大型超大型履带式推土机橡胶缓冲装置的研制.docVIP

大型、超大型履带式推土机橡胶缓冲装置的研制孙大刚(太原重型机械学院)　诸文农(吉林工业大学)马卫东(上海彭浦机器厂)　王润之(天津工程机械研究所) 　　现代大型建设工程要求推土机具有高作业生产率、低单位土方施工成本的性能,致使其愈来愈大型化和超大型化。大型、超大型推土机可直接对振动波为2 500 m／s以上的岩石进行剥离作业,这样即省去了爆破工序,消除了爆破作业对环境的危害,又提高了作业生产率。但大型、超大型履带式推土机作业时其行走系中所产生的剧烈的振动和噪声传到机身上后,会引起机械的共振,这对机械和驾驶人员均造成了不良影响。因此,如何控制振动和噪音是开发大型、超大型推土机亟待解决的新课题。 1　振动特征和控制措施 　　引起履带式推土机行走系振动的因素诸多、情况复杂,但可以认为主要由以下因素所致:　　(1)地面的不平整;　　(2)行走系中各运动件之间的碰撞;　　(3)工作装置作业的影响。　　行走系中的振动为随机振动,其振动频率分布在较宽的范围,并随机械的作业工况而变。但对机械影响最大的振动载荷有其主频谱分布段。经对未采取减振措施履带式推土机行走系的测试,发现其主振动频谱在3 Hz～8 Hz之间。经对机重为60　t级的履带式推土机的激振试验,知其1阶固有频率为4．5　Hz,2阶固有频率为10．5　Hz,并以4．5　Hz的振频为主振频。另经对该推土机(在软岩石上松土作业时)的测试,得其主振频在4　Hz～8　Hz之间。研究表明,频率为1　Hz～8　Hz的振动对人体和机械的危害最大,而较高频率的振动则是产生噪声的问题。　　另据测试发现,推土机行走系中最主要的振动来自驱动链轮处。在各作业工况中,以推土机翻越障碍物时所受的冲击力为最严重,其中又以驱动轮下部与履带张紧段接触点处受力最大。因驱动链轮是连接行走系与终传动之间的枢纽,有必要在驱动链轮中采取阻尼减振措施,以避免把行走系上的振动传到终传动中去。　　橡胶缓冲装置的安装位置如图1所示。此新型阻尼减振驱动链轮为可分离的内、外轮结构。在与终传动件连接的内轮上有伸出的如“手指”状圆管,而形状似“指套”的橡胶缓冲装置正好套在这些圆管上,然后再把装有橡胶缓冲装置的内轮一起嵌入外轮中。考虑到车辆经常需前进和倒退(驱动轮正转和反转),故把橡胶缓冲装置设计成“管状”对称结构,其截面如图2所示。 图1　新型阻尼减振降噪驱动链轮 1.外轮　2.轮齿　3.橡胶缓冲装置　4.内轮　5.轴承 2　减振模型 　　当驱动轮正传或反转时,载荷分别作用在缓冲装置径向两侧,因其轴向受力很小,故可认为缓冲装置仅承受径向力。所简化的减振模型如图3所示。　　设：作用在外轮上的激励载荷为周期性函数：　　F（t）＝F0sinωt　　传到机身上的力为另一周期性函数：　　P（t）＝P0sinωt　　x1、x2二质量的绝对位移；δ为它们的相对位移。　　系统的运动方程为：　　 图2　橡胶缓冲装置的截面 式中:m1——驱动轮外轮与轮齿啮合的链条、履带板等有关件的折算质量；m2——内轮,与其连接的有关传动件的折算质量;k1、c——橡胶缓冲装置的刚度和阻尼系数;k2——传动系的刚度。 图3　减振模型 　　解微分方程,并按绝对传递率的定义,TA＝P0／F0，有：　　　　欲达到减振降噪的目的,即希望TA能尽量小,然而,式(2)中各参数取值将直接影响到机械的结构形式。这就需对传递率函数进行优化。在满足机械总体性能和符合防振橡胶材料特性的前提下,得出式(2)的最优解。根据所研究的大型履带式推土机的实际结构(功率:368　kW,机重:64．5　t)，m1＝423　kg,f＝160　Hz。依本文的观点,并采用计算机优化方法对各参数进行优选。最后得:η2＝3，ξ＝0．15，μ＝0．707，得k1＝7．4×107 N／m,与引进样机的橡胶缓冲装置刚度值(7．45×107 N／m)很接近［1］。经对减振系统的参数优化,可为推土机行走系和橡胶缓冲装置的结构设计提供优化的设计参数。 图4　参数优化结果 3　阻尼减振结构的优化模型 　　为获得高的机械振动—阻尼材料内摩擦的能量转换率,在要求较高的场合多采用N（大于2层）弹性约束层的组合结构,而损耗因子是度量结构能量转换率的首要指标,其方程为: 式中:η——组合结构的损耗因子;Z——组合结构的耦连参数(复数),为：　　 式中:β——粘弹性阻尼材料的损耗因子;x——粘弹性材料的复剪切参数X的实部,为:　　 式中:G′——粘弹性材料复剪切模量的实部;b——组合结构截面的宽度;K——各弹性层的组合抗拉刚度;Hv——各粘弹性阻尼层的平均厚度。　　另外,式(3)中的Y为组合结构的刚度参数,对于任何类型的组合结构,均有:　　 式中:（EI）t，（EI）0，（EI）∞——分别为组合结构的传