上海民航职业技术学院 上海市 200232
摘要：作为城市物流的主要载体，纯电动转运车近年来广泛用于我国城市的零散货物运输和垃圾收集，但对于采用液压作为动力源的车箱翻转装置来说，维修困难、油路复杂、成本高等因素带来的不利影响也开始引起业界重视。基于此，本文将围绕纯电动转运车总体设计开展研究，并深入探讨车箱翻转装置动力选型与结构设计，希望研究内容能够给相关从业人员以启发。
关键词：纯电动转运车；箱式转运车；车箱翻转装置
前言：本文研究基于一种纯电动转运车总体结构设计展开，该设计采用的汽车底盘型号为
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，同时参照福田某型3立方车箱可卸式垃圾车，车箱外形轮廓尺寸、总质量、最高行驶车速分别为2000×1500×1000mm、2.6t、50km/h。基于总体结构设计针对性开展车箱翻转装置动力选型与结构设计，即可更好满足城市物流需要。
1.纯电动转运车总体设计
纯电动转运车总体设计主要围绕底盘、总体参数、稳定性校验展开。在底盘设计中，设计严格遵循可靠性、方便性、适用性原则，并选用二类汽车底盘，具体选择
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型号的汽车底盘，前轮距、后轮距、轮胎数分别为1260mm、1260mm、4个，采用
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规格的轮胎，前后桥及悬挂采用整体式后桥+麦弗逊式独立悬挂；在总体参数设计中，纯电动转运车的外轮廓尺寸、轴距、前悬、后悬、前后轮距分别为4610×1520×1940mm、2370mm、895mm、895mm、1260mm，接近角、离去角、最小离地间隙、最小转弯半径、车箱满载质量、总质量、轴荷分别为24°、28°、180mm、6m、1.5t、2.6t、1/1.6t；开展稳定性校验，可确定纯电动转运车的侧倾稳定角度在35°以上，因此其稳定性符合设计要求。
2.车箱翻转装置动力选型与结构设计
基于纯电动转运车总体设计，车箱翻转装置需结合实际工况进行动力选型计算，动力传动元件、连接元件的选型校核需利用Adams优化数据完成。纯电动转运车整车三维模型建设采用UG三维建模软件，车箱翻转装置静力学分析基于
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有限元软件完成，以此优化钩臂截面，即可获得更为科学的设计。
2.1车箱翻转装置动力选型
纯电动转运车的车箱翻转装置由翻转机构和平移机构组成，具体设计中传统的液压缸均由电机取代，以此提供动力源，基于相应传动装置和电机提供的动力驱动吗，纯电动转运车的车箱翻转装置即可顺利完成自装卸工作。
2.1.1平移机构动力选型
首先开展平移机构动力选型，选型需结合装载质量、摩擦力、摩擦系数、车箱与车箱翻转装置总质量等参数进行分析，并设法取得平移机构驱动功率和平移丝杠最大平移速度，因此可确定平移电机驱动功率应达到360W，因此设计中伺服电机选择MSMF系列，该平移电机的额定输出功率、最大转矩、额定转矩、额定转速分别为400W、3.82N.m、1.27N.m、3000rpm；对于需要承受2000N动载荷的平移丝杠来说，设计中的平移机构选择内循环单螺母式滚珠丝杠，为HJG-S系列，规格型号为2004-3，其公称直径、基本导程、滚珠直径、丝杠外径、循环圈数、螺旋升角、静载荷、动载荷、接触刚度分别为20mm、4mm、2.381mm、19.5mm、3、3°39′、11474N、5295N、660N/μ；基于平移丝杠与电机数据，选择型号为
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的凸缘联轴器。开展针对性的平移电机计算可以确定，伺服电机与平移丝杠的存在较为接近的转速，因此无需布置减速装置，同时平移丝杠所需值远小于平移电机扭矩值，因此可确定MSMF系列的伺服电机可满足设计需要[1]。
2.1.2翻转机构动力选型
在翻转机构动力选型过程中，需考虑翻转螺母和翻转丝杠在翻转电机提供翻转动力过程中发挥的作用，以此更好克服各种阻力。结合具体计算可以确定，翻转螺母与翻转丝杠啮合处存在5122.5N的最大受力，且翻转机构驱动功率为1.2kW，因此设计采用MSMF系列的伺服电机，其额定输出功率、最大转矩、额定转矩、额定转速分别为1.5kW、14.3N.m、4.77N.m、3000rpm。对于在翻转工作中需要承受5122.5N动载荷的翻转丝杠来说，设计中的内循环单螺母式滚珠丝杠选择HJG-S系列，具体型号为2005-3，其公称直径、基本导程、滚珠直径、丝杠外径、循环圈数、螺旋升角、静载荷、动载荷、接触刚度分别为20mm、5mm、3.175mm、19.5mm、3、4°33′、11456N、9022N、720N/μ；通过计算可确定减速比为9，因此设计选择单级减速器，具体型号为090HTB，拥有0.44kg/m2的转动惯量。基于相关参数，选择型号为
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的凸缘联轴器，其中转动惯量为0.0018kg/m2。开展针对性的翻转电机计算可以确定，同时翻转丝杠所需值远小于翻转电机额定扭矩值，因此可确定MSMF系列的伺服电机可满足设计需要。
2.2转运车结构设计
纯电动转运车结构设计需围绕底盘结构、车箱结构、车箱翻转装置结构、整体结构展开。底盘结构设计基于福田某型3立方车箱可卸式垃圾车和
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型号的汽车底盘开展；车箱结构采用长2000mm、宽1500mm、高1000mm的设计，其需要组合车箱翻转装置中的钩臂；车箱翻转装置结构由翻转丝杠提供推力和拉力，因此设计设置轴间于翻转丝杠上，通过组装深沟球轴承和推力轴承，并在钩臂固定轴承座，以此完成翻转功能。对于平移机构，采用的设计类似于翻转机构，最终可得到图1所示的纯电动转运车总装配示意图[2]。
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图1 纯电动转运车总装配示意图
2.3车箱翻转装置有限元分析与优化
在纯电动转运车的车箱翻转装置工作过程中，具体工作可分为装箱和卸箱两个环节。在自装卸过程中，纯电动转运车存在位置不断变化的车箱翻转装置，各零部件的受力方向和大小也在不断发生变化，因此各零部件上的载荷分布与整个车箱翻转装置的受力情况较为复杂，其中钩臂处受力最大，车箱挂钩与钩臂前端处、翻转丝杠与钩臂连接处的受力情况最为复杂，因此需采用
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15.0版本的有限元优化分析软件进行分析，以此优化设计。具体的有限元分析流程可概括为：“UG简化模型→关联
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，导入模型→划分网络、设置材料属性、添加约束与荷载→开展有限元分析→分析结果→设计标准→结构优化”。在纯电动转运车的车箱翻转装置有限元分析过程中，需要对翻转丝杠与钩臂铰接处、车箱与钩臂挂钩处进行有限元分析，分析需围绕整体变形量、等效应力、最大弹性应变、最大应力展开，以此提供依据满足纯电动转运车的车箱翻转装置设计优化需要。基于有限元分析可以确定，翻转丝杠与钩臂铰接处最大应力为103.11MPa，该数值小于120MPa的结构钢许用应力，同时0.85mm的最大整体变形量也处于正常变形范围。进一步分析可以确定，翻转丝杠与钩臂铰接处受力方式为拉力时存在29.73MPa的等效应力、0.03mm的整体变形、31.97MPa的最大应力，受力方式为推力时则存在19.73MPa的等效应力、0.01mm的整体变形、26.43MPa的最大应力，可见钩臂整体存在较小的整体变形量，但存在材料多余现象，需针对性优化钩臂结构，优化后的钩臂质量从253.84kg降低至189.81kg，优化前长、宽、高分别为220mm、150mm、10mm，优化后分别为198mm、100mm、5mm，优化前最大应力和最大变形分别为31.97mm、0.03mm，优化后变为49.78mm、0.04mm，优化后相关参数仍满足纯电动转运车的车箱翻转装置正常工作需要，轻量化的优化目标因此实现。
结论：综上所述，纯电动转运车及车箱电动翻转装置设计需关注多方面因素影响。而为了更好开展相关设计，零部件变形对设计带来的影响也需要引起重视。
参考文献：
[1]李明生,叶进,王留步小型纯电动田间转运车设计[J].农机化研究,2019,41(11):259-263.
[2]朱娟,刘于,尹世玉.车厢可拆卸式电动转运车的设计及应用[J].中西医结合护理(中英文),2018,4(10):115-117.