自卸車前頂套筒式油缸液壓舉升校核分析

龍愛軍 胡新才王文 劉永福

摘要：在重型工程自卸車板塊中，前頂套筒式油缸布置較簡單，性能可靠，舉升力系數(shù)小，安全系數(shù)高，舉升噸位大，使用壽命長，結(jié)構(gòu)緊湊，維護(hù)方便，已經(jīng)被越來越多的中型和重型汽車生產(chǎn)廠家所采用。通過對自卸工程車前頂套筒式油缸舉升力分析計算，詳細(xì)分析了其受力情況及齒輪泵、換向閥、液壓油管及液壓油箱元器件的選型，并對整車舉升過程中軸荷進(jìn)行驗算，校核是否存在翹頭風(fēng)險。

關(guān)鍵詞：套筒式油缸；舉升力；齒輪泵；液壓換向閥；液壓油管；液壓油箱；軸荷；翹頭

中圖分類號：U469.4? 收稿日期：2023-03-20

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2023.08.015

1 前言

隨著時代的進(jìn)步，人們對于自卸車舉升的性能要求也逐漸提高。液壓舉升系統(tǒng)是自卸車中舉足輕重的部份，其可靠性與部件選型直接影響到整車性能及使和壽命?，F(xiàn)在市場上自卸車液壓舉升系統(tǒng)出現(xiàn)的故障，基本上與液壓系統(tǒng)的計算及其元件選型有關(guān)，故障因素主要如下：沒有考濾壓力儲備余量；沒有考濾不卸貨狀態(tài)；齒輪泵選型排量不足，舉升時間慢；液壓油箱選型容積偏小造成回油時油箱口瀝油等。

本文對液壓舉升系統(tǒng)做了全方位多角度的計算分析，對貨箱不卸貨狀態(tài)的壓力進(jìn)行計算得到較精準(zhǔn)的液壓舉升能力值，并對其進(jìn)行實際舉升質(zhì)量的驗算。針對液壓系統(tǒng)各元器件從多角度去計算及對比分析，以取得最優(yōu)的選型方案，滿足液壓系統(tǒng)本身的舉升能力，同時達(dá)到法規(guī)標(biāo)準(zhǔn)的要求。對自卸車油缸舉升過程的軸荷進(jìn)行詳細(xì)計算及說明，保證車輛既安全又可靠的執(zhí)行舉升動作。

2 前頂套筒式油缸舉升力計算方法

2.1 案例車型的相關(guān)參數(shù)

a.貨箱內(nèi)部尺寸為5 600 mm×2 300 mm×1 200 mm[1]，舉升質(zhì)量=載質(zhì)量+貨箱自重=47 350 kg，油缸的舉升質(zhì)量為=47 350 kg。

b.液壓缸的機(jī)械效率ηm=0.95。

c.容積效率ηv=0.98。

d.液壓缸上下支點的位置已知。

e.貨廂旋轉(zhuǎn)中心已知。

f.系統(tǒng)額定壓力P=20 MPa，取計算壓力為16 MPa，安全系數(shù)為1.2。

2.2 液壓油缸的計算

根據(jù)總布置的要求，液壓油缸的行程與油缸級數(shù)需根據(jù)上裝布置及貨箱前板帽檐高度來定。當(dāng)貨箱舉升到45°時油缸拉出行程3 927 mm，為了預(yù)留空間防止舉升角度過小和防止貨箱放平時油缸頂死，油缸行程盡量取大。油缸靜止時從布置圖上量油缸長度850 mm，級數(shù)=總行程／單級油缸長度=5級，油缸最后確定為：行程4 300 mm，級數(shù)5，單級行程860 mm。

a.液壓油缸在初始位置時，其受力分析見圖1。

根據(jù)力矩平衡條件[2]G·LG1=F1·LF1得液壓缸的首節(jié)推力為：

液壓油缸首節(jié)直徑為：

液壓油缸在第二節(jié)伸出后，其受力分析見圖2。

根據(jù)力矩平衡條件G·LG2= F2·LF2得液壓缸的第二節(jié)推力為：

液壓油缸在第三節(jié)伸出后，其受力分析見圖3。

根據(jù)力矩平衡條件G·LG3=F3·LF3得液壓缸的第三節(jié)推力為：

液壓油缸在第四節(jié)伸出后，其受力分析見圖4。

根據(jù)力矩平衡條件G·LG4=F4·LF4得液壓缸的第四節(jié)推力為：

液壓油缸在第五節(jié)伸出后，其受力分析見圖5。

根據(jù)力矩平衡條件G·LG5=F5·LF5得液壓缸的第五節(jié)推力為：

通過計算油缸的各節(jié)直徑分別為D1=125 mm，D2=120 mm，D3=114 mm，D4=105 mm，D5=93 mm，根據(jù)液壓缸套筒的組合、零部件系列化及模塊化要求，該車型應(yīng)該選取的液壓油缸的型號為5TG-G169X4300[3]。

3 液壓元件的選型

3.1 齒輪泵的選取和主要參數(shù)的計算

3.1.1 最小流量Qmin

根據(jù)QC/T 222《自卸汽車通用技術(shù)條件》[4]的規(guī)定，自卸汽車的舉升時間t應(yīng)不大于40 s，根據(jù)該條件可確定系統(tǒng)的最小流量Qmin。

系統(tǒng)的最小流量：

其中：

3.1.2 齒輪泵具體參數(shù)選擇的計算

a.齒輪泵的最高轉(zhuǎn)速：

式中，i為取力器傳動比i=1.67；ne為電機(jī)額定轉(zhuǎn)速2 500 r/min。

b.齒輪泵最小流量Qbmin（取齒輪泵泄漏系數(shù)為1.3）[5]：

c.根據(jù)齒輪泵最小流量，計算出齒輪泵最小排量：

考慮到該車在自卸操縱時，電機(jī)實際轉(zhuǎn)速可能達(dá)不到最大功率下的轉(zhuǎn)速，故選取齒輪泵時，以齒輪泵最低轉(zhuǎn)速下的排量為基礎(chǔ)進(jìn)行選型。根據(jù)以上計算結(jié)果以及選型要求，可選取CB-G110型齒輪泵[6]，該齒輪泵的參數(shù)如下：公稱排量為110 ml/r，額定壓力為20 MPa，最高壓力為25 MPa，最高轉(zhuǎn)速為2 500 r/min。

3.2 換向閥的選擇

根據(jù)換向閥的公稱壓力應(yīng)不小于系統(tǒng)工作壓力，和額定流量應(yīng)滿足舉升時間的要求，即額定流量應(yīng)大于系統(tǒng)的最小流量[7]Qmin，則

由此選取三位三通換向閥參數(shù)：最大壓力為25 MPa，額定流量為200 L/min。

下面進(jìn)行舉升時間的計算校驗。舉升時間不僅與泵的排量有關(guān)，且與分配器的排量也有關(guān)系，所以在校核舉升時間時應(yīng)兩者均分別計算，取其較大的值與標(biāo)準(zhǔn)相比較看是否滿足要求。

a.以泵的額定排量Q泵來計算時間，應(yīng)考慮泄漏因素，一般取泄漏系數(shù)為1.3，則

b.以分配器的額定排量Q分來計算時間：

綜上所述，其舉升時間為28 s，小于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的40 s以內(nèi)，滿足標(biāo)準(zhǔn)法規(guī)要求。

3.3 液壓油管的計算和選擇

a.齒輪泵的吸油管最大直徑[8]：

式中，Qbmax為齒輪泵的最大流量（取齒輪泵泄漏系數(shù)為1.3）；v為膠管的允許流速，通常取v≤ 6m/s。

由此可計算：

b.齒輪泵的排油管最小直徑：

式中，Qmin為系統(tǒng)最小流量，Qmin=117 L/min。則：

現(xiàn)在該車型傾卸機(jī)構(gòu)，選用110泵，吸油管內(nèi)徑為45 mm，排油管內(nèi)徑為42 mm。

3.4 液壓油箱的選擇

油箱的容積應(yīng)能保證當(dāng)系統(tǒng)有大量供油而無回油時，最低液面應(yīng)在液壓泵進(jìn)口過濾器之上，保證不會吸入空氣；當(dāng)系統(tǒng)有大量回油而無供油，或系統(tǒng)停止運行時，油液不致溢出。

液壓油箱容積的確定：油缸容積的6/5～3/2倍[9]。

考慮零部件模塊化要求，選用容積為110 L的液壓油箱。

4 計算實際舉升質(zhì)量

根據(jù)計算選取的液壓缸以及所選的換向閥，計算實際能夠舉升的質(zhì)量，按貨物不傾卸狀態(tài)來計算。

a.液壓油缸首節(jié)推力為：

上式計算時，設(shè)定液壓系統(tǒng)安全系數(shù)為1.2，取計算壓力為16 MPa。

根據(jù)力矩平衡條件，計算液壓缸在首節(jié)舉升時，能夠舉升的實際重量：

根據(jù)計算結(jié)果得出結(jié)論：在貨物不傾卸狀態(tài)下，液壓油缸能正常舉升全部貨物。

b.液壓油缸第二節(jié)推力為：

根據(jù)力矩平衡條件，計算液壓缸在第二節(jié)舉升時，能夠舉升的實際重量：

根據(jù)計算結(jié)果得出結(jié)論：在貨物不傾卸狀態(tài)下，液壓油缸能正常舉升全部貨物。

c.液壓油缸第三節(jié)推力為：

根據(jù)力矩平衡條件，計算液壓缸在第二節(jié)舉升時，能夠舉升的實際重量：

根據(jù)計算結(jié)果得出結(jié)論：在貨物不傾卸狀態(tài)下，液壓油缸能正常舉升全部貨物。

d.液壓油缸第四節(jié)推力為：

根據(jù)力矩平衡條件，計算液壓缸在第二節(jié)舉升時，能夠舉升的實際重量：

根據(jù)計算結(jié)果得出結(jié)論：在貨物不傾卸狀態(tài)下，液壓油缸在工作壓力為16 MPa時不能舉升全部貨物，此時液壓系統(tǒng)壓力將逐漸升高直到能舉升全部貨物為止。

通過貨物的重量計算出油缸壓力為：17.65 MPa＜20 MPa（額定壓力），此時液壓系統(tǒng)能正常舉升全部貨物。

e.液壓油缸第五節(jié)推力為：

根據(jù)力矩平衡條件，計算液壓缸在第二節(jié)舉升時，能夠舉升的實際重量：

根據(jù)計算結(jié)果得出結(jié)論：在貨物不傾卸狀態(tài)下，液壓油缸在工作壓力為16 MPa時不能舉升全部貨物，此時液壓系統(tǒng)壓力將逐漸升高直到能舉升全部貨物為止。

通過貨物的重量計算出油缸壓力為：19 MPa＜20 MPa（額定壓力），此時液壓系統(tǒng)能正常舉升全部貨物。

綜上所述，選取液壓油缸的型號為：5TG-G169X4300（首節(jié)直徑為169 mm，第二節(jié)直徑為144 mm，第三節(jié)直徑為125 mm，第四節(jié)直徑為105 mm，第五節(jié)直徑為86 mm）是滿足液壓系統(tǒng)舉升性能要求的。

5 計算舉升過程中的前后軸荷

自卸車在舉升過程中的前后軸荷是發(fā)生變化的，當(dāng)前軸荷為0或為負(fù)數(shù)時，前軸將會離開地面存在翹頭風(fēng)險，將會引起重大安全事故，所以自卸車軸荷的計算是必不可少的。下面將對車輛在舉升為0°和舉升45°時的前后軸荷進(jìn)行詳細(xì)計算，校核其是否存在翹頭風(fēng)險。

該車型為8×4，前兩軸為單橋單胎，后雙軸為平衡軸連接的中后橋雙胎布置，車型結(jié)構(gòu)如圖6所示。

先計算由上裝重量及載重量加載后各軸軸荷重量，再加上二類底盤時各軸軸荷重量，最后可得出整車各軸軸荷重量。

則由平衡條件及靜力學(xué)原理可得出兩式如下：

上述兩式中共計有未知量3個，顯然無法得到準(zhǔn)確的解。因此，需要構(gòu)造第三個方程。為了構(gòu)造第三個方程，在這里引入懸架變形關(guān)系（見圖7）。

設(shè)車架為剛性梁又由于汽車在設(shè)計時都有整車姿態(tài)角，故車架原始高度及懸架安裝于車架的原始高度可定，將輪胎與懸架看作彈性元件，視其為彈性支撐，則當(dāng)板簧加載前和加載后彈性元件都會出現(xiàn)一定的變形量，而附加關(guān)系式則主要通過這種變形關(guān)系得出。

通過數(shù)據(jù)簡化得到的受力模型如圖7所示，其中，K1、K2、K3為板簧的剛度；L1、L2、L3為板簧的變形量；F1、F2、F3為上裝重量及載重量加載后三個軸的軸荷；S2為兩前橋的軸距；S3為前一橋到后橋的距離。

圖8為懸架變形簡化示意圖。

由圖8可以得到幾何關(guān)系：

式中，L1＝m1簧g/K1=F1簧/K1；L2＝m2簧g/K2=F2簧/K2；L3＝m3簧g/K3=F3簧/K3；F1＝F1簧+F1非；F2＝F2簧+F2非；F3＝F3簧+F3非。所以公式（37）又可以寫成：

m簧又稱簧上質(zhì)量，即由懸架所支承的汽車質(zhì)量（即懸架以上所有零部件的全部質(zhì)量），也稱為簧載質(zhì)量；m非又稱簧下質(zhì)量，一般包括車輪、車軸等。

聯(lián)立式（34）、式（35）、式（37）求解，即可得到雙前橋車輛的軸荷。

a.貨箱舉升角度為0°時整車各作用力分布（見圖6），由已知條件得知：

GS（載重量+上裝重量）＝47 350 kgf，S1＝5 588 mm，S2＝1 850 mm，S3＝6 225 mm，K1＝690 N/mm，K2＝690 N/mm，K3＝5 900 N/mm，輪輞重50 kg，前橋重390 kg，后橋重1 014 kg/936 kg，m1非＝640 kg，m2非＝640 kg，m3非＝2 950 kg。

b.二類底盤整備質(zhì)量13 160 kg，前一橋軸荷3 905 kg，前二橋軸荷3 905 kg，后雙橋質(zhì)量為5 350 kg。

代入式（34）、式（35），則

F1+F2+F3=47 350 kgf

F2×1 850+F3×6 225=264 591 800 kg·mm

根據(jù)上面已知參數(shù)計算得出：

F1＝2 790 kgf，F(xiàn)2=2 937 kgf，F(xiàn)3=41 623 kgf

此軸荷為載質(zhì)量和上裝總質(zhì)量分到各軸的重量，不包括二類底盤時的軸荷重量。各軸荷再加上二類底盤時相應(yīng)軸荷之和為整車各軸荷重量，計算如下：

F1整車＝6 695 kgf，F(xiàn)2整車=6 842 kgf，F(xiàn)3整車=46 973 kgf

結(jié)論：前軸軸荷占整車重量的22.37%，一般經(jīng)驗值為19%～25%，滿足設(shè)計要求。

a.貨箱不卸貨狀態(tài)下舉升角度為45°時（見圖9），由已知條件得知：

GS（載荷+上裝重力）＝47 350 kgf，S1＝6 925 mm，S2＝1 850 mm、S3＝6 225 mm，K1＝690 N/mm，K2＝690 N/mm，K3＝5 900 N/mm，輪輞重50 kg，前橋重390 kg，后橋重1 014 kg/936 kg，m1非＝640 kg，m2非＝640 kg，m3非＝2950 kg。

b.二類底盤整備質(zhì)量13 160 kg，前一橋軸荷3 905 kg，前二橋軸荷3 905 kg，后雙橋5 350 kg。

代入式（34）、式（35），則：

F1+F2+F3=47 350 kgf

F2×1 850+F3×6 225=327 898 750 kg·mm

根據(jù)上面已知參數(shù)計算得出：

F1＝-3 768 kgf，F(xiàn)2=-2 224 kgf，F(xiàn)3=53 342 kgf

此軸荷為載質(zhì)量和上裝總質(zhì)量分到各軸的重量，不包括二類底盤時的軸荷重量。

各軸荷再加上二類底盤時相應(yīng)軸荷之和為整車各軸荷重量，計算如下：

F1整車＝138 kgf，F(xiàn)2整車=1 681 kgf，F(xiàn)3整車=58 692 kgf

結(jié)論：前一橋和前二橋軸荷為正數(shù)，有正向軸荷重量，整車不存在翹頭風(fēng)險。

由本節(jié)分析可知，液壓系統(tǒng)性能計算不僅能應(yīng)用到自卸車領(lǐng)域，而且在工程機(jī)械或其他類機(jī)械中凡是有液壓系統(tǒng)的地方均能參考上述計算方法來對液壓系統(tǒng)性能進(jìn)行計算和液壓元器件的選型。只有理論計算精準(zhǔn)了，才能滿足各工況性能，各液壓元器件的選型也能滿足各工況要求，自卸車乃至各類工程機(jī)械的液壓系統(tǒng)才能更高效更長久的運行。市場上各類液壓元器件也能達(dá)到通用化、模塊化，互換性大大提高，這些能對液壓系統(tǒng)元器件售后服務(wù)的便利性起了主導(dǎo)作用。

6 結(jié)語

液壓舉升系統(tǒng)是自卸工程車舉足輕重的部分，其系統(tǒng)可靠性的計算與零部件選型直接影響到整車性能，所以理論計算分析必須詳細(xì)且準(zhǔn)確。當(dāng)然不僅僅是前頂套筒油缸舉升系統(tǒng)，其他類型的舉升系統(tǒng)結(jié)構(gòu)在平時工作中也要根據(jù)實際工作情況進(jìn)行詳細(xì)分析校核，做到科學(xué)用車、科學(xué)造車。

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作者簡介：

龍愛軍，男，1986年生，高級工程師，研究方向為新能源商用車。