重型自卸汽車設計中經常選用三角臂組合式傾卸機構, 應用的是鉸鏈四連桿機械通常對自卸汽車傾卸機構的計算是以三角臂為受力分析的研究對象; 而若全面表達傾卸機構的受力狀態(tài), 則須將傾卸機構作為受力分析的研究對象。實踐證明, 后者明顯優(yōu)于前者, 具有應用的廣泛性和較強的實用價值。
1 引言
自卸汽車通常采用液壓傾卸機構實現自動卸載。目前, 多數重型自卸汽車的傾卸機構選用三角臂組合式。它一般由車廂、三角臂、拉臂和副車架組成鉸鏈四連桿機構, 通過動力源——液壓油缸的作用而產生舉升運動, 實現自卸汽車的自動卸載功能。以總質量20t 的重型自卸汽車為例, 采用兩種方法對三角臂組合式傾卸機構進行受力分析, 并進行比較。
2 三角臂組合式傾卸機構的工作原理
三角臂組合式傾卸機構由三角臂ABC 、拉臂EC 、油缸OB 等組成, 如圖1 所示。點A 為車廂支架與三角臂之鉸接點; 點B 為油缸與三角臂之上鉸接點; 點C 為拉臂與三角臂之鉸接點; 點E 為拉臂與副車架之鉸接點; 點H 為車廂架之鉸接點, 點O 為油缸與副車架之下鉸接點。
當傾卸機構工作時, 液壓油缸無桿腔進油, 使油缸OB 伸長, 驅動三角臂ABC 和拉臂EC 轉動升高舉起車廂, 使車廂繞點H 傾翻卸載。貨物卸完后, 油缸停止進油, 并打開回油閥, 車廂靠自身重量落回原位。其運動簡圖如圖2 所示。
3 傾卸機構的受力分析
3.1 以三角臂為受力研究對象的受力分析
對傾卸機構進行力的分析, 通常的作法是把其中的三角臂、拉臂等視為分離體, 分別作為研究對象進行受力分析。
設三角臂為一個獨立體, 由于三角臂的質量與有效載荷質量(車廂自身質量與車廂載荷質量之和) 相比很小, 故可忽略三角臂與拉臂等構件間鉸接處的轉動摩擦阻力及各構件的慣性和慣性力矩, 則使三角臂受力簡化, 如圖3 所示。從圖3 中可以看到, 三角臂僅受傾卸機構中的油缸推力f 、拉臂拉力f 1 及車廂支架力f 2 作用。根據平面匯交力系平衡的幾何條件, 車廂支架力f 2 必通過油缸OB 與拉臂EC 的交點D 。在該平衡力系中, 油缸推力f 是拉臂拉力f 1 和車廂支架力f 2 的合圖3 以三角臂為研究對象的受力分析力平衡力。
以上分析只是表示了三角臂的受力方向, 卻不能表示出力的大小, 同時也沒有把車廂與副車架之鉸接點的車廂鉸接力f 3 考慮進去, 這是一個不小的缺陷。
若以車廂為受力分析的研究對象, 則其除受有效載荷質量形成的重力W 作用外, 還要受方向相反的車廂支架力f 2 的反作用力和車廂鉸接力f 3 的作用, 形成一個平面匯交力系, 因此f 2、f 3 二力的合力即是重力W 的平衡力。與前述對三角臂進行的受力分析組合在一起, 才是對整個傾卸機械完整的受力分析。
3.2 以傾卸機構為受力分析研究對象的受力分析
采用以傾卸機構為研究對象的幾何受力分析。如圖4 所示, 首先作垂直于副車架的有效載荷質量W的重心線NJ 與車廂支架力f 2 的延長線AN 交于N 點, 連接NH , 作NH 的平行線JU , 則NU 為車廂支架力f 2 的代數值, JU 為車廂鉸接力f 3 的代數值; 作拉臂EC 的平行線與油缸OB 的平行線UV 交于V點, 則NV 、UV 分別為拉臂拉力f 1、油缸推力f 的代數值。由受力分析圖得知, 在傾卸機構中, 拉臂所承受的拉力最大, 油缸推力次之, 均大于重力W , 說明在三角臂組合式傾卸機構中三角臂并沒有起到使油缸推力節(jié)省的作用。而這種機構由于其舉升位置點A 在車廂中部, 因此對車廂結構, 特別是承受載荷較大的重型自卸汽車車廂結構十分有利。
4 結論
以三角臂為研究對象的方法, 運用平面匯交力系平衡和平面力偶理論, 計算思路清晰明了, 計算精度較高, 計算過程復雜程度一般。但是, 對整個傾卸機構來說, 由于缺少車廂鉸接力f 3, 不能全面表達傾卸機構所有構件的受力情況, 即使受力分析時考慮到f 3 的存在, 若采用力矩的方法解出f 3 代數值, 計算過程就變得比較復雜。
以傾卸機構為研究對象的方法則全面表達了該機構所有構件的受力情況, 而且將復雜的力學計算轉換成平面幾何的代數運算, 避免了力學計算中可能出現的錯誤或失誤, 但計算過程略顯繁瑣。由于計算機的廣泛普及, 解決這一問題已不是什么難題, 只要根據其分析、計算原理編制一個固定的計算程序, 輸入一組或多組數據, 不僅很快得到結果, 還可以對整個傾卸機構進行優(yōu)化設計。當設計者對傾卸機構中各力的數值精度要求不是很高時, 完全可以免除計算, 直接在按比例繪制的受力分析圖上用標尺量出各力的代數值。特別是當需要車廂升到某一角度時的各力的代數值時, 以傾卸機構為研究對象的方法就顯得簡單和方便得多。實踐證明, 該方法具有很強的操作性和實用價值。
