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
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]
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。
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
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。
3.2.1 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。
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
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
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
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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