CN101525009B - 滑动式阻尼缓冲支重轮装置 - Google Patents

Abstract

本发明属于履带式工程车辆支重轮装置，具体涉及一种滑动式阻尼缓冲支重轮装置，解决了现有履带式工程车辆支重轮采用刚性连接，行走机构易产生剧烈的振动和冲击，影响车辆部件的使用寿命以及驾驶的舒适性，还有可能造成履带脱轨的危险的问题。滑动式阻尼缓冲支重轮装置，包括支重轮、支撑架、悬挂机构，支撑架与台车架之间安装粘弹性减振器，悬挂机构为滑块导轨式结构。本发明具有如下有益效果：1、保证了车辆行走时履带接触面积，减轻了振动和冲击，使用寿命可达8000～10000h，车辆可获得较大的牵引力，避免了履带脱轨的危险；2、提高了车辆的驾驶舒适性，在驾驶座椅处所测的振动水平降低7％；3、提高车辆作业生产率达10％。

Description

滑动式阻尼缓冲支重轮装置

技术领域

本发明属于履带式工程车辆支重轮装置的技术领域，具体涉及一种滑动式阻尼缓冲支重轮装置。

背景技术

大型、超大型的现代工程车辆具有高作业生产率、低单位土方施工成本的优点，但机型的加大必然造成振动、冲击越来越剧烈。随着国际环保法规的日趋严格和国际贸易竞争的白热化，目前世界上许多国家已把工程机械振动和噪声指标作为限制进口的技术壁垒。传统的履带式工程车辆，其行走系支重轮采用刚性连接，即支重轮轴与台车架直接刚性相联，台车架与支重轮随地面波动一起运动，不能保证所有支重轮都与地面相接触。由于机身重量几乎由支重轮来承担，而来自地面的反作用力直接由支重轮传至机身，其行走机构易产生剧烈的振动和冲击，影响车辆部件的使用寿命以及驾驶的舒适性。特别是车辆在不平的地面上工作或车辆翻越障碍物时，会出现单侧某一支重轮受力为其均值的数倍，甚至十多倍的情况，将严重降低支重轮本身的使用寿命；并且由于履带接地面积减少，履带附着力减少，车辆牵引力降低；另外由于有部分支重轮与链轨相脱离，行走过程中易产生履带脱轨的危险。

发明内容

本发明为了解决现有技术中履带式工程车辆支重轮采用刚性连接，行走机构易产生剧烈的振动和冲击，影响车辆部件的使用寿命以及驾驶的舒适性，而且有可能造成履带脱轨的危险的问题，提供了一种滑动式阻尼缓冲支重轮装置。

本发明采用如下的技术方案实现：滑动式阻尼缓冲支重轮装置，包括支重轮、支撑架以及悬挂机构，支撑架与台车架之间安装粘弹性减振器，悬挂机构为滑块导轨式结构，可使支重轮上下运动。

所述的滑块导轨式结构包括开有滑动孔的导轨以及可在滑动孔内滑动的固定滑块，固定滑块与台车架连接，导轨与支撑架连接。

固定滑块位于导轨外侧和导轨内侧的部位上都设置有挡板。或者固定滑块位于导轨外侧的部位上设置有挡板，固定滑块位于导轨内侧的部位的宽度大于滑块中部的宽度。

本发明相对现有技术具有如下有益效果：

1、由于工程机械作业工况恶劣，现有支重轮装置的使用寿命约为2000～3000h，而本发明所述的结构使支重轮始终与链轨接触，所有支重轮同时起到作用，这样保证了车辆行走时履带接触面积，减轻了振动和冲击，使用寿命可达8000～10000h，部件耐用性提高，另外车辆可获得较大的牵引力，避免了履带脱轨的危险；

2、提高了车辆的驾驶舒适性，在驾驶座椅处所测的振动水平降低7％；

3、提高车辆作业生产率达10％。

附图说明

图1为本发明的结构示意图

图2为图1的侧视图

图3为“路面-履带式工程机械”随机振动系统图

图4为f＝3hz时缓冲件的动态载荷～变形曲线

图5为f＝8hz时缓冲件的动态载荷～变形曲线

图6为实施例行走系受力分析图

图7为水平地面时悬挂受力分析图

图8为上、下坡时悬挂受力分析图

图9导轨机构的受力简图

图10为推土、切土工况下刚性悬挂与滑块导轨式悬挂时质心位移曲线

图11为推土、切土工况下刚性悬挂与滑块导轨式悬挂时角位移曲线

图12为松土工况下刚性悬挂与滑块导轨式悬挂时质心位移曲线

图13为松土工况下刚性悬挂与滑块导轨式悬挂时角位移曲线

图中：1-导轨，2-固定滑块，3-台车架，4-挡板，5-减振器，6-支撑架，7-支重轮

具体实施方式

结合附图对本发明的具体实施方式作进一步说明。

如图1、图2所示滑动式阻尼缓冲支重轮装置，包括支重轮7、支撑架6以及悬挂机构，支撑架包括平台、肋板、支承座。支撑架6与台车架3之间安装粘弹性减振器5，悬挂机构为滑块导轨式结构。

所述的滑块导轨式结构包括开有滑动孔的导轨1以及可在滑动孔内滑动的固定滑块2，固定滑块2与台车架3连接，导轨1与支撑架6连接。

固定滑块2位于导轨外侧和导轨内侧的部位上都设置有挡板4。或者固定滑块2位于导轨外侧的部位上设置有挡板4，固定滑块2位于导轨内侧的部位的宽度大于滑块中部的宽度。

本发明的安装顺序如下：1、将支重轮装置(连同支撑架)安放于台车架下方；2、首先固定滑块2焊接于台车架的合适位置；3、导轨1套入固定滑块2内，并用螺栓连接导轨1和支撑架6；4、将挡板4焊接在固定滑块2上。

(一)、本发明的滑块导轨式结构各组成部件的说明：

1.1、此滑块导轨式结构包括滑块、导轨。由于履带式车辆在非路面上作业行驶，其滑块导轨式结构受到的载荷非常复杂，各个方向(水平方向、垂直方向和横向)都会受到载荷。滑块导轨式结构的受力方向，分析如下：

a.由于地面高低起伏等原因，造成滑块导轨式结构受力载荷发生变化，从而上、下减振器会压缩变形或恢复原形。即滑块导轨式结构会相对于车体上下垂直运动。本发明所述的滑块导轨式结构既可满足支重轮的上下运动。

b.滑块导轨式结构还受到水平冲击载荷，例如当铲刀遇阻到作业土石方而发生碰撞时，车体就受到水平的冲击力，并由于惯性，会出现滑块导轨式结构与车体左右错位的运动趋势。这种运动趋势会导致支撑架倾倒。因此将导轨与支撑架螺栓连接成一体，再通过固定滑块限制导轨的水平运动，从而防止支撑架不会倾倒及上下粘弹性减振器不会发生显著的水平错位。

c.当履带式车辆左、右履带所处地面高度不同时，就可能会对滑块导轨式结构产生横向载荷。为防止此载荷对悬挂造成较大的向外横向位移，甚至使导轨脱离固定滑块，故在固定滑块外侧设置一档板，挡在导轨外侧。同时将固定滑块设计成内侧比中间宽，防止导轨向内产生横向位移，也利于固定滑块与台车架的联接。

1.2、滑轨机构的行程确定

在履带式车辆静止时，粘弹性减振器被静载荷压缩变形，处于平衡状态；当履带式车辆工作时，随着地面不平度等原因引起的对滑块导轨式结构的激励，减振器受到动态载荷的不断压缩和回复变形。因此在履带式车辆静止时，固定滑块需保持与导轨上、下面一定的距离，以保证导轨机构不干涉减振器的运动。

(二)、工程车辆阻尼缓冲模型的建立及分析

1、工程车辆阻尼缓冲模型的建立

为了更好的研究履带式工程机械的振动情况，把工程机械拆分为“路面-履带式工程机械”模型和“履带式工程机械-驾驶员”模型进行研究，对于履带式工程机械来讲，其减振主要集中在“路面-履带式工程机械”的模型上，故本申请就此进行建模而进行分析。

以安装有新型的弹性滑块导轨式结构的履带式工程机械为对象，建立多支重轮履带式工程机械“路面-履带式工程机械”随机振动阻尼缓冲模型。

为便于研究，对工程机械系统进行简化处理，作如下假设：

(1)、路面对左右履带的激励相同，而且车辆对称于其纵轴线，因而认为车辆没有横向角振动，履带式车辆的振动问题可以简化为一个平面内的振动问题。

(2)、支重轮和履带板、履带板与地面间接触良好，无弹跳现象。

(3)、履带架、车身的刚度足够大，所引起的各阶振型暂不考虑，且履带架与车身之间为可靠的刚性连接，履带架与车身统一视为车体。车体与各支重轮之间的粘弹性减振器的刚度-阻尼特性可用复刚度进行描述。

(4)、只考虑工程机械匀速直线前行，即第2、3、4、5、6支重轮均重复第1支重轮的时间历程，地面通过履带对各支重轮的随机激励只有轴距引起的时间差别。

(5)、地面的随机不平度是平稳和各态历经的，可以用功率谱密度函数对其随机不平度进行描述。

通过简化后的“路面-履带式工程机械”模型，如图3所示。图3为“路面-履带式工程机械”两自由度六输入二输出随机振动系统的简化力学模型。

模型参数说明如下：

m——车体质量一半(除支重轮、履带及悬挂装置以外的质量)；

I———车体惯性矩；

k_i ^*—第i个支重轮上的粘弹性减振器复刚度；

z——车体质心垂直位移；

θ——车体质心绕横轴角位移；

q_i——第i个支重轮的垂直位移；

其中的非独立自由度参数：

z_0i——第i个滑动式阻尼缓冲支重轮装置与车体连接处的垂直位移；

ZL_i——第i个支重轮与第一支重轮之间的轴距。

非独立自由度与独立自由度间的换算关系为：

2、阻尼缓冲模型分析

根据达朗贝尔原理，可得该系统的运动微分方程为

由式(1)，上式可展开为

把上式用矩阵形式表示为

其中 

由式(4)变换得

$M\stackrel{\·\·}{Z}+\mathrm{KZ}=Q---\left(5\right)$

其中

$M=\left[\begin{array}{cc}m& 0\\ 0& I\end{array}\right]$

$K=\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}& \left[K^{*}\right]{\left[l\right]}^T\\ {[K}^{*}]{\left[l\right]}^T& \left[K^{*}\right]{\left[{\left[l\right]}^T\right]}^2\end{array}\right]$ (i＝1，2，…，6)

$Q=\left[\begin{array}{c}\left[K^{*}\right]\left[q\right]\\ \underset{i=1}{\overset{6}{\mathrm{\Σ}}}{k}_i^{*}{q}_i{l}_i\end{array}\right]$ (i＝1，2，…，6)

对于“地面—履带式工程机械”，根据运动微分方程(4)令H(jω)为该系统位移对位移的频率响应函数，则根据定义有

上式代入式(5)则

H(jω)＝[D]^-1[K′]    (6)

其中

D＝-ω²[M]+[K]        (7)

$K^{\′}=\left[\begin{array}{cccccc}{k}_1& k_2& k_3& k_4& k_5& k_6\\ k_1{l}_1& k_2{l}_2& k_3{l}_3& k_4{l}_4& k_5{l}_5& k_6{l}_6\end{array}\right]---\left(8\right)$

显然，H(jω)是2行6列的矩阵，即

$H\left(\mathrm{j\ω}\right)=\left[\begin{array}{c}{H}_{11}\left(\mathrm{j\ω}\right)H_{12}\left(\mathrm{j\ω}\right)H_{13}\left(\mathrm{j\ω}\right)H_{14}\left(\mathrm{j\ω}\right)H_{15}\left(\mathrm{j\ω}\right)H_{16}\left(\mathrm{j\ω}\right)\\ H_{21}\left(\mathrm{j\ω}\right)H_{22}\left(\mathrm{j\ω}\right)H_{23}\left(\mathrm{j\ω}\right)H_{24}\left(\mathrm{j\ω}\right)H_{25}\left(\mathrm{j\ω}\right)H_{26}\left(\mathrm{j\ω}\right)\end{array}\right]---\left(9\right)$

由式(7)，得

$D=\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}-{\mathrm{\ω}}^{2}m& \mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i\\ \mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i& \mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i^2-{\mathrm{\ω}}^{2}I\end{array}\right]$

因为

$\left|D\right|=(\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}-{\mathrm{\ω}}^{2}m)(\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i^2-{\mathrm{\ω}}^{2}I)-{\left(\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i\right)}^2$

$=\left(\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i^2\right)\left(\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}\right)-\left(\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i^2\right)\left({\mathrm{\ω}}^{2}m\right)-\left(\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}\right){\mathrm{\ω}}^{2}I+{\mathrm{\ω}}^4\mathrm{mI}-{\left(\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i\right)}^2$

故

$D^{-1}=\frac{1}{\left|D\right|}\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i^2-{\mathrm{\ω}}^{2}I& -\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i\\ -\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i& \mathrm{\Σ}{k}_i^{*}-{\mathrm{\ω}}^{2}m\end{array}\right]$

由式(6)，有

$H_{1q}\left(\mathrm{j\ω}\right)=\frac{1}{\left|D\right|}[(\mathrm{\Σ}{k}_i{l}_i-{\mathrm{I\ω}}^2)k_q+(-\mathrm{\Σ}{k}_i{l}_i)k_q{l}_q],(q=\mathrm{1,2,3,4,5,6})---\left(10\right)$

$H_{2q}\left(\mathrm{j\ω}\right)=\frac{1}{\left|D\right|}[(-\mathrm{\Σ}{k}_i{l}_i)k_q+(\mathrm{\Σ}{k}_i-{\mathrm{m\ω}}^2)k_q{l}_q],(q=\mathrm{1,2,3,4,5,6})---\left(11\right)$

考虑到工程上一般使用Hz作为频率单位，据ω＝2πf，有

$D=\left[\begin{array}{cc}\mathrm{\Σ}{k}_i^{*}-{\left(2\mathrm{\πf}\right)}^{2}m& \mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i\\ \mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i& \mathrm{\Σ}{k}_i^{*}{l}_i^2-{\left(2\mathrm{\πf}\right)}^{2}I\end{array}\right]$

(三)具体实施例如下：

一300kW履带式推土机，其质量为50000kg(不包括松土器的质量)，其工作环境温度在-40℃～50℃之间。

1、滑块导轨式结构设计

固定滑块与导轨上、下距离确定如下：

1.1、固定滑块与导轨下方垂直距离的确定

支重轮装置的最大设计载荷为过障碍时，仅有一对支重轮装置承受整机重量的工况。故可认为在极限载荷下，粘弹性减振器达到最大压缩变形。此时支重轮装置相对于车体的垂直距离即为固定滑块与导轨下方垂直距离确定的依据，此时固定滑块与导轨下方垂直距离应保留至少1mm以上。考虑到安装、设计等不可避免的误差，很难精确的保证悬挂机构安装后，固定滑块与导轨下方垂直距离等于设计数值，因此需对设计数值限定一范围。本实施例取整机运动时，固定滑块与导轨下方最近垂直距离为5mm。由于粘弹性减振器中的高分子材料，具有大变形，严重非线性及不可压缩等特性，其实际受力情况相当复杂，而且减振器形状不规则，要得到精确的解析解非常困难，因此一般使用有限元软件进行近似计算，得到其数值解。减振器在不同工况不同振动频率下的压缩最大位移，取其最大变形值为30mm。图4、5为动态接触有限元模型分析结果中的减振器动态载荷～变形曲线。由图可见，在其初始静载荷时，减振器的变形量为12mm～14mm之间，本实施例取δ＝13mm。因此在设计导轨时，当车体静止时，固定滑块与导轨的下方垂直距离应保留30mm-13mm+5mm，即22mm，以防止导轨下方撞击固定滑块，干涉减振器的上、下变形，并对导轨产生破坏。

1.2、固定滑块与导轨上方垂直距离的确定

此时考虑的极限状态为悬挂机构不受到来自车体施加的重力，亦即导轨将“吊”住支撑架，支重轮与履带暂时不接触。此时固定滑块与导轨上方垂直距离为最近。考虑导轨行程过大，会加大滑块导轨式结构的动载荷冲击和支重轮装置的稳定性，本实施例取整机运动时，固定滑块与导轨上方最近垂直距离为0mm。由上可知，整机静止时减振器的变形为13mm。因此当车体静止时，固定滑块与导轨的上方垂直距离应保留13mm。当导轨向下运动位移达到13mm时，减振器恢复变形，若悬挂机构再有向下运动趋势，则导轨将“吊”住支撑架。

2、导轨校核

2.1、导轨受力分析

分别讨论推土机在水平地面、上下斜坡两种工况下的导轨受力情况。

(1)、在水平路面上低速推土作业

计算条件为：推土机在水平地面作业，带载的推土机铲刀从切削位置提升到运输位置，且以最大顶推力工作。推土机铲刀受到的水平反力Px的最大值取决于推土机的牵引性能，本实施例的410马力推土机，可求得Px＝5.95×10⁵N。

行走系进行受力分析见图6。因推土铲刀的推杆与行走系的台车架铰接，故在推土作业时，台车架受到的水平冲击力F_L主要来自铲刀。F_Ni(i＝1，2，3，s)为滑动式支重轮装置在水平方向上的受力载荷。又推杆在推土作业时与台车架的夹角较小，故可认为台车架受到的力F_L≈Px＝5.95×10⁵N。建立水平方向上的平衡方程有：

F_N1+F_N2+F_N3+F_NS＝F_L    (12)

对在水平方向上对单组滑动式支重轮装置进行受力分析见图7。F_h为导轨受到的水平冲击力；F_fs为悬挂上、下粘弹性减振器之间的摩擦力，F_fs＝μF_Gs，μ为减振器接触面的摩擦系数，约等于0.5，F_Gs为垂直作用于减振器的挤压力(来自机身载荷)。

因为F_Ns由F_h和F_fs构成，故F_Ns＝F_h+F_f。

0.5×25×10³×9.8×1.7+4F_h＝5.95×10⁵/2

可计算得F_h＝2.23×10⁴N

(2)当推土机上、下坡行驶时

由图8可见，当整机匀速上、下坡时，可沿平行于坡面的方向建立平衡方程如下：

F_f+F_h＝F_G·sin30°    (13)

解得F_h＝0.067F_G＝0.067×1/4×25×10³×9.8＝4.1×10³

由此可见，导轨受力极限载荷为推土机在水平地面以最大顶推力工作时的工况。且力的值为F_h＝2.23×10⁴N。

2.2、导轨强度分析

支撑架的水平横截面为A_x，支撑架的垂直横截面为A_y。A_x＝A_y＝50mm×25mm＝1.25×10^-3m²。

本实施例中材料采用45#调质钢，对称循环疲劳极限σ_-1＝307MPa，循环基数N₀＝5×10⁶。弹性模量E＝210GPa，抗拉强度600MPa，强度极限σ_B＝650MPa，屈服极限σ_s＝360MPa，硬度217～255HBS。对导轨的受力分析见图9，由于导轨在水平上的受力F_x远大于其垂直方向上的受力F_y，故只需校核其x面即可。

对导轨受力进行简化，按简支梁计算，见图9，只考虑其x面的弯曲。当均布载荷q位于中间时，其中点为危险截面。取q＝F_h/60mm＝3.72×10⁵N/m，可计算得：

${\mathrm{\δ}}_x=\frac{M}{W}=93\mathrm{MPa}---\left(14\right)$

式中M——此中点截面的最大弯曲应力

W——抗弯截面模量

由于δ_x＜＜[δ_s]＝360MPa，因此导轨的强度符合要求。

3、改进前后整机性能比较

3.1、取推土机在推土、切土工况下为计算条件

(1)、取该推土机支重轮装置为滑动式阻尼缓冲支重轮装置时，其响应为：

(2)、取该推土机支重轮装置为刚性机构时，由于其刚性非常大，可认为变形为零，式2.9化为：

$\left[\begin{array}{cc}m& \\ & I\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}\stackrel{\·\·}{x}\\ \stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}\end{array}\right]+\left[\begin{array}{cc}\underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{k}_i^{*}& \underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{k}_i^{*}{\mathrm{\α}}_i\\ \underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{k}_i^{*}{\mathrm{\β}}_i& \underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{k}_i^{*}{\mathrm{\γ}}_i\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}\stackrel{\·\·}{x}\\ \mathrm{\θ}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{c}\underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{F}_i+F_s\\ \underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{F}_i{\mathrm{\β}}_i+F_s{\mathrm{\β}}_s\end{array}\right]---\left(17\right)$

$\left[\begin{array}{cc}\underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{k}_i^{*}-m{\mathrm{\ω}}^2& \underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{k}_i^{*}{\mathrm{\α}}_i\\ \underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{k}_i^{*}{\mathrm{\β}}_i& \underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{k}_i^{*}{\mathrm{\γ}}_i-I{\mathrm{\ω}}^2\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}x\\ \mathrm{\θ}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{c}\underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{F}_i+F_s\\ \underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{F}_i{\mathrm{\β}}_i+F_s{\mathrm{\β}}_s\end{array}\right]---\left(18\right)$

3.2、取推土机在松土工况下为计算条件

(1)取该推土机支重轮装置为滑动式阻尼缓冲支重轮装置时，其响应为：

(2)取支重轮装置为刚性机构时，其响应为：

履带式推土机的振动主频率分布在3Hz～8Hz区域，因此本实施例取频率f＝1～10Hz，利用Matlab绘制曲线，如图10、11和图12、13所示。由图可见，滑块导轨式悬挂机构对整机质心的加速度响应和对前后起伏运动的振动水平影响很大。使用滑块导轨式悬挂机构后，车体整体振幅水平的一致性比刚性机构好；车体的起伏程度降低，可提高工作效率。

Claims (3)

1.一种滑动式阻尼缓冲支重轮装置，包括支重轮(7)、支撑架(6)以及悬挂机构，支撑架(6)与台车架(3)之间安装粘弹性减振器(5)，其特征在于悬挂机构为滑块导轨式结构，所述的滑块导轨式结构包括开有滑动孔的导轨(1)以及可在滑动孔内滑动的固定滑块(2)，固定滑块(2)与台车架(3)连接，导轨(1)与支撑架(6)连接。

2.根据权利要求1所述的滑动式阻尼缓冲支重轮装置，其特征在于固定滑块(2)位于导轨外侧和导轨内侧的部位上都设置有挡板(4)。

3.根据权利要求1所述的滑动式阻尼缓冲支重轮装置，其特征在于固定滑块(2)位于导轨外侧的部位上设置有挡板(4)，固定滑块(2)位于导轨内侧的部位的宽度大于滑块中部的宽度。

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