李鑫，顧鴃，陳鵬飛，劉熹

（安徽江淮汽車集團股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

設計研究

某輕卡駕駛室翻轉(zhuǎn)扭桿的選配設計

李鑫，顧鴃，陳鵬飛，劉熹

（安徽江淮汽車集團股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

輕型卡車為滿足發(fā)動機維修、保養(yǎng)等的需要，要求駕駛室能夠翻轉(zhuǎn)。為了使駕駛室能輕便地翻轉(zhuǎn)，必須借助于助力機構(gòu)。文章通過建立駕駛室翻轉(zhuǎn)過程的數(shù)學模型，從中得出最佳的翻轉(zhuǎn)扭桿直徑尺寸，并進行了翻轉(zhuǎn)力實驗。試驗結(jié)果表明，選配的扭桿使得翻轉(zhuǎn)力大大改善，為翻轉(zhuǎn)機構(gòu)改進設計提供了一種有效方法。

輕型卡車；駕駛室；翻轉(zhuǎn)機構(gòu)；扭桿；翻轉(zhuǎn)力

引言

近年來，在平頭貨車上，已普遍使用了駕駛室翻轉(zhuǎn)機構(gòu)，扭桿彈簧的應用日趨廣泛。扭桿作為一種彈性元件，由于其重量輕、結(jié)構(gòu)簡單、占據(jù)空間小、無摩擦、不用維護保養(yǎng)等優(yōu)點，早已經(jīng)廣泛的用于駕駛室翻轉(zhuǎn)機構(gòu)中。

扭桿的結(jié)構(gòu)形狀雖簡單，但技術(shù)含量高。大多數(shù)翻轉(zhuǎn)機構(gòu)由于影響扭桿剛度的各參數(shù)設置不當，導致駕駛室的上翻或下翻操作力太大，翻轉(zhuǎn)過程不易實現(xiàn)，且不符合人機工程學原理。

針對以上的問題，本文對某型號駕駛室翻轉(zhuǎn)過程進行了分析，通過對駕駛室翻轉(zhuǎn)過程建立數(shù)學模型，借鑒前期對扭桿的研究成果，經(jīng)過計算和校核選配適當?shù)呐U各參數(shù)，為扭桿的選配提供了一種方法。從而使翻轉(zhuǎn)輕便可靠，達到人機工程學要求和整車的設計要求。

1 主要結(jié)構(gòu)與工作原理

單扭桿駕駛室翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的結(jié)構(gòu)如圖1所示，支承結(jié)構(gòu)主要由前左、右支架、駕駛室前支承、扭桿、扭桿臂、駕駛室前支承膠墊等組成。其特點是駕駛室前支承軸管中心、翻轉(zhuǎn)中心與扭桿中心重合，駕駛室前支承軸管中心即為翻轉(zhuǎn)中心，使駕駛室前支承具有支承、減振、翻轉(zhuǎn)功能三位一體的效果。

其工作原理是：圖1中，扭桿2一端插入駕駛室支承軸管的內(nèi)花鍵中，另一端由扭桿臂1固定在前右支架3上，駕駛室支承4與駕駛室的左右地板骨架連接。駕駛室為鎖止狀態(tài)時，該結(jié)構(gòu)使扭桿的扭轉(zhuǎn)角為最大，此時扭桿的扭力矩最大；當鎖止解除后，扭桿的扭力矩作用于駕駛室前支承，克服駕駛室重力矩，并施加較小的向上推力可使駕駛室實現(xiàn)翻轉(zhuǎn)。當駕駛室翻轉(zhuǎn)到最大角位置時，扭桿的能量基本釋放，駕駛室的翻轉(zhuǎn)速度逐漸衰減，輕輕上推駕駛室，依靠駕駛室支撐桿將駕駛室鎖在最大翻轉(zhuǎn)角的位置。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，駕駛室前支承對扭桿作用使其扭轉(zhuǎn)角增大，則扭阻力矩也增大，克服重力矩，使駕駛室的回落速度逐漸減小，當略加外力，向下拉動駕駛室即可使其鎖住。

圖1

在單扭桿翻轉(zhuǎn)機構(gòu)中，扭桿剛度和預扭角的大小直接影響到駕駛室翻轉(zhuǎn)性能。如果扭桿剛度偏大，預扭角偏小，在解除鎖止機構(gòu)時，駕駛室會突然彈起，而翻轉(zhuǎn)到一定角度時會出現(xiàn)翻轉(zhuǎn)沉重等現(xiàn)象。因此，扭桿的選配至關(guān)重要，合適的扭桿能夠使翻轉(zhuǎn)的輕便性大大提高。下文以某型輕卡駕駛室翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的扭桿選配為例，詳細介紹計算及校核過程。

2 計算分析

2.1 駕駛室質(zhì)心測量

扭桿設計參數(shù)，涉及到扭桿剛度、直徑、長度、工作扭轉(zhuǎn)角、兩端的花鍵參數(shù)等。為了確定扭桿設計參數(shù)，必須將駕駛室翻轉(zhuǎn)過程建立數(shù)學模型，首先必須確定該駕駛室的質(zhì)心、質(zhì)量、力臂等參數(shù)。

準確地測得駕駛室質(zhì)心位置坐標值及重量是一切計算分析的前提，使用懸掛法進行測量，在駕駛室的三維數(shù)模中分別測量出標記點與駕駛室旋轉(zhuǎn)中心在X、Z方向的距離，通過測量得出駕駛室的質(zhì)量和質(zhì)心數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 重量和重心坐標

2.2 確定扭桿剛度

原理：根據(jù)駕駛室重力矩和扭桿對翻轉(zhuǎn)中心力矩與翻轉(zhuǎn)角度關(guān)系，由扭桿及其傳遞機構(gòu)產(chǎn)生的反作用力矩克服駕駛室重力矩，從而使得在駕駛室上施加較小的外力即可實現(xiàn)駕駛室的翻轉(zhuǎn)（圖2）。

圖2

圖3

由圖3知，

Tw---駕駛室重力產(chǎn)生的力矩(Nm)，α---駕駛室翻轉(zhuǎn)角度(°)，β---駕駛室質(zhì)心角(°)，oa---駕駛室翻轉(zhuǎn)中心到其重心距離(m)，Gw---駕駛室的重力(N)

若設在正常使用狀態(tài)下，即駕駛室未翻轉(zhuǎn)時扭桿的扭轉(zhuǎn)角度為θ1，則在駕駛室翻轉(zhuǎn)過程中，扭桿的扭轉(zhuǎn)角θ與駕駛室翻轉(zhuǎn)角度α有如下關(guān)系：θ=θ1-α，由材料力學得：

T---扭桿扭矩(Nm)，θ1---駕駛室未翻轉(zhuǎn)時扭桿的扭轉(zhuǎn)角度(°)，θ---扭桿的扭轉(zhuǎn)角度(°)，G--扭桿剪切彈性模量，取 76000MPa(7600kgf/mm2)。

則翻轉(zhuǎn)輔助力矩為重力矩和扭桿扭矩的差值：

Tf---翻轉(zhuǎn)或鎖止時需要輔助的力矩(Nm)。

由以上推導可知，扭桿的選配，就是要使操作力矩小且均勻。據(jù)此先根據(jù)方程1做出重力矩曲線，如圖4所示，重力矩局限為余弦曲線。

圖4

對θ1設定為51.5°，K設定為45Nm/°，根據(jù)方程 2即可得到一條直線，如圖5所示。直線的角度正切就是扭桿的剛度值。

圖5

經(jīng)過研究發(fā)現(xiàn)，扭桿對翻轉(zhuǎn)中心的力矩與翻轉(zhuǎn)角度是一種線性關(guān)系，扭桿剛度直線有如下特點：

（1）直線角度正切為扭桿剛度。

（2）預扭角度決定直線的高度，變扭桿的預扭角可以使直線上下平移。

將重力矩曲線和扭桿扭力矩直線整合在一個圖形里，如圖6所示，重力矩矩Tw與扭力矩T曲線重合度越好翻轉(zhuǎn)力越輕便柔和，操作力矩越小，即越省力。

圖6

重力矩曲線和扭力矩直線的擬合需經(jīng)過兩個步驟：

（1）通過調(diào)整扭桿剛度，使得直線斜率和曲線斜率趨于一致。如圖所示，用直線擬合重力矩曲線，取得斜率最接近重力矩曲線的直線，直線的角度正切就是扭桿的剛度。

（2）在確定剛度后，通過調(diào)整預扭角，使得直線上下平移，調(diào)整與曲線的位置。

根據(jù)方程3可以得出翻轉(zhuǎn)輔助力矩曲線。如圖7所示，由于兩條線的重合度越高，則操作力矩越小，通過觀察力矩曲線，不斷調(diào)整預扭角。

圖7

通過以上步驟，得出扭桿的最佳剛度為 46.2Nm/°，預扭角為51.5°。所得最佳扭力矩直線如圖8所示。

圖8

2.3 確定扭桿直徑

扭桿設計參數(shù)如圖9所示，扭桿的剛度和扭桿直徑、材料、有效工作長度有關(guān)，在扭桿的材料確定、有效工作長度變化很小的情況下，剛度只和扭桿的直徑有關(guān)，就可以求出直徑了。

圖9

根據(jù)設計需要（駕駛室的底橫梁的寬度）取扭桿的總長為1017mm

扭桿的花鍵長 L3=26mm

花鍵與等桿徑處是通過圓弧過度。

扭桿頭左右直經(jīng)分別為D1=30mm D2=27.75mm

通過計算和設計得出了剛度和扭桿的總長。假設扭桿的直徑為24mm(由于扭桿的直徑對扭桿的有效長度影響不大，故先設定一個桿徑來計算扭桿的有效長度L)。

過渡部分長度 L1(左)=（D－d）／（2×TAN15）=11.28mm L1(右)=（D－d）／（2×TAN15）=7.05mm

來計算扭桿過度部分有效長度

Lg1=6.98mm

Lg2=2.76

L有效=L-L1左-L1右+ Lg1+ Lg2（1）

KT=πd4 G/ 32L（2）

將算出的L有效代入，

d=24.2mm

算出來的桿徑d=24.2比假定值d=24稍大。用計算出來的桿徑重新計算扭桿的剛度。

過渡部分長度：

得出K=46.2N.m/deg

經(jīng)計算得出扭桿的剛度值為46.2N.m/deg。

扭轉(zhuǎn)切應力：

扭桿扭轉(zhuǎn)角度為51.5°

得出τ=856Mpa

τ＜1000Mpa故扭轉(zhuǎn)切應力合理。

經(jīng)過計算校核，得出了扭桿的全部設計參數(shù)如下：

直徑：24.2mm；剛度：46.2Nm/°，長度：1017mm，花鍵端26mm；預扭角51.5°

2.4 試裝驗證

表3 實際裝車運行試驗測試結(jié)果

根據(jù)計算結(jié)果，生產(chǎn)出符合設計要求的翻轉(zhuǎn)扭桿，并裝配實車，進行翻轉(zhuǎn)性能試驗，用電子測力儀測量上翻和下翻中的操作力見表3。

3 結(jié)論

通過對翻轉(zhuǎn)機構(gòu)翻轉(zhuǎn)過程的數(shù)學建模分析，為該型輕卡匹配了適合的扭桿，經(jīng)過輕便性測試，在翻轉(zhuǎn)過程中上翻和下翻的平均最大操作力分別為187.8N和169.4N，整個翻轉(zhuǎn)過程用力均勻，操作輕便、安全，符合人機工程學原理，達到預期的設計目標。

[1] 徐勇剛,何仁.重型汽車駕駛室電動/手動液壓翻轉(zhuǎn)機構(gòu).重型卡車,2004.

[2] 劉青,劉攀,呂應明.人機工程學在機車駕駛室中的應用研究.機械研究與應用,2006.

[3] 王立祥,王常清，賈國強.駕駛室翻轉(zhuǎn)扭桿的設計.拖拉機與農(nóng)用運輸車,2004.

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

[5] 汽車工程手冊設計篇.北京:人民交通出版社,2001.

The Selection And Design Of A Rollover Torsion Rod In A Light Card

Li Xin, Gu Jue, Chen Pengfei, Liu Xi
（Technology center of Jianghuai Automobile Co., LTD, Anhui Hefei 230601）

To satisfy the needs of the engine maintenance, repair etc., the Medium truck cab should have the ability to be overturned. the cab can be overturned conveniently, which must resort to mechanism. the optimized diameter of the torsion bar was confirmed by building the mathematic model of the cab turnover process, and the turnover force was calculated. The test results show that the optional sleeper cab's torsion bar turnover force was reduced greatly. An effective way of overturn framework's quality was presented.

Medium truck; cab; Overturn framework; torsion bar; Handiness performance

U462.1

A

1671-7988(2017)22-12-04

10.16638 /j.cnki.1671-7988.2017.22.005

李鑫，就職于安徽江淮汽車集團股份有限公司。

CLC NO.:U462.1

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1671-7988(2017)22-12-04