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，舉升力系數小，安全系數高，舉升噸位大，使用壽命長，結構緊湊，維護方便，已經被越來越多的中型和重型汽車生產廠家所采用。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行驗算，校核是否存在翹頭風險。

關鍵詞：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。現在市場上自卸車液壓舉升系統出現的故障，基本上與液壓系統的計算及其元件選型有關，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；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做了全方位多角度的計算分析，對貨箱不卸貨狀態的壓力進行計算得到較精準的液壓舉升能力值，并對其進行實際舉升質量的驗算。針對液壓系統各元器件從多角度去計算及對比分析，以取得最優的選型方案，滿足液壓系統本身的舉升能力，同時達到法規標準的要求。對自卸車油缸舉升過程的軸荷進行詳細計算及說明，保證車輛既安全又可靠的執行舉升動作。

2 前頂套筒式油缸舉升力計算方法

2.1 案例車型的相關參數

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

b.液壓缸的機械效率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.貨廂旋轉中心已知。

f.系統額定壓力P=20 MPa，取計算壓力為16 MPa，安全系數為1.2。

2.2 液壓油缸的計算

根據總布置的要求，液壓油缸的行程與油缸級數需根據上裝布置及貨箱前板帽檐高度來定。當貨箱舉升到45°時油缸拉出行程3 927 mm，為了預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=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。

根據力矩平衡條件[2]G·LG1=F1·LF1得液壓缸的首節推力為：

液壓油缸首節直徑為：

液壓油缸在第二節伸出后，其受力分析見圖2。

根據力矩平衡條件G·LG2= F2·LF2得液壓缸的第二節推力為：

液壓油缸在第三節伸出后，其受力分析見圖3。

根據力矩平衡條件G·LG3=F3·LF3得液壓缸的第三節推力為：

液壓油缸在第四節伸出后，其受力分析見圖4。

根據力矩平衡條件G·LG4=F4·LF4得液壓缸的第四節推力為：

液壓油缸在第五節伸出后，其受力分析見圖5。

根據力矩平衡條件G·LG5=F5·LF5得液壓缸的第五節推力為：

通過計算油缸的各節直徑分別為D1=125 mm，D2=120 mm，D3=114 mm，D4=105 mm，D5=93 mm，根據液壓缸套筒的組合、零部件系列化及模塊化要求，該車型應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的計算

3.1.1 最小流量Qmin

根據QC/T 222《自卸汽車通用技術條件》[4]的規定，自卸汽車的舉升時間t應不大于40 s，根據該條件可確定系統的最小流量Qmin。

系統的最小流量：

其中：

3.1.2 齒輪泵具體參數選擇的計算

a.齒輪泵的最高轉速：

式中，i為取力器傳動比i=1.67；ne為電機額定轉速2 500 r/min。

b.齒輪泵最小流量Qbmin（取齒輪泵泄漏系數為1.3）[5]：

c.根據齒輪泵最小流量，計算出齒輪泵最小排量：

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

3.2 換向閥的選擇

根據換向閥的公稱壓力應不小于系統工作壓力，和額定流量應滿足舉升時間的要求，即額定流量應大于系統的最小流量[7]Qmin，則

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

下面進行舉升時間的計算校驗。舉升時間不僅與泵的排量有關，且與分配器的排量也有關系，所以在校核舉升時間時應兩者均分別計算，取其較大的值與標準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，應考慮泄漏因素，一般取泄漏系數為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，小于標準規定的40 s以內，滿足標準法規要求。

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為系統最小流量，Qmin=117 L/min。則：

現在該車型傾卸機構，選用110泵，吸油管內徑為45 mm，排油管內徑為42 mm。

3.4 液壓油箱的選擇

油箱的容積應能保證當系統有大量供油而無回油時，最低液面應在液壓泵進口過濾器之上，保證不會吸入空氣；當系統有大量回油而無供油，或系統停止運行時，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 計算實際舉升質量

根據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量，按貨物不傾卸狀態來計算。

a.液壓油缸首節推力為：

上式計算時，設定液壓系統安全系數為1.2，取計算壓力為16 MPa。

根據力矩平衡條件，計算液壓缸在首節舉升時，能夠舉升的實際重量：

根據計算結果得出結論：在貨物不傾卸狀態下，液壓油缸能正常舉升全部貨物。

b.液壓油缸第二節推力為：

根據力矩平衡條件，計算液壓缸在第二節舉升時，能夠舉升的實際重量：

根據計算結果得出結論：在貨物不傾卸狀態下，液壓油缸能正常舉升全部貨物。

c.液壓油缸第三節推力為：

根據力矩平衡條件，計算液壓缸在第二節舉升時，能夠舉升的實際重量：

根據計算結果得出結論：在貨物不傾卸狀態下，液壓油缸能正常舉升全部貨物。

d.液壓油缸第四節推力為：

根據力矩平衡條件，計算液壓缸在第二節舉升時，能夠舉升的實際重量：

根據計算結果得出結論：在貨物不傾卸狀態下，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），此時液壓系統能正常舉升全部貨物。

e.液壓油缸第五節推力為：

根據力矩平衡條件，計算液壓缸在第二節舉升時，能夠舉升的實際重量：

根據計算結果得出結論：在貨物不傾卸狀態下，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（首節直徑為169 mm，第二節直徑為144 mm，第三節直徑為125 mm，第四節直徑為105 mm，第五節直徑為86 mm）是滿足液壓系統舉升性能要求的。

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生變化的，當前軸荷為0或為負數時，前軸將會離開地面存在翹頭風險，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°時的前后軸荷進行詳細計算，校核其是否存在翹頭風險。

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，車型結構如圖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，顯然無法得到準確的解。因此，需要構造第三個方程。為了構造第三個方程，在這里引入懸架變形關系（見圖7）。

設車架為剛性梁又由于汽車在設計時都有整車姿態角，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，則當板簧加載前和加載后彈性元件都會出現一定的變形量，而附加關系式則主要通過這種變形關系得出。

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

聯立式（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.二類底盤整備質量13 160 kg，前一橋軸荷3 905 kg，前二橋軸荷3 905 kg，后雙橋質量為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

根據上面已知參數計算得出：

F1＝2 790 kgf，F2=2 937 kgf，F3=41 623 kgf

此軸荷為載質量和上裝總質量分到各軸的重量，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軸荷之和為整車各軸荷重量，計算如下：

F1整車＝6 695 kgf，F2整車=6 842 kgf，F3整車=46 973 kgf

結論：前軸軸荷占整車重量的22.37%，一般經驗值為19%～25%，滿足設計要求。

a.貨箱不卸貨狀態下舉升角度為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

根據上面已知參數計算得出：

F1＝-3 768 kgf，F2=-2 224 kgf，F3=53 342 kgf

此軸荷為載質量和上裝總質量分到各軸的重量，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軸荷之和為整車各軸荷重量，計算如下：

F1整車＝138 kgf，F2整車=1 681 kgf，F3整車=58 692 kgf

結論：前一橋和前二橋軸荷為正數，有正向軸荷重量，整車不存在翹頭風險。

由本節分析可知，液壓系統性能計算不僅能應用到自卸車領域，而且在工程機械或其他類機械中凡是有液壓系統的地方均能參考上述計算方法來對液壓系統性能進行計算和液壓元器件的選型。只有理論計算精準了，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械的液壓系統才能更高效更長久的運行。市場上各類液壓元器件也能達到通用化、模塊化，互換性大大提高，這些能對液壓系統元器件售后服務的便利性起了主導作用。

6 結語

液壓舉升系統是自卸工程車舉足輕重的部分，其系統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且準確。當然不僅僅是前頂套筒油缸舉升系統，其他類型的舉升系統結構在平時工作中也要根據實際工作情況進行詳細分析校核，做到科學用車、科學造車。

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[9]王益群，高殿榮主編.液壓工程師技術手冊[M].北京：化學工業出版社.2020.

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。