基于ADAMS的JVR300Z旋挖鉆機變幅機構(gòu)的動力學仿真

滕召金，黎起富，黨延磊，李仕

(恒天九五重工有限公司，湖南長沙410100)

旋挖鉆機是用于大型樁基工程建設中的一種鉆孔設備，主要應用在高速鐵路、地鐵、高層建筑等灌注樁基建設中。旋挖鉆機具有裝機功率大、輸出扭矩大、機動靈活、噪聲小、鉆孔效率高、施工現(xiàn)場整潔等優(yōu)點，是目前世界最先進的灌注樁鉆孔設備。某公司的JVR300Z 旋挖鉆機的變幅機構(gòu)采用平行四邊形結(jié)構(gòu)，該結(jié)構(gòu)由動臂、三角架、支撐桿、動臂變幅油缸、桅桿、軸盤、桅桿變幅油缸等組成，如圖1 所示。變幅機構(gòu)的工作機制為:動臂變幅油缸和桅桿變幅油缸交替工作，調(diào)整旋挖鉆機變幅機構(gòu)的姿態(tài)，以滿足不同的鉆孔作業(yè)需求。

在整個鉆孔作業(yè)過程中，鉆具所承受的反作用力均需通過鉆桿和桅桿傳遞至變幅機構(gòu)，再由變幅機構(gòu)經(jīng)回轉(zhuǎn)平臺和底盤傳遞至地面。這個過程中，計算旋挖鉆機的各鉸點和油缸的受力情況，進而驗證旋挖鉆機變幅機構(gòu)的設計合理性。目前對變幅機構(gòu)進行動力學建模、仿真的研究很少，為了全面掌握和優(yōu)化變幅機構(gòu)的動力學特性，文中采用ADAMS 軟件對變幅機構(gòu)進行動力學分析、建模和仿真研究。

圖1 變幅機構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡圖

1 變幅機構(gòu)數(shù)學模型的建立

旋挖鉆機的動臂變幅和桅桿變幅2 個動作相互獨立進行，互不聯(lián)動。假設動臂在變幅過程中，三角架、桅桿、鉆桿、動力頭、鉆具等的相互位置關(guān)系保持不變，且動力頭不加載外部負載，建模時將這幾部分視為1 個剛體處理。其受力如圖1 所示。

旋挖鉆機的變幅機構(gòu)隨著油缸伸出長短的變化，其角度和受力相應發(fā)生變化，為了能清晰地描述它們之間的數(shù)學關(guān)系，引入2 個姿態(tài)角:變幅角(α +θ)和桅桿角β，如圖1 所示。

將桅桿變幅機構(gòu)單獨分析，受力情況如圖2 所示:桅桿變幅油缸的主動力F2，油缸與桅桿的角度γ。對點G 取力矩，根據(jù)達朗貝爾原理，可得如下方程:

式中:LFG為點F 到點G 的力臂;

m 為工件裝置的質(zhì)量;

g 為重力加速度;

LGm為工件裝置的質(zhì)心m 到點G 的距離;

δ 為工作裝置與桅桿的夾角。

圖2 桅桿變幅機構(gòu)動力學分析簡圖

將三角架單獨分析，因三角架、動臂與支撐桿等部件的受力遠大于其自重，故將二者按二力桿處理，三角架重力忽略不計，簡化后的動臂變幅機構(gòu)的受力情況如圖3 所示:動臂變幅油缸的主動力F1，油缸與動臂的角度θ。對點G 取力矩，根據(jù)達朗貝爾原理，可得如下方程:

式中:LCG為點C 到點G 的力臂;

LDG為點D 到點G 的力臂;

α 為支撐桿與水平線夾角;

FAD為支撐桿對點D 的作用力;

FBC為動臂對點C 的作用力。

圖3 動臂變幅機構(gòu)動力學分析簡圖

利用MATLAB 數(shù)學工具，對式(1)— (6)進行求解，可得出:動臂變幅油缸的主動力F1，桅桿變幅油缸的主動力F2，鉸點A、B 作用力。

2 動力學仿真模型的建立

以JVR300Z 型旋挖鉆機為算例，利用Pro/E 軟件建立旋挖鉆機的三維模型，并將其導入到ADAMS 軟件中，再對模型進行約束，定義各個部件運動的動力幅:油缸使用圓柱副、平行四邊形機構(gòu)使用關(guān)節(jié)運動副、左右履帶使用固定副約束。在變幅油缸上運動副上加驅(qū)動副并填寫相應的驅(qū)動式(7)— (9)，如圖4 所示。

圖4 JVR300Z 動力學仿真模型

為了全面分析旋挖鉆機工作過程中的受力情況，將仿真的時間設為25 s，前20 s 時間模擬變幅機構(gòu)將鉆機由水平運輸姿態(tài)調(diào)整至鉆孔工作姿態(tài);后5 s 模擬旋挖鉆機鉆進工況。具體實際操作安排為:在t =0 ～10 s 內(nèi)，僅有動臂變幅油缸勻速伸出;在t =10 ～20 s 內(nèi)，僅有桅桿變幅油缸勻速伸出;在t=20 ～25 s的時間內(nèi)，僅有動力頭的勻速鉆進工況，不考慮外部沖擊載荷的影響。函數(shù)如式(7)— (9)所示:

動臂變幅油缸的運動方程如式(7)所示:

桅桿變幅油缸的運動方程如式(8)所示:

動力頭的鉆進運動方程如式(9)所示:

3 變幅機構(gòu)動力學仿真分析

按照式(7)— (9)的參數(shù)，對JVR300Z 仿真模型進求解運算。

動臂變幅油缸、桅桿變幅油缸受力情況分別如圖5、圖6 所示。

圖5 動臂變幅油缸受力F1

圖6 桅桿變幅油缸受力F2

從圖5、圖6 中發(fā)現(xiàn):

(1)在t =0 ～10 s 內(nèi)，隨著動臂變幅油缸活塞桿的舉升，活塞桿的力臂不斷上升，變幅角(α +θ)增大，動臂變幅油缸的工作力逐漸降低;而桅桿變幅油缸只參與支撐工作裝置的作用，且不改變姿態(tài)，故桅桿變幅油缸的工作力基本保持不變;

(2)在t=10 ～20 s 內(nèi)，動臂變幅油缸支撐變幅機構(gòu)平行四行邊形保持恒定姿態(tài);隨著桅桿變幅油缸活塞桿的舉升，活塞桿的力臂不斷上升，桅桿角β 不斷增大，工作裝置的重心位置不斷前移與升高，動臂變幅油缸工作力逐漸降低;桅桿變幅油缸的工作力先上升，在t=10.8 s 時產(chǎn)生突變，桅桿角β =26°，油缸與桅桿的角度γ =14°，作用力突然增大到最大值1.84 ×106N，然后再快速降低;在t =16.2 s 時，桅桿角β=59°，油缸與桅桿的角度γ =21°，油缸作用力降低到最小值4 012 N，經(jīng)過該拐點后，油缸作用力再緩慢增大，直到完成變幅動作。

進一步分析平行四邊行形機構(gòu)中的點A 受力情況，如圖7 所示。點B 的受力情況如圖8 所示。

圖7 鉸點A 受力FAD

圖8 鉸點B 受力FBC

(3)從圖7、圖8 中可知:鉸點A、鉸點B 在t=0 ～10 s 內(nèi)，隨著動臂變幅油缸活塞桿的舉升，活塞桿的力臂不斷上升，變幅角(α + θ)增大，鉸點A、鉸點B 受力先降低，再增大;在t =10 ～20 s 內(nèi)，鉸點A，鉸點B 作用力先上升，在t =10.8 s 時產(chǎn)生突變，然后再快速降低，約在t =15.2 s 時，桅桿角β=51°，鉸點A、鉸點B 作用力降低到最小值，經(jīng)過該拐點后，作用力再緩慢增大，直到完成變幅動作。

(4)在t=20 ～25 s 的時間內(nèi)，旋挖鉆機為鉆進工作狀態(tài)，變幅機構(gòu)所受的作用力基本保持不變。

通過以上分析可以發(fā)現(xiàn):在桅桿角β =26°時產(chǎn)生突變是因為該時間點為鉆桿在桅桿上由靜摩擦轉(zhuǎn)為動摩擦的時間點;鉸點A、鉸點B 在桅桿角β=51°時產(chǎn)生突變的原因是由于工作裝置的重力完全作用在桅桿變幅油缸之上，導致平行四邊形機構(gòu)不受力;在桅桿角β=59°時產(chǎn)生突變的原因是由于工作裝置的重力完全作用在變幅機構(gòu)中的平行四邊形機構(gòu)之上，導致油缸不受力。這個現(xiàn)象說明:工裝裝置重心位置的不斷變化，給變幅機構(gòu)帶來了沖擊。

4 結(jié)論

通過以上分析可以發(fā)現(xiàn):

(1)動臂變幅油缸受力最大時刻為動作開始時刻，設計油缸時必須使油缸的起拔力大于油缸工作受到的最大力，否則可能造成變幅機構(gòu)不能正常工作。

(2)由于桅桿角β 的不斷增大，工作裝置重心位置不斷變化，對變幅機構(gòu)造成一定程度的沖擊，尤其是鉆桿在桅桿上由靜摩擦轉(zhuǎn)為動摩擦的瞬間，桅桿變幅油缸受沖擊力較大，校核該沖擊為設計桅桿變幅油缸提供理論指導依據(jù)。

(3)工作裝置的重心分別單獨作用于桅桿油缸及平行四邊形機構(gòu)時，對變幅機構(gòu)均產(chǎn)生沖擊。

(4)按此案例計算出來的理論數(shù)據(jù)在JVR300Z首臺樣機上進行實驗測試，符合實際工況。文中對分析旋挖鉆機的動力學性能具有理念指導意思。

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