新型振動搗固臂的動力學分析

劉毅，龔國芳

?

新型振動搗固臂的動力學分析

劉毅1, 2，龔國芳2

(1. 浙江大學寧波理工學院，浙江寧波，315100；2. 浙江大學流體動力與機電系統(tǒng)國家重點實驗室，浙江杭州，310027)

根據(jù)新?lián)v固機的工作原理，對核心部件搗固臂進行建模和結構分析，完成整個機械結構的設計，確定裝置中主要結構尺寸及相關的工作參數(shù)。通過虛擬樣機技術及仿真軟件平臺Pro/E，建立新?lián)v固機的虛擬樣機，并進行運動學仿真。研究結果表明：新?lián)v固機的搗固臂采用負載自適應、頻率和振幅連續(xù)可調(diào)的液壓振動技術，克服了強迫振動加速搗鎬磨損以及夾持液壓缸擺動的缺陷。

搗固機；搗固臂；數(shù)學建模；結構建模；設計分析

搗固機是鐵路養(yǎng)路維護裝備中搗固車的核心部件，它是利用振動、沖擊和加壓的原理使得枕木底部的石碴重新組合，密實緊湊，加強枕木底下支撐力量均衡的一種專用機械設備[1?3]。目前，全球搗固機核心技術主要由奧地利的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。奧地利的Plasser搗固機采用偏心軸連桿搖擺式振動，異步夾持的工作方式[4?5]；瑞士的Matisa搗固機采用垂直平面內(nèi)的橢圓振動，異步夾持的工作方式[6?7]；美國的Harsco搗固機采用水平面扭轉振動，同步夾持的工作方式[8?9]。這些搗固機都存在搗鎬振動頻率和振動幅值無法連續(xù)可調(diào)，以更好地適應不同的工況(在板結道床，搗固裝置的高頻率低振動幅值搗固工作要求，而在松散道床的低頻率高振動幅值搗固工作要求，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，但多為引進設備。國內(nèi)的高校及企業(yè)對已有的Plasser和Matisa搗固機的技術參數(shù)及結構方面進行了分析，并對搗鎬振動時夾持油缸隨之晃動的問題進行了研究，但尚未解決強迫振動時，搗鎬磨損嚴重、夾持液壓缸晃動漏油以及搗鎬振動幅值和頻率無法連續(xù)可調(diào)的問題[10?16]。改善搗固機振動方式是實現(xiàn)鐵路線路的平整性、一致性和均勻性的關鍵技術基礎。為了提高我國大型養(yǎng)路機械的整體水平，本文作者對新提出的液壓激振式搗固機[17]進行建模分析與設計。

1 新?lián)v固機的工作原理

新裝置利用液壓的負載自適應特性，采用液壓激振的方式實現(xiàn)石碴夯實搗固。圖1所示為新?lián)v固機工作原理示意圖。從圖1可知：新裝置包括箱體和對置安裝在箱體2個側面上的搗固臂，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，激振缸的振動通過撥叉帶動下?lián)v固臂搗鎬的振動，激振缸通過相適應的換向轉閥[18]來控制實現(xiàn)搗鎬振動幅值和頻率的連續(xù)可調(diào)。夾持液壓缸伸縮時，使得上搗固臂繞支承軸擺動，帶動下?lián)v固臂實現(xiàn)其搗鎬的夾持運動。上述設計使得搗鎬的振動對上搗固臂的振動影響有較大的衰減，克服了激振時夾持油缸隨之擺動的缺陷。

圖1 新?lián)v固機工作原理示意圖

2 新?lián)v固機的建模

圖2所示為搗固臂的不同的工作狀態(tài)。從圖2可見：第1個狀態(tài)是搗固機下插時，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個過程是在夾持時，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，當夾持了一段時間時向左激振，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；(b) 向左激振時；(c) 向右激振時

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個方向。圖3中：0為上搗固臂在豎直位置時的初始狀態(tài)；0搗鎬在末端位置時的初始狀態(tài)；為下?lián)v固臂質心的位置；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；為夾持液壓缸的轉角；為夾持轉角角速度；為夾持液壓缸左端點與上搗固臂點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：假設整個搗固臂處于夾持的極限位置，上搗固臂繞支撐軸順時針旋轉角度；下?lián)v固臂繞支撐軸逆時針旋轉角度；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個工作點。

若把定為細長桿，考慮到下?lián)v固臂運動為剛體轉動，則下?lián)v固臂繞軸轉動的動量矩為

(a) 原理圖；(b) 受力分析圖

假定力矩，動量矩以逆時針方向為正，力以左方向為正，則下?lián)v固臂的力學方程為

(2)

式中：1為轉軸處的滾動摩阻，，為滾動摩阻系數(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搗固機激振機構振動分析示意圖。從圖4可見：Plasser裝置搗鎬鎬頭的激振方式是連桿搖擺式強迫振動，連接銷軸運動時的中點位置為，銷軸運動的始點為，終點為，偏心軸的偏心距為，偏心軸點至連接銷軸間點的距離為L，偏心軸的轉角為，偏心軸的轉動角速度為，連線與連線間的夾角為。

圖4 Plasser搗固機激振機構振動分析示意圖

假設搗鎬實際振動的振動幅值較小，即搗固臂繞點旋轉幅度較小，銷軸離開運動中點的位移為

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。

同時由三角余弦定理可知

當確定了夾持液壓缸夾持距離與夾持距離之比時，即可確定上下?lián)v固臂之間的關系?，F(xiàn)有的搗固車中，安放搗固機空間最大的高度為1.600 m，考慮現(xiàn)有軌枕之間距離與搗固機夾持運動參數(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，最終得到搗固機的三維模型如圖5所示，相關結構參數(shù)和系統(tǒng)參數(shù)如表1所示。

3 搗固機的運動與力分析

利用Pro/Mechanism軟件對新型搗固機機構的運動學進行分析，通過運動學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)建運動軌跡曲線。同時，利用碰撞干涉檢查的模塊分析零件之間有無干涉。

圖5 搗固機三維模型圖

表1 相關結構和系統(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固機的虛擬樣機沒有干涉的情況 下，添加動力源并定義運動函數(shù)以及輸入相應的運動參數(shù)。其中，定義夾持液壓缸位置?時間函數(shù)為，激振液壓缸位置?時間函數(shù)為。分以下3種情況進行研究：=0.002，f=80；=0.004，f=40；=0.004，f=80。選取搗鎬1末端點為測量點和起始原點，向右為正方向，在夾持和激振同時作用下，得到搗鎬位移運動學仿真結果如圖6所示。從圖6可知：因為搗鎬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動頻率的變化，搗鎬位移和運動頻率也隨著變化，即當液壓缸振幅為0.002 m，頻率為40 Hz時，仿真得到搗鎬振幅為0.004 m；當液壓缸振幅為0.004 m，頻率分別為40 Hz和80 Hz時，仿真得到搗鎬振幅都為0.008 m。仿真結果說明可以通過調(diào)節(jié)激振液壓缸振動的位移和頻率從而實現(xiàn)搗鎬位移和頻率可調(diào)。且激振液壓缸振動幅值和搗鎬振動幅值滿足一定的比例關系，該比例關系由下?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固機虛擬樣機的初始和最終的夾持運動狀態(tài)如圖7所示。

圖7 新?lián)v固機運動狀態(tài)示意圖

圖8 激振缸所需力的對應關系

假定搗固臂的激振頻率為80 Hz時，同樣對搗固臂受力關系式(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，不同時刻的激振缸所需力的對應關系。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，激振缸所需要產(chǎn)生的力為60 kN。搗鎬夾持力越大，所對應需要產(chǎn)生的激振力也越大，且在一個周期內(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頻率時激振缸所需力的對應關系

4 結論

1) 新?lián)v固機搗固臂的結構實現(xiàn)了隨著激振液壓缸振幅和振動頻率的改變，搗鎬振幅和振動頻率也隨著改變的目標。當激振缸振幅為0.002~0.004 mm時，搗鎬振幅為0.004~0.008 m，且振動頻率可以相應地調(diào)節(jié)，實現(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構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) 新機械結構特點在于：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；獨立的液壓激振機構使得搗鎬產(chǎn)生激振，克服了搗鎬振動產(chǎn)生夾持液壓缸晃動的缺陷；搗固臂中的搗鎬振動頻率和幅值連續(xù)可調(diào)，能更好地適應不同的工況，提高作業(yè)精度。

[1] 寇長青, 周海浪. 鐵道工程施工機械[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 2001: 124?250.KOU Changqing, ZHOU Hailang. Machinery on railway construction[M]. Beijing: Machine Industry Press, 2001: 124?250.

[2] 劉毅, 龔國芳, 閔超慶. 搗固機械激振技術現(xiàn)狀與展望[J]. 機械工程學報, 2013, 49(16): 138?146. LIU Yi, Gong Guofang, MIN Chaoqing. Present status and prospect of tamping device exciting technology[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2013, 49(16): 138?146.

[3] LIU Yi, GONG Guofang, YANG Huayong, et al. Mechanism of an electro-hydraulic exciter for a new tamping device[J]. Journal of Central South University, 2014, 21(2): 511?520.

[4] Josef T. Ballast tamping machine and method for tamping a railway track: Austria, 1403433A3[P]. 2004?05?26.

[5] Josef T. Tamping machine: Austria, 1387003A2[P]. 2004?02?04.

[6] Yvo C S, Yvan D. Railway track tamping device: Switzerland, 0050889A1[P]. 1982?05?05.

[7] GANZ J. Railway ballast tamping machine: Switzerland,0424322A1[P]. 1991?04?24.

[8] Sandsted C A, Moore R J, Delu Cla A P, et al. Split tool mechanical vibrator: America, 5584248[P]. 1996?12?17.

[9] John M, Peter Y. Single shaft tamper with reciprocating rotational output: America, 6386114[P]. 2002?05?14.

[10] 韓志青. 搗固裝置的振動分析[J]. 工程機械, 1997, 28(9): 19?21. HAN Zhiqing. Vibration analysis for tamping device[J]. Construction Machinery and Equipment, 1997, 28(9): 19?21.

[11] 李毅松, 翁敏紅. D09?32型搗固裝置的結構﹑功能及運動分析[J]. 機車車輛工藝, 2003(2): 4?7. LI Yisong,WEN Minhong. Analysis of structure, function and movement on type D09?32 tamping unit[J]. Locomotive & Rolling Stock Technology, 2003(2): 4?7.

[12] 高兵, 王有虹. CD08?475型搗固裝置的結構原理分析[J]. 機車車輛工藝, 2005(4): 27?29. GAO Bin, WANG Youhong. Analysis of the structure of CD08?475 tamping unit[J]. Locomotive & Rolling Stock Technology, 2005(4): 27?29.

[13] 應立軍, 李云召. 新型搗穩(wěn)一體化搗固裝置的研究[J]. 工程機械, 2008, 39(6): 20?23. YING Lijun, LI Yunzhao. Research on a new type tamping device integrating tamper and stabilizer[J]. Construction Machinery and Equipment, 2008, 39(6): 20?23.

[14] 胡垠, 胡軍科, 方健康. 搗固車搗固裝置夾持液壓系統(tǒng)壓力平穩(wěn)性研究[J]. 鐵道科學與工程學報, 2014, 11(3): 146?150. HU Yin, HU Junke, FANG Jiankang. Research on pressure stability of clamping hydraulic system in railway tamping device[J]. Journal of Railway Science and Engineering, 2014, 11(3): 146?150.

[15] 張明, 李耀雄, 孫璐. 搗固鎬激振力評測方法研究[J]. 鐵道建筑, 2013(9): 114?116. ZHANG Ming, LI Yaoxiong, SUN Lu. Research on evaluation method of tamping picks exciting force[J]. Railway Engineering, 2013(9): 114?116.

[16] 王友勇. 08/09?32型搗固車搗固裝置改造設計[J]. 鐵道建筑, 2014(2): 113?115. WANG Youyong. Reformation design on type 08/09?32 tamping unit[J]. Railway Engineering, 2014(2): 113?115.

[17] 龔國芳, 楊林勇, 劉國斌, 等. 一種液壓激振與夾持運動獨立的搗固裝置: 中國, 201010104672.9[P]. 2010?01?29. GONG Guofang, YANG Linyong, LIU Guobin, et al. A new type of tamping device with hydraulic excitation and independent clamping movement: China, 201010104672.9[P]. 2010?01?29.

[18] 龔國芳, 劉毅, 劉國斌, 等. 液壓激振器專用旋轉換向閥: 中國, 201020100669.5[P]. 2010?01?19. GONG Guofang, LIU Yi, LIU Guobin, et al. A new spin valve for electro-hydraulic exciter: China, 201020100669.5[P]. 2010?01?19.

(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

浙江省自然科學基金資助項目(LQ15E050009)；國家自然科學基金資助項目(51275499)；流體動力與機電系統(tǒng)國家重點實驗室開放基金資助項目(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