履帶車輛液壓懸架互聯(lián)模式及溫度變化研究

0引言

現(xiàn)代履帶車輛'特別是高速履帶車輛對(duì)機(jī)動(dòng)性的要求在不斷提高,懸架裝置的減振性能研究也在不斷深入。懸架系統(tǒng)的研究主要集中在被動(dòng)懸架、主動(dòng)懸架和半主動(dòng)懸架三個(gè)方面。在被動(dòng)懸架方面,滕緋虎^[1]對(duì)扭桿懸架進(jìn)行優(yōu)化,設(shè)計(jì)了新型的懸架結(jié)構(gòu),并研究了新型懸架裝置對(duì)扭桿彈簧壽命的影響;嚴(yán)京璽等^[2]研究了扭桿式履帶車輛懸架的非線性隨機(jī)最優(yōu)控制。在主動(dòng)懸架方面,汪若塵等^[3]設(shè)計(jì)了饋能式機(jī)電主動(dòng)懸架,但不宜應(yīng)用在大噸位履帶車輛上; Wang等^[4]提出了適用于高速履帶式車輛的千瓦級(jí)高功率密度機(jī)—電—液懸架系統(tǒng);Meng等^[5]提出了一種基于擴(kuò)展高增益觀測(cè)器(EHGO)的新型車輛主動(dòng)懸架控制方法。在半主動(dòng)懸架方面,Wang等^[6]采用改進(jìn)的 MSCTS算法針對(duì)半主動(dòng)懸架履帶車輛,提出了一種新的智能最優(yōu)控制策略;Han等^[7]提出一種半主動(dòng)自適應(yīng)混合控制策略,提高了懸架系統(tǒng)對(duì)不同行駛工況的適應(yīng)性;Amir Khajepour等^[8]為了提高履帶車輛的平順性并降低武器振動(dòng),提出了一種履帶車輛半主動(dòng)懸架系統(tǒng)的協(xié)調(diào)控制策略;W. G. Ata等^[9]從理論上研究了一種磁流變履帶車輛懸架半主動(dòng)控制方法。液壓互聯(lián)懸架(Hydraulically Interconnected Suspension，HIS)是一種被動(dòng)油氣懸架，利用液壓油實(shí)現(xiàn)了各車輪的動(dòng)力學(xué)互聯(lián)。Qin等[10]提出了一種新型多缸液壓氣動(dòng)懸架系統(tǒng)用于公路軌道車輛的履帶式底盤,增強(qiáng)了車輛行駛性能。液壓互聯(lián)懸架相較于扭桿彈簧懸架,可以有效降低由路面不平所引起的車身及駕駛室振動(dòng),增強(qiáng)減振性能,并提高乘坐舒適性,同主動(dòng)、半主動(dòng)懸架相比,具有結(jié)構(gòu)簡單、故障率低、功耗小、維修和維護(hù)成本低等優(yōu)點(diǎn),但國內(nèi)外學(xué)者對(duì)于履帶車輛液壓互聯(lián)懸架的研究較少。鑒于此,本文提出將懸架系統(tǒng)中的葉片式減振器通過油管進(jìn)行互聯(lián),確定互聯(lián)模式,并闡述互聯(lián)懸架的工作原理及減振器互聯(lián)的降溫原理;搭建機(jī)械—液壓聯(lián)合仿真系統(tǒng),對(duì)比獨(dú)立懸架進(jìn)行行駛平順性及溫度仿真分析。

1 互聯(lián)懸架動(dòng)力學(xué)模型

1.1減振器互聯(lián)模式

高速履帶車輛一般僅在車首、第二懸架以及車尾懸架上安裝減振器,以最大化車輛角阻尼,抑制車輛的俯仰振動(dòng)。本文考慮到履帶車輛幾乎不發(fā)生側(cè)傾事故,因此只考慮俯仰工況,對(duì)同側(cè)葉片式減振器進(jìn)行互聯(lián)。通過油管將車身不同位置的葉片式減振器的同相位工作腔互聯(lián),同時(shí)在油管上安裝電磁閥,可根據(jù)工況進(jìn)行開關(guān)以實(shí)現(xiàn)獨(dú)立或互聯(lián)工作。

當(dāng)獨(dú)立懸架式履帶車輛發(fā)生振動(dòng)時(shí),減振器內(nèi)的葉片會(huì)發(fā)生旋轉(zhuǎn),若葉片順時(shí)針旋轉(zhuǎn),Ⅱ腔由于受到葉片擠壓為高壓腔,而I腔為低壓腔,兩腔存在壓力差,此時(shí), Ⅱ腔中的液壓油經(jīng)由阻尼閥孔流入I腔。葉片逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)工作腔情況相反,但原理不變。液壓油與阻尼閥孔之間的節(jié)流作用和油液分子內(nèi)部的摩擦形成了阻尼力矩,可抑制振動(dòng)。獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)形式簡圖如圖1所示。

減振器互聯(lián)未改變減振器的內(nèi)部結(jié)構(gòu),也未改變彈性元件的安裝方式及力學(xué)特性,結(jié)構(gòu)簡單、安裝方便,三種互聯(lián)模式如圖2所示。

1.2 互聯(lián)懸架工作原理

當(dāng)葉片2順時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí),兩個(gè)扇形區(qū)域較小的工作腔為高壓腔6,而兩個(gè)扇形區(qū)域較大的工作腔為低壓腔8。在此情況下,液壓油從高壓腔6經(jīng)由阻尼閥孔5流入低壓腔8,同時(shí),電磁閥2、4打開,液壓油通過I腔的互聯(lián)油管返回至低壓腔8,液壓油流動(dòng)情況如圖2黑色箭頭所示。當(dāng)葉片2逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí),工作腔情況相反。兩個(gè)扇形區(qū)域較大的工作腔為高壓腔8,而兩個(gè)扇形區(qū)域較小的工作腔為低壓腔6。在此情況下,液壓油從高壓腔8通過阻尼閥孔5流入低壓腔6,同時(shí),電磁閥1、3打開,液壓油通過Ⅱ腔的互聯(lián)油管返回到低壓腔6,液壓油流動(dòng)情況如圖2灰色箭頭所示。

1.3 互聯(lián)懸架力學(xué)模型

以半車為研究對(duì)象。彈性元件力學(xué)特性不變,而第1、2車輪上方的阻尼元件由于液壓連通,可等效為位于第1、2懸架之間的減振器,上端與車體固連,下端與第1、2車輪同時(shí)鉸接,其物理模型如圖3所示。

其數(shù)學(xué)模型為:

式中:m為第二懸架支承車體的等效質(zhì)量;Z“為車體振動(dòng)加速度;F_k為彈性力;F_c為阻尼力,可表示為F_c=cv₁+cv₂,其中,c為減振器等效線性阻尼系數(shù),v₁、v₂為第1、2懸架垂向運(yùn)動(dòng)速度,當(dāng)車輪隨著地面起伏時(shí),其相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度為第1、2懸架相對(duì)速度的平均值。

從物理模型上看,液壓油管充當(dāng)平衡拉桿,懸架系統(tǒng)具有平衡懸架的特性,相當(dāng)于降低了路面高程變化率。同時(shí),由于減振器互聯(lián)不改變彈性元件的安裝方式及力學(xué)特性,避免了傳統(tǒng)懸架存在的行程小、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、笨重等問題。因此,與獨(dú)立懸架相比,減振器互聯(lián)具有其部分優(yōu)點(diǎn),但無其缺點(diǎn)。

1.4減振器互聯(lián)降溫原理分析

當(dāng)減振器互聯(lián)后,如果存在壓力差,部分液壓油將在兩減振器內(nèi)流動(dòng),平衡兩減振器壓力,表現(xiàn)出減振器串聯(lián)工作特性。這種互聯(lián)有助于降低減振器的溫度,過濾路面不平造成的影響。

懸架之間的運(yùn)動(dòng)關(guān)系主要分以下兩類:

1)兩者同向運(yùn)動(dòng):此時(shí)兩減振器均處于壓縮或拉伸行程。如果獨(dú)立工作,則兩個(gè)減振器合力為F=cv₁+cv₂,共產(chǎn)生的熱量為Q=c(v₁²+v₂²)。如果互聯(lián),由于壓力差,兩個(gè)減振器阻尼力及產(chǎn)生的熱量將重新分配,但減振器合力與產(chǎn)生的總熱量基本不變。

2)兩者反向運(yùn)動(dòng):如果兩者獨(dú)立,則兩個(gè)減振器的合力F=cv₁-cv₂,產(chǎn)生的熱量仍為Q=c(v₁²+v₂²)。如果互聯(lián),則因流量互相補(bǔ)償,兩個(gè)減振器合力變化不大,但產(chǎn)生的熱量大幅降低。以v₁=v₂這個(gè)特例為例,如果獨(dú)立,則兩個(gè)減振器產(chǎn)生的合力為0,而產(chǎn)生的熱量為Q=2v₁²;如果互聯(lián),由于流量恰好互相補(bǔ)償,兩個(gè)減振器均不輸出阻尼力,合力為0,產(chǎn)生的熱量也為0。在這種情況下,互聯(lián)產(chǎn)生的熱量減少了,但由于力的效果相同,因而平順性相同。除均衡熱量外,互聯(lián)懸架還具有降低減振器不當(dāng)功耗的作用,即產(chǎn)生的總熱量減小了。

2履帶車輛整車多體動(dòng)力學(xué)模型

2.1目標(biāo)函數(shù)

采用基于廣義笛卡兒坐標(biāo)系的第一類拉格朗日方程建立履帶車輛多體動(dòng)力學(xué)模型,模型中任一部件廣義坐標(biāo)可表示為:

式中:x、y、z為笛卡兒坐標(biāo)系下的部件質(zhì)心坐標(biāo);ψ、θ、φ為質(zhì)心坐標(biāo)歐拉角。

系統(tǒng)廣義坐標(biāo)矩陣為:

式中:n為剛體個(gè)數(shù)。

系統(tǒng)的約束矩陣方程可表示為:

式中:φ_q (p,t)為除去履帶板的車體空間運(yùn)動(dòng)自由度。

則動(dòng)力學(xué)模型的歐拉-拉格朗日方程組為:

式中:M為模型部件質(zhì)量矩陣;φ_P^T為雅克比矩陣,由式(4)微分得到;φ_P為約束矩陣;P“為加速度矢量;λ為拉格朗日乘子;Q^A為廣義外力矩陣;η為加速度約束方程的右項(xiàng)。

2.2 行動(dòng)系統(tǒng)模型

整車動(dòng)力學(xué)模型的建立分為車輛行動(dòng)系統(tǒng)以及車身,行動(dòng)系統(tǒng)可通過RecurDyn中的Track/HM模塊建立模型。在保證質(zhì)心位置等關(guān)鍵參數(shù)不變的條件下,對(duì)所選的某型履帶車模型進(jìn)行簡化。簡化后的行動(dòng)系統(tǒng)包括6對(duì)負(fù)重輪、3對(duì)托帶輪、1對(duì)主動(dòng)輪、1對(duì)誘導(dǎo)輪和1對(duì)張緊裝置。履帶子系統(tǒng)采用雙銷式履帶和雙輪緣負(fù)重輪結(jié)構(gòu)。主動(dòng)輪采用后置方式,齒數(shù)為10。

2.2.1主動(dòng)輪模型

在RecurDyn中,主動(dòng)輪、負(fù)重輪與拖帶輪的建模方法相同,在此只對(duì)主動(dòng)輪的建模進(jìn)行介紹。主動(dòng)輪的作用是在驅(qū)動(dòng)工況下將由發(fā)動(dòng)機(jī)通過傳動(dòng)裝置傳遞到主動(dòng)輪上的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換成履帶的驅(qū)動(dòng)力,在制動(dòng)工況下將制動(dòng)器傳遞過來的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)變?yōu)槁膸У闹苿?dòng)力。主動(dòng)輪的齒面形狀對(duì)履帶車輛仿真具有重要影響,齒面形狀的基本參數(shù)參考所選履帶車輛的真實(shí)數(shù)據(jù),而精確的齒形則需要根據(jù)對(duì)實(shí)體模型進(jìn)行分析得出的齒形剖面文件進(jìn)行定義,主動(dòng)輪結(jié)構(gòu)及漸開線齒形如圖4、圖5所示。

2.2.2履帶子系統(tǒng)

在仿真過程中需要考慮履帶的接觸碰撞、摩擦等多個(gè)因素。履帶環(huán)是由連接銷將履帶板連接在一起形成的,與各個(gè)輪共同組成履帶環(huán)系統(tǒng)。本文中使用的是雙銷掛膠履帶,每塊履帶板上有兩個(gè)掛膠履帶銷孔,相鄰的履帶板之間通過履帶銷和端聯(lián)器進(jìn)行連接。雙銷履帶板的基本結(jié)構(gòu)如圖6所示。

2.3 路面模型

在RecurDyn中,有兩種方法可以生成三維路面模型。一種方法是利用樣條曲線在路面模塊中自動(dòng)生成路面模型'另一種方法是通過讀取RDF (Road Data File)文件來直接生成路面模型。選擇通過讀取 RDF文件生成仿真路面,該路面模型可以反映履帶與地面之間的接觸力,而且兩側(cè)履帶所經(jīng)過的路面也可以具有獨(dú)立的不平度。RDF文件根據(jù)某試驗(yàn)場(chǎng)所采集的路面不平度數(shù)據(jù)進(jìn)行編譯。履帶車輛在試驗(yàn)場(chǎng)跑道上的仿真效果圖如圖7所示。

3聯(lián)合仿真分析

利用RecurDyn的Track/HM模塊以及整車參數(shù)建立了履帶車多體動(dòng)力學(xué)模型;利用AMESim中的機(jī)械庫、熱庫、熱液壓庫等搭建液壓互聯(lián)懸架模型,如圖8所示。

為研究減振器不同互聯(lián)形式對(duì)行駛平順性和減振器溫升的影響,分別對(duì)采用獨(dú)立懸架以及模式一、二、三的液壓互聯(lián)懸架的某履帶車輛進(jìn)行了整車平順性聯(lián)合仿真試驗(yàn)研究。

3.1 平順性仿真分析

根據(jù)GJB 59.15—1988《裝甲車輛試驗(yàn)規(guī)程 野外振動(dòng)試驗(yàn)》的評(píng)價(jià)方法和相關(guān)要求,對(duì)履帶車輛進(jìn)行模擬試驗(yàn),通過試驗(yàn)獲得車身質(zhì)心垂向振動(dòng)加速度和車身俯仰角的性能曲線。履帶車輛的行駛速度是在RecurDyn軟件的履帶子系統(tǒng)中利用STEP函數(shù)對(duì)主 動(dòng)輪施加STEP(TIME,1,0,6,(V_angle)*1d)的旋轉(zhuǎn)角速度,如圖9所示。

為了對(duì)比懸架結(jié)構(gòu)形式對(duì)車輛性能的影響,兩個(gè)仿真采用相同的路面和行駛速度。在0~1 s內(nèi)施加的旋轉(zhuǎn)角速度為0,在這個(gè)時(shí)間段內(nèi)在液壓減振器初始?jí)毫Φ淖饔孟?車身會(huì)產(chǎn)生垂向振動(dòng)并逐漸衰減;而后在1~6 s內(nèi)旋轉(zhuǎn)角速度逐漸增大,到6 s時(shí)達(dá)到最大 ,并維持此速度不變。整個(gè)仿真過程歷時(shí)16 s ,仿真 結(jié)果如圖10所示。

基于圖10并計(jì)算車身俯仰角均方根值可得:
1)模式一:車身俯仰角最大值降低了1.97% ,俯 仰角均方根值降低了0.28%。
2)模式二:車身俯仰角最大值降低了6.83% ,俯 仰角均方根值降低了1.65%。
3)模式三:車身俯仰角最大值降低了2.81% ,俯 仰角均方根值降低了0.91%。
綜上所述 ,模式二減振性能最優(yōu)

3.2減振器溫度變化

仿真時(shí)間設(shè)為250 s,減振器獨(dú)立與互聯(lián)工作時(shí),第1、2、6軸減振器內(nèi)外壁溫度如圖11~13所示。當(dāng)履帶車輛在非鋪裝路面上行駛時(shí),第1軸減振器首先受到較大的振動(dòng)沖擊,會(huì)導(dǎo)致減振器頻繁地進(jìn)行調(diào)節(jié)和工作,而第2、6軸減振器相較于第1軸減振器所受沖擊較小,因此第1軸減振器液壓油溫度高于第2、6軸。減振器內(nèi)外壁溫度差距較大的原因主要源于仿真過程考慮了風(fēng)速對(duì)減振器外壁的影響,在行駛過程中減振器外壁受到風(fēng)速影響散熱更快,導(dǎo)致外壁溫度較低。

仿真結(jié)果表明,減振器互聯(lián)可平均減振器內(nèi)外壁溫度,未互聯(lián)的減振器溫度幾乎無變化。

1)模式一:第1軸減振器內(nèi)外壁溫度降低10.53、1.91℃ ,降幅為33.81%、8.67%;第2軸減振器內(nèi)外壁溫度降低7.87、1.60℃ ,降幅為27.63%、7.37%。

2)模式二:第1軸減振器內(nèi)外壁溫度降低9.95、1.79℃ ,降幅為31.94%、8.14%;第6軸減振器內(nèi)外壁溫度降低4.32、0.91℃ ,降幅為16.92%、4.30%。

3)模式三:第2軸減振器內(nèi)外壁溫度降低7.67、1.56℃ ,降幅為26.93%、7.20%;第6軸減振器內(nèi)外壁溫度降低4.70、0.99℃ ,降幅為18.42%、4.67%。

4結(jié)論

本文以履帶車輛液壓互聯(lián)懸架為研究對(duì)象,建立了液壓互聯(lián)懸架的機(jī)—液—熱仿真模型和履帶車整車模型,與獨(dú)立懸架式履帶車輛在試驗(yàn)場(chǎng)路面下進(jìn)

行平順性對(duì)比分析,得出以下結(jié)論:

1)三種模式的液壓互聯(lián)懸架降低了車身俯仰角最大值,降幅分別為1.97%、6.83%、2.81%,其中模式二減振性能最優(yōu)。

2)減振器互聯(lián)可平均液壓油的溫度,隨著溫度降低液壓油粘度上升,懸架系統(tǒng)的減振性能提高。

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2024年第19期第8篇