戰(zhàn) 麗，李 季，任長清

(東北林業(yè)大學機電工程學院，哈爾濱150040)

目前林間運輸機的運輸艙與底盤之間通常為剛性連接，即采用無懸架結構。這種無懸架結構普遍存在震動幅度大和平順性差等問題。尤其在道路狀況的多變、復雜性的前提下，使得林間運輸精密儀器難以滿足平順性的要求。為了解決這一問題，在駕駛艙與履帶底盤中間加入懸掛系統(tǒng)，使其為彈性連接，以增強運輸艙的平順性，改善精密儀器及脆弱貨物的運輸環(huán)境。如圖1所示。［1-2］

圖1 履帶式林間運輸機總圖Fig．1 Structure of transport machine in woodland

1 懸架類型的選擇

傳統(tǒng)的履帶小型運輸機普遍采用無懸架結構。同類型輪式林用機械采用傳統(tǒng)被動懸架。被動懸架的剛度和阻尼是按經(jīng)驗或優(yōu)化設計的方法確定的。根據(jù)這些參數(shù)設計的懸架結構，在汽車行駛過程中的性能是不變的，也是無法進行調(diào)節(jié)的。在林間路況復雜多變的情況下，這使運輸機的行駛平順性受到嚴重的影響。全主動懸架就是根據(jù)汽車的運動和路面狀況，適時地調(diào)節(jié)懸架的剛度和阻尼，使其處于最佳減震狀態(tài)。而半主動懸架不考慮改變懸架的剛度，而只考慮改變懸架的阻尼，因此它是由無動力源且只有可控的阻尼元件組成。相對于被動懸架和全主動懸架，半主動懸架具有一系列優(yōu)點:可以根據(jù)路況適時改變阻尼，平順性較被動懸架有顯著提高;半主動懸架系統(tǒng)無單獨動力源，不消耗機器的動力;結構簡單，成本遠低于全主動懸架;機構穩(wěn)定，可靠性高。因此應選用半主動懸架。［3］

2 減震系統(tǒng)概述

2．1 振動系統(tǒng)分析

半主動懸架的設計應從行駛平順性和操控性出發(fā)。但林間地形多變，因此彈簧剛度和減振器的阻尼系數(shù)應能隨運輸機運行狀態(tài)而變化，使懸架系統(tǒng)性能總是處于最優(yōu)狀態(tài)附近。但是，彈簧剛度選定后，又很難改變，因此從改變減振器阻尼入手，將阻尼分為兩級，根據(jù)傳感器信號自動選擇所需要的阻尼級。

圖2 振動系統(tǒng)結構簡圖Fig．2 Diagram of vibration system

圖2為由外部電磁鐵控制的減振器簡圖。為滿足平順性要求時，可選擇打開阻尼器;運輸機高速行駛時，可選擇關閉阻尼器。無阻尼可提高運輸機行駛操控性能，使其運行更穩(wěn)定，但平順性下降;高阻尼可降低系統(tǒng)自振頻率，減少對機身的沖擊，利于提高平順性，但高速行駛使穩(wěn)定性下降。

2．2 電子控制系統(tǒng)概述

半主動懸架的電控系統(tǒng)基本組成如圖3所示。傳感器將運輸機行駛的路面情況和行駛速度及啟動、加速、轉向和制動等工況轉變?yōu)殡娦盘?，輸送給電子控制器，控制器將傳感器送入的電信號進行綜合處理，輸出對懸架的阻尼進行調(diào)節(jié)的控制信號。［4］

為減少執(zhí)行元件所需的功率，主要采用調(diào)節(jié)減振器的阻尼系數(shù)法，只需提供調(diào)節(jié)控制閥、控制器和反饋調(diào)節(jié)器所消耗的較小功率即可?？梢愿鶕?jù)路面的激勵和機身的響應對懸架的阻尼系數(shù)進行自適應調(diào)整，使機身的振動被控制在要求范圍之內(nèi)。

圖3 電控系統(tǒng)組成Fig．3 The electronic control system

3 懸架核心參數(shù)的計算和分析

3．1 懸架靜撓度與剛度

在本設計中運輸機空載質量約1．2 t，載重0．8 t，由于是履帶行走系統(tǒng)，它區(qū)別于輪式行走機構，履帶行走機構底盤有交好的整體性和較大的著地面積。出于履帶底盤整體性的考慮，小型運輸機采用前置懸掛，后懸鉸接的結構。于是運輸機前后方的震動不存在聯(lián)系。因此，運輸機的機身固有頻率n可用下式表示。

式中:c為懸架的剛度，N/cm;m為懸架的簧載質量，kg。

當采用彈性特性為線性變化的懸架時，懸架的靜撓度可用下式表示

式中:g為重力加速度，g=981cm/s2。將fc帶入式(1)得到

由于運輸機的行走環(huán)境較為惡劣，且速度不高，對操作穩(wěn)定性要求不高，推薦前懸的頻率為1．00～1．50 Hz。在選定偏頻后，再利用(2)即可算出運輸機滿載時前懸的靜撓度。

根據(jù)以上公式，取懸架頻率為n=1．2 Hz，m=2000 kg。

算出靜撓度:fc=25/n2=25 × (1．2)2=17．36 mm。

剛度c=mg/fc=(2000 ×981)/17．36=1．13 ×105N/cm。

3．2 減振器的設計

3．2．1 減振器的選取

考慮到林間路況的復雜多變，本機采用半主動懸架，不考慮改變懸架的剛度，而只考慮改變懸架的阻尼，因此它是由無動力源且只有可控的阻尼元件組成的。

本設計的半主動懸架分為有級式阻尼器，它是將懸架系統(tǒng)中的阻尼分為兩級，根據(jù)爆振傳感器的信號自動進行選擇所需阻尼級。也就是說，可以根據(jù)路面條件和運輸機的行駛狀態(tài)，來調(diào)節(jié)懸架阻尼級，從而可提高運輸機的行駛平順性與高速時的行駛穩(wěn)定性。［5］

3．3．2 相對阻尼系數(shù) Ψ

在減振器的卸荷閥打開前，其中的阻力F與減振器振動速度v之間的關系為

相對阻尼系數(shù)δ=F/v，在中等沖擊情況下取v=1．3cm/s。

運輸機有阻尼以后，簧上質量是周期衰減振動，用阻尼系數(shù)Ψ的大小來評定振動衰減的快慢程度。Ψ的表達式為

式中:c為懸架系統(tǒng)的垂直剛度;ms為簧上質量。

可算出:相對阻尼系數(shù)δ=F/v=2000×9．81/1．3=1．5 ×104。

此處取 Ψ =0．5。

4 利用ADAMS進行振動分析

4．1 建立三維模型

通過SolidWorks 2012建立運輸機履帶底盤三維模型，然后導入ADAMS 2010(如圖4所示)。

圖4 運輸機模型導入ADAMSFig．4 Input the model into ADAMS

4．2 完善模型并添加約束

底盤的模型基礎上，在ADAMS中添加車兜，并添加各個部件的約束(如圖5所示)。圖中在運輸機底盤前部添加兩個彈簧減震器模型。約束類型:車兜與底盤為滑動副，只允許其在垂直方向相對運動。

圖5 添加約束與減震器Fig．5 Add constraints and absorber

并將上文的計算參數(shù)輸入彈簧阻尼器中(如圖6所示)。

圖6 將參數(shù)輸入彈簧阻尼器Fig．6 Input the parameter into spring-absorber

4．3 創(chuàng)建振動系統(tǒng)激勵信號

創(chuàng)建兩個并行周期運轉的凸輪，作為系統(tǒng)的輸入信號，為運輸機經(jīng)過障礙的模擬信號(如圖7所示)。然后將step函數(shù)作為輸入信號賦值給Motion作為動力源。

STEP(time，0，0d，0．01，360d)+STEP(time，2，0d，2．01， -360d)。

圖7 添加系統(tǒng)激勵源Fig．7 Add the motion

圖8為系統(tǒng)輸入信號的曲線圖

圖9為系統(tǒng)關閉阻尼情況下輸入信號時機身的振動情況。圖中實線為機身位移-時間曲線圖，由于關閉阻尼器時機身相當于剛性連接，其曲線趨勢與信號屬于趨勢相同;虛線為加速度-時間曲線圖，該曲線是實線的2階導數(shù)。

圖10為打開阻尼器的情況，由圖可見實線為位移-時間曲線圖，其位移的波動范圍明顯小于阻尼關閉的情況。而實線的二階導數(shù)曲線為加速度-時間曲線，在圖中用虛線表示。

根據(jù)同時對比兩種情況下的加速度曲線的最大值，在無阻尼時是打開阻尼器時的三倍。在質量不變的情況下，瞬時加速度的降低直接導致沖擊力的減小，因此本懸架可有效的提高機身的平順性，減小振動。

圖8 激勵信號曲線Fig．8 The pumping signal curve

圖9 無阻尼系統(tǒng)振動曲線Fig．9 The curve of vibrating system without damping

圖10 高阻尼系統(tǒng)振動曲線Fig．10 The curve of vibrating system with damping

5 結論

本設計為現(xiàn)有林間運輸機設計了半主動懸架?？勺兊臏p振器阻尼值能夠較好的適應林間多變的路況，滿足運輸機的平順性要求。在路面狀況良好的情況下，關閉阻尼器，提高最大車速并且增加運輸機的操控性與行駛穩(wěn)定性;在林間路面狀況復雜的情況下，打開阻尼器可以有效的衰減振動，減小沖擊。并利用了ADAMS對其振動系統(tǒng)分析:較普通的剛性連接，本懸架可以減小大約三倍的沖擊力，為林業(yè)研究中精密儀器的運輸提供可靠環(huán)境。

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