基于ADAMS的鉆機底盤助力系統仿真分析

田寶楨，鮮前，黃松和

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基于ADAMS的鉆機底盤助力系統仿真分析

田寶楨，鮮前，黃松和*

（西南交通大學 機械工程學院，四川 成都 610031）

為提高多軸車輛轉向助力系統的性能，以轉向系統中轉向連桿為研究對象，分別設計了兩種助力油缸布置方案，使用ADAMS分別建立了兩種方案下轉向連桿系統的動力學模型，模型包括轉向梯形連桿、轉向器連桿和橋間轉向機構連桿，通過仿真得到了兩種方案中所有桿件在原地轉向過程中，由助力油缸驅動克服轉向阻力時所受的拉力或壓力，分析了各個拉桿在整個轉向過程中的受力變化。結果表明：隨著轉向角度的增大，轉向桿系受力普遍增加，其中橋間轉向機構連桿受力最大；在兩種油缸布置方案中，三油缸布置方案能夠使得桿系受力均勻，減少橋間轉向桿的受力。

ADAMS；鉆機；底盤；轉向助力系統；多橋轉向機構

目前，2000～4000 m鉆機均采用車載底盤，且隨著鉆探深度的不斷增加，整車質量也逐漸增加。以現有的4000 m車載鉆機為例，一般采用7軸車載底盤，其整備質量已接近100 t。為提高車輛的轉向性能，多軸車輛一般使用多前軸轉向技術。本文中的石油鉆機底盤，共有3根前轉向橋，負載高達43 t[1]，僅僅依靠方向盤轉向器和拉桿系統，無法提供轉向所需操縱力，故需要在轉向系統中增加轉向助力系統[2]。

轉向助力系統通常由主機廠家根據具體車型進行設計，相關研究的公開資料較少，郭苓等[2]通過力學計算對某12×8鉆機底盤助力系統進行了改進，修改了油缸數量和布置方式，但是對轉向桿系的仿真研究較少。

本文以與某石油設備公司共同合作開發的一款石油鉆機底盤為分析對象，按照相關參數建立ADAMS三維模型，分別對三油缸和四油缸轉向助力方案進行仿真分析。得到了兩種方案下，轉向桿系包括轉向橋轉向節臂、梯形桿、橋間轉向搖臂、橋間直拉桿等部件的受力情況，對多軸車輛轉向助力系統的設計具有參考價值。

1 轉向油缸布置方案

對于三前橋底盤車，底盤主機廠家采用兩種布置方式，如圖1所示。方案一采用四油缸對稱布置方案，即在前兩橋每橋對稱安裝兩根助力油缸，通過橋間轉向連桿驅動第三橋車輪轉向。方案二采用三油缸非對稱布置方案，即在前三橋上各安裝一根轉向助力油缸。

1.助力油缸2.梯形連桿3.主銷轉動中心

國內車輛的駕駛室在車輛左前方，轉向助力器安裝在一橋左側、轉向助力油缸安裝在一橋右側，在車橋中間前部焊接油缸鉸接支架，與油缸筒尾部相連。以同樣的連接方式在二橋左側和三橋右側各安裝一個轉向助力油缸。

2 車輛轉向阻力計算

液壓助力系統的設計首先需要對車輛轉向阻力進行分析計算，并以此完成液壓助力系統的設計和零部件選型。

汽車的轉向阻力為轉向輪與地面的摩擦阻力和各轉向部件之間的阻力和。一般采用經驗公式進行計算，原地轉向阻力矩經驗公式[3]為：

式中：M為在瀝青或混泥土路面上的原地轉向阻力矩，N·m；為滑動摩擦系數，取0.7；1為轉向橋軸荷，本項目中底盤前三橋的額定橋荷為130 kN；為輪胎充氣壓力，取0.80 MPa。

單橋轉向阻力矩為：

M＝11863 N·m

單個車輪的原地轉向阻力矩為：

整車原地轉向阻力矩為：

3 液壓助力系統設計

液壓轉向助力系統由轉向油泵、轉向器、轉向助力油缸等組成。參考現有車型，轉向油泵選用定量葉片泵，排量為42.4 mL/r，最大工作壓力15.2 MPa，最高轉速2400 r/min。轉向器選用某轉向器公司的ZJ120-125型轉向器，如圖2所示，助力缸徑為120 mm，最大工作壓力17 MPa，最大輸出扭矩9613 N·m。

為準確計算出油缸對轉向輪的作用力，現根據助力油缸的安裝位置計算助力油缸的最小力臂。圖3為單個液壓轉向助力油缸的布置簡圖，點為液壓油缸安裝點，為轉向節臂初始位置，與為液壓油缸的極限行程位置。當車輛直線行駛時，油缸總長度為；當車輛轉動到右極限時，油缸總長度為；當車輛轉動到左極限時，油缸總長度為；其中轉向節臂端點運動軌跡為圓形。根據幾何關系，可分別求出前三橋各轉向助力油缸作用到主銷上最小力臂，如表1所示。

圖2 ZJ120-125液壓助力轉向器

圖3 助力油缸布置圖

表1 液壓缸最小作用力臂

考慮管路壓力損失，油缸工作壓力設為油泵最大工作壓力的80%[4]，即＝12 MPa，則助力器在工作壓力下最大扭矩為：

（1）四助力油缸方案，選用內徑＝28、外徑＝63的油缸，產生的轉向驅動力矩為：

則轉向助力裝置輸出的總力矩為：

轉向助力裝置輸出力矩大于車輛原地轉向阻力，故車輛在原地和行駛過程中均能實現靈活轉向。另外，一橋左側、一橋右側、二橋左側、二橋右側的油缸輸出力矩分別為7470 N·m、6087 N·m、7772 N·m、6362 N·m。

（2）三助力油缸方案，選用內徑＝32、外徑＝70的油缸，產生的轉向驅動力矩為：

則轉向助力裝置輸出的總力矩為：

轉向助力裝置輸出力矩大于車輛原地轉向阻力，則車輛在原地和行駛過程中均能實現靈活轉向。另外，一橋右側、二橋左側、三橋右側的油缸輸出力矩分別為8804 N·m、11361 N·m、9498 N·m。

4 車輛模型的建立

為了分析轉向桿系的損壞原因以及提高其使用可靠性，需要對轉向桿系進行動力學分析。由于液壓助力油缸只提供轉向助力，無法精確控制各個轉向輪的轉動角度，因此在多前橋轉向系統中，使用沿車身方向布置的橋間轉向連桿連接前后兩橋，并和每橋上的轉向梯形連桿共同組成多橋轉向連桿系統，使得整個轉向前橋成為單一自由度系統，協調前橋各輪在車輛轉向時的精確轉角關系[5]。

地面對車輪的轉向阻力和油缸的助力均可等效為車輛主銷的轉矩。而本文重點研究的連桿系統、梯形桿均通過轉向節臂與轉向節相連。因此為簡化建模，將轉向阻力和油缸力均轉化為相應的力矩作用在轉向節上，在僅研究轉向桿系受力的情況下仿真結果在可接受范圍內[6]。表2為在轉向節上施加的力矩。建立的ADAMS動力學模型如圖4所示。

表2 作用在轉向節上的轉矩

圖4 轉向桿系模型

5 分析結果

對方案一和方案二中各桿件的受力情況進行對比分析。因車輛原地轉向阻力最大，本文僅對原地轉向工況進行仿真，找出各桿件所承受的最大載荷，仿真測量結果如表3所示。通過分析可知，系統中受力最大的桿件為橋間轉向機構，而梯形機構的受力相對較小。

方案一中，二、三橋間直拉桿最大受力為71970 N，一、二橋間的直拉桿最大受力為50072 N，與直拉桿相連的垂向擺臂和橫拉桿受力也較大。主要原因是由于方案二中一、二橋之間的各轉向輪偏轉都由轉向助力油缸提供動力，而三橋轉向輪偏轉主要靠二、三橋之間的轉向搖臂機構實現，所以一、二橋之間的轉向搖臂機構的各桿件所受載荷要小于二、三橋轉向搖臂機構所對應的桿件。

方案二中，由于每橋均有助力油缸，因此對橋間連桿要求不高，二、三橋橋間直拉桿最大受力為15183 N，一、二橋之間的直拉桿最大受力為20238 N，與方案一相比，其桿系受力有了大幅下降。

表3 桿件承受的最大載荷仿真測量結果

然后對主要受力桿件進行仿真，得到其在運動過程的受力情況，如圖5所示。結果表明，在轉向過程中桿件受力變化并不大，最大受力點一般位于極限轉角處。不同的助力油缸布置方式對轉向系統力學性能有較大影響，由于三油缸方案每橋上均有油缸，不再完全依靠橋間直拉桿驅動第三橋，因此對直拉桿的強度和二三橋間搖臂的強度要求大大降低，實際工程應用中推薦在每一橋上均布置助力油缸。但三油缸為非對稱設計，左右轉向時油缸產生的轉向力矩不同，因此產生的影響還需深入研究。

6 結論

本文首先分析兩種助力油缸布置方案，計算車輛轉向阻力矩，并對轉向助力系統進行選型和匹配驗算。在ADAMS中建立轉向系統模型，通過仿真得到兩種方案中轉向桿系的受力情況。結果表明，三油缸布置方案能夠使得桿系受力均勻，大幅減少橋間轉向桿系的受力。對多軸車輛的轉向系統設計具有參考意義。

圖5 桿件受力對比圖

[1]鮮前，黃松和. 基于ADAMS的多軸車輛前三橋轉向機構優化分析[J]. 建筑機械，2017（6）：79-83.

[2]王超，高秀華，張小江， 等. 多軸車輛轉向桿系剛柔耦合分析[J]. 機械設計與制造，2011（11）：202-204.

[3]郭苓，周良，袁國強. 12×8修井機底盤轉向助力改進[J]. 農業裝備與車輛工程，201（8）：43-44.

[4]鮮前. 七軸鉆機底盤三橋轉向分析[D]. 成都：西南交通大學機械工程學院，2017.

[5]廖丹. 重型汽車雙前橋轉向系統的優化設計及仿真研究[D]. 長沙：湖南大學，2002.

[6]李仲奎. 基于虛擬樣機技術的雙前橋重型汽車轉向系統仿真研究[D]. 合肥：合肥工業大學，2006.

Design and Analysis of Hydraulic Booster System for Oil Rig Chassis Based on ADAMS

TIAN Baozhen，XIAN Qian，HUANG Songhe

( School of Mechanical Engineering, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China )

In order to optimize the performance of power steering system of multi axle vehicle, this paper took the steering linkage of steering system as the research object, designed two cylinder power layout scheme and established dynamics model of the steering linkage of two scheme by ADAMS. The forces acting on the steering bar which driven by the power cylinder to overcome the steering resistance of the two schemes were obtained by simulation, and the force changes of the tie bars in the whole steering process were analyzed. The results show that with the increase of the steering angle, steering linkage force is generally increased and the bridge between the connecting rod steering mechanisms of had the maximum force. In the two cylinder layout, three cylinder layout scheme can make the rod force uniform and reduce the force of steering linkage between bridge.

ADAMS；drilling rig；chassis；steering assist system；multi-bridge steering mechanism

U362

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2018.03.002

1006－0316 (2018) 03－0006－05

2017－09－07

田寶楨（1992－），男，山東泰安人，碩士研究生，主要研究方向機械設計及理論；鮮前（1991－），男，四川南通人，碩士研究生，主要研究方向機械設計及理論。

黃松和（1960－），男，福建浦城人，碩士，副教授、碩士生導師，主要研究方向為工程機械。