礦用履帶式挖掘機行走機構動力學分析

0 引言

礦用履帶式挖掘機被廣泛應用于不同的露天礦開采中，在礦山作業中占據著不可或缺的地位。隨著國內外露天礦山開采規模的持續擴大，采礦工藝水平與設備技術水平正在不斷提高，社會各界為進一步提高勞動生產率和經濟效益、降低開采成本，持續推動礦用履帶式挖掘機的技術創新與研究[1]。

礦用挖掘機工況復雜，行走機構所需要承受的載荷沖擊較大，且影響行走穩定性因素較多。目前，已經有多位學者圍繞礦用履帶式挖掘機行走機構開展了相關研究。佟哲等[2]針對礦用挖掘機行走液壓系統的運行環境與信號特征，對液壓系統進行功能劃分，并以液壓泵出口壓力、先導閥壓力、發動機轉速及扭矩百分比作為壓力載荷譜，開展礦用履帶式挖掘機行走機構的動力學分析。但該方法未考慮爬坡和轉彎工況下，履帶不同部分的壓力值情況。郭園園[3針對丘陵山區地貌特點，基于RecurDyn仿真軟對礦用履帶式挖掘機進行建模和模擬，通過模擬分析了挖掘機在縱向爬坡、下坡時最大可承受角度，以及橫坡行駛時的最大安全坡度角數值。但該方法未考慮礦用履帶式挖掘機自身荷載情況對動力特性的影響。

本文以某型履帶式挖掘機為研究對象，利用UG仿真軟件構建行走機構動力學模型，分析平地及復雜地形下的受力情況與穩定性，并通過仿真實驗探究爬坡和轉彎工況對履帶接地段壓力分布的影響。

1研究對象

本研究選用某型礦用履帶式挖掘機作為研究對象，

并根據其特點、行駛環境和路面條件等，對其行走機構的各部件開展動力學分析。該礦用履帶式挖掘機參數如表1所示。

表1某礦用履帶挖掘機參數

2行走機構動力學分析

2.1建立行走狀態模型

履帶行走機構主要包含履帶板、回轉平臺、托鏈輪、引導輪和行走馬達等[4]。在礦用履帶式挖掘機作業時，行走馬達驅動驅動輪轉動，驅動輪通過嚙合履帶板鏈齒，將發動機或液壓馬達的動力傳遞至履帶，實現整機前進、后退或轉向。本文利用UG仿真軟件進行建模，模型參數設置見表1中的數據。

根據以上過程建立動態仿真模型，結合履帶式挖掘機實際運行工況，對驅動輪添加驅動函數，其計算表達式為：

式中： ω_acc 表示加速階段的角加速度， t_acc 表示加速階段的時間， t_total 表示整個行走過程的總時間， t_dec 表示減速階段的時間， ω_dec 表示減速階段的角減速度。

基于此，建立礦用履帶式挖掘機行走狀態的模型：

式中： v(t) 表示實時行走速度， ω(t) 表示驅動輪角速度， r 表示驅動輪節圓半徑， i 表示傳動系統減速比，λ 表示履帶滑移率。

2.2行走穩定性分析

履帶式挖掘機在礦區作業時，其行駛路面會出現坡地和平地等2種地形。為此本文基于行走狀態模型，對挖掘機在2種運行狀態進行求解與分析。

2.2.1平地穩定運行狀態下受力分析

在平地穩定運行狀態下，以履帶內車輪支撐點為研究對象，分析挖掘機受力情況。挖掘機履帶內車輪受力示意圖如圖1所示。

圖1挖掘機履帶內車輪受力示意

根據上述模型，建立垂直荷載的方程表達式，其方程表達式為：

式中： α 為進入角， θ 為離去角， ? 為車輪行走時角度， σ 為縱向應力， τ 為橫向應力， T 為不同角度下的張力的數值，b表示履帶寬度， r 代表車輪半徑。

2.2.2復雜地形下行駛穩定性分析

考慮到履帶式挖掘機在行走過程中不一定都是平地，也會出現上坡、下坡等復雜地形。此工況對其行駛穩定性要求更加嚴格[5]。根據受力平衡建立履帶式挖掘機在橫坡上行走的力學模型，其受力示意如圖2所示。

圖2履帶式挖掘機行走受力示意

對受力進行分解，將重力分解為沿橫坡方向的分力（橫向滑移力）和垂直方向的分力，建立履帶式挖掘機在橫坡行走時的受力平衡方程：

式中： N₁ 為上側履帶的垂直方向力， N₂ 為下側履帶的垂直方向力， f₁ 為上側履帶橫向滑移力， f₂ 為下側履帶橫向滑移力， β 為橫坡角度， G 為重力。

根據力矩平衡原理[6-7]，分別對A、B點取力矩，可得：

式中： s 代表履帶軌道距離， h 代表模型質心高度 距離。

由此得出，履帶式挖掘機在橫坡上行走時，只有滿足條件，才能保證其在橫向行走過程中不發生傾翻。此時橫坡角度需滿足式（6）計算關系：

將計算結果中保證不傾翻的最大坡度角表示為 β_m 則其計算公式如下所示：

根據表1中研究對象的結構參數，計算得出該礦用履帶式挖掘機不會發生傾翻情況的最大坡度角為 38^° 。

2.3施加外部載荷約束

在滿足行走穩定性的情況下，通過施加外部載荷約束，進一步開展動力學分析。本文研究的礦用履帶式挖掘機及其履帶板之間通過鉸接構件進行連接，兩側履帶均有42塊履帶板。履帶板采用特殊的連接方式，存在相應約束條件，履帶板與左右構件約束關系如圖3所示。

圖3履帶板與左右構件約束關系

對礦用履帶式挖掘機行走狀態模型添加約束，根據約束情況確定履帶式挖掘機中各零件之間的聯系，從而建立更完整、可靠的履帶式挖掘機運動模型。本文采用固定副、旋轉副和圓柱副等約束關系，其外部載荷約束添加步驟如下：

第一步：使用旋轉副將各引導輪、驅動輪和支重輪與行走架連接；第二步：在仿真模型中添加地面，并用固定副將地面與全局坐標系固定；第三步：通過旋轉副連接各履帶節單元，同時采用固定副連接車體與行走架。

通過上述方式，在仿真軟件中，將挖掘機工作裝置和上部轉臺結構的總質量作為外加載荷施加在行走架上。為保證各輪受力均衡，將作用在行走架上的重力均分為三等份，并分別施加于選定的3個加載點。

3實驗結果

在完成礦用履帶式挖掘機行走機構的動力學分析后，根據具體情況開展實驗研究。

3.1爬坡履帶接地段壓力分布情況

通過仿真軟件進行數據收集，使模型在坡度角為5^° / 15^° 和 30^° 的工況下執行爬坡動作，利用履帶位置傳感器收集并記錄不同履帶位置的壓力數據，然后繪制成線形圖以觀察履帶接地段壓力分布情況。爬坡履帶接地段壓力分布情況如表2所示。

表2爬坡履帶接地段壓力分布情況

由表2可知，履帶接地段整體壓力分布特點在不同坡度下存在差異，但總體上呈現一定規律性。爬坡過程中，履帶接地段壓力呈現“前端大、尾端小”的分布規律，且隨坡度的增大，壓力值呈現非對稱變化趨勢。本實驗中，坡度角為 30^° 時，前端壓力值約228kN，但尾端壓力值約42kN。坡度繼續增大后，可能出現履帶尾端壓力值過小甚至懸空現象，從而引發安全事故。

3.2轉彎履帶接地段壓力分布情況

在挖掘機轉彎工況下，對履帶接地段壓力值進行分析研究。在仿真軟件中，設置不同方向和角度的轉彎動作，轉彎角度選取 45^°?75^° 和 90^° 進行左轉彎，保持荷載數值不變，通過傳感器記錄履帶左端、右端和中間段的壓力數值，并將數據繪制成條形圖。左轉彎履帶接地段壓力分布情況如表3所示。

由表3可知，在挖掘機轉向時，與轉彎方向同側的履帶（以左轉彎為例的左端履帶）受力增加，另一側受力減小。隨著轉向角度數增大，同側履帶壓力值顯著增加，異側履帶壓力值顯著減小。

表3左轉彎履帶接地段壓力分布情況

3.3實驗結論

實驗結果表明，礦用履帶式挖掘機在行走過程中，爬坡角度和轉彎角度均會對履帶接地段不同位置壓力產生影響。在保證爬坡安全角度情況下，爬坡角度越大，履帶接地段壓力分布非對稱性越顯著（前端壓力增大、尾端壓力減小），尾端懸空風險隨坡度增大而升高。而在轉彎過程中，隨著轉彎角度的增加，轉向同側履帶壓力值越大，異側壓力值越小。實驗結果表明，轉彎角度越大，安全風險越高。

4結束語

本文通過對礦用履帶式挖掘機行走機構的動力學分析，深入揭示了該挖掘機的受力狀態和動態特性，研究成果對于挖掘機的優化設計、穩定性提升和行駛性能改善具有重要意義。

研究結果表明，爬坡時履帶壓力呈“前端大、尾端小”的非對稱分布，坡度越大尾端懸空風險越高；轉彎時轉向同側履帶壓力顯著增加，異側壓力減小，角度越大橫向穩定性風險越高。因此，在面臨較大爬坡角度和轉彎角度時，礦用履帶式挖掘機面臨的風險顯著增加。

參考文獻

[1]李志超，秦勇，高見廠.正流量挖掘機行走防跑偏控制系統及方法[J].建設機械技術與管理，2024，37(4):46-48.

[2]佟哲，周陽，顧飛，等.基于壓力載荷譜的挖掘機行走液壓系統液壓泵異常檢測方法[J].機床與液壓，2024，52(16)：233-239.

[3]郭園園.小型山地電動履帶運輸車動力學仿真與分析[J].現代機械，2024(5)：71-76.

[4]薛晗，陶勇，王茄任，等.挖掘機行走液壓系統的壓力損失研究[J].液壓氣動與密封，2024，44(6):95-99.

[5]王智森.挖掘機行走履帶建模及模態分析[J].南方農機，2023，54(22):127-129+150.

[6]秦仙蓉，馮亞磊，沈健花，等.基于ADAMS的履帶式挖掘機越障動力學建模與分析[J].起重運輸機械，2023(5):18-22.

[7]羅成發，高皓，陳振雄，等.工程機械負流量挖掘機行走控制方法研究[J].液壓氣動與密封，2023，43(1):68-69.