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履带式强夯机结构晃动机理及影响参数分析

文档作者：周波周君朱发浩文档来源：徐工集团工程机械股份有限公司建设机械分公司		点击数：	更新时间： 2021年09月08日
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履带式强夯机结构晃动机理及影响参数分析
周波周君朱发浩
徐工集团工程机械股份有限公司建设机械分公司 徐州 221002
摘要：采用理论分析、仿真计算以及现场试验相结合的方法，研究履带式强夯机夯锤脱钩后臂架反弹的
动态响应过程。以变幅拉索直径作为单一变量参数，忽略地面硬度对强夯机晃动的影响，分析了强夯机晃动过
程中的能量转化过程，确定了强夯机晃动幅度、周期以及防后倾杆受力与变幅拉索直径间的关系。研究结果表
明，臂架晃动能量主要来源于变幅拉索储能，臂架的反弹量随变幅拉索直径增大而减小。
关键词：履带式强夯机；变幅拉索；直径；反弹量；分析
中图分类号：TH213．7 文献标识码：A 文章编号：1001—0785(2013)08—0082—05
Abstract：With the method combining theoretic analysis，simulation calculation and site test，the dynamic response
process of arln support rebound after the pounder unhooked from the crawler-type dynamic compactor is studied in the paper．
With the luffing cable diam eter as the single variable param eter，irrespective of the efect of ground hardness on wobbling
of the dynamic compactor，the energy conversion process during wobbling of the dynamic compactor is analyzed to de—
termine the wobbling am plitude，cycle，and relation between the stress of anti-hypsokinesis rod and lufing cable diameter．
The study result shows that the wobbling energy of arln support mainly derives from stored energy of the lufing cable，
and the rebound am oun~of the arm support reduces tll increase of lufing cable diameter．
Keywords：crawler dynamic compactor；lufing cable；diam eter；rebound amount；analysis
履带式强夯机是一种通过将夯锤提升到一定
高度后释放夯锤来夯实地基¨ 的大型机械设备，
广泛用于建筑、石化等行业。强夯机性能好坏主
要体现在机构的可靠性、作业的安全性、结构的
耐疲劳性等方面 J。在直观方面，强夯机的稳定
性和安全性主要体现在夯锤释放后整车的晃动
上 J。本文针对目前强夯机工作时存在的车身晃
动量大，驾驶员操作安全感低的问题，对履带式
强夯机夯锤脱钩后臂架反弹的动态响应过程展开
研究，重点分析强夯机晃动过程中的能量转化过
程，讨论强夯机晃动的幅度、周期以及防后倾杆
受力与变幅拉索直径之间的关系，并通过现场试
验验证计算结果的正确性。
1 模型建立
本文主要研究变幅拉索直径对强夯机反弹晃
动的影响，简化模型为地面与履带刚性连接。以
某型号强夯机19 1'11臂长(变幅拉索长17．71 n1)，
7 in幅度(臂头滑轮中心到回转中心水平距离)，
7 t吊重工况作为研究对象。
通过Ansys—Workbench对臂架、人字架和转台
一82 一
的三维Pro—e模型进行前处理，在Ansys Classic
中进行模态计算，将计算结果保存为模态中性文
件MNF，再用ADAMS软件直接读取上述MNF文
件，形成柔性体，与在ADAMS中直接建模形成的
车架、夯锤等刚性体进行刚一柔耦合连接。为了
模拟臂架与人字架间只能承受拉力的变幅拉索及
转台与臂架间只承受压力的防后倾，模型中通过
建立与相对位移成正比自定义弹簧来进行模拟。
ADAMS计算模型如图1所示。
2 过程分析
2．1 夯锤脱钩后系统能量转化过程
运用理论方法计算得到夯锤脱钩前的变幅拉
索储能和臂架应变能，通过仿真方法得到夯锤脱
钩前臂架应变能和夯锤脱钩后臂架速度最大时的
动能、势能(此时防后倾处于受力前临界状态，
不存储能量)，比较这2种方法得到的系统总能量
是否守恒及臂架应变能是否相等，并在此基础上
分析夯锤脱钩后系统能量的转化过程，判断臂架
晃动的主要能量来源。
1)理论分析
《起重运输机械》 2013(8)
图1 ADAMS仿真计算模型
① 变幅拉索储能
变幅拉索受拉时满足
F=kAl (1)
式中：k为刚度系数，△Z为拉索伸长量。
根据材料力学l4 知识可知变幅拉索的伸长量
计算式为
△z= Fl (2)
式中：z为变幅拉索长度，E为弹性模量，A
为横截面积。‘
联立式(1)、式(2)可得
=丁EA
则变幅拉索储存能量可表示为
P= = = ㈩
由式(3)可知，变幅拉索储能与拉索的长度
呈正比，与拉索截面积呈反比。拉索弹性模量E=
1．0 x 10“Pa=1．0×lo5 N／m 2，长度f_17 710 mm，
根据力矩平衡原理，对臂架铰点取矩，可求得夯
锤脱钩前2根拉索受力都为45 920 N (3种直径下
拉索力相同)。
拉索为圆截面，选取3种直径拉索对比分析，
拉索直径分别为20 mm、28 mm和40 mm。带人式
(3)计算得到2根拉索共储能
《起重运输机械》 2013 (8)
P20 一： 2^× ：11．89×10 N ．mm
2 ×10 ×7c×10 一 ‘ ^ 。Ⅱ儿儿
P28=6．06 x 10 N ·mm，P4o：2．97×10 N ·mm
式中： 为20 inln直径拉索储能，P勰为28 nlnl
直径拉索储能，P 。为40 mm直径拉索储能。
② 臂架应变能
根据功能转化关系可知臂架的应变能为臂架
各根杆件受力做功之和(杆件受轴向力与法向
力)。
由于臂架模型十分复杂，难以直接通过计算
方法得到精确解，考虑到主要受力杆件为4根主
弦杆，腹杆主要起稳定性作用，故而简化模型为
只有4根主弦杆受轴向压力作用，且主弦杆长度
等于主臂长度，为19 000 mm。力的大小通过夯锤
重量与变幅拉索力向主弦杆方向投影得到。
计算可知杆受到轴向压力152．4 kN，每根杆
受力38．1 kN。主弦杆截面积为1 419．2 mm ，弹
性模量为2．1×10 N·mm。因主弦杆变形在线弹
性范围内，力做功为
= 2FA1 (4)
式中：Al为主弦杆在力方向上变形量，可由
式(2)计算得到。
因此，可知力做功表达式与式(3)相同，则
带人式(3)计算可求得臂架应变能近似值为
Pyb
： 1．85× 10 N ．mm
2)仿真计算
① 臂架动能、势能
图2为ADAMS仿真计算得到的不同拉索直径
下的臂架动能曲线。分析曲线可知臂架动能在夯
锤释放呈周期性规律变化，每次防后倾杆起作用
时，臂架动能都有相对较大幅度的衰减。
为了计算方便，取夯锤脱钩前臂架重心位置
为势能零点。由图4臂架重心竖直方向位移曲线
可知，3种直径拉索条件下臂架动能最大时重心上
升高度分别为17．7 mm、10．1 mm和6．64 mm。臂
架自重1．926 t，由此可计算臂架在动能最大时的
势能(见表1)。
② 臂架应变能
图3为臂架的应变能曲线，这部分能量是臂
一83 —
舍
晕
Z
三
毒
2
翻
l
芝
毯
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
0xl
Oxl
(b)变幅拉索直径28 mnl
图2 臂架动能曲线
架变形而存储的能量，它与夯锤质量、拉索力大
小以及臂架系统自身的强度有关，与拉索的直径
粗细无关，故3种直径拉索条件下的臂架仿真计
算得到的初始应变能值相同。
l
乏
图3 臂架应变能曲线
由图3可知，在夯锤释放前，3种拉索直径条
件下臂架的应变能大小都为1．71 X 10 N·mm。
3)强夯机晃动能量转化过程分析
表1为理论计算与仿真计算结果的数据对比，
由表中数据可知，3种拉索直径下理论计算得到的
一84 一
夯锤脱钩前系统总能量均略大于仿真计算得到的
系统总能量，理论与仿真计算得到的应变能值接
近相等。考虑到理论分析求解应变能简化处理造
成的误差，以及仿真模型中阻尼能损耗造成系统
总能量的减少，可以确定理论和仿真计算结果相
吻合，系统能量守恒。
表1 晃动能量理论计算与仿真计算结果对比
l0 N ．mm
理论计算 仿真计算
拉索 变幅 应变 总能
直径 拉索 动能 势能 总能 应变
／ 能 量 量 能
rnnl 储能
20 11．9 1．85 13．7 8．72 3．41 12．1 1．71
28 6．o6 1．85 7．91 4．50 1．95 6．45 1．71
40 2．97 1．85 4．82 2．63 1．35 3．98 1．71
通过计算可以得到，在直径为20 mm时，变
幅拉索储能占能量来源的86．5％ ，直径为28 mm
时密度为"／6．6％ ，直径为40 mm时为61．6％。数
据表明变幅拉索储能大于臂架应变能，在拉索直
径较小时尤为明显。
由此可以得到强夯机臂架反弹过程中能量转
化过程为：在夯锤释放瞬间，变幅拉索储存能量
和臂架自身应变能在极短时间内释放，转变为臂
架的动能、势能以及阻尼能，系统能量守恒；臂
架动能主要来源于变幅拉索储能而不是臂架的应
变能。
对比3种直径拉索变幅拉索储能值可知变幅拉
索储能随拉索直径增大而减小。拉索直径由20 Innl
增大到28 Inln时，拉索储能减少5．84 X 10 N·mill；
拉索直径由28 him增大到40 mm时，拉索储能减
少3．09 X10 N·mm。由此可知，当拉索直径较小
时，增大拉索直径，拉索储能减小明显；当拉索
直径较大时，增大拉索直径，拉索储能变化量
较小。
2．2 变幅拉索直径对强夯机晃动和防后倾支反力
的影响
图4为3种直径拉索条件下臂架重心反弹位移
曲线，图5为防后倾杆F—t曲线。由表2数据可
知，变幅拉索直径由20 ITlm增大到28 nun时，臂架
竖直位移减少27 mm，防后倾力减少1 850 N；直径
《起重运输机械》 2013(8)
由28 mm增大到40 mill时，竖直位移减少15 m／n，
防后倾力减小990 N。这表明拉索直径较小时，增
大拉索直径能够有效地减小臂架的反弹量和防后
倾杆受力；在拉索直径较大时，继续增大拉索直
径，对臂架反弹和防后倾杆受力改善幅度较小。
综合比较3种拉索直径下臂架重心S—t曲线
和防后倾F—t曲线，可得到如下结论：变幅拉索
直径越大，臂架反弹量越小，强夯机稳定性越好，
安全性越高；臂架振动周期、平衡时间以及防后
倾杆受力都随拉索直径增大而减小。
图4 臂架重心竖直方向S—t曲线
表2 臂架晃动参数比较
变幅拉 臂架重心竖 最大振 平衡 防后倾最大
索直径 直方向反弹 动周期 时间 受力
／ram 量／mm ／s ／s ／N
20 57 1．1 5．0 3 500
28 30 0．9 4．0 1 650
40 15 0．6 2．5 660
《起重运输机械》 2013(8)
图5 防后倾杆F—t曲线
3 试验分析
现场试验工况为：主臂长度19 m、幅度7．0 m，
夯锤质量7 t，臂架位置正前方。图6为变幅拉索
直径28 mm时仿真计算吊重工况下系统应力分布
云图。图7为臂架应变片测点分布示意图。这里
选取具有代表性的几个测点与仿真结果比较分析，
其中测点1为顶节臂危险点，测点5、8为臂头危
险点，测点17、18为底节臂危险点，测点21、22
为防后倾杆着力点。结果数据对比见表3。
表3 结构应力试验结果
＼ ＼
＼ 应力 试验测点 仿真应力
测点＼＼ 应力／MPa ／MPa 误差
＼
1 16．52 22．78 37．89％
2 —75．39 —78．32 3．89％
5 4．83 6．17 27．7％
一85 —
续表3
＼＼ 应力 试验测点 仿真应力
测点 ＼＼ 应力／MP 误差
a ／MPa
＼
8 —45．92 —45．56 0．79％
17 —19．32 一l8．05 6．57％
l8 —52．08 —73．3l 40．7％
21 —6．09 —6．22 2．13％
22 —5．65 —6．36 12．57％
图6 应力分布云图
图7 臂架应变片测点分布示意图
从表3数据可以看到，除了少数测点误差较
大外，大部分测点的计算值与实测值接近相等，
这是因为仿真计算时对模型进行了简化处理，很
难避免在一些受力点处出现应力集中、计算值偏大
的现象。因此，可以认为强夯试验臂架实测应力
与仿真计算应力分布情况一致，仿真计算结果正
确， 其结果可用于强夯机结构优化设计及确定强
夯机减少晃动量的改进方向。
4 结论
1)通过理论分析与仿真计算相结合分析得到
强夯机臂架反弹过程中能量转化过程：在夯锤释
放瞬间，变幅拉索储存能量和臂架自身应变能在
极短时间内释放，转变为臂架的动能、势能以及
阻尼能；臂架动能主要来源于变幅拉索储能而不
是臂架的应变能。
2)臂架反弹过程中，防后倾杆受力随拉索直
径的增大而减小；拉索直径越大，臂架反弹量越
小，振动周期越短，平衡时间也越短；在拉索直径
较小时，增大拉索直径能够有效减小臂架的反弹量
和防后倾杆受力，拉索直径较大时，增大拉索直径，
对臂架反弹和防后倾杆受力改善幅度较小。
3)吊重工况试验与吊重仿真计算结果一致。
增大变幅拉索直径是减少臂架晃动、增强系统稳
定性的一个有效途径。
参考文献
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现状及关键技术[J]．建设机械技术与管理，2011
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分析与防护[J]．铁道工程学报，1999(2)．
[3]孟庆娟，王琳，王欣．强夯振动影响范围研究综述
[J]．唐山学院学报，2011，24(3)．
[4]刘鸿文．材料力学[M]．北京：高等教育出版社，
2n03．
作 者：周君
地 址：中国江苏省徐州经济开发区桃山路19号
邮 编：221002
收稿日期：2013—02—04
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稿，敬请谅解。 《起重运输机械》编辑部
一86一 《起重运输机械》 2013 (8)

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