平行四邊形式收砟機構設計與分析

鄭慧珍，王杰，王滔

平行四邊形式收砟機構設計與分析

鄭慧珍，王杰，王滔

（四川大學 機械工程學院，四川 成都 610065）

收砟機構作為鐵路小型收砟機的重要執行部件，其可靠性直接影響機器性能。針對一種平行四邊形式收砟機構進行了設計與仿真分析：對結構尺寸進行參數化設計后利用SolidWorks建立三維模型并導入ADAMS中進行仿真分析。其中，參數化設計得到機構基本桿長尺寸與機器設計高度之間的關系，為因底盤高度變動造成機構桿長尺寸變化提供快速計算依據；虛擬樣機仿真后得到收砟機構的動力學特性，當收砟耙寬度為450 mm，驅動速度為225 mm/s時，最大受力點為滾輪所在鉸接點，數值為3967.7 N；斜收最大驅動力為5602.3 N；以上數值為機構強度校核、后續控制與液壓系統的設計提供可靠依據。并針對實際工作中負載不均衡造成收砟機構滾輪磨損嚴重問題，進行了結構優化。

收砟機；放大機構；平行四邊形；虛擬樣機；ADAMS

據我國交通運輸部2018年鐵道統計公報發布的數據，至2018年結束，我國鐵路營業里程已達到13.1萬公里，減掉大面積使用無砟軌道的高速鐵路營業里程2.9萬公里，我國2018年有砟軌道至少已增至10萬公里。由于鐵路總長基數大，道岔、山區等不便于大型機械進行邊坡修砟維護的里程很長。然而近期在對于西南某鐵路段的調研中發現，仍采用五人一組、人工推拉鐵耙的收砟方式，工作效率低、邊坡修整質量不易控制。因此對直接決定小型收砟機可靠性的收砟機構進行理論設計與仿真分析非常有必要。

國外收砟機械均為大型配砟整型車[1]。國內中小型邊坡收砟機的設計集中在20世紀90年代與21世紀初，常見的收砟機構形式有兩種：第一種為原群英等[2]設計的鏈耙式，汽油機驅動帶傳動，帶輪帶動兩級鏈輪從而帶動鏈耙式收砟機構進行工作，其中適應邊坡角度的調整由卷揚機構控制鋼絲繩控制，該機構操作簡單，但只能收取斜坡上的石砟，無法收取道間與線間水平部分道砟；第二種為四桿機構式[3]，結構輕便，運動軌跡可變，但因收砟耙上所受負載嚴重不均造成其中一側滾輪磨損嚴重。按照反算法計算道砟阻力，然后通過不斷試驗調整系統壓力以滿足使用要求。反算法延長了設計周期，并增加了產品設計成本。

據此，對平行四邊形式收砟機構進行了參數化設計，得到機構基本桿長尺寸與機器設計高度與之間的關系，為設計中因底盤高度變動造成機構桿長尺寸變化提供快速計算依據；采用正向計算法求得機構所受負載，為初步選取液壓執行機構提供理論依據；利用SolidWorks進行三維建模后導入ADAMS中進行了虛擬樣機動力學仿真，得到其動力學特性，為機構強度校核與后續控制與液壓系統的設計與優化提供可靠依據。并針對實際工作過程中負載不均而造成的滾輪部分磨損嚴重問題提出結構改進方法并仿真對比驗證改進的有效性。

1 收砟機構總體方案設計

總體方案設計如圖1所示。滾輪在斜收液壓缸的驅動下能夠沿導板上的滑槽往復運動；收砟機構由三自由度移動裝置驅動，具體實現方式為：斜收液壓缸主導斜收運動、調整液壓缸主導收砟機構的角度調整、平收液壓缸通過拉動整個機構水平位置變動而完成平收動作。

1.上幅桿 2.斜收液壓缸 3.上滑桿 4.導板 5.調整液壓缸6.滾輪 7.SBR導軌 8.下幅桿 9.下滑桿 10.平收液壓缸 11.收砟耙

2 收砟機構尺寸設計

本節對所設計機構自由度進行核算后，根據相關標準確定石砟收取范圍，由范圍限定收砟機構桿長與底盤高度的關系，從而使機構完成收砟范圍內的石砟收取且不超出限界；最后計算了機構放大比例系數的取值范圍，選定后進行數值求解，為動力學仿真提供確切結構尺寸的模型。

2.1 自由度計算

如圖2，收砟機構共有9個構件，低副12個，高副0個（去掉虛約束），根據切貝謝夫－克魯伯公式有：

自由度為3，所以三個驅動使機構形成唯一確定運動。

2.2 收砟范圍確定

根據現有鐵路標準[4]，道砟坡度共有1:1.5和1:1.75兩個標準，有砟軌道正線邊坡坡度為1:1.75，正常鐵路段道床肩寬200mm，且道岔道床的肩寬、邊坡與連接的主要線路一致，道床頂面高度低于承軌面30 mm。石砟總高度為620 mm。收砟范圍寬度增加350 mm挖砟水平寬度，高度增加50 mm余量。因此，最終有效收范圍如圖2中所示，平收550 mm，邊坡坡度為1:1.75時，斜收長度為1350 mm。

圖2 收砟機構單邊平面簡圖

2.3 a與h1高度之間的數學建模

如圖2所示，Δ～Δ且＝，由此組成雙等腰三角形放大機構。記l＝l＝l＝，各桿長度關系計算有：

式中：1為點至石砟頂面距離，mm；2為石砟高度，mm；為石砟底角角度，°，由斜坡坡度決定；0為收砟機構收回行程的初始底角，°；為放大機構的放大系數（l/l）。

由式（2）得與1的關系式為：

2.4 放大比例系數計算

放大比例系數由兩個因素決定：一是機構所占空間不能太大，二是機構強度剛度能滿足使用要求。即：在滿足剛度強度要求情況下，機構放大比例越大，則底部三角形結構尺寸越小。放大系數最小限值由機構布置空間余量決定，本設計取為6；放大系數最大限值根據不能超出斜收液壓缸承載能力計算，即：

式中：max為作用在收砟耙處沿石砟斜面最大的力，根據后文動力學計算約為600 N；為系統工作壓力，按照小型工程機械常用壓力范圍[5]，取為7 MPa；為斜收液壓缸剛體內徑，選用工程常用WHY01輕型拉桿式液壓缸[5]，取最小內徑為40 mm；為斜收液壓缸活塞桿外徑，取為20 mm。

代入數據解得：≤10.996

因此的選擇區間為6～10。

2.5 數值求解

1由機器設計高度測得，本設計1＝620 mm；為使結構緊湊，0暫取為30°，選定值為受力情況最好的最小值6；取值為29.74°或33.69°，因與的數值大小成反比，按照＝29.74°計算桿長；最后，按式（2）用去尾法算得實際尺寸為250 mm。

此類挖掘裝置實際工作速度通常為定值[6]，由于作業時速度較慢，因此忽略石砟對收砟耙的沖擊力，負載僅計算由石砟自身的重力以及石砟移動過程中的摩擦力。如圖3所示，鐵耙伸至石砟最底面時與石砟表面垂直，根據挖掘鏟斗堆裝容量計算方式擴大計算范圍，取石砟完整方體，該方體截面為以收砟耙高度為一邊長、對角線水平的平行四邊形。最大石砟重量計算為：

式中：1為收砟耙耙釘的長度，mm，根據常用鐵耙耙釘長度定為1＝150；2為石砟截面平行四邊形對角線為水平時另一邊的長度，mm；為收砟寬度，mm，根據BSZ型收碴機的碴耙寬度[3]，為提高收砟效率，定為450；為摩擦系數，根據碎石間的摩擦系數保守取為0.7；為石砟密度，kg/m3，根據文獻[7]計算石砟對清篩機的沖擊時選用的石砟密度數值，取＝3000。

根據鐵路正線標準坡度1：1.75，計算得：＝521 N，＝316.7 N。

圖3 計算石砟截面圖

3 虛擬樣機仿真及結構優化

斜坡收砟階段各位置受力情況復雜，也為四桿機構受力最大階段，因此動力學分析著重分析斜收階段。對于雙邊模型進行仿真簡稱為雙邊仿真，對單邊模型進行仿真簡稱為單邊仿真。因雙邊仿真更加復雜，添加約束位置難以精確捕捉，利用單邊仿真輔助驗證雙邊仿真的正確性。最終得到機構工作過程中最大受力位置與大小以及驅動機構工作所需的驅動力。另外，針對不均衡負載工況做了結構優化，并通過優化前后仿真實驗對比驗證改進的有效性。

3.1 單邊仿真與分析

利用SolidWorks建立虛擬樣機仿真用收砟機構模型如圖4（a），并做簡化處理：調整液壓缸部分簡化為對應斜坡角度的三角形帶滑槽板件，并將.x_t格式模型導入ADAMS軟件中。參考常規模型處理方法[8-9]，將各零件材料類型定義為steel，并按照實際工作情況施加連接，其中，轉動副為6個，移動副1個，固定連接2個。為減小波動[10]，將斜收驅動設置于平行于石砟斜面的機構三角形外部。

為更好地看出變化規律，本仿真設置兩個作用收砟周期，作用規律為液壓桿每2 s完成勻速伸出并收回動作，對應驅動速度為225 mm/s。步長設為0.01。驅動沿斜收液壓缸方向，負載1為石砟自重而產生的負載，方向始終向下；負載2為因石砟移動而產生的摩擦力，方向與液壓桿運動方向相反。

模型驅動函數為：

STEP(time,0,0,1,225)+STEP(time,1,0,2,-225)+STEP(time,2,0,3,225)+STEP(time,3,0,4,-225)

負載1為：

STEP(time,1,0,1.1,260.5)+STEP(time,1.9,0,2,-260.5)+STEP(time,3,0,3.1,260.5)+STEP(time,3.9,0,4,-260.5)

負載2為：

STEP(time,1,0,1.1,158.35)+STEP(time,1.9,0,

2,-158.35)+STEP(time,3,0,3.1,158.35)+STEP(time,3.9,0,4,-158.35)

力的設置方式均為：在一個物體上，空間固定。

圖4 虛擬樣機仿真模型

單邊仿真分析后四處較為薄弱的鉸接點隨斜收油缸動作所受的合力大小變化情況如圖5所示，JOINT_1至JOINT_4分別與圖2中、、、四處鉸接點依次對應，MOTION_1為所需斜收液壓缸的驅動力。各點受力變化均勻。油缸空載伸出時，圖中各點受力緩慢增長；油缸帶載收回時，在1.1 s加載初始位置即收砟耙與石砟斜坡面垂直時受力最大，受力最大點為joint_2，大小為3363 N。隨后受力先減小后以相對較低變化速率增大，在1.51 s處受力最小，為2612.23 N。

3.2 雙邊仿真與分析

因仿真與模型形狀無關只與marker點的位置有關[11]，簡化雙邊模型如圖4（b）。為解決ADAMS軟件中負載為集中載荷而非均布載荷的問題，負載部分按照石砟計算體積與密度建模。因無法根據時段自由去除載荷，僅做收砟工作過程的仿真。沿斜收油缸的驅動函數設置為STEP（time,0,0,1.0,225），作用于斜收液壓桿處，方向沿斜面向上；因石砟自重而產生的負載不再外部添加；因石砟摩擦而產生的負載設置為316.7 N。

圖5 單邊模型仿真受力曲線

圖6 雙邊模型仿真受力曲線

雙邊仿真后四處受力較為薄弱的鉸接點隨斜收油缸動作所受的合力大小變化情況如圖7所示。圖例中各曲線含義與單邊仿真一致，雙邊仿真中各曲線變化規律與單邊仿真一致，最大受力處與單邊仿真位置相同，為收砟負載開始作用時的joint_2點，合力大小為3967.7 N。

各點受力最大值與單邊仿真數據對比如表1所示。其中，F～F依次為圖2中、、、鉸接點的受力大小，motion為斜收液壓缸所需的驅動力。雙邊仿真相對于單邊仿真四處薄弱點受力增加不超過18%，因此，一方面可利用單邊仿真輔助驗證雙邊仿真的正確性，另一方面可直接取真實工況負載的50%來進行單邊仿真以替代復雜的雙邊仿真，所得驅動力放大兩倍。

表1 驅動速度為225 mm/s時單邊仿真與雙邊仿真對比 單位：N

3.3 針對不均勻負載結構優化

不均衡負載對比仿真實驗模型如圖7所示，模擬收砟時收砟耙上石砟嚴重分布不均的收砟工況。優化模型為在兩對上幅桿和上滑桿上增加兩個穩定桿，對兩個穩定桿進行失效與激活兩個狀態分別進行分析，以進行優化前后對比仿真試驗。優化前后分析滾輪處沿豎直方向受力大小如圖8所示。C點豎直方向最大受力優化前為2395.8 N，加平衡桿優化后將同一力降為2276.8 N，降幅為4.97%，優化有效。

圖7 增加穩定桿模型

4 結論

本文通過對一種四桿機構式收砟機構進行的參數化設計與仿真分析得到結論如下：

（1）l與點距石砟頂面高度的關系為：

（2）機構放大系數的取值范圍為6～10；

（3）邊坡整形過程中受力最大點為點，450 mm收砟寬度，速度為225 mm/s時，F1＝3967.7 N；

（4）對稱機構完整模型仿真處理復雜，可由機構的1/2負載下的單邊模型仿真替代；

（5）對于負載不均衡引起的兩側滾輪磨損不均勻的現象，可對模型采用添加橫桿的方法優化，減小滾輪處豎直方向上的受力約5%。

圖8 不均衡負載情況下受力優化曲線

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Design and Analysis of Parallelogram Ballast Recollecting Mechanism

ZHENG Huizhen，WANG Jie，WANG Tao

( School of Mechanical Engineering,Sichuan University,Chengdu 610065,China)

Ballast recollecting mechanism is an important execution component of small ballast recollecting machine, and its reliability directly affects the performance of the machine. In this paper, the design and simulation analysis of a parallelogram ballast recollecting mechanism were carried out. After parameterizing the structural dimensions, a three-dimensional model was built by using SolidWorks and imported into ADAMS for simulation analysis. The relationship between the basic rod length of the mechanism and the design height of the machine were obtained through the parametric design, which provides a fast calculation basis for the change of the rod length of the mechanism caused by the change of the chassis height. After the simulation of the virtual prototype, the dynamic characteristics of the closing mechanism were found out. When the width of the retracting harrow is 450 mm and the driving speed is 225 mm/s, the maximum force point is the hinge point where the roller is located, and the value is 3967.7 N; the maximum driving force of the side ramp ballast recollecting is 5602.3 N. All these values provide reliable basis for the strength check, subsequent control and the design of hydraulic system. Finally, the structural optimization was performed to deal with the serious wear of the roller of the ballast recollecting mechanism caused by the uneven load in actual situation.

ballast recollecting machine；magnification mechanism；parallelogram；virtual mockup；ADAMS

TP391

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2020.06.011

1006－0316 (2020) 06－0068－06

2020－01－14

四川省重點研發項目（2018GZDZX0015）

鄭慧珍（1995－），女，山東日照人，碩士研究生，主要研究方向為計算機輔助設計制造，E-mail：2018223025092@stu.scu.edu.cn；王杰（1964－），男，四川成都人，博士，教授、博士生導師，主要研究方向為智能CAD方法與現代集成制造技術。