陳 林，蔣德云，李 杰，王麗偉

(安徽農業(yè)大學工學院，安徽合肥 230036)

目前絕大多數(shù)卡車已經(jīng)平頭化。為了便于發(fā)動機的維修與保養(yǎng)，要求平頭卡車的駕駛室能夠向前翻轉。而卡車的駕駛室質量約幾百kg，單憑人力無法實現(xiàn)向前翻轉，必須借助于翻轉機構。翻轉機構分為液壓式和機械式2種，液壓式一般用于重型卡車，機械式用于輕型、中型卡車[1]。機械式翻轉機構又分為單扭桿結構和雙扭桿結構，中型卡車的駕駛室質量較大，一般采用雙扭桿結構；單扭桿結構則用于輕型卡車[2]。

本文對某輕型卡車的駕駛室翻轉機構進行結構設計與分析，根據(jù)有限元分析結果對翻轉機構的核心部件扭桿的結構擇取最優(yōu)，并對翻轉機構前支架進行改進以達到優(yōu)化單扭桿翻轉機構結構的目的。

1 結構和工作原理

1.1 翻轉機構

如圖1所示，駕駛室翻轉機構包括前支架總成、限位器及鎖止機構總成3部分。前支架總成、限位器及鎖止機構總成均固定在駕駛室縱梁上，鎖止機構相當于駕駛室翻轉機構的開關；限位器在駕駛室完全翻轉后起支撐作用，以防止駕駛室回落，圖2為駕駛室翻轉α角時的狀態(tài)。

圖1 翻轉機構結構圖 圖2 駕駛室翻轉α角時的狀態(tài)

駕駛室是利用扭桿的扭轉力矩克服駕駛室的重力矩實現(xiàn)翻轉的，所以前支架總成在駕駛室翻轉機構中是最重要的結構。某輕型卡車采用的是單扭桿結構的翻轉機構，駕駛室前支架總成如圖3所示。

圖3 單扭桿翻轉機構前支架結構圖

翻轉支架固定在駕駛室上，左右前懸置支架固定在卡車縱梁上，扭桿力臂固定在右前懸置支架上，扭桿與花鍵套筒及扭桿與扭桿力臂之間均通過花鍵聯(lián)接，扭桿套筒和前懸置支架間裝有膠墊。圖3所示的前支架總成使得駕駛室的翻轉中心與扭桿中心、翻轉支架扭桿套筒中心重合，因此駕駛室翻轉機構不僅具有翻轉功能，還具有支撐、減震的功能。

1.2 翻轉原理

駕駛室為鎖止狀態(tài)時，即駕駛室翻轉角度為0°的時候(如圖1所示)，扭桿的扭轉角與扭矩最大，駕駛室的重力矩最大，但扭桿的扭矩大于駕駛室的重力矩；當鎖止狀態(tài)解除后，由于扭桿的扭矩大于駕駛室重力矩，在扭桿的扭矩作用下，駕駛室自動向前翻轉一個角度α后靜止，如圖2所示，此時駕駛室翻轉角α較小，扭桿的扭矩與駕駛室的重力矩相等；當人為在駕駛室的鎖止機構位置施加向上的較小推力時，駕駛室開始向前翻轉，扭桿的能量緩慢釋放，駕駛室的重力矩不斷減小，翻轉的速度逐漸減慢；當翻轉到最大位置時，即駕駛室的質心O′略微超過翻轉中心垂線(圖1，2中y軸)，重力矩幾乎為零，此時用手輕輕上推駕駛室，依靠限位器將駕駛室固定，扭桿的殘余扭力使限位器處于受拉狀態(tài)。

當放下駕駛室時，駕駛室利用自身的重力下落，其重力矩逐漸增大，通過翻轉機構前支架對扭桿的作用使扭桿的扭轉角逐漸增大，扭矩不斷增大，駕駛室的回落速度逐漸減小，一直到翻轉角α較小時駕駛室處于懸浮靜止狀態(tài)，此時略加外力，向下拉動駕駛室即可鎖住駕駛室。

2 扭桿的設計與優(yōu)化

按扭桿的斷面形狀，汽車上的扭桿彈簧可分為圓形、管型、片狀型及組合式等幾種。其中圓形斷面扭桿的單位質量所能儲存的能量比其它斷面形狀的大，是質量最輕的彈簧，所以使用最多[3]。扭桿是駕駛室翻轉機構的核心部件，為使翻轉機構簡單、緊湊，扭桿采用圓形斷面[4]。

2.1 設計要求

扭桿一般長期處于受載狀態(tài)，扭桿應能滿足長期在靜、動載荷及交變應力作用下的工作要求。因此對扭桿自身的剛度、抗蠕變能力及抗疲勞性能都有相當高的要求，其疲勞壽命最佳為105～106次。即扭桿在長時間處于受載狀態(tài)且經(jīng)過上萬次疲勞試驗后的剛度衰減在1%左右，塑性變形不超過1°[5]。

2.2 設計

扭桿的設計主要分結構設計和材料選擇，結構設計參數(shù)主要涉及到扭桿剛度、直徑、長度、工作扭轉角、兩端的花鍵參數(shù)等。

1)長度和工作扭轉角

扭桿長度是根據(jù)車架縱梁或者翻轉機構前支架確定。經(jīng)測量確定該輕型卡車的扭桿長度L=937.5 mm。

扭桿的工作扭轉角與駕駛室的翻轉角有關。據(jù)駕駛室的翻轉原理，駕駛室的最大翻轉角即是駕駛室翻轉到駕駛室的質心O′略微超過駕駛室翻轉中心垂線時的翻轉角，如圖1所示。

駕駛室的最大翻轉角為

αmax=90°-θ，

(1)

式中θ為駕駛室的質心O′與翻轉中心O′的連線與駕駛室地板水平面的夾角(見圖2)，(°)，θ=arctan(H/L)，其中L、H分別為駕駛室在鎖止狀態(tài)時駕駛室質心距翻轉中心的水平和垂直距離。

據(jù)式(1)確定該輕型卡車駕駛室的最大翻轉角為45°。

為了保證駕駛室翻轉的輕便性，駕駛室在翻轉到最大角度時，扭桿還有適當?shù)呐ちΡＷC限位器處于受拉狀態(tài)，確保駕駛室不會突然回落，扭桿的工作扭轉角應大于駕駛室的最大翻轉角6°左右。同時為了保證扭桿的正常工作，扭桿的工作扭轉角要小于極限扭轉角。因此，選取該輕型卡車的扭桿工作扭轉角為52°。

2)設計剛度

由圖2得駕駛室的重力矩T為

式中W為駕駛室的重力，N。

根據(jù)材料力學，圓形截面扭桿的扭轉角φ為[6-7]

有

(2)

式中M為扭桿扭矩，N·m；d為扭桿直徑，m；G為材料的剪切模量，MPa；K為扭桿剛度，(N·m)/(°)。

則扭桿的扭矩為

M=K(φ-α).

駕駛室鎖止機構打開后，確保翻轉角度為3°左右時，駕駛室的重力矩等于扭桿的扭矩，即M=T，據(jù)此可求得扭桿的設計剛度。此時駕駛室處于懸浮靜止狀態(tài)，這樣駕駛室不會突然彈起，同時也不需要用很大的力來進行翻轉，增加了駕駛室翻轉的輕便性和安全性。

測得該輕型卡車駕駛室的質量約為310 kg，駕駛室翻轉中心到其質心的距離為926 mm，據(jù)此可以求得扭桿的設計剛度為K=38.12(N·m)/(°)。

3)直徑

根據(jù)扭桿的設計剛度，可以算出扭桿的直徑。

該輕型卡車扭桿的材料是60Si2MnA，彈性模量為2.06× 105MPa，泊松比為0.29，求得材料的剪切模量G。

由式(2)得扭桿直徑d為

得d=22.3 mm，微調數(shù)據(jù)后初定直徑為22 mm。

以60Si2MnA為例對扭桿進行校驗，60SiMnA的許用應力為[τ]=1 000～1 250 MPa，扭桿工作時最大表面應力為

τmax=16Kφ/d3=910.75 MPa﹤[τ] ，

扭桿的最大允許扭轉角為

φmax=360[τ]L/(dG)=56.96°>φ=52°，

扭桿的設計參數(shù)滿足設計要求[8]。

4)花鍵參數(shù)

①為避免扭桿和其連接件之間的載荷分布不均，使扭桿端頭因應力集中導致扭桿斷裂，選擇漸開線花鍵作為扭桿的端部；

②為了使應力集中最小化，采用壓力角為45°的漸開線花鍵；

③端頭的直徑D至少是桿身直徑d的1.15倍以上，一般選擇1.2～1.5倍；花鍵長度l0至少是端頭直徑D的0.4倍以上，且不超過D的1.3倍[9]。

據(jù)此，根據(jù)國家標準選擇的花鍵參數(shù)如表1所示。

5)過渡段

為了盡量減小扭桿的桿徑到端部過渡段的應力集中，過渡段應該逐漸過渡。過渡段有2種形式，錐形過渡和圓弧過渡，如圖4所示。

表1 花鍵參數(shù)值

錐形過渡形式如圖4a)所示，錐度角要求<30°，一般選擇30°，即β=15°。采用這種過渡形式時一般選擇r=1.5d，該扭桿結構近似取r=30 mm。圓弧過渡形式如圖4b)所示，采用這種過渡段時一般選擇R=4d，近似取R=90 mm。這2種過渡段在過渡圓弧或錐面和端部連接處的銳邊必須圓滑，銳邊的圓滑角半徑應取不超過3倍的花鍵深度[10]。

圖4 扭桿過渡段形式

對這2種過渡段進行有限元分析對比，由于花鍵的尺寸較小且不影響過渡段的計算結果，因此在分析時去除模型中的花鍵，去除模型中的小孔、倒角等與過渡段分析無關的因素。

為便于對比，均以六面體劃分網(wǎng)格，單元尺寸為4 mm。扭桿選擇一端固定一端加扭矩的加載方式，加載的扭矩為Kφ=1 982.24 N·m，得到過渡段等效應力分析結果對比如圖5所示，圖中應力單位為MPa。

圖5 過渡段的有限元分析結果

從分析結果可以看出錐形過渡段的最大范式等效應力為1 607.2 MPa，圓弧過渡段的最大范式等效應力為1 541.3 MPa，并且圓弧過渡段的應力變化比錐形過渡段的應力變化更加均勻，所以選擇圓弧過渡段作為該扭桿的過渡段。

6)材料與工藝

根據(jù)扭桿的設計要求，選擇扭桿材料為彈簧鋼，如60Si2Mn，60#鋼等。選定材料后，通過熱處理獲得所需的性能[11]，如端頭形成后的退火處理、成形后的淬火、回火處理和感應淬火表面處理等，以增加扭桿的彈性極限和韌性等。

實際生產工藝中，還需要對扭桿進行噴丸和對花鍵部位電鍍防銹油，以消除扭桿表面的細微裂紋，強化扭桿的表面強度和硬度，提高扭桿的疲勞壽命，增加花鍵部位的抗腐性。

3 翻轉機構前支架受力分析及優(yōu)化改進

圖6 駕駛室翻轉機構前支架受力情況

對翻轉機構前支架模型受力進行簡化，也就相當于扭桿的左端(前支架的力臂一端)固定，右端承受扭矩載荷。如圖6所示，A、D為駕駛室左右前懸支架的左右支承點，B、C近似為翻轉機構前支架和駕駛室地板骨架的接觸點，O為扭桿右端花鍵的中心位置。令扭桿受扭后在O點受到的扭矩為M，B、C處受到的扭矩分別為MB、MC。

對該結構力矩分析得

M=MB+MC，

式中MC=M·BO/BC；MB=-M·CO/BC。

當扭桿處于完全受載，即駕駛室沒有翻轉時，由于M=Kφ=1 982.24 N·m，得Mc=2 727.17 N·m，MB=-742.93 N·m。分析發(fā)現(xiàn)，由于右端扭轉自由，因而右端所受的扭矩要遠遠大于左端所受的扭矩，所以在翻轉時駕駛室左右兩側的前懸支架受力不均衡。

通過整車重復翻轉試驗，發(fā)現(xiàn)駕駛室右側有微小的向后傾斜的趨勢。為解決這個問題，在裝車的過程中，使右邊前懸置支架比左邊前懸置支架向車前移動一段距離s。計算得知，當前移距離s=6 mm時駕駛室在翻轉過程中不會向后傾斜，保證了駕駛室在行駛過程中的平順性和安全性，也將左右前懸置支架的套筒中心分別向前后各偏移了±1°，避免了扭桿受到彎曲載荷。

同時通過受力分析發(fā)現(xiàn)，在駕駛室翻轉過程中，駕駛室會對翻轉支架右端(D處)作用一個向下的力，使得左端(A處)有一個抬高的趨勢，但在實際試驗過程中發(fā)現(xiàn)趨勢不明顯，不影響駕駛室的平順性。而且由于翻轉支架和前懸支架隔著膠墊，膠墊為NR614天然橡膠，有較高的彈性，耐撓曲性好，有良好的緩沖性，并且能起到減震的作用。

通過對翻轉機構前支架的改進，在很大程度上減小了單扭桿結構翻轉機構左右受力不均引起駕駛室發(fā)生歪斜的狀況，在實際應用中獲得了良好的效果。

4 結語

1)設計某輕型卡車駕駛室的翻轉機構，同時使用有限元分析軟件對其核心部件扭桿進行了過渡段的擇優(yōu)設計。

2)改進了翻轉機構的前支架，減少了單扭桿駕駛室翻轉機構的結構弊端，保證了駕駛室翻轉機構的安全性、平穩(wěn)性，也為以后更好的完善單扭桿結構的翻轉機構做出了鋪墊。

參考文獻：

[1]姜帆.駕駛室的液壓翻轉機構設計[J].汽車實用技術，2011(4)：32-36.

[2]師東升.某中型卡車駕駛室翻轉機構的設計與有限元分析[D].合肥：合肥工業(yè)大學，2009.

[3]陳家瑞.汽車構造(下冊)[M].5版.北京：人民交通出版社，2006：225.

[4]孫為群，何鳳鳴.汽車扭桿彈簧的設計與制造[J].汽車科技，2002(2)：23-25.

[5]張柄力，師東升，張平平，等.基于不同材料的某中型卡車駕駛室翻轉扭桿的研究[J].機械強度，2009，31(6)：1024-1028.

[6]盛景方，譯.扭桿彈簧的設計與制造手冊[M].北京：學術期刊出版社，1988：3-5.

[7]聶毓琴，孟廣偉.材料力學[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005：58-68.

[8]周福庚，張林濤.輕型載貨汽車駕駛室翻轉機構的結構特點及設計[J].農業(yè)裝備與車輛工程，2008，46(1)：13-19.

[9]王立祥，王常清，賈國強.駕駛室翻轉扭桿的設計[J].拖拉機與農用運輸車，2004，31(4)：21-23.

[10]王彥才.車輛扭桿彈簧設計與制造[M].北京：國防工業(yè)出版社，1996：31-33.

[11]江西省技工學校教學研究室.金屬材料與熱處理[M].合肥：安徽科學技術出版社，2007：49-69.