箱型臂架伸縮過(guò)程中的時(shí)變動(dòng)力特性研究
2016-06-23 08:35:04曾維棟任會(huì)禮劉延斌
中國(guó)機(jī)械工程 2016年1期
曾維棟 彭 晶 任會(huì)禮 付 玲 劉延斌
1.中聯(lián)重科股份有限公司，長(zhǎng)沙，4100132.建設(shè)機(jī)械關(guān)鍵技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙，410000
箱型臂架伸縮過(guò)程中的時(shí)變動(dòng)力特性研究
曾維棟1,2彭晶1,2任會(huì)禮1,2付玲1,2劉延斌1,2
1.中聯(lián)重科股份有限公司，長(zhǎng)沙，4100132.建設(shè)機(jī)械關(guān)鍵技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙，410000
摘要：基于HHT(Hilber-Hughes-Taylor)隱式時(shí)間積分法，建立了考慮摩擦影響的起重機(jī)帶載伸縮臂架非線性動(dòng)力學(xué)分析模型，研究了臂架伸縮過(guò)程中的非線性時(shí)變動(dòng)力特性。分析了臂架-滑塊間摩擦特性、伸縮油缸的彈性剛度及阻尼特性、臂架自身剛度等對(duì)帶載伸縮臂架振動(dòng)的影響。針對(duì)起重機(jī)臂架帶載伸縮過(guò)程中存在的抖振問(wèn)題，提出了有效的解決措施。
關(guān)鍵詞：伸縮臂架；時(shí)變動(dòng)力特性；摩擦振動(dòng)；隱式積分法
0引言
起重機(jī)箱型伸縮臂架的伸出和縮回將導(dǎo)致結(jié)構(gòu)動(dòng)力特性隨時(shí)間發(fā)生變化[1]。臂架空載伸縮時(shí)，其時(shí)變效應(yīng)對(duì)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的影響可以忽略，這使得人們很少關(guān)注并研究起重機(jī)臂架的伸縮動(dòng)力學(xué)特性。然而，為了提高作業(yè)效率或者為了適應(yīng)特殊的吊載工況，起重機(jī)臂架應(yīng)具備帶載伸縮的功能，此時(shí)，在重載作用下，臂架將在非線性彎曲大變形狀態(tài)下進(jìn)行各節(jié)臂的伸縮運(yùn)動(dòng)，導(dǎo)致時(shí)變效應(yīng)突出，對(duì)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的影響已不能忽略，而傳統(tǒng)的分析方法[2-3]難以解決此類含接觸摩擦的伸縮運(yùn)動(dòng)與彎曲變形耦合的時(shí)變結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)問(wèn)題。文獻(xiàn)[4]基于Lagrange法推導(dǎo)了懸臂梁的動(dòng)力學(xué)方程，并分析了伸展速度、加速度對(duì)梁動(dòng)態(tài)的影響，對(duì)于研究臂架伸縮抖動(dòng)可能存在的影響因素具有參考價(jià)值。文獻(xiàn)[5]基于ADAMS和ANSYS建立起結(jié)構(gòu)剛-柔混合模型，在整個(gè)工作循環(huán)中，對(duì)具有時(shí)變固頻特性的挖掘機(jī)工作裝置進(jìn)行了動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析，對(duì)解決本文臂架伸縮動(dòng)力學(xué)建模問(wèn)題具有指導(dǎo)意義，但其無(wú)法有效處理臂架伸縮過(guò)程中存在的接觸摩擦問(wèn)題。從搜集到的文獻(xiàn)來(lái)看，現(xiàn)有的起重機(jī)動(dòng)力學(xué)特性研究多集中在起重機(jī)起升、回轉(zhuǎn)和變幅作業(yè)[6-7]，未見(jiàn)針對(duì)臂架伸縮動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行的研究。
為此，本文通過(guò)非線性有限元分析技術(shù)，建立了含摩擦接觸的起重機(jī)臂架動(dòng)態(tài)伸縮模型，從摩擦自激振動(dòng)[8]方面入手，采用HHT(Hilber-Hughes-Taylor)隱式時(shí)間積分法[9]研究了起重機(jī)臂架帶載伸縮過(guò)程中，臂筒-滑塊間摩擦特性、伸縮油缸的彈性剛度及阻尼特性、臂架自身剛度、油缸伸縮速率等對(duì)臂架抖動(dòng)的影響，為解決臂架帶載伸縮過(guò)程中存在的伸縮抖動(dòng)問(wèn)題提供了有效的解決方案。
1臂架伸縮動(dòng)力學(xué)模型
為研究起重機(jī)箱型臂架帶載伸縮過(guò)程中的時(shí)變動(dòng)力特性，需要將實(shí)際的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)抽象為力學(xué)模型，再據(jù)此建立相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型，通過(guò)模型化的臂架帶載伸縮系統(tǒng)研究獲得臂筒-滑塊間的摩擦特性、伸縮油缸的彈性剛度與阻尼特性、臂架自身剛度等因素對(duì)臂架抖動(dòng)的影響規(guī)律。由于實(shí)際系統(tǒng)的復(fù)雜性及建模的困難性，根據(jù)本文的研究需求建立合適的模型是必要的。
實(shí)際研究臂架為4節(jié)箱型臂，如圖1所示。臂架實(shí)際伸縮過(guò)程中，各節(jié)伸縮臂架之間通過(guò)尾部插銷固定，并在伸縮油缸的推動(dòng)下實(shí)現(xiàn)臂架的伸縮運(yùn)動(dòng)。
圖1 某型起重機(jī)四節(jié)臂架
因此，不失一般性，本文以2節(jié)臂進(jìn)行簡(jiǎn)化建模分析。圖2所示為2節(jié)箱型臂架的帶載伸縮模型。2節(jié)臂架通過(guò)上下滑塊套接在一起，臂筒內(nèi)布置有1個(gè)液壓伸縮油缸，油缸缸筒與第2節(jié)臂(編號(hào)B2)尾部相連接，油缸活塞桿與第1節(jié)臂(編號(hào)B1)尾部相連接，在伸縮油缸的作用下，實(shí)現(xiàn)第2節(jié)伸縮臂架臂頭帶吊載的伸出或縮回運(yùn)動(dòng)。
圖2 2節(jié)箱型臂架的帶載伸縮模型
1.1臂筒-滑塊接觸摩擦建模
臂架伸縮動(dòng)力學(xué)模型涉及臂筒-滑塊間的動(dòng)態(tài)接觸摩擦關(guān)系的模型化表達(dá)?？紤]臂架帶載伸縮過(guò)程中，實(shí)際臂筒與滑塊間摩擦工況狀態(tài)為油脂潤(rùn)滑的高強(qiáng)鋼與特鑄尼龍的滑動(dòng)摩擦，隨著臂架作重載伸縮運(yùn)動(dòng)，臂筒-滑塊間的摩擦機(jī)理發(fā)生變化，存在邊界潤(rùn)滑和油膜潤(rùn)滑兩類狀況。因此，結(jié)合臂筒-滑塊臺(tái)架摩擦試驗(yàn)研究結(jié)果，本文引入下面兩類模型以建立臂筒-滑塊的動(dòng)態(tài)接觸摩擦模型。
(1)指數(shù)衰減模型[10]。摩擦因數(shù)μ隨滑移速率的增加，呈指數(shù)形式單調(diào)衰減，其數(shù)學(xué)表達(dá)式為
μ=μk+(μk-μs)exp(-dcv)
(1)
式中，μk為動(dòng)摩擦因數(shù)；μs為靜摩擦因數(shù)；dc為衰減系數(shù)；v為滑移速率。
該模型僅適用于各向同性摩擦，并且模型不受接觸壓力、溫度及其他場(chǎng)變量的影響。模型中各參數(shù)由摩擦試驗(yàn)結(jié)果回歸分析獲得。
(2)Stribeck摩擦模型[11]。Stribeck模型描述了接觸面潤(rùn)滑的情況下，摩擦力或摩擦因數(shù)隨滑動(dòng)速率的變化，如圖3所示。由于油膜潤(rùn)滑作用，在低速階段，隨著速度的增加，油膜厚度亦增加，從而形成油膜潤(rùn)滑，摩擦力迅速下降，表現(xiàn)為摩擦負(fù)斜率特性。之后，隨著速度的增加，油液黏性阻尼隨速度增大而增大，使得摩擦因數(shù)隨相對(duì)速度的增大而增大。
圖3 Stribeck模型摩擦模型
1.2伸縮油缸的動(dòng)態(tài)建模
在以往的伸縮油缸有限元數(shù)值建模中，常以桿、梁等線性單元進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，并不考慮缸筒和活塞桿的相對(duì)伸縮運(yùn)動(dòng)。為反映臂架伸縮時(shí)油缸的伸縮動(dòng)態(tài)特性，本文采用可伸縮運(yùn)動(dòng)的連接單元來(lái)模擬液壓油缸，并賦予連接單元以等效的彈性剛度和阻尼特性。
(1)彈性剛度的等效化處理。實(shí)際的液壓缸剛度包含液壓油柱剛度、液壓缸缸體剛度和活塞桿剛度等。在對(duì)液壓缸建模時(shí)，通常將這幾部分的剛度進(jìn)行串聯(lián)或并聯(lián)等效，用一個(gè)彈簧對(duì)液壓缸進(jìn)行等效化處理。液壓油缸的力學(xué)模型可以表示為
F=Kx
(2)
式中，K為等效彈簧的彈性剛度；x為液壓缸的位移。
(2)阻尼模型?；钊麠U在液壓油缸中移動(dòng)時(shí)，液壓油對(duì)活塞桿會(huì)產(chǎn)生黏滯阻尼作用，因此對(duì)液壓油缸的建?？煽紤]采用阻尼模型。線性非耦合的阻尼模型的表達(dá)式為
Fi=Civi
(3)
其中，F(xiàn)i為i方向的作用力；vi為i方向的速度；阻尼系數(shù)Ci依賴于物體運(yùn)動(dòng)的頻率、溫度及其他場(chǎng)變量?？紤]了阻尼的液壓油缸等效模型為一個(gè)彈簧和一個(gè)阻尼器的并聯(lián)，因此作用在液壓油缸上的力F=Kx+Cv。因此，阻尼系數(shù)為
C=(F-Kx)/v
(4)
其中，v為油缸的運(yùn)動(dòng)速度，x、v均可由實(shí)驗(yàn)測(cè)得。
2數(shù)值算法
含動(dòng)態(tài)摩擦接觸的帶載伸縮臂架模型涉及臂架彎曲大變形幾何非線性、臂筒滑塊接觸非線性及滑塊接觸部位材料非線性等影響因素，因此需要通過(guò)直接積分法對(duì)帶載伸縮臂架進(jìn)行非線性動(dòng)力學(xué)分析。通常，直接積分法分成顯式時(shí)間積分法和隱式時(shí)間積分法兩類。相對(duì)隱式時(shí)間積分法而言，顯式時(shí)間積分法存在兩個(gè)缺點(diǎn)：①雖然顯式積分法總能獲得收斂的解，但解的正確與否較難評(píng)判；②對(duì)含彈簧-阻尼器的單元而言，顯式時(shí)間積分法可能存在數(shù)值不穩(wěn)定性。
對(duì)于t、t+Δt時(shí)刻，結(jié)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)平衡方程為
(5)
(6)
(7)
(8)
(9)
其中，β、γ式為權(quán)重因子，主要用于調(diào)節(jié)計(jì)算的穩(wěn)定性和精度。將上述速度和加速度代入修正的動(dòng)力平衡方程，得到包含t+Δt時(shí)刻未知位移的非線性代數(shù)方程：
(10)
采用Newton-Raphson方法對(duì)上述非線性方程組進(jìn)行迭代求解，得到t+Δt時(shí)刻位移ut+Δt，將其代入式(8)、式(9)，得到t+Δt時(shí)刻的速度和加速度。
HHT算法在求解非線性動(dòng)力學(xué)問(wèn)題時(shí)能夠保證二階精度，但是該算法的求解精度和時(shí)間步長(zhǎng)Δt與結(jié)構(gòu)自振周期T的比值相關(guān)。通常Δt/T越大，HHT算法精度越低。在分析接觸問(wèn)題時(shí)，要求最大時(shí)間步長(zhǎng)Δtmax足夠小，使之能夠捕捉到兩個(gè)接觸表面間的動(dòng)量傳遞，否則將發(fā)生明顯的能量損失。
3臂架伸縮動(dòng)力學(xué)分析
為確定臂架抖振原因，獲得臂筒-滑塊間摩擦特性、伸縮油缸的彈性剛度及阻尼特性、臂架自身剛度、油缸伸縮速率等對(duì)臂架抖動(dòng)的影響規(guī)律。本文首先基于指數(shù)衰減模型，對(duì)臂架帶載伸縮過(guò)程動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行研究；然后引入Stribeck模型，研究油膜潤(rùn)滑作用下，油缸伸縮速率對(duì)臂架抖振的影響。
3.1臂架抖振原因分析
指數(shù)衰減摩擦模型如式(1)所示。計(jì)算中，靜摩擦因數(shù)μs、動(dòng)摩擦因數(shù)μk分別為0.1和0.05，衰減系數(shù)dc為0.01。臂架高強(qiáng)鋼的彈性模量E為206GPa，泊松比ν為0.3。油缸的彈性剛度為10 MN/m，暫不考慮其阻尼特性，油缸的回縮速度為200 mm/s，回縮時(shí)間為1 s。臂架的吊載為10 t，載荷與臂架夾角為30°。
圖4所示為B2臂頭部端點(diǎn)的軸向位移和軸向加速度。從圖4可以看出，在伸縮油缸推動(dòng)力作用下，B2臂的運(yùn)動(dòng)具有典型的爬行運(yùn)動(dòng)規(guī)律。從圖4b所示的加速度響應(yīng)曲線可以看出，B2臂架頭部的軸向振動(dòng)加速響應(yīng)具有正弦信號(hào)和沖擊信號(hào)調(diào)制的特征。
(a)軸向位移
(b)軸向加速度圖4 B2臂頭部端部振動(dòng)響應(yīng)
圖5所示為B1臂頭部端點(diǎn)的軸向加速度，該信號(hào)具有十分明顯的周期性的脈沖信號(hào)特征。上述脈沖信號(hào)的產(chǎn)生與B2臂作爬行伸縮運(yùn)動(dòng)有關(guān)，B2臂在回縮過(guò)程中，不斷地在靜動(dòng)狀態(tài)之間轉(zhuǎn)換。每一次從靜到動(dòng)的變化過(guò)程中，臂架滑塊之間的摩擦力會(huì)在短時(shí)間內(nèi)驟降，這樣的靜動(dòng)轉(zhuǎn)換變化表現(xiàn)在基本臂上，即為一個(gè)周期的脈沖信號(hào)。
圖5 B1臂頭部端點(diǎn)的軸向加速度響應(yīng)
(a)B2臂架
(b)B1臂架圖6 節(jié)臂端部軸向加速度響應(yīng)(無(wú)摩擦)
為反映摩擦對(duì)臂架振動(dòng)響應(yīng)的影響，設(shè)置臂筒-滑塊間為無(wú)摩擦狀態(tài)，圖6分別給出了B2臂和B1臂的臂頭端部軸向加速度響應(yīng)。從圖6可以看出，在不考慮摩擦影響的情況下，B2節(jié)臂端部的軸向加速度響應(yīng)表現(xiàn)出周期性衰減特征；B1節(jié)臂端部的軸向加速度響應(yīng)則表現(xiàn)出非周期性特征，完全區(qū)別于圖5中B1節(jié)臂考慮摩擦影響情況下所表現(xiàn)出的周期性脈沖信號(hào)特征。從此可以得出結(jié)論：臂筒-滑塊間的摩擦作用是引發(fā)臂架抖動(dòng)的必備條件。
3.2油缸彈性剛度對(duì)臂架振動(dòng)的影響
考慮伸縮油缸的等效彈性剛度對(duì)臂架振動(dòng)的影響。在其他工況參數(shù)，如吊載、臂架回縮速度等保持不變的情況下，將液壓油缸的彈性剛度k11增加至20 MN/m，計(jì)算結(jié)果如圖7所示。
(a)B2臂架
(b)B1臂架圖7 節(jié)臂端部軸向加速度響應(yīng)(k11=20 MN/m)
從圖7可以看出，B2節(jié)臂端部的軸向加速響應(yīng)仍為周期性振動(dòng)特征，B1節(jié)臂端部的軸向加速響應(yīng)則沒(méi)有出現(xiàn)圖5所示的顯著周期性脈沖信號(hào)特征。如果將液壓油缸的彈性剛度k11繼續(xù)增加至30 MN/m，計(jì)算結(jié)果如圖8所示。從圖8可以看出，在0～0.4 s時(shí)間段，B1節(jié)臂和B2節(jié)臂端部的振動(dòng)逐漸衰減為零。因此，增大液壓缸的彈性剛度確實(shí)可以有效地降低臂架的振動(dòng)程度。
(a)B2臂架
(b)B1臂架圖8 節(jié)臂端部軸向加速度響應(yīng)(k11=30 MN/m)
上述分析表明，臂架出現(xiàn)明顯振動(dòng)時(shí)對(duì)應(yīng)的伸縮油缸剛度為10 MN/m，而要使臂架振動(dòng)出現(xiàn)顯著的衰減，需要將伸縮油缸剛度提升至30 MN/m。實(shí)際上，由于受到液壓缸的材料和尺寸設(shè)計(jì)的限制，要將其剛度提升這么大幅度是很困難的。
3.3液壓缸阻尼特性對(duì)臂架振動(dòng)的影響
上述分析均未考慮液壓缸的阻尼作用，實(shí)際上，由于液壓油的黏性，液壓缸在伸縮過(guò)程中受到的阻尼作用是不可避免的。取液壓油缸的軸向阻尼系數(shù)c11=5 kN·s/m，計(jì)算結(jié)果如圖9所示。
(a)B2臂架
(b)B1臂架圖9 節(jié)臂端部軸向加速度響應(yīng)(c11=5 kN·s/m)
從圖9可以看出，B2臂振動(dòng)未因液壓缸阻尼的引入而出現(xiàn)明顯的衰減；B1臂在開始階段受到3個(gè)脈沖力的作用之后，其振動(dòng)加速度一直在較小的范圍內(nèi)波動(dòng)。將液壓油缸的軸向阻尼系數(shù)c11增加至10 kN·s/m，計(jì)算結(jié)果如圖10所示。從圖10可以看出，B2和B1臂架的振動(dòng)信號(hào)從振動(dòng)初始就出現(xiàn)衰減，并最終都衰減到零。從能量的角度亦可定性判斷出液壓缸阻尼特性對(duì)臂架振動(dòng)的影響，即阻尼作用產(chǎn)生的能量耗散使得振動(dòng)系統(tǒng)的勢(shì)能不斷減小，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)臂架振動(dòng)的衰減。
(a)B2臂架
(b)B1臂架圖10 節(jié)臂端部軸向加速度響應(yīng)(c11=10 kN·s/m)
3.4臂架剛度對(duì)臂架振動(dòng)的影響
為研究臂架自身剛度對(duì)臂架伸縮抖動(dòng)的影響，通過(guò)增加臂架截面來(lái)改變臂架自身剛度的大小。計(jì)算中，分別取兩種臂架(A號(hào)臂架和B號(hào)臂架)剛度作對(duì)比分析，取A號(hào)臂架剛度為441 MN/m，B號(hào)臂架剛度取為A號(hào)臂架剛度的5倍，其余計(jì)算參數(shù)相同。計(jì)算結(jié)果如圖11、圖12所示。
(a)A號(hào)臂架
(b)B號(hào)臂架圖11 B1臂端部軸向加速度響應(yīng)
(a)A號(hào)臂架
(b)B號(hào)臂架圖12 B1臂端部橫向加速度響應(yīng)
圖11為A號(hào)臂架系統(tǒng)、B號(hào)臂架系統(tǒng)中的B1臂端部軸向加速度響應(yīng)圖。從圖11可以看出，臂架自身剛度的增大對(duì)臂架軸向加速度幾乎沒(méi)有影響。從前面各節(jié)的分析看，臂架的軸向加速度主要取決于液壓缸的剛度和作用在臂架上的摩擦力，因此僅增加臂架的剛度對(duì)軸向加速度不會(huì)有明顯的影響。
圖12為A號(hào)臂架系統(tǒng)、B號(hào)臂架系統(tǒng)中的B1臂端部橫向加速度響應(yīng)圖。從圖12可以看出，通過(guò)增加臂架剛度可以有效消減臂架的橫向振動(dòng)。
3.5油缸伸縮速率對(duì)臂架振動(dòng)的影響
為研究油缸伸縮速率對(duì)臂架振動(dòng)的影響，引入圖13所示的Stribeck摩擦模型。首先摩擦因數(shù)μ隨滑移速率v的增大而減小，當(dāng)滑移速率達(dá)到Stribeck速率vs(200 mm/s)時(shí)，摩擦因數(shù)μ降低到最小值；隨后摩擦因數(shù)μ隨滑移速率的增大而上升。
圖13 Stribeck摩擦模型
計(jì)算中，分別取油缸伸縮速率v0為200 mm/s和220 mm/s作對(duì)比分析。計(jì)算結(jié)果如圖14、圖15所示。
(a)軸向加速度響應(yīng)
(b)速度-加速度變化圖圖14 B2臂端部振動(dòng)響應(yīng)圖(v0=200 mm/s)
(a)軸向加速度響應(yīng)
(b)速度-加速度變化圖圖15 B2臂端部振動(dòng)響應(yīng)圖(v0=220 mm/s)
從圖14可以看出，當(dāng)伸縮油缸的回縮速率(Stribeck速率vs)為200 mm/s時(shí)，B2節(jié)臂端部的軸向加速度響應(yīng)表現(xiàn)為明顯的周期性振動(dòng)特征。速度-加速度變化圖表明，臂架振動(dòng)響應(yīng)為穩(wěn)定的周期振動(dòng)信號(hào)。進(jìn)一步的研究表明，只要回縮速率v小于vs，都可以得到這種穩(wěn)定的周期振動(dòng)信號(hào)。
從圖15可以看出，當(dāng)伸縮油缸的回縮速率v0=220 mm/s時(shí)，B2臂端部軸向加速度表現(xiàn)為：周期振動(dòng)信號(hào)隨著時(shí)間出現(xiàn)衰減，并最終衰減為零。速度-加速度變化圖表明，臂架的軸向加速度響應(yīng)表現(xiàn)為衰減到0的非穩(wěn)定振動(dòng)特征，軸向速度則衰減到恒定值220 mm/s。進(jìn)一步的研究表明，當(dāng)油缸的伸縮速率繼續(xù)增大，超過(guò)220 mm/s時(shí)，B2臂的周期振動(dòng)信號(hào)將隨時(shí)間出現(xiàn)更加快速的衰減。
上述分析表明，伸縮油缸速率變化對(duì)臂架振動(dòng)的影響程度受臨界速度vcr控制，當(dāng)油缸的伸縮速率v0≤vcr時(shí)，臂架在伸縮過(guò)程中，存在穩(wěn)定的顯著的周期振動(dòng)特征；v0>vcr時(shí)，臂架的振動(dòng)信號(hào)隨時(shí)間衰減明顯。上述現(xiàn)象可用摩擦力-滑動(dòng)速率關(guān)系的負(fù)斜率機(jī)理來(lái)進(jìn)行解釋，即當(dāng)臂架伸縮速率v0
因此，控制油缸的伸縮速率，使之大于臨界速度vcr，能夠有效地消除臂架振動(dòng)。由于實(shí)際臂架伸縮速率不會(huì)很大，因此，也可以通過(guò)改善臂筒-滑塊的摩擦特性，降低Stribeck臨界速度vcr，以達(dá)到臂架減振的目的。
4結(jié)論
(1)基于HHT隱式時(shí)間積分，建立了考慮摩擦影響的起重機(jī)帶載伸縮臂架的非線性動(dòng)力學(xué)分析模型，在此基礎(chǔ)上，對(duì)臂架伸縮過(guò)程中的時(shí)變動(dòng)力特性進(jìn)行了分析。
(2)通過(guò)建模分析，掌握了臂架-滑塊間摩擦特性、伸縮油缸的彈性剛度及阻尼特性、臂架自身剛度等對(duì)帶載伸縮臂架振動(dòng)的影響規(guī)律，增大油缸剛度和阻尼，能夠有效減小甚至消除臂架帶載伸縮過(guò)程中存在的抖振問(wèn)題。
(3)基于Stribeck摩擦模型的研究表明，當(dāng)油缸的伸縮速率大于Stribeck臨界速度vcr時(shí)，臂架的振動(dòng)將隨時(shí)間快速衰減。因此通過(guò)控制油缸的伸縮速率或改善臂架-滑塊的摩擦特性，可以有效解決臂架帶載伸縮過(guò)程中存在的抖振問(wèn)題。
參考文獻(xiàn)：
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(編輯張洋)
Research on Telescopic Time-variation Dynamic Characteristics of Box-type Boom
Zeng Weidong1,2Peng Jing1,2Ren Huili1,2Fu Ling1,2Liu Yanbin1,2
1.Zoomlion Heavy Industry Science and Technology Co. Ltd.,Changsha,410013 2.State Key Laboratory of Key Technologies on Construction Machinery,Changsha,410000
Abstract:Based on the HHT(Hilber-Hughes-Taylor) implicit time integration method, a nonlinear dynamics analysis model of a crane with a friction effect was built, and the nonlinear time-variation dynamic characteristics of box-type boom were studied. The effects of friction between the boom and sliders, the elastic stiffness and damping characteristics of the telescopic oil cylinder, and the stiffness of the crane boom on vibration of telescopic crane boom were analyzed. In view of some problems about vibration of telescopic crane boom, the effective improvement measures were proposed.
Key words:telescopic boom；time-variation dynamic characteristics；frictional vibration；implicit time integration
收稿日期：2015-01-08
基金項(xiàng)目：國(guó)家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃(863計(jì)劃)資助項(xiàng)目(2013AA040203)
中圖分類號(hào)：TH21
DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2016.01.009
作者簡(jiǎn)介：曾維棟，男，1982年生。中聯(lián)重科中央研究院技術(shù)研發(fā)主管。主要研究方向?yàn)闄C(jī)械動(dòng)態(tài)強(qiáng)度、非線性穩(wěn)定性、可靠性及CAE/CFD。獲部級(jí)科技1等獎(jiǎng)2項(xiàng)。發(fā)表論文4篇。彭晶，男，1981年生。中聯(lián)重科中央研究院研發(fā)工程師。任會(huì)禮，男，1977年生。中聯(lián)重科中央研究院結(jié)構(gòu)技術(shù)研究所高級(jí)工程師。付玲，女，1967年生。中聯(lián)重科中央研究院高級(jí)工程師。劉延斌，男，1980年生。中聯(lián)重科中央研究院技術(shù)研發(fā)主管。
