劉毅，龔國芳

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新型振動(dòng)搗固臂的動(dòng)力學(xué)分析

劉毅1, 2，龔國芳2

(1. 浙江大學(xué)寧波理工學(xué)院，浙江寧波，315100；2. 浙江大學(xué)流體動(dòng)力與機(jī)電系統(tǒng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，浙江杭州，310027)

根據(jù)新?lián)v固機(jī)的工作原理，對核心部件搗固臂進(jìn)行建模和結(jié)構(gòu)分析，完成整個(gè)機(jī)械結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)，確定裝置中主要結(jié)構(gòu)尺寸及相關(guān)的工作參數(shù)。通過虛擬樣機(jī)技術(shù)及仿真軟件平臺(tái)Pro/E，建立新?lián)v固機(jī)的虛擬樣機(jī)，并進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真。研究結(jié)果表明：新?lián)v固機(jī)的搗固臂采用負(fù)載自適應(yīng)、頻率和振幅連續(xù)可調(diào)的液壓振動(dòng)技術(shù)，克服了強(qiáng)迫振動(dòng)加速搗鎬磨損以及夾持液壓缸擺動(dòng)的缺陷。

搗固機(jī)；搗固臂；數(shù)學(xué)建模；結(jié)構(gòu)建模；設(shè)計(jì)分析

搗固機(jī)是鐵路養(yǎng)路維護(hù)裝備中搗固車的核心部件，它是利用振動(dòng)、沖擊和加壓的原理使得枕木底部的石碴重新組合，密實(shí)緊湊，加強(qiáng)枕木底下支撐力量均衡的一種專用機(jī)械設(shè)備[1?3]。目前，全球搗固機(jī)核心技術(shù)主要由奧地利的Plasser、瑞士的Matisa和美國的Harsco 3家國外公司所掌握，且產(chǎn)品性能各有特點(diǎn)。奧地利的Plasser搗固機(jī)采用偏心軸連桿搖擺式振動(dòng)，異步夾持的工作方式[4?5]；瑞士的Matisa搗固機(jī)采用垂直平面內(nèi)的橢圓振動(dòng)，異步夾持的工作方式[6?7]；美國的Harsco搗固機(jī)采用水平面扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，同步夾持的工作方式[8?9]。這些搗固機(jī)都存在搗鎬振動(dòng)頻率和振動(dòng)幅值無法連續(xù)可調(diào)，以更好地適應(yīng)不同的工況(在板結(jié)道床，搗固裝置的高頻率低振動(dòng)幅值搗固工作要求，而在松散道床的低頻率高振動(dòng)幅值搗固工作要求，需要可調(diào)工作頻率范圍為40~80 Hz，可調(diào)振幅范圍為0.004~0.008 m，搗固鎬頭激振力4 kN左右)，提高作業(yè)精度和效率。雖然國內(nèi)有幾家大公司能大批量生產(chǎn)上述3種類型的搗固機(jī)，但多為引進(jìn)設(shè)備。國內(nèi)的高校及企業(yè)對已有的Plasser和Matisa搗固機(jī)的技術(shù)參數(shù)及結(jié)構(gòu)方面進(jìn)行了分析，并對搗鎬振動(dòng)時(shí)夾持油缸隨之晃動(dòng)的問題進(jìn)行了研究，但尚未解決強(qiáng)迫振動(dòng)時(shí)，搗鎬磨損嚴(yán)重、夾持液壓缸晃動(dòng)漏油以及搗鎬振動(dòng)幅值和頻率無法連續(xù)可調(diào)的問題[10?16]。改善搗固機(jī)振動(dòng)方式是實(shí)現(xiàn)鐵路線路的平整性、一致性和均勻性的關(guān)鍵技術(shù)基礎(chǔ)。為了提高我國大型養(yǎng)路機(jī)械的整體水平，本文作者對新提出的液壓激振式搗固機(jī)[17]進(jìn)行建模分析與設(shè)計(jì)。

1 新?lián)v固機(jī)的工作原理

新裝置利用液壓的負(fù)載自適應(yīng)特性，采用液壓激振的方式實(shí)現(xiàn)石碴夯實(shí)搗固。圖1所示為新?lián)v固機(jī)工作原理示意圖。從圖1可知：新裝置包括箱體和對置安裝在箱體2個(gè)側(cè)面上的搗固臂，夾持液壓缸的缸體與箱體鉸接，各搗固臂包括上搗固臂、下?lián)v固臂、激振液壓缸和撥叉。激振液壓缸與撥叉聯(lián)接為一體，激振缸的振動(dòng)通過撥叉帶動(dòng)下?lián)v固臂搗鎬的振動(dòng)，激振缸通過相適應(yīng)的換向轉(zhuǎn)閥[18]來控制實(shí)現(xiàn)搗鎬振動(dòng)幅值和頻率的連續(xù)可調(diào)。夾持液壓缸伸縮時(shí)，使得上搗固臂繞支承軸擺動(dòng)，帶動(dòng)下?lián)v固臂實(shí)現(xiàn)其搗鎬的夾持運(yùn)動(dòng)。上述設(shè)計(jì)使得搗鎬的振動(dòng)對上搗固臂的振動(dòng)影響有較大的衰減，克服了激振時(shí)夾持油缸隨之?dāng)[動(dòng)的缺陷。

圖1 新?lián)v固機(jī)工作原理示意圖

2 新?lián)v固機(jī)的建模

圖2所示為搗固臂的不同的工作狀態(tài)。從圖2可見：第1個(gè)狀態(tài)是搗固機(jī)下插時(shí)，搗鎬對兩邊石碴都產(chǎn)生作用力，搗鎬主要是克服石碴之間摩擦阻力的作用。第2和3個(gè)過程是在夾持時(shí)，搗固臂向左激振和向右激振不同狀態(tài)。石碴只能受壓不能受拉，當(dāng)夾持了一段時(shí)間時(shí)向左激振，搗鎬既要克服石碴之間的摩擦力，也要克服石碴剛度的作用。

(a) 下插時(shí)；(b) 向左激振時(shí)；(c) 向右激振時(shí)

根據(jù)圖1和圖2，可得搗固臂工況分析如圖3所示。將搗鎬搗入石碴部分的受力簡化為垂直和沿著搗鎬2個(gè)方向。圖3中：0為上搗固臂在豎直位置時(shí)的初始狀態(tài)；0搗鎬在末端位置時(shí)的初始狀態(tài)；為下?lián)v固臂質(zhì)心的位置；為銷軸與撥叉接觸位置；?1為夾持液壓缸行程；?為激振液壓缸行程；為夾持液壓缸的轉(zhuǎn)角；為夾持轉(zhuǎn)角角速度；為夾持液壓缸左端點(diǎn)與上搗固臂點(diǎn)的連線與垂直位置之間的夾角；為下?lián)v固臂的夾持距離。

從圖3可知：假設(shè)整個(gè)搗固臂處于夾持的極限位置，上搗固臂繞支撐軸順時(shí)針旋轉(zhuǎn)角度；下?lián)v固臂繞支撐軸逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)角度；其角速度和角加速度分別為和；和為下?lián)v固臂在支撐軸處的約束反力，其中為搗鎬的1個(gè)工作點(diǎn)。

若把定為細(xì)長桿，考慮到下?lián)v固臂運(yùn)動(dòng)為剛體轉(zhuǎn)動(dòng)，則下?lián)v固臂繞軸轉(zhuǎn)動(dòng)的動(dòng)量矩為

(a) 原理圖；(b) 受力分析圖

假定力矩，動(dòng)量矩以逆時(shí)針方向?yàn)檎?，力以左方向?yàn)檎?，則下?lián)v固臂的力學(xué)方程為

(2)

式中：1為轉(zhuǎn)軸處的滾動(dòng)摩阻，，為滾動(dòng)摩阻系數(shù)；為激振液壓缸輸出的力；和為分解的下插阻力。

圖4所示為Plasser搗固機(jī)激振機(jī)構(gòu)振動(dòng)分析示意圖。從圖4可見：Plasser裝置搗鎬鎬頭的激振方式是連桿搖擺式強(qiáng)迫振動(dòng)，連接銷軸運(yùn)動(dòng)時(shí)的中點(diǎn)位置為，銷軸運(yùn)動(dòng)的始點(diǎn)為，終點(diǎn)為，偏心軸的偏心距為，偏心軸點(diǎn)至連接銷軸間點(diǎn)的距離為L，偏心軸的轉(zhuǎn)角為，偏心軸的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度為，連線與連線間的夾角為。

圖4 Plasser搗固機(jī)激振機(jī)構(gòu)振動(dòng)分析示意圖

假設(shè)搗鎬實(shí)際振動(dòng)的振動(dòng)幅值較小，即搗固臂繞點(diǎn)旋轉(zhuǎn)幅度較小，銷軸離開運(yùn)動(dòng)中點(diǎn)的位移為

從圖4中△可得

其中：L為0.700 0 m，L為0.400 0 m，L為 0.500 0 m和為0.002 5 m。

同時(shí)由三角余弦定理可知

當(dāng)確定了夾持液壓缸夾持距離與夾持距離之比時(shí)，即可確定上下?lián)v固臂之間的關(guān)系。現(xiàn)有的搗固車中，安放搗固機(jī)空間最大的高度為1.600 m，考慮現(xiàn)有軌枕之間距離與搗固機(jī)夾持運(yùn)動(dòng)參數(shù)，確定外搗固臂的夾持最大距離為0.180 m，外夾持液壓缸的輸出最大距離為0.060 m，外搗固臂的上下部分比為0.33；內(nèi)搗固臂夾持最大距離為0.060 m，內(nèi)夾持液壓缸的輸出最大距離為0.015 m，內(nèi)搗固臂上下部分比為0.25?？紤]到內(nèi)外搗固臂的緊湊布置及安放搗固機(jī)空間最大的高度，外搗固臂的上搗固臂長度為0.400 m，內(nèi)搗固臂的上搗固臂長度為0.300 m，下?lián)v固臂長度同為1.100 m?，F(xiàn)有的搗鎬長度為0.400 m左右，令下?lián)v固臂的上下部分長度比為1:2，確定其上部分長度為0.280 m，下部分長度為0.560 m，最終得到搗固機(jī)的三維模型如圖5所示，相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)和系統(tǒng)參數(shù)如表1所示。

3 搗固機(jī)的運(yùn)動(dòng)與力分析

利用Pro/Mechanism軟件對新型搗固機(jī)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)進(jìn)行分析，通過運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真測量主體上某一位置的位移、速度、加速度的變化，并創(chuàng)建運(yùn)動(dòng)軌跡曲線。同時(shí)，利用碰撞干涉檢查的模塊分析零件之間有無干涉。

圖5 搗固機(jī)三維模型圖

表1 相關(guān)結(jié)構(gòu)和系統(tǒng)參數(shù)

注：f為激振缸的激振頻率；αmax為上搗固臂的最大夾持角；θmax為下?lián)v固臂的最大激振角。

在檢測新?lián)v固機(jī)的虛擬樣機(jī)沒有干涉的情況 下，添加動(dòng)力源并定義運(yùn)動(dòng)函數(shù)以及輸入相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)參數(shù)。其中，定義夾持液壓缸位置?時(shí)間函數(shù)為，激振液壓缸位置?時(shí)間函數(shù)為。分以下3種情況進(jìn)行研究：=0.002，f=80；=0.004，f=40；=0.004，f=80。選取搗鎬1末端點(diǎn)為測量點(diǎn)和起始原點(diǎn)，向右為正方向，在夾持和激振同時(shí)作用下，得到搗鎬位移運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真結(jié)果如圖6所示。從圖6可知：因?yàn)閾v鎬1夾持向右的作用，使得液壓缸位移正值越來越多。隨著激振液壓缸位移和運(yùn)動(dòng)頻率的變化，搗鎬位移和運(yùn)動(dòng)頻率也隨著變化，即當(dāng)液壓缸振幅為0.002 m，頻率為40 Hz時(shí)，仿真得到搗鎬振幅為0.004 m；當(dāng)液壓缸振幅為0.004 m，頻率分別為40 Hz和80 Hz時(shí)，仿真得到搗鎬振幅都為0.008 m。仿真結(jié)果說明可以通過調(diào)節(jié)激振液壓缸振動(dòng)的位移和頻率從而實(shí)現(xiàn)搗鎬位移和頻率可調(diào)。且激振液壓缸振動(dòng)幅值和搗鎬振動(dòng)幅值滿足一定的比例關(guān)系，該比例關(guān)系由下?lián)v固臂上下部分長度比所決定。

1—fj=80 Hz, A=0.002 m; 2—fj=40 Hz, A=0.004 m; 3—fj=80 Hz, A=0.004 m

新?lián)v固機(jī)虛擬樣機(jī)的初始和最終的夾持運(yùn)動(dòng)狀態(tài)如圖7所示。

圖7 新?lián)v固機(jī)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)示意圖

圖8 激振缸所需力的對應(yīng)關(guān)系

假定搗固臂的激振頻率為80 Hz時(shí)，同樣對搗固臂受力關(guān)系式(2)求解分析?？紤]到搗鎬夾持力的因素，得出了如圖9所示在同一頻率情況下，不同時(shí)刻的激振缸所需力的對應(yīng)關(guān)系。從圖9可見：只考慮搗鎬所需的激振力為4 kN，在80 Hz激振頻率狀況下，激振缸需產(chǎn)生的力為20 kN；在考慮搗鎬最大夾持力的影響即所需搗鎬的激振力為16 kN時(shí)，激振缸所需要產(chǎn)生的力為60 kN。搗鎬夾持力越大，所對應(yīng)需要產(chǎn)生的激振力也越大，且在一個(gè)周期內(nèi)，力呈現(xiàn)出從大到小又從小到大的變化規(guī)律。

圖9 80 Hz頻率時(shí)激振缸所需力的對應(yīng)關(guān)系

4 結(jié)論

1) 新?lián)v固機(jī)搗固臂的結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)了隨著激振液壓缸振幅和振動(dòng)頻率的改變，搗鎬振幅和振動(dòng)頻率也隨著改變的目標(biāo)。當(dāng)激振缸振幅為0.002~0.004 mm時(shí)，搗鎬振幅為0.004~0.008 m，且振動(dòng)頻率可以相應(yīng)地調(diào)節(jié)，實(shí)現(xiàn)了搗鎬所期望的振幅和頻率，滿足了不同工況的要求。

2) 通過對搗固臂的建模分析，確定了裝置中主要的結(jié)構(gòu)尺寸及激振液壓缸所需產(chǎn)生力的范圍，其中，所需搗鎬激振頻率越高，所需要激振液壓缸的激振力越高。

3) 新機(jī)械結(jié)構(gòu)特點(diǎn)在于：新?lián)v固臂采用柔性激振的方式，有利于延長搗鎬的使用壽命；獨(dú)立的液壓激振機(jī)構(gòu)使得搗鎬產(chǎn)生激振，克服了搗鎬振動(dòng)產(chǎn)生夾持液壓缸晃動(dòng)的缺陷；搗固臂中的搗鎬振動(dòng)頻率和幅值連續(xù)可調(diào)，能更好地適應(yīng)不同的工況，提高作業(yè)精度。

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(編輯 羅金花)

Kinetic analysis of new tamping arm

LIU Yi1, 2, GONG Guofang2

(1. Ningbo Institute of Technology, Zhejiang University, Ningbo 315100, China;2. State Key Laboratory of Fluid Power Transmission and Control, Zhejiang University, Hangzhou 310027, China)

According to the technical parameters of the existing tamping unit and the mechanism analysis of tamping arm, a new mechanical design was completed. Then, a size of the device’s main structure and the working parameters were determined. Taking advantage of virtual prototyping technology and simulation software platform Pro/E, a virtual prototype of the new tamping unit was created and kinematics simulation was carried out. The results show that the new tamping machine which adopts hydraulic vibration technology of load sensing and stepless regulation of operating parameter can improve the wear of tamping bar by forced vibration and the strong swing drawback of the clamping cylinder.

tamping machine; tamping arm; mathematical modeling; structural modeling; design analysis

10.11817/j.issn.1672-7207.2015.09.007

U216.63+1

A

1672?7207(2015)09?3211?06

2014?12?23；

2015?02?28

浙江省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(LQ15E050009)；國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51275499)；流體動(dòng)力與機(jī)電系統(tǒng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放基金資助項(xiàng)目(GZKF-201312) (Project(LQ15E050009) supported by the Natural Science Foundation of Zhejiang Provincial of China; Project(51275499) supported the National Natural Science Foundation of China; Project(GZKF-201312) supported by the Open Foundation of the State Key Laboratory of Fluid Power Transmission and Control)

龔國芳，教授，從事電液控制系統(tǒng)研究；E-mail: gfgong@zju.edu.cn