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摘要：文章主要介紹了單扭桿駕駛室翻轉系統工作原理和結構，文章以某輕型卡車為例，設計一款單扭桿駕駛室翻轉系統，包括方案設計、結構配接、扭桿計算和校核并通過有限元分析分析翻轉支座強度，最后，此翻轉系統通過臺架耐久和整車路試耐久測試，滿足設計要求。

關鍵詞：輕卡；翻轉機構；扭桿計算；單扭桿

單扭桿駕駛室翻轉機構系統，借助扭桿的預扭力，使檢修人員更輕便地翻轉駕駛室，簡化了對車輛進行維修養護的過程[1]。目前，除了部分雙排駕駛室通過地板開孔進行檢修維護外，幾乎所有平頭駕駛室輕卡都配有翻轉機構系統[2]。

1翻轉機構系統結構

如圖1所示，駕駛室翻轉系統包括翻轉機構總成、撐桿機構總成、后懸機構總成及鎖止機構總成等4部分。翻轉機構、支撐機構通過螺栓分別與駕駛室縱梁和車架總成連接，后懸機構通過螺栓固定在車架總成上，鎖止機構總成裝配在駕駛室后橫梁上，并與后懸機構總成中的鎖扣配接。撐桿機構總成在駕駛室翻轉到設計位置起限位支撐作用，并處于受拉狀態，以防止駕駛室回落。翻轉系統是利用翻轉機構內扭桿提供的扭轉力矩克服駕駛室的重力矩，從而實現翻轉的，所以翻轉機構總成在駕駛室翻轉過程中是最重要的結構。某輕卡單扭桿駕駛室翻轉機構總成如圖2所示。翻轉機構總成主要包括軸管、左支座總成、右支座總成、左支撐臂、右支撐臂、調節機構和扭桿等組件。左右支座總成分別穿設于翻轉軸管的左右兩端，并螺接固定在車架縱梁上，左支撐臂與右支撐臂分別穿設在翻轉軸管的左右兩端，并固定在翻轉軸管上，同時通過螺栓與地板縱梁連接，翻轉軸管及扭桿之間均通過花鍵聯接。翻轉軸管和左支座總成、右支座總成間裝有膠墊，，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。

2翻轉原理

翻轉系統利用扭桿的高儲能性，通過扭桿提供的扭轉力，克服重力，使檢修人員更輕便地翻轉駕駛室。當駕駛室鎖止時，即駕駛室翻轉角度為0°的時候，扭桿的扭轉角與扭矩最大，駕駛室的重力矩也最大，但扭桿的扭矩大于駕駛室的重力矩；當鎖止機構總成解鎖后，在扭桿的扭矩作用下，駕駛室自動向上翻轉到平衡位置，此時扭矩重力矩相等；當人繼續在鎖止機構總成的把手上施加向上的較小推力時，駕駛室繼續，扭桿的能量緩慢釋放，扭矩和駕駛室的重力矩不斷減??；當翻轉到設定位置時，駕駛室通過撐桿機構總成進行限位，此時撐桿機構總成處于受拉狀態，扭矩大于重力矩。同理，當復位駕駛室時，扭轉角逐漸增大，駕駛室的重力矩和扭矩均不斷增大，直至復位到平衡位置，此時略加外力，向下拉動駕駛室，使鎖止機構總成與后懸機構的鎖鉤完成鎖住，使駕駛室處于鎖止狀態。

3扭桿設計和應力校核

按扭桿的斷面形狀，汽車上的扭桿彈簧可分為圓截面、空心圓、長方形截面等幾種，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，所以主流輕卡一般均采用此截面[3]。作為翻轉系統的核心部件，扭桿設計的好壞直接影響翻轉性能，本文重點介紹扭桿設計和校核。3.1設計要求?？紤]到扭桿頻繁承受靜、動載荷及交變應力，且長期處于受扭狀態，因此對扭桿抗疲勞性能和抗蠕變能力均有相當高的要求，其疲勞壽命一般需104～105次。即扭桿在長時間處于受扭狀態且經過上萬次疲勞試驗后扭桿不得出現永久變形或斷裂，剛度衰減應小于5%。3.2扭桿設計。（1）布置輸入。根據總布置和邊界條件，可確認翻轉機構總成翻轉中心（x1，y1，z1）、駕駛室質心（x2，y2，z3）、駕駛室重量W，扭桿總長度Lz，并設定最大翻轉角為40°。為了駕駛室翻轉的輕便性和安全性，駕駛室在翻轉到最大角度時，扭桿還有適當的扭力使撐桿機構總成處于受拉狀態，確保駕駛室不會突然回落，一般規定扭桿的最大工作扭轉角θ大于駕駛室的最大翻轉角8°左右。為防止駕駛室突然彈起，在鎖止機構總成解鎖后，駕駛室彈起至平衡位置處，彈起的角度即起彈角γ，此時重力矩等于扭矩，一般取3°~8°。（2）扭桿剛度計算翻轉機構重力矩MG為：（1）式中，α是翻轉角，β是質心角扭桿的扭矩MT為：（2）式中，θ為最大工作扭轉角當翻轉角α等于起彈角γ時，此時駕駛室處于平衡位置，重力矩等于扭桿的扭矩，由式（1）和（2），可得：（3）本例中翻轉中心坐標為（-936，0，77）、駕駛室質心坐標（-330，-54，690），重量W為452kg，扭桿總長為910，兩端花鍵長度按照行業慣例暫定35.5mm，起彈角γ為5°，最大工作角度θ為48°。經計算，K=56.74N.m/°。（3）扭桿材料和扭桿直徑本例扭桿斷面采用圓形斷面，根據材料力學，圓形截面扭桿的扭轉角φ為[4-5]：（4）則有：（5）式中MT為扭桿扭矩，N•m；d為扭桿直徑，m；G為剪切模量，MPa；K為扭桿剛度，（N•m）/°。由式（5）可知，扭桿直徑d為：（6）根據扭桿的設計要求，扭桿材料常用材料為硅錳和鉻鎳鉬等合金鋼。實際生產工藝中，還需要對扭桿進行熱處理和噴丸，以消除扭桿表面的細微裂紋，強化扭桿的表面強度和硬度，增加扭桿的彈性極限和韌性，提高扭桿的疲勞壽命。本例選用60Si2MnA，剪切模量G取為7.6×104MPa，[τ]=1000~1250MPa。經計算，扭桿直徑d=24.589mm，扭桿設計直徑取24.5mm。（4）扭桿設計校核扭桿工作時最大表面應力為：τ=16Kθ/d3（7）由式（7）可知，扭桿工作時最大表面應力為τ=929.65MPa<[τ]，滿足扭桿設計要求。

4有限元分析

建立駕駛室翻轉系統計算模型，輸入載荷為ADAMS計算輸出的車身硬點處載荷，通過有限元分析得出應力分布如下圖所示。提取圖中應力較大位置的應力值，前支座應力最大值為205.304MPa，小于QT450的屈服極限310Mpa；后支座應力最大值為75.48MPa，小于Q235的屈服極限。經分析，翻轉系統前支座和后支座均滿足設計要求。（a）左前支座（b）右前支座（c）左后支座（d）右后支座圖3駕駛室翻轉系統計算模型

5結論

本文通過介紹單扭桿駕駛室翻轉系統工作原理和設計方法，并以某輕卡為例，從安裝結構方式、扭桿設計和校核、有限元分析，最終完成翻轉系統的設計，所設計翻轉系統符合人機操作要求。產品已完成試制，并通過翻轉疲勞試驗和整車耐久路試測試，均滿足駕駛室的翻轉設計要求。

參考文獻

[1]張炳力,張平平,劉江波,曹皇親.某中型卡車駕駛室翻轉扭桿的設計研究[J].合肥工業大學學報(自然科學版),2008(05).

[2]王占魁,姬虎艷.某越野卡車駕駛室翻轉系統設計[J].汽車實用技術,2018(13):76-79.

[3]王曉軍.淺析扭桿彈簧在汽車設計中的應用[J].汽車實用技術,2018(24):203-205.

[4]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.

[5]聶毓琴,孟廣偉.材料力學[M].北京:機械工業出版社,2005.

作者:董勇峰 王博 郭浩 單位:江西五十鈴汽車有限公司產品開發技術中心