履帶運輸車出售水溫失常應(yīng)該怎么處理

　　1.節(jié)溫器的檢查：建議機(jī)上選用的節(jié)溫器以蠟式節(jié)溫器為主。它的首要性能指標(biāo)是在不同的水溫下節(jié)溫器應(yīng)具有不同的升程。然后動態(tài)地控制冷卻水溫的凹凸。對于不潰散冷卻系統(tǒng)來檢查節(jié)溫器的好壞，首要是通過散熱器進(jìn)水管和出水管的溫差來判別。

　　2.履帶運輸車出售建議機(jī)中，水泵、發(fā)電機(jī)、冷卻電扇共用一條皮帶，因此皮帶的松緊度直接影響到水泵、電扇、發(fā)電機(jī)的轉(zhuǎn)速。用手指壓下皮帶的中部，下?lián)隙葢?yīng)在11-13mm為正常，太大會導(dǎo)致水溫過高，太小則會對水泵軸承、發(fā)電機(jī)軸承形成危害。

　　3.冷卻電扇：電扇風(fēng)量的檢測可將一薄紙放于散熱器前面，當(dāng)建議機(jī)作業(yè)時，若紙能被吹開，則說明風(fēng)量滿意。這和前置建議機(jī)的轎車電扇向內(nèi)吸風(fēng)有差異。葉片不能裝反，并應(yīng)保證電扇放護(hù)罩完全有用。

　　4.在建議機(jī)冷機(jī)建議的前段時間內(nèi)，進(jìn)、出水管用手觸摸應(yīng)有明顯的溫差，在作業(yè)了一段時間往后，溫差明顯縮小。該模型一般假定變形限制在接觸區(qū)的鄰域，彈簧接觸力根據(jù)Hertz接觸規(guī)律確定，通過一個與彈簧平行的阻尼器考慮接觸過程中碰撞體彈性波的影響。當(dāng)建議機(jī)抵達(dá)正常作業(yè)溫度時（80℃-90℃）時用手觸摸已無明顯溫差感覺。當(dāng)然準(zhǔn)確的檢測辦法仍是取下節(jié)溫器，將其置于熱水中，逐漸加熱，檢查閥門的敞開溫度和閥門的升程。

　　5.水泵的檢查：冷卻水在冷卻系統(tǒng)中不斷循環(huán)的動力源來自于水泵。水泵能否建立起滿意的壓力是冷卻系統(tǒng)正常作業(yè)的要害。在添加冷卻水時，如果跟著建議機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，冷卻液面明顯下降，這說明水泵作業(yè)正常。反之，則可能水泵與葉輪松脫，冷卻水無法循環(huán)。

履帶運輸車出售多體系統(tǒng)碰撞動力學(xué)發(fā)展

　　多體系統(tǒng)的接觸碰撞是工程中常見的現(xiàn)象。在履帶運輸車出售行動系統(tǒng)中，履帶與主動輪輪齒、誘導(dǎo)輪、負(fù)重輪、拖帶輪及地面之間均存在著接觸碰撞，這些碰撞保證著履帶車輛的正常行駛，但同時也產(chǎn)生了大量的振動噪聲和部件磨損。該模型將車體簡化為剛體，將懸掛系統(tǒng)簡化為平動彈簧阻尼元件，負(fù)重輪由周向均布的徑向彈簧構(gòu)成，只能作垂直運動，相鄰負(fù)重輪輪心上也連接有彈簧，這樣當(dāng)一個負(fù)重輪相對車體有位移時，連接的彈簧將會使相鄰的負(fù)重輪運動，從而體現(xiàn)履帶對負(fù)重輪的托帶作用。多體系統(tǒng)碰撞力學(xué)從力學(xué)本質(zhì)上是一種非定常、變邊界的高度非線性動力學(xué)過程，其中對碰撞過程的正確處理是解決多體接觸碰撞動力學(xué)問題的關(guān)鍵。多體系統(tǒng)分為多剛體系統(tǒng)和多柔體系統(tǒng)。對于多剛體系統(tǒng)的碰撞問題一般采用經(jīng)典碰撞理論來解決，其研究基于以下 4 點假設(shè)：碰撞過程瞬間完成，不考慮碰撞作用時間及過程；碰撞接觸面視為一點，碰撞過程中碰撞點不變；碰撞面光滑，不考慮摩擦作用；利用碰撞前后沖量的變化確定系統(tǒng)運動狀態(tài)的改變?；谏鲜黾僭O(shè)，Routh提出了用于解決多剛體系統(tǒng)碰撞問題的動量平衡法；洪嘉振、梁敏[等引入碰撞約束的概念，建立了開、閉環(huán)形式一致的經(jīng)典多剛體碰撞動力學(xué)方程。經(jīng)典碰撞理論由于忽略了碰撞力隨時間變化過程，在動力學(xué)計算中不需要進(jìn)行積分運算，計算效率較高，因此在大型多剛體系統(tǒng)碰撞動力學(xué)中得到了廣泛應(yīng)用。但由于其同時忽略了摩擦，對于非光滑性質(zhì)的力學(xué)系統(tǒng)，Coulomb 干摩擦作用會引起系統(tǒng)的動力學(xué)方程出現(xiàn)不協(xié)調(diào)現(xiàn)象，如Painleve 疑難問題和 Kane 動力學(xué)之迷問題。這些問題的出現(xiàn)表明，經(jīng)典剛體動力學(xué)及碰撞理論在解決多系統(tǒng)動力學(xué)的理論構(gòu)架上存在固有的缺陷。為了解決這些缺陷，后來的人們陸續(xù)提出了 Lemke 算法、時間步長算法、拉格朗日增廣法及有限元法。

履帶運輸車出售多體系統(tǒng)碰撞動力學(xué)發(fā)展 　　多剛體系統(tǒng)發(fā)生碰撞時，碰撞力會對整個剛體系統(tǒng)的運動產(chǎn)生影響。驅(qū)動電機(jī)與驅(qū)動電機(jī)減速箱的輸入連接，驅(qū)動電機(jī)減速箱的輸出驅(qū)動齒輪與外軸齒輪嚙合，齒輪軸上安裝有小齒輪、第二小齒輪，小齒輪與外軸齒輪嚙合傳動，心軸齒輪與第二小齒輪嚙合傳動。而對多柔體系統(tǒng)來說，由于柔體的彈性，碰撞區(qū)域會產(chǎn)生應(yīng)力波并在碰撞物體間及系統(tǒng)中傳播，因 此 柔 性 多 體 系 統(tǒng) 的 碰 撞 動 力 學(xué) 相 對 多 剛 體 系 統(tǒng) 的 碰 撞 動 力 學(xué) 更 復(fù) 雜 。J.Rismantab-Sany 和 A.A. Shabana指出在選取足夠多數(shù)目的廣義坐標(biāo)的前提下，經(jīng)典的動量平衡法可有效地應(yīng)用于多柔體系統(tǒng)的研究中；Wu 和豪格提出了用子結(jié)構(gòu)法來解決柔性體的碰撞問題。

　　無論多剛體系統(tǒng)還是多柔體系統(tǒng)，其建模方法大致可分為 3 類：動量平衡法，連續(xù)碰撞力模型及有限元法。動量平衡法的核心是經(jīng)典碰撞理論，關(guān)鍵是確定正確的恢復(fù)系數(shù)。經(jīng)典碰撞理論由于忽略了碰撞力隨時間變化過程，在動力學(xué)計算中不需要進(jìn)行積分運算，計算效率較高，因此在大型多剛體系統(tǒng)碰撞動力學(xué)中得到了廣泛應(yīng)用。1686 年，牛頓針對低速物體碰撞問題將恢復(fù)系數(shù)定義為：碰撞前后的物體沿法向的相對速度之比；1817 年，Poisson 提出用碰撞的恢復(fù)階段和壓縮階段的作用沖量之比作為恢復(fù)系數(shù)的動力學(xué)定義。但是 New-ton 和 Poisson 的理論不能解決物體間含摩擦的斜碰撞問題。Stronge 于 1990 年提出了以吸收和釋放的應(yīng)變能之比來定義恢復(fù)系數(shù)。不管哪一種定義方式，恢復(fù)系數(shù)都被認(rèn)為是一個只與碰撞物體材料有關(guān)的常數(shù)。但近年來，劉才山、郭吉豐、Johnson、Goldsmith 及 Thornton等人發(fā)現(xiàn)恢復(fù)系數(shù)還與碰撞的初始條件有關(guān)，如碰撞點的初始速度、碰撞位形及多體系統(tǒng)的連接方式等，并且給出了不同的計算公式。但是到目前為止，還沒有比較明確的取值方法。

履帶運輸車多體系統(tǒng)碰撞動力學(xué)發(fā)展 　　連續(xù)分析法是一種以彈簧阻尼力元代替接觸區(qū)域復(fù)雜變形的近似方法。主要是履帶運輸車裝置的設(shè)計計算，該部分是整個車體的核心部分，需要選定適合要求的履帶并設(shè)計加工配套的履帶輪和導(dǎo)向輪。該模型一般假定變形限制在接觸區(qū)的鄰域，彈簧接觸力根據(jù) Hertz 接觸規(guī)律確定，通過一個與彈簧平行的阻尼器考慮接觸過程中碰撞體彈性波的影響。Dubowsky采用線性粘性阻尼和彈簧接觸力來處理碰撞問題，該模型在數(shù)學(xué)處理上比較方便，但是存在一定缺陷：開始接觸時(變形為零)，函數(shù)值不為零；碰撞恢復(fù)階段函數(shù)值可能出現(xiàn)負(fù)值。Johnson提出用非線性的 Hertz 接觸模型去修正線性彈簧阻尼模型中的彈簧力模型，而阻尼力分量為碰撞相對速度的函數(shù)。Lee 和 Wang[提出了一種滿足邊界條件的非線性彈簧阻尼模型，并通過了試驗驗證。使用等效彈簧阻尼模型對碰撞過程進(jìn)行分析，可以較精細(xì)的分析碰撞過程的動力學(xué)響應(yīng)。

履帶運輸車出售多體系統(tǒng)碰撞動力學(xué)發(fā)展 　　對碰撞問題的研究除了結(jié)構(gòu)動力學(xué)以外，有限元方法作為一種有效的工程數(shù)值分析方法正在得到廣泛的應(yīng)用。運用“嵌套原理”，使用空心軸，三軸同心結(jié)構(gòu)，三個軸可以分別傳遞動力，解決了車輪的動力傳輸問題。有限元法通過單元假設(shè)近似函數(shù)分片逼近全求解域函數(shù)，以多段線近似擬合邊界形狀，將一個無限自由度的連續(xù)問題離散成有限自由度的問題，進(jìn)而求解得到整個域上的近似解，通過引入接觸點搜索和碰撞求解算法，能夠?qū)?fù)雜幾何形狀和材料性質(zhì)的碰撞動力學(xué)問題進(jìn)行數(shù)值。經(jīng)過 30 多年的發(fā)展，有限元碰撞問題的研究已經(jīng)取得了比較成熟的成果。與連續(xù)碰撞力模型相比較，采用有限元法求解多體碰撞問題時，只需要了解碰撞物體的幾何形狀、材料性質(zhì)及碰撞前運動學(xué)參數(shù)即可對問題進(jìn)行求解，不需要引入過多的參數(shù)，更符合物理實際。然而與之相應(yīng)的是過多的自由度帶來了數(shù)值計算上的極低效率，并且物體大范圍運動與小范圍彈性振動之間的耦合也將引起嚴(yán)重的數(shù)值病態(tài)，這些將給大型復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)碰撞動力學(xué)分析帶來了巨大困難。

?履帶運輸車出售動力學(xué)性能

       隨著計算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，描述履帶運輸車出售動力學(xué)性能的復(fù)雜微分方程組可以快速求解，因此可以把構(gòu)成履帶運輸車的各個部件通過各種約束組合起來，運用多體系統(tǒng)動力學(xué)的理論和方法求解約束方程和動力學(xué)方程，即可獲得履帶運輸車的動力學(xué)性能。三支點三履帶運輸車出售行走裝置除上述機(jī)構(gòu)外，也有采用一個轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)偏轉(zhuǎn)前端一個履帶運輸車出售的正三角支承形式，后部兩個固定履帶運輸車沿機(jī)器縱軸線對稱排列。國外履帶運輸車動力學(xué)發(fā)展較為成熟，根據(jù)研究的目的不同，建立了平穩(wěn)性分析模型，轉(zhuǎn)向性分析模型和三維模型等。1976 年 Murphy N R 和 Ahlvin R B 提出了 NRMM模型，是較早的履帶車模型。該模型將車體簡化為剛體，將懸掛系統(tǒng)簡化為平動彈簧阻尼元件，負(fù)重輪由周向均布的徑向彈簧構(gòu)成，只能作垂直運動，相鄰負(fù)重輪輪心上也連接有彈簧，這樣當(dāng)一個負(fù)重輪相對車體有位移時，連接的彈簧將會使相鄰的負(fù)重輪運動，從而體現(xiàn)履帶對負(fù)重輪的托帶作用。

履帶運輸車出售動力學(xué)性能 　　由于該模型細(xì)致的描述了履帶運輸車各個部件之間及負(fù)重輪與地面之間的相互作用關(guān)系，能夠準(zhǔn)確預(yù)估車輛的平穩(wěn)性，因此被稱為平穩(wěn)性模型。這種機(jī)構(gòu)形式簡單，在氣候適宜地區(qū)同樣也可采用液壓油缸進(jìn)行牽引轉(zhuǎn)向。1992 年 Ehlert W, Hug B 在試驗的基礎(chǔ)上對三類常見的轉(zhuǎn)向模型—Hock 模型、IABG 模型以及 Kitano 模型進(jìn)行了修正，能較好的履帶運輸車的轉(zhuǎn)向性能，Hock 模型認(rèn)轉(zhuǎn)向摩擦力是由履帶側(cè)滑引起的，而 IABG 模型還考慮了轉(zhuǎn)向時由于離心力引起的載荷轉(zhuǎn)移，外側(cè)履帶摩擦力大于內(nèi)側(cè)等因素對轉(zhuǎn)向力矩的影響，Kitano 模型不僅考慮了以上因素，還對轉(zhuǎn)向時履帶張力變化以及履帶周向滑動的影響加以考慮。1994 年 Dhir A, Sankar S 建立了一個二維 2 N(2 為車身的垂直和俯仰，N為負(fù)重輪個數(shù))個自由度的履帶運輸車模型，懸掛系統(tǒng)被簡化為獨立的懸掛結(jié)構(gòu)，彈簧、阻尼為線性或非線性，假定履帶為無質(zhì)量連續(xù)的帶子，假定地面不變形，負(fù)重輪與履帶板的接觸?；癁檫B續(xù)徑向彈簧阻尼結(jié)構(gòu)。1998 年 Choi J H 等人運用多體動力學(xué)理論提出了一個三維履帶運輸車模型，

履帶運輸車出售動力學(xué)性能 　　該模型主要是針對低速履帶運輸車，它將履帶運輸車分解為三個運動學(xué)上解耦的子系統(tǒng)，子系統(tǒng)是由車體、主動輪、誘導(dǎo)輪、托帶輪構(gòu)成，第二、三個子系統(tǒng)分別為左右兩側(cè)由剛性履帶板通過轉(zhuǎn)動副連接而成的履帶環(huán)，該模型對行駛系的作用力進(jìn)行了比較細(xì)致的描述。④車廂結(jié)構(gòu)及整機(jī)布局應(yīng)優(yōu)化設(shè)計，提高運輸機(jī)的通用性、適應(yīng)性和降低使用成本。如在分析履帶與主動輪的嚙合力時，將履帶板和主動輪齒的接觸分為齒面接觸和齒根接觸。由于該模型對履帶結(jié)構(gòu)特征刻畫得非常細(xì)致，計算量也相當(dāng)大。

　　國內(nèi)的履帶運輸車動力學(xué)研究始于 20 世紀(jì)八十年代，同樣經(jīng)歷了二維模型到三維模型的發(fā)展過程。因為供油提早調(diào)理不妥發(fā)生白煙需對發(fā)動機(jī)的供油提早角進(jìn)行從頭調(diào)理，需依據(jù)凸輪軸齒輪刻度進(jìn)行正時調(diào)理。1980 年，北京工業(yè)學(xué)院魏宸官建立了履帶運輸車出售勻速轉(zhuǎn)向時，轉(zhuǎn)向的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)間的關(guān)系，給出了履帶運輸車轉(zhuǎn)向時動力學(xué)參數(shù)的求解方法。1987 年，吉林工業(yè)大學(xué)蘭鳳崇建立了履帶式集材車四自由度動力學(xué)模型，包括車體和座椅垂直振動，車體的縱向和橫向角振動，但沒有考慮履帶的作用。1993 年，工業(yè)計算所的居乃俊應(yīng)用自行開發(fā)的車輛動力學(xué)分析與模擬軟件 VDAS 對履帶運輸車的平順性進(jìn)行了模擬分析，證明了該軟件的應(yīng)用價值，此時一些通用機(jī)械動力學(xué)軟件如 ADAMS、DADS、DRAM 等在國外已得到一定的應(yīng)用，但是在國內(nèi)由于計算機(jī)軟、硬件環(huán)境的不足，應(yīng)用較少。2002 年，北京理工大學(xué)韓寶坤，李曉雷等基于 DADS建立了履帶運輸車多體模型，并對其平穩(wěn)性進(jìn)行了分析。

履帶運輸車動力學(xué)性能 　　2004 年，北方車輛研究所王軍基于 ADAMS/ATV 建立了履帶運輸車整車模型，在多種路面工況下進(jìn)行了仿。履帶運輸車出售行走裝置的轉(zhuǎn)向可控制性較好，其軌跡僅取決于轉(zhuǎn)向組元的偏轉(zhuǎn)角度，轉(zhuǎn)向過程平穩(wěn)，在進(jìn)行長時間轉(zhuǎn)向時基本沒有制動功率損失。2005 年，北京理工大學(xué)宋晗利用 RecurDyn 建立了履帶運輸車出售的多剛體動力學(xué)模型，分析了履帶動態(tài)張緊力的變化情況。此后，主流多體多體動力學(xué)軟件在國內(nèi)均得到了廣泛應(yīng)用，其中以 ADAMS/ATV 的應(yīng)用為成熟，成為了目前履帶運輸車動力學(xué)分析的主要工具。

履帶運輸車轉(zhuǎn)向過程理論分析履帶運輸車出售

　　履帶運輸車出售是用于潮間帶風(fēng)電設(shè)施等重型設(shè)備運輸?shù)囊环N低速履帶式行走車輛。

　　該車輛由發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵控馬達(dá)閉式液壓系統(tǒng)組成動力與傳動單元，如圖2所示。此輪胎履帶轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)把普通輪子與履帶相結(jié)合，采用一體式，把輪式與履帶的優(yōu)點結(jié)合，使其適應(yīng)各種環(huán)境。兩個變量泵串聯(lián)在一起，直接與發(fā)動機(jī)輸出軸相連，變量泵的排量由兩個電控手柄單獨控制，實現(xiàn)了車輛兩側(cè)履帶速度的獨立控制。與傳統(tǒng)的履帶式工程機(jī)械相比，履帶運輸車出售可帶載實現(xiàn)行走與轉(zhuǎn)向動作；同時，在工程機(jī)械通常采用的差速轉(zhuǎn)向、單邊制動、原地回轉(zhuǎn)這3種轉(zhuǎn)向模式下，運輸車因采用兩點式變量馬達(dá)，轉(zhuǎn)向工況將因兩側(cè)馬達(dá)排量的不同而細(xì)分為更多種工況，使轉(zhuǎn)向過程更加復(fù)雜化。

履帶運輸車轉(zhuǎn)向過程理論分析 　　1 轉(zhuǎn)向過程受力分析

　　為便于分析做如下假設(shè)：(1)車輛在均勻平地上低速行駛，忽略重合。

　　2 液壓系統(tǒng)模型

　　利用傳遞函數(shù)法建立泵控馬達(dá)閉式液壓系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型。③運輸車的動力傳動系統(tǒng)應(yīng)有利于提高運輸機(jī)的牽引力、承載能力、運輸效率及燃油經(jīng)濟(jì)性。外側(cè)閉式液壓系統(tǒng)高、低壓管路的相對壓力(即系統(tǒng)有效工作壓力，下文簡稱系統(tǒng)工作壓差)誤差較小，除個別點外，相對誤差均在10％以內(nèi)；內(nèi)側(cè)的系統(tǒng)工作壓差經(jīng)歷了由負(fù)變正的過程，說明內(nèi)側(cè)液壓系統(tǒng)馬達(dá)經(jīng)歷了泵工況后又變回馬達(dá)工況，雖然內(nèi)側(cè)系統(tǒng)的結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)相對誤差較大，但是誤差并不大。

履帶運輸車出售轉(zhuǎn)向過程理論分析 　　手柄開度為0時，內(nèi)側(cè)系統(tǒng)結(jié)果較試驗數(shù)據(jù)存在較大相對誤差，是因為內(nèi)外側(cè)履帶實際的滑移是以滑移率與理論轉(zhuǎn)速乘積的形式體現(xiàn)，而內(nèi)側(cè)履帶理論轉(zhuǎn)速為零，內(nèi)側(cè)履帶實際滑移速度未被考慮而致；手柄開度在50％附近時與試驗結(jié)果的誤差較大是由于該階段內(nèi)側(cè)液壓系統(tǒng)正處于高低油路互換的過程，因補(bǔ)油壓力波動、地面擾動及測量噪聲等因素的存在，使在該手柄開度附近的系統(tǒng)工作壓差產(chǎn)生波動。由于零件的加工、裝配和調(diào)試對新機(jī)件的影響，摩擦面粗糙，表面接觸面積小，表面壓力不均勻。外側(cè)系統(tǒng)工作壓差對整車液壓性能影響較大，因此較小的外側(cè)系統(tǒng)相對誤差，能夠確保模型更接近實際系統(tǒng)。發(fā)動機(jī)扭矩的試驗數(shù)據(jù)與結(jié)果(表3)除80％手柄開度時，相對誤差均在6％以內(nèi)，總的來說模型合理而可信。