電鏟履帶系統AdamS ATV動態仿真

鄒偉

摘要：針對重型履帶系統復雜的車輛-地面力學問題，使用Adams ATV模塊建立電鏟整機模型，準確計算在軟地面爬坡、轉彎和越障等工況下履帶系統的驅動力矩和支重輪受力。爬坡工況下履帶系統驅動力矩仿真結果與理論值基本一致，轉彎工況下驅動力矩理論值與仿真結果的相對誤差在2.5%-26.2%區間;原地轉彎所需驅動力矩與12.5°坡角爬坡所需驅動力矩接近。在硬地面越障時，支重輪受力最大值占整機總重力的41.8%。與實際使用值對比結果表明，仿真結果和理論計算值可作為方案設計的參考，且理論計算值偏于保守;各工況計算結果可為動力配置和后繼強度設計提供依據。

關鍵詞：電鏟;重型履帶系統;驅動力矩;支重輪;動力

中圖分類號：TP391.92;U469.694文獻標志碼：B

0 引言

電動機械挖掘機簡稱電鏟，是露天礦山開采系統中最關鍵的設備之一，其履帶式行走裝置性能對整機可靠性有重要影響，履帶與支重輪、地面之間的復雜力學關系是設計計算的難點。車輛與地面之間的力學建模方法有純經驗法、半經驗法、基本理論研究法、模型試驗法和計算機模擬法等，其中：半經驗法是一種相對簡單可靠的建模方法，基本理論研究法和模型試驗法的適應性受具體工況限制，計算機模擬法隨著計算機硬件配置的提升而迅速發展。與其他半經驗計算方法相比，Bekker公式適用性強、計算可靠，特別是在低速載荷工況下適用性更好。王紅巖等的試驗數據表明，由于履帶與地面之間存在滑動，當車輛轉彎半徑較小時，牽引力或制動力較大。LYASKOL的試驗數據表明，履帶陷人深度隨滑轉率增大而增大。

目前，大型商業動力學模擬軟件Adams和RecurDyn都使用半經驗法中Bekker的載荷一下陷公式計算車輪或履帶與地面的相互作用力;Adams軟件中的ATV模塊可以較準確地計算行駛阻力、履帶張緊力等參數。在沼澤、山區等復雜路面高速行駛的履帶車輛模擬通常采用用戶自研計算機程序計算，通用商業軟件模塊無法滿足需求。在坦克或輕型履帶式移動設備方面，業內已有學者和專家使用商業動力學軟件進行簡單工況下的動力學研究，但在重型履帶式工程機械方面尚缺乏分析案例。

電鏟重型履帶系統示意見圖1。支重輪和滑靴數量較多，各零部件之間以及零部件與地面之間的作用力較大，接觸的非線性問題求解難度較大。本文以某型號22m³斗容電鏟為例，使用Adams ATV模塊進行多工況下的動態仿真，并將仿真結果與Bekker公式等理論計算結果對比，驗證模型的正確性并進行后續仿真分析。

1 履帶車輛與地面的力學理論

1.1車輛直線行走驅動力矩計算

車輛直線行駛阻力包括履帶系統內部摩擦阻力、地面壓實阻力、坡道阻力、風阻力和加速慣性阻力等。低速重型履帶系統中風阻力和加速慣性阻力占比很小，可以忽略。

考慮支重輪與支重輪軸滑動摩擦、支重輪與履帶板側面滑動摩擦，每個支重輪相關的內部摩擦阻力可表示為

式中：C_i為支重輪i（包括前導輪）上的載荷，N;d_bi為支重輪軸i的直徑，m;d_ri為支重輪的直徑，m;u_r為支重輪和支重輪軸之間的摩擦系數。設F_f為每條履帶直線行駛時內部摩擦點阻力，則

驅動輪軸與驅動輪為花鍵連接，驅動輪軸兩端裝有滾動軸承，忽略滾動軸承摩擦阻力，則履帶平均接地比壓為

單條履帶直線運行總阻力為

Fd=F_f+F_p+F_s+F_w+F_i（8）

單條履帶驅動力矩為

T_d=F_dr_p（9）

式中：r_P為驅動輪的節圓半徑。

1.2 車輛平地轉彎驅動力矩計算

不考慮履帶下陷引起的側面推土阻力，計算雙履帶行走裝置的轉彎驅動力矩。為不失一般性，以左轉彎為例，轉彎時履帶與地面的作用力示意見圖2。F_qL和F_qR為與摩擦力矩相當的直線運行阻力的反方向力，即驅動力;F_dL和F_dR為直線運行阻力;M_fL和M_fR為履帶與地面之間摩擦力矩。

不考慮履帶回轉中心偏離其與地面接觸面的形心，左、右履帶的回轉阻力力矩為

2 Adams ATV動態仿真

在Adams ATV模塊中建立電鏟履帶系統模型，見圖3。履帶系統模型左右對稱，左、右兩側均包括前導輪、支重輪、驅動輪、驅動軸、滑靴和履帶板，其他部分作為整體機架三維幾何實體導人。檢查每個構件的質量和轉動慣量，確保與實際值一致。履帶由Adams ATV模塊生成，圖3中的箭頭所指履帶板編號為1，其余履帶板編號沿順時針方向依次加1。

2.1 軟地面動態仿真

在露天礦山開采中，電鏟一般在重黏土地面上作業，履帶會陷入地面一定深度，因此建模過程中將地面視為柔體，將履帶系統視為剛體。重黏土地面特性參數設置見表1。

在平地直線行駛工況中，電鏟的最大車速為1.25km/h，設置驅動軸轉速為27.65（°）/s。編號11的履帶板陷入地面深度和接地比壓隨時間變化曲線見圖4。

0-4s為系統自平衡過程，5-8s為加速過程，之后勻速運行。在1-11s，11號履帶板陷入地面平均深度為65mm，平均接地比壓為309.3kPa;在67-73s，11號履帶板陷入地面平均深度為38mm，平均接地比壓為300.9kPa。基于靜力學計算得到陷入地面平均深度的理論值為67mm，平均接地比壓為329.3kPa。勻速運行過程中履帶板陷入地面平均深度和平均接地比壓均比電鏟靜止時有所降低。

平地直線行駛時前導輪和支重輪受力曲線見圖5。前導輪受力較小，各支重輪受力差異不太明顯，支重輪9受力最大，最大值為722kN。

在直線爬坡工況中，電鏟的最大車速為0.50km/h，設置驅動軸轉速為11.06（°）/S，爬坡工況示意見圖6，電鏟從平地直線運行上坡。

履帶系統驅動力矩計算結果見圖7。仿真值波動較大，原因是電鏟重型履帶節距較大（強度要求所需），驅動輪齒數僅為8，運轉過程中存在不均勻性。仿真結果的最小二乘擬合值與理論值基本一致，理論值稍微高估驅動力矩，主要原因是運轉過程中履帶板平均陷入地面深度比電鏟靜止時有所降低。爬坡工況下前導輪和支重輪受力曲線見圖8。不難發現，支重輪9受力較大，最大值為2123kN，占整機總重力的27.6%，因此支重輪9的設計直徑明顯大于其他8個支重輪直徑，以應對受力較大的工況。在平地單側左轉彎工況中，電鏟右側車速為1.00km/h，設置右驅動軸轉速為22.12（°）/s，左履帶制動。驅動力矩與轉過角度關系曲線見圖9，轉過角度2.5°之內為加速過程，之后左側平均制動力矩為421.7kN·m，理論計算值為532.4kN·m，理論值與仿真值相對誤差為26.2%;右側平均驅動力矩為549.4kN·m，理論計算值為629.7kN·m，理論值與仿真值相對誤差為14.6%，可見理論計算會高估驅動力矩。

在平地雙側原地左轉彎工況中，電鏟的右側車速為1.00km/h，左側車速為-1.00km/h。驅動力矩與轉過角度關系曲線見圖10。0-5°為加速過程，之后，左側平均驅動力矩為797.1kN·m，右側平均驅動力矩為522.7kN·m，兩側平均值為660.OkN·m，理論計算值為676.7kN·m，理論值與仿真值的相對誤差為2.5%;該機型在持續使用中的行走驅動力矩實際值（額定值）為668.0kN·m（傳動系統效率來自臺架試驗數據），三者基本一致。左、右側驅動力矩仿真值差異的原因是整機重心不在左右對稱面上，而理論計算值按整機左右對稱計算。與平地單側轉彎工況相比，雙側原地轉彎所需驅動力矩更大，表明驅動力矩與轉彎半徑成反比。平地雙側原地轉彎所需驅動力矩與12.5°爬坡所需驅動力矩接近，在方案設計時可以考慮該機型最大爬坡角度設計值為12°左右（礦山規劃中電鏟爬坡角度通常在9°-13°區間）。

在平地越障工況中，設置地面隆起見圖3，隆起高度為250mm，與履帶板高度接近;車速為0.50km/h。支重輪2通過后軟地面隆起部分被壓潰（見圖11），軟地面越障時前導輪和支重輪受力曲線見圖12，支重輪9受力較大，最大值為1852kN。

2.2 硬地面動態仿真

當電鏟越過石頭等障礙物時，支重輪受力較大，因此分析這類惡劣工況下各支重輪和前導輪受力。設障礙物高度為250mm，地面與履帶接觸剛度為100000N/mⁿ，n為力指數，取n=2，阻尼為2000N·s/m，車速為0.50km/h。硬地面越障時前導輪和支重輪受力曲線見圖13。支重輪在障礙物正上方時受力較大，其中支重輪6受力最大，最大值為3216kN，占整機總重力的41.8%。

3 結論

使用Adams ATV模塊可較準確地計算電鏟履帶系統在軟地面爬坡、轉彎和越障等工況下的驅動力矩和支重輪受力。在勻速行駛過程中，履帶陷入地面平均深度和平均接地比壓均比電鏟靜止時有所降低，驅動力矩的理論計算結果偏于保守;爬坡工況下驅動力矩仿真結果與理論值基本一致;轉彎工況下驅動力矩理論值與仿真結果的相對誤差在2.5%-26.2%區間。平地雙側原地轉彎為行走驅動力矩需求最大的工況，結合整機穩定性工況可以確定最大爬坡角度（本文計算機型合理值為12°左右），行走驅動力矩仿真平均值為660.0kN·m，理論計算值為676.7kN·m，機型配置的實際值（額定值）為668kN·m，三者基本一致。軟地面越障時容易將地面隆起部分壓潰，硬地面越障時支重輪6受力最大，其值為3216kN，占整機總重力的41.8%，在實際操作中應盡可能避免。

在新機型投入使用后，建議采集驅動電機實際輸出參數、爬坡角度和轉彎半徑等數據，適當轉換后與計算值對比，可以改進計算模型，進一步提高動力系統效率。仿真結果證實理論計算值可以作為方案設計的參考，可解決理論計算難以求解重型履帶系統超靜定問題和比較復雜的地面力學問題的難點，為動力配置和和后續強度設計提供依據。本文方法也可用于其他重型履帶系統產品分析。