履帶式推土機傳動系統扭振分析

摘要：本文以履帶式推土機傳動系統為研究對象，就傳動系統扭振現象進行了深入分析，基于對分析模型的構建，總結了傳動系統出現扭振現象的理論基礎，并就扭振的計算方式給出了詳細解釋，望能夠為相關人員實踐工作提供參考。

關鍵詞：履帶式推土機 傳動系統 扭轉振動 減振裝置 影響 分析

受到發動機氣缸部件相對于傳動軸會產生不同諧次激振力矩的作用因素影響，在常規意義上的履帶式推土機傳動系統的運行過程當中，使得傳動軸往往無法避免出現顯著的扭振現象。結合實踐研究經驗發現：若履帶式推土機在運行過程當中，發動機的某諧次激振力矩作用頻率與軸系階振所表現出的固有頻率呈現出一致性狀態，則會導致發動機相對于傳動軸系統產生相當顯著扭轉共振動作。特別是在扭轉共振動作無法避免的情況下，不單單是對于傳動軸而言，整個履帶式推土機的機械系統都會受到極為不利的影響。因此，為了達到緩解，并逐步防止履帶式推土機在運行過程當中，扭轉共振現象的產生，就需要針對傳動軸采取相應的處理（當中，最有效的處理方案即在傳動軸當中添加相應的減振裝置）。在此過程當中，還需要實現與傳動軸、發動機之間的合理匹配，由此也就需要涉及到對履帶式推土機傳統系統扭振的分析，本文即對其展開深入研究與說明。

1. 履帶式推土機傳動系統分析模型的構建

在構建履帶式推土機傳動系統分析模型的過程當中，需要解決的主要問題包括以下兩個方面：其一是對履帶式推土機傳動系統分析模型當中研究對象的確定；第二是對于分析模型相關假設的構建。首先，從研究對象的角度上來說，履帶式推土機傳動系統扭振分析當中，最關鍵性的研究對象涉及到以下幾個方面：（1）飛輪裝置；（2）扭轉減振裝置；（3）萬向節部件；（4）前/后聯軸節部件；（5）液力變矩器泵輪裝置。其次，從分析模型假設條件的角度上來說，為確保模型分析的可靠與有效，就需要關注以下幾個方面的條件：（1）假定整個履帶式推土機傳動系統當中，剔除扭轉減振裝置彈簧構件為柔性屬性以外，其他構件屬性均為鋼性特性；（2）假定整個履帶式推土機傳動系統當中，各個構件相互之間不存在裝配誤差方面的問題，對其進行忽略；（3）假定整個履帶式推土機傳動系統當中，各個構件相互之間不存在摩擦力因素，對其進行忽略；（4）假定整個履帶式推土機傳動系統當中，所涉及到的相關構件均為勻質狀態，且可忽略構件軸心偏心距對分析模型的影響；（5）假定整個履帶式推土機傳動系統當中，所對應的液力變矩器端阻力指標、以及彈簧部件指標均表現為零值狀態。

建立在上述研究對象以及條件假設的基礎之上，需要結合履帶式推土機的運行情況，構建相應的扭轉減振分析模型以及傳動系統總成模型。具體的模型結構示意圖如下圖所示（見圖1、圖2）。

2. 履帶式推土機傳動系統扭振理論分析

首先，從履帶式推土機傳動系統臨界轉動速度的角度上來說，在受到各諧次狀態下，發動機某諧次（內燃機激振力矩諧次r取值為0.5，1，1.5，2，...）激振力矩頻率表現為r·wr（其中，wr設定為曲軸角速度），其與軸系第i階振型的固有頻率wi若取值一致，則引發共振。進一步來說，在共振工況的影響下，發動機所表現出的轉動速度則定義為臨界轉速。因此，第i階振型的第r次諧次所對應的臨界轉速nr則可以以如下方式進行表述：

結合對式（1）、（2）的分析不難發現：對于履帶式推土機而言，在整個傳動系統的運行過程當中，無論傳動系統發動機裝置處于提速或者是降速的狀態下，整個傳動系統都不可避免的面臨著多個臨界轉速，也就意味著共振現象是不可避免的。為了避免此環節工作中出現的頻繁性共振問題，關鍵性的途徑在于：在盡量短的時間內通過臨界轉速。因此，在對傳動系統扭振現象進行分析的過程當中，需要重點關注的發動機在激振力矩幅值較大諧次對應臨界轉速狀態下，傳動系統可能出現的強烈性共振問題。

其次，從履帶式推土機傳動系統動力學數學模型的構建角度上來說，對于同等意義上的多質量系統而言，自由扭轉振動狀態下的數學方程為：

（3）

該計算式當中，J定義為多質量系統轉動慣量矩陣；K定義為多質量系統剛度矩陣； 定義為角位移矢量； 定義為角加速度矢量。 以及 的計算如下：

3. 履帶式推土機傳動系統扭振計算分析

假定進行扭振分析的履帶式推土機應用4沖程6缸柴油發動機裝置，其在正常運狀態下，max轉動速度控制為平均每分鐘2 200r，min轉動速度控制為平均每分鐘800r。所輸出最大扭矩時轉動速度控制為平均每分鐘1 300r。現結合上述相關數據，借助于對多體動力學分析軟件的應用，就該履帶式推土機傳動系統扭振現象進行綜合計算與分析，具體分析如下：

從傳動系統臨界轉動速度計算的角度上來說，首先需要完成對主要旋轉部件所對應轉動慣量指標的計算，主要研究對象的計算結果分別為：（1）飛輪裝置轉動慣量為0.7626/kg·m2；（2）扭轉減振裝置轉動慣量為0.0158/kg·m2；（3）萬向節部件轉動慣量為0.0039/kg·m2；（4）前/后聯軸節部件（前聯軸節轉動慣量為0.0401/kg·m2，后聯軸節轉動慣量為0.0061/kg·m2）；（5）液力變矩器泵輪裝置轉動慣量為0.3751/kg·m2。借助于對仿真軟件的分析，可以建立在仿真性傳動系統的基礎之上，獲取與之相對應的轉動速度計算數值（見表1）。應用轉動速度計算數值，可以分析第一階固有頻率下所對應的臨界轉動速度，進而判定發動機出現扭轉共振的具體區域，從而實現對作業方案的合理改進。

表1：發動機臨界轉動速度計算示意表

4. 結束語

文章以履帶式推土機傳動系統為研究對象，基于扭振共振現象，對履帶式推土機傳動系統在實踐運行過程當中所出現的失效問題進行了簡要的分析與說明，在對相關條件進行假設處理的基礎之上，構建了相對于履帶式推土機傳動系統的仿真模型。借助于對仿真模型的分析，并對履帶式推土機傳動系統共振的理論基礎進行了研究，指出了計算得出轉動速度數值對于實踐工作的指導意義。上述相關問題的分析對于在履帶式推土機傳動系統運行過程當中，最大限度避免扭轉振動問題而言，起到了極為突出的參照與借鑒作用。

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作者簡介

張玉倉，男，1974.03 ，漢族，本科，從事機械類產品研發工作。

郵箱：zyc9341@163.com