兩自由度可控裝載機構動力學分析與研究

張 林，蔡敢為

(1.廣西大學土木工程學院，廣西 南寧 530004;2 廣西大學機械工程學院，廣西 南寧 530004)

0 前言

隨著施工建設由過去的大拆大建向精細化施工發(fā)展，以及“數(shù)控一代”裝備創(chuàng)新工程的實施，傳統(tǒng)工程機械設備因為噪音大、能耗高、污染嚴重、維護保養(yǎng)成本高等問題［1－4］以很難適應大環(huán)境的發(fā)展，這給傳統(tǒng)機械設備即帶來了帶來了換代升級所面臨的各種挑戰(zhàn)也帶來了巨大的機遇。廣西大學蔡敢為首先提出了將可控機構技術［5－11］應用到工程機械領域的設想，并進行了相關研究，獲得了許多研究成果［12－14］。應用可控機構技術的可控機構式工程機械［15－16］不僅解決了液壓傳動工程機械面臨的諸多問題，也解決了傳統(tǒng)機械式工程機械輸出運動缺乏柔性、傳動系統(tǒng)復雜等問題，可控機構式工程機械具有智能化程度高、全車電控、零排放、低噪音、電傳動系統(tǒng)機械效率高等特點，并且易實現(xiàn)工程機械自動化、遠程操控等，特別適合未來現(xiàn)代化施工需要。

為了獲得可控裝載機構動力學特性，方便驅動系統(tǒng)驅動電機選型，現(xiàn)根據(jù)達朗貝爾原理對可控裝載機構進行動力學逆問題進行建模求解。

1 力學問題簡化

可控裝載機構的受力分析如圖1 所示，構件i(i=2，3，…，9)的質心用Si表示，負載的質心用SL表示;主動桿驅動力矩用Mi(i=1，2)表示。為了便于進行力學分析，在允許存在較小誤差的前提下，根據(jù)可控裝載機構結構特點和工作特性，作如下假設:

(1)各桿件i(i≠1，4，5，7)的質心Si在對應桿長的中心位置。

(2)動臂的質心S4在鉸孔D 點處。

(3)鏟斗的質心S5在鉸孔E 與斗尖L 的連線上，且距離鉸孔E 的距離為

(4)搖臂的質心S7在鉸孔H 與斗尖I 的連線上，距離鉸孔H 距離為

(5)為較全面的考慮到各種作業(yè)工況，特別將負載的質心SL選定在斗尖L 處。

圖1 可控裝載機構受力分析Fig.1 Stress analysis of controllable loading mechanism

2 動態(tài)靜力分析與建模

2.1 動態(tài)靜力分析

構件i(i=2，3，…，9)的質量用mi表示，mL表示負載的質量;鉸孔Θ 受到的約束反力表示為FRΘ;構件i(i=2，3，…，9)的重力表示為FGi，其中負載的重力表示為FGL，在垂直方向負載對鏟斗的慣性力記為FI5，重力加速度用g表示。可控裝載機構各構件的受力情況如圖2 所示。可控裝載機構動態(tài)靜力學問題可概括為:已知各桿件矢量Li的角位移φi以及模li;動臂、鏟斗、搖臂角度參數(shù)θi(i=1，2，…，5)，桿件質心Si(i=2，3，…，9)以及負載質心SL的位置，桿件質量mi(i=2，3，…，9)以及負載質量ml，鏟斗垂直加速度為α5，重力加速度g。求在上限舉升工況下，各鉸點約束反力和兩主動桿的驅動力矩。

令∑FiX(i=2，3，…，9)表示構件i 所受到的力在X 軸方向的投影之和;∑FiY(i=2，3，…，9)表示構件i 所受到的力在Y 軸方向的投影之和;∑MiΘ(i=2，3，…，9)表示構件i 所受到的力和力矩對鉸孔Θ 的力矩之和。現(xiàn)應用達朗貝爾原理，建立可控裝載機構各構件的動態(tài)靜力學平衡方程:

圖2 各構件受力分析Fig.2 Stress analysis of each component

2.2 建立動態(tài)靜力模型

將式(1)至(8)整理成矩陣形式，有:

上式中，矩陣E 和矩陣G為已知參數(shù)矩陣，矩陣F為待求參數(shù)矩陣。

對式(9)兩端同乘以矩陣E 的逆矩陣，可得:

通過上述動態(tài)靜力分析，便獲得了可控裝載機構主動桿的驅動轉矩。

3 輸入功率預估

根據(jù)功率計算公式，在已知兩主動桿的輸入轉矩、角速度的情形下，便可得到各主動桿瞬時輸入功率，而各主動桿的輸入功率P0i(i=1，2)應為瞬時輸入功率的最大值，即:

(1)第一主動桿輸入功率:

(2)第二主動桿輸入功率:

4 動態(tài)靜力仿真

利用Pro/E 建立可控裝載機構虛擬樣機模型，并導入ADAMS 中進行仿真分析。可控裝載機構額定載荷為200kg，考慮到裝載機在實際作業(yè)中存在過載及各種復雜載荷情形，在鏟斗斗尖位置，加載一個大小為2700N，沿重力方向的力，運行仿真，通過軟件自帶測量工具對仿真結果進行處理，得到了第一、二主動桿驅動力矩和功率，分別如圖3～6 所示。

根據(jù)圖3～4 所示仿真結果可知，第一主動桿最大負載力矩為1092.7 N·m，第二主動桿最大負載力矩為1290.2 N·m。從圖5～6 可知，第一主動桿最大驅動功率為1.0 kW，第二主動桿最大驅動功率為0.97 kW。

圖3 第一主動桿負載力矩Fig.3 Load torque of the first active rod

圖4 第二主動桿負載力矩Fig.4 Load torque of the second active rod

圖5 第一主動桿驅動功率Fig.5 Drive power of the first active rod

圖6 第二主動桿驅動功率Fig.6 Drive power of the second active rod

5 電傳動系統(tǒng)搭建及樣機實驗

在該款可控裝載機構電傳動系統(tǒng)功率評估前工廠已采購有105SZD02-DZ 系列直流電機和130SZD01-DZ 系列直流電機，以及KA67R37、K77R37 系列斜齒－螺旋錐齒輪減速機，現(xiàn)根據(jù)仿真結果，搭建可控裝載機構電傳動系統(tǒng)，如表1 所示。

表1 電傳動系統(tǒng)搭配Tab.1 Electric drive system of the controllable loading mechanism

以表1 所述電傳動系統(tǒng)為可控裝載機構的動力系統(tǒng)，新型電動裝載機研制完成后，順利進行了輕度場地實驗，分別在工地進行了200 kg、300 kg 建筑廢料舉升實驗和400 kg 鐵塊舉升實驗，分別如圖7～9。

圖7 新型裝載機舉升實驗—200 kg 土塊Fig.7 New type loader lift test-200kg clod

圖8 新型裝載機舉升實驗—300 kg 土塊Fig.8 New type loader lift test-300kg clod

圖9 新型裝載機舉升實驗－400 kg 鐵塊Fig.9 New type loader lift test－400kg iron slab

6 總結

本文針對一種型裝載機工作裝置進行了動力學分析和實驗研究，通過建立可控裝載機構的動態(tài)靜力模型，求解了各鉸點約束反力和主動桿驅動力矩，并進行了主動桿輸入功率預估，動態(tài)靜力模型的建立為可控裝載機構動態(tài)性能研究提供了理論基礎。通過可控裝載機構樣機研制與場地實驗，一方面驗證了可控裝載機構動力學分析研究的準確性;另一方面驗證了將可控裝載機構技術應用于微小型工程機械領域的可行性。該研究將為可控機構式工程機械研發(fā)設計起到一定的參考借鑒作用。

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