、頂蓋、擺臂，以及驅(qū)動(dòng)油缸的實(shí)車生產(chǎn)裝配關(guān)系，繪制出頂蓋驅(qū)動(dòng)油缸的上軸點(diǎn)圍繞后擺臂下軸點(diǎn)的運(yùn)行軌跡，作出頂蓋在運(yùn)行過程中驅(qū)動(dòng)油缸的舉升力矩變化圖，如圖1所示。由圖1可知，頂蓋在回落至最后完全閉合狀態(tài)下且剛要舉升時(shí)，以及頂蓋在舉升至最前完全打開狀態(tài)下且剛要回落時(shí)，這兩種狀態(tài)下油缸的力矩最小;又因頂蓋舉升狀態(tài)下，油缸下腔供油，頂蓋回落狀態(tài)下，油缸上腔供油，所以油缸上腔在頂蓋舉升至最前完全打開狀態(tài)下且剛回落時(shí)受力最大、油缸下腔在頂蓋回落至最后完全閉合狀態(tài)下且剛要舉升時(shí)受力最大。所以，擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車舉升機(jī)構(gòu)的強(qiáng)度校核，只需對(duì)此兩種狀態(tài)下的油缸進(jìn)行校核分析即可。以下將分別采用常規(guī)CAD作圖以及Creo Mechanism三維機(jī)構(gòu)兩種分析方法對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度分析校核。

3 分析參數(shù)設(shè)定

為方便后續(xù)分析校核，此處設(shè)定擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車的舉升機(jī)構(gòu)參數(shù)如下：頂蓋自重G₁=520 kg，前擺臂自重G₂=80kg，后擺臂自重G3-70 kg，重力模量G=10 N/kg，N₁=2 550 mm，N₂=2 165 mm，N₃=650 mm。油缸規(guī)格：缸徑ψ63、桿徑ψ45，額定壓力30 MPa。設(shè)定油缸運(yùn)行平穩(wěn)勻速。頂蓋及舉升機(jī)構(gòu)各部件鉸接關(guān)系及位置示意如圖2所示。

4 常規(guī)CAD作圖力學(xué)分析

基于上述對(duì)舉升過程分析的兩種狀態(tài)，以下運(yùn)用CAD作圖[1]結(jié)合力學(xué)原理分別對(duì)整體舉升機(jī)構(gòu)、前擺臂以及后擺臂進(jìn)行力學(xué)作圖分析。

4.1 頂蓋剛舉升狀態(tài)

頂蓋完全閉合且剛舉升狀態(tài)下，以后擺臂上軸為支點(diǎn)對(duì)頂蓋進(jìn)行受力分析，如圖3所示，由力矩平衡原理[2]可知：

1/2G₁=F_1y+f_1'y

F_1x=f_1'x

1/2G₁L₁=f_1'yL₂

經(jīng)CAD測量：L₁=2 120 mm，L₂=2 550 mm。代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F_1y=44 kg，f_1'y=216 kg。

以前擺臂下軸為支點(diǎn)對(duì)前擺臂進(jìn)行受力分析，如圖4所示，由力矩平衡原理可知：

G₂2L₃+F_1'yL₄= F_1'xL₅

經(jīng)CAD測量：L₃=1 472 mm，L₄=2 944 mm，L₅=1 595 mm。代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F_1x=F_1'x=473kg。

以后擺臂下軸為支點(diǎn)對(duì)厚擺臂進(jìn)行受力分析，如圖5所示，由力矩平衡原理可知：

G₃3L₆+F_1yL₇+F_1xL₈= F₃L₉

經(jīng)CAD測量：L₆=1 472 mm，L₇=2 944 mm，L₈=1 595 mm，L₉=361 mm。代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F₃3=33 154N。

也即，頂蓋在回落至最后完全閉合狀態(tài)下且剛要舉升時(shí)，油缸下腔供油，油缸舉升力為2 734 kg。

由：P-F/S;S=πr²/2，代入上述已知數(shù)據(jù)及參數(shù)，求得P₁=21.3 MPa，小于油缸額定壓力30 MPa，滿足設(shè)計(jì)要求。

4.2頂蓋剛回收狀態(tài)

頂蓋完全開啟舉升至最前端，且剛要回收時(shí)，以后擺臂上軸為支點(diǎn)對(duì)頂蓋進(jìn)行受力分析，如圖6所示，由力矩平衡原理可知：

1/2G₁=F_2y+f_2'y

F_2x=f_2'x

1/2G₁L₂=f_2'yL₂

經(jīng)CAD測量，L₁=2 120 mm，L₂550 mm，代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F_2y=44 kg，F(xiàn)_2'y=216 kg。

以前擺臂下軸為支點(diǎn)對(duì)前擺臂進(jìn)行受力分析，如圖7所示，由力矩平衡原理可知：

G₂L₁₀+F_2'yL₁₁=F_2'x2L₁₂

經(jīng)CAD測量：L₁₀=1 333 mm，L₁₁=2 666 mm，L₁₂=2 025 mm。代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F_2x=f_2'x=337kg。

以后擺臂下軸為支點(diǎn)對(duì)厚擺臂進(jìn)行受力分析，如圖8所示，由力矩平衡原理可知：

G₃L₁₃+F_2yL₁₄+F_2xL₁₅=F₄L₁₆

經(jīng)CAD測量：L₁₃=1 333 mm，L₁₄=2 666 mm，L₁₄=2 025 mm.L₁₆=391 mm。代入上述設(shè)定的已知分析參數(shù)，由上式綜合可得：F₄=22 840N。

也即，頂蓋在舉升至最前完全打開狀態(tài)下且剛要回落時(shí)，油缸下腔供油，油缸舉升力為2 734 kg。

由P=F/S;S=πr²/2，代入上述已知數(shù)據(jù)及參數(shù)，求得P₂=28.7MPa，小于油缸額定壓力30 MPa，滿足設(shè)計(jì)要求。

5 Creo Mechanism機(jī)構(gòu)求解

Creo Mechanism是一個(gè)運(yùn)動(dòng)學(xué)模擬附加組件，用于計(jì)算機(jī)構(gòu)中的力以了解3D虛擬原型在現(xiàn)實(shí)裝配中的運(yùn)行方式。

5.1簡化模型建立

運(yùn)用三維軟件Creo建立力學(xué)分析簡化模型[3]，并將箱體、頂蓋、擺臂，以及驅(qū)動(dòng)油缸各部件之間按照?qǐng)D1所示的裝配鉸接關(guān)系裝配在一起，如圖9所示。

5.2力矩分析

如圖9所示，建立C點(diǎn)至E點(diǎn)力矩長度D，相對(duì)于頂蓋舉升油缸上軸點(diǎn)A至下軸點(diǎn)B長度L的行程變化范圍的分析函數(shù)，其力矩變化函數(shù)曲線如圖10所示，由圖易知油缸在頂蓋回落至最后完全閉合狀態(tài)下且剛要舉升時(shí)，以及頂蓋舉升至最前完全打開狀態(tài)下且剛要回落時(shí)，油缸的舉升力矩最小，且頂蓋完全打開剛回收時(shí)的油缸力矩大于頂蓋完全閉合剛舉升時(shí)的油缸力矩;由此說明此兩種狀態(tài)下油缸的舉升力最大，且頂蓋完全打開剛回收時(shí)的油缸拉力大于頂蓋完全閉合剛舉升時(shí)的油缸推力。

5.3油缸受力求解

進(jìn)入Mechanism模塊，依據(jù)上述設(shè)定的已知分析參數(shù)添加約束及各自屬性載荷，并設(shè)置重力模量G=9.8 N/kg，將簡化模型分別設(shè)置在頂蓋在完全閉合回落至最后端，以及頂蓋完全打開舉升至最前端兩種狀態(tài)，運(yùn)行機(jī)構(gòu)分析，如圖11所示求得，頂蓋完全閉合剛舉升狀態(tài)時(shí)的油缸反作用連接軸向力為F_3'=33181.51 N。

如圖13所示求得頂蓋完全打開剛回收狀態(tài)時(shí)的油缸反作用連接軸向力為F_4'=22836.75 N。

由P=F/S; S=πr²/2，代入上述已求得的數(shù)據(jù)以及已設(shè)定的已知分析參數(shù)，求得P_1'=21.3 MPa，P_2'=28.7 MPa，均小于油缸額定壓力30 MPa，滿足設(shè)計(jì)要求。

此外，建立油缸舉升力F相目對(duì)油缸上下軸點(diǎn)長度L的運(yùn)行關(guān)系，還可得出油缸受力相對(duì)油缸舉升長度的變化曲線，如圖13所示。

6 對(duì)比分析

通過上述對(duì)擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車舉升機(jī)構(gòu)油缸的強(qiáng)度校核可知，常規(guī)CAD作圖力學(xué)分析以及Creo Mechanism機(jī)構(gòu)求解這兩種方法均能求出油缸上下腔所受壓強(qiáng)的大小。然而，兩種計(jì)算方法的快捷程度顯而易見.Creo Mechanism機(jī)構(gòu)求解法較CAD作圖力學(xué)分析法的求解過程更為簡便，其過程完全由軟件自動(dòng)運(yùn)行分析計(jì)算，運(yùn)算結(jié)果精確度更高而且能夠得到直觀的油缸力矩變化圖以及舉升力F的變化圖。常規(guī)CAD作圖法雖也能計(jì)算出結(jié)果，但是其求解過程太過繁雜，其間需要經(jīng)過大量的作圖以及力學(xué)計(jì)算，加之CAD軟件線條圖形采用近似矢量逼近方法作圖[4]，其誤差較大，這也是兩種計(jì)算結(jié)果存在些許偏差的原因。

7 結(jié)語

本文就目前市場上擺臂硬質(zhì)頂蓋環(huán)保自卸車最為常見的頂蓋舉升機(jī)構(gòu)的鉸接關(guān)系和布置方式，分別采用常規(guī)CAD作圖以及Creo Mechanism=維機(jī)構(gòu)分析兩種對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度分析校核，并對(duì)兩種求解方法的求解過程以及求解結(jié)果進(jìn)行分析總結(jié)，分析結(jié)果表明，Creo Mechanism機(jī)構(gòu)求解法在機(jī)構(gòu)強(qiáng)度分析和校核中，求解更為簡便，計(jì)算結(jié)果精確度更高。

參考文獻(xiàn)

[1]趙大興.工程制圖[M].北京：高等教育出版社，2004.

[2]孫桓，陳作模，葛文杰.機(jī)械原理[M].北京：高等教育出版社，2013.

[3]詹友剛.Creo1.0機(jī)械設(shè)計(jì)教程[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2012.

[4]劉極峰.計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)與制造[M].北京：高等教育出版社，2004.