履带车辆液压悬架互联模式及温度变化研究

0引言

现代履带车辆'特别是高速履带车辆对机动性的要求在不断提高,悬架装置的减振性能研究也在不断深入。悬架系统的研究主要集中在被动悬架、主动悬架和半主动悬架三个方面。在被动悬架方面,滕绯虎^[1]对扭杆悬架进行优化,设计了新型的悬架结构,并研究了新型悬架装置对扭杆弹簧寿命的影响;严京玺等^[2]研究了扭杆式履带车辆悬架的非线性随机最优控制。在主动悬架方面,汪若尘等^[3]设计了馈能式机电主动悬架,但不宜应用在大吨位履带车辆上; Wang等^[4]提出了适用于高速履带式车辆的千瓦级高功率密度机—电—液悬架系统;Meng等^[5]提出了一种基于扩展高增益观测器(EHGO)的新型车辆主动悬架控制方法。在半主动悬架方面,Wang等^[6]采用改进的 MSCTS算法针对半主动悬架履带车辆,提出了一种新的智能最优控制策略;Han等^[7]提出一种半主动自适应混合控制策略,提高了悬架系统对不同行驶工况的适应性;Amir Khajepour等^[8]为了提高履带车辆的平顺性并降低武器振动,提出了一种履带车辆半主动悬架系统的协调控制策略;W. G. Ata等^[9]从理论上研究了一种磁流变履带车辆悬架半主动控制方法。液压互联悬架(Hydraulically Interconnected Suspension，HIS)是一种被动油气悬架，利用液压油实现了各车轮的动力学互联。Qin等[10]提出了一种新型多缸液压气动悬架系统用于公路轨道车辆的履带式底盘,增强了车辆行驶性能。液压互联悬架相较于扭杆弹簧悬架,可以有效降低由路面不平所引起的车身及驾驶室振动,增强减振性能,并提高乘坐舒适性,同主动、半主动悬架相比,具有结构简单、故障率低、功耗小、维修和维护成本低等优点,但国内外学者对于履带车辆液压互联悬架的研究较少。鉴于此,本文提出将悬架系统中的叶片式减振器通过油管进行互联,确定互联模式,并阐述互联悬架的工作原理及减振器互联的降温原理;搭建机械—液压联合仿真系统,对比独立悬架进行行驶平顺性及温度仿真分析。

1 互联悬架动力学模型

1.1减振器互联模式

高速履带车辆一般仅在车首、第二悬架以及车尾悬架上安装减振器,以最大化车辆角阻尼,抑制车辆的俯仰振动。本文考虑到履带车辆几乎不发生侧倾事故,因此只考虑俯仰工况,对同侧叶片式减振器进行互联。通过油管将车身不同位置的叶片式减振器的同相位工作腔互联,同时在油管上安装电磁阀,可根据工况进行开关以实现独立或互联工作。

当独立悬架式履带车辆发生振动时,减振器内的叶片会发生旋转,若叶片顺时针旋转,Ⅱ腔由于受到叶片挤压为高压腔,而I腔为低压腔,两腔存在压力差,此时, Ⅱ腔中的液压油经由阻尼阀孔流入I腔。叶片逆时针旋转时工作腔情况相反,但原理不变。液压油与阻尼阀孔之间的节流作用和油液分子内部的摩擦形成了阻尼力矩,可抑制振动。独立悬架结构形式简图如图1所示。

减振器互联未改变减振器的内部结构,也未改变弹性元件的安装方式及力学特性,结构简单、安装方便,三种互联模式如图2所示。

1.2 互联悬架工作原理

当叶片2顺时针旋转时,两个扇形区域较小的工作腔为高压腔6,而两个扇形区域较大的工作腔为低压腔8。在此情况下,液压油从高压腔6经由阻尼阀孔5流入低压腔8,同时,电磁阀2、4打开,液压油通过I腔的互联油管返回至低压腔8,液压油流动情况如图2黑色箭头所示。当叶片2逆时针旋转时,工作腔情况相反。两个扇形区域较大的工作腔为高压腔8,而两个扇形区域较小的工作腔为低压腔6。在此情况下,液压油从高压腔8通过阻尼阀孔5流入低压腔6,同时,电磁阀1、3打开,液压油通过Ⅱ腔的互联油管返回到低压腔6,液压油流动情况如图2灰色箭头所示。

1.3 互联悬架力学模型

以半车为研究对象。弹性元件力学特性不变,而第1、2车轮上方的阻尼元件由于液压连通,可等效为位于第1、2悬架之间的减振器,上端与车体固连,下端与第1、2车轮同时铰接,其物理模型如图3所示。

其数学模型为:

式中:m为第二悬架支承车体的等效质量;Z“为车体振动加速度;F_k为弹性力;F_c为阻尼力,可表示为F_c=cv₁+cv₂,其中,c为减振器等效线性阻尼系数,v₁、v₂为第1、2悬架垂向运动速度,当车轮随着地面起伏时,其相对运动速度为第1、2悬架相对速度的平均值。

从物理模型上看,液压油管充当平衡拉杆,悬架系统具有平衡悬架的特性,相当于降低了路面高程变化率。同时,由于减振器互联不改变弹性元件的安装方式及力学特性,避免了传统悬架存在的行程小、结构复杂、笨重等问题。因此,与独立悬架相比,减振器互联具有其部分优点,但无其缺点。

1.4减振器互联降温原理分析

当减振器互联后,如果存在压力差,部分液压油将在两减振器内流动,平衡两减振器压力,表现出减振器串联工作特性。这种互联有助于降低减振器的温度,过滤路面不平造成的影响。

悬架之间的运动关系主要分以下两类:

1)两者同向运动:此时两减振器均处于压缩或拉伸行程。如果独立工作,则两个减振器合力为F=cv₁+cv₂,共产生的热量为Q=c(v₁²+v₂²)。如果互联,由于压力差,两个减振器阻尼力及产生的热量将重新分配,但减振器合力与产生的总热量基本不变。

2)两者反向运动:如果两者独立,则两个减振器的合力F=cv₁-cv₂,产生的热量仍为Q=c(v₁²+v₂²)。如果互联,则因流量互相补偿,两个减振器合力变化不大,但产生的热量大幅降低。以v₁=v₂这个特例为例,如果独立,则两个减振器产生的合力为0,而产生的热量为Q=2v₁²;如果互联,由于流量恰好互相补偿,两个减振器均不输出阻尼力,合力为0,产生的热量也为0。在这种情况下,互联产生的热量减少了,但由于力的效果相同,因而平顺性相同。除均衡热量外,互联悬架还具有降低减振器不当功耗的作用,即产生的总热量减小了。

2履带车辆整车多体动力学模型

2.1目标函数

采用基于广义笛卡儿坐标系的第一类拉格朗日方程建立履带车辆多体动力学模型,模型中任一部件广义坐标可表示为:

式中:x、y、z为笛卡儿坐标系下的部件质心坐标;ψ、θ、φ为质心坐标欧拉角。

系统广义坐标矩阵为:

式中:n为刚体个数。

系统的约束矩阵方程可表示为:

式中:φ_q (p,t)为除去履带板的车体空间运动自由度。

则动力学模型的欧拉-拉格朗日方程组为:

式中:M为模型部件质量矩阵;φ_P^T为雅克比矩阵,由式(4)微分得到;φ_P为约束矩阵;P“为加速度矢量;λ为拉格朗日乘子;Q^A为广义外力矩阵;η为加速度约束方程的右项。

2.2 行动系统模型

整车动力学模型的建立分为车辆行动系统以及车身,行动系统可通过RecurDyn中的Track/HM模块建立模型。在保证质心位置等关键参数不变的条件下,对所选的某型履带车模型进行简化。简化后的行动系统包括6对负重轮、3对托带轮、1对主动轮、1对诱导轮和1对张紧装置。履带子系统采用双销式履带和双轮缘负重轮结构。主动轮采用后置方式,齿数为10。

2.2.1主动轮模型

在RecurDyn中,主动轮、负重轮与拖带轮的建模方法相同,在此只对主动轮的建模进行介绍。主动轮的作用是在驱动工况下将由发动机通过传动装置传递到主动轮上的驱动转矩转换成履带的驱动力,在制动工况下将制动器传递过来的制动转矩转变为履带的制动力。主动轮的齿面形状对履带车辆仿真具有重要影响,齿面形状的基本参数参考所选履带车辆的真实数据,而精确的齿形则需要根据对实体模型进行分析得出的齿形剖面文件进行定义,主动轮结构及渐开线齿形如图4、图5所示。

2.2.2履带子系统

在仿真过程中需要考虑履带的接触碰撞、摩擦等多个因素。履带环是由连接销将履带板连接在一起形成的,与各个轮共同组成履带环系统。本文中使用的是双销挂胶履带,每块履带板上有两个挂胶履带销孔,相邻的履带板之间通过履带销和端联器进行连接。双销履带板的基本结构如图6所示。

2.3 路面模型

在RecurDyn中,有两种方法可以生成三维路面模型。一种方法是利用样条曲线在路面模块中自动生成路面模型'另一种方法是通过读取RDF (Road Data File)文件来直接生成路面模型。选择通过读取 RDF文件生成仿真路面,该路面模型可以反映履带与地面之间的接触力,而且两侧履带所经过的路面也可以具有独立的不平度。RDF文件根据某试验场所采集的路面不平度数据进行编译。履带车辆在试验场跑道上的仿真效果图如图7所示。

3联合仿真分析

利用RecurDyn的Track/HM模块以及整车参数建立了履带车多体动力学模型;利用AMESim中的机械库、热库、热液压库等搭建液压互联悬架模型,如图8所示。

为研究减振器不同互联形式对行驶平顺性和减振器温升的影响,分别对采用独立悬架以及模式一、二、三的液压互联悬架的某履带车辆进行了整车平顺性联合仿真试验研究。

3.1 平顺性仿真分析

根据GJB 59.15—1988《装甲车辆试验规程 野外振动试验》的评价方法和相关要求,对履带车辆进行模拟试验,通过试验获得车身质心垂向振动加速度和车身俯仰角的性能曲线。履带车辆的行驶速度是在RecurDyn软件的履带子系统中利用STEP函数对主 动轮施加STEP(TIME,1,0,6,(V_angle)*1d)的旋转角速度,如图9所示。

为了对比悬架结构形式对车辆性能的影响,两个仿真采用相同的路面和行驶速度。在0~1 s内施加的旋转角速度为0,在这个时间段内在液压减振器初始压力的作用下,车身会产生垂向振动并逐渐衰减;而后在1~6 s内旋转角速度逐渐增大,到6 s时达到最大 ,并维持此速度不变。整个仿真过程历时16 s ,仿真 结果如图10所示。

基于图10并计算车身俯仰角均方根值可得:
1)模式一:车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:车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:车身俯仰角最大值降低了2.81% ,俯 仰角均方根值降低了0.91%。
综上所述 ,模式二减振性能最优

3.2减振器温度变化

仿真时间设为250 s,减振器独立与互联工作时,第1、2、6轴减振器内外壁温度如图11~13所示。当履带车辆在非铺装路面上行驶时,第1轴减振器首先受到较大的振动冲击,会导致减振器频繁地进行调节和工作,而第2、6轴减振器相较于第1轴减振器所受冲击较小,因此第1轴减振器液压油温度高于第2、6轴。减振器内外壁温度差距较大的原因主要源于仿真过程考虑了风速对减振器外壁的影响,在行驶过程中减振器外壁受到风速影响散热更快,导致外壁温度较低。

仿真结果表明,减振器互联可平均减振器内外壁温度,未互联的减振器温度几乎无变化。

1)模式一:第1轴减振器内外壁温度降低10.53、1.91℃ ,降幅为33.81%、8.67%;第2轴减振器内外壁温度降低7.87、1.60℃ ,降幅为27.63%、7.37%。

2)模式二:第1轴减振器内外壁温度降低9.95、1.79℃ ,降幅为31.94%、8.14%;第6轴减振器内外壁温度降低4.32、0.91℃ ,降幅为16.92%、4.30%。

3)模式三:第2轴减振器内外壁温度降低7.67、1.56℃ ,降幅为26.93%、7.20%;第6轴减振器内外壁温度降低4.70、0.99℃ ,降幅为18.42%、4.67%。

4结论

本文以履带车辆液压互联悬架为研究对象,建立了液压互联悬架的机—液—热仿真模型和履带车整车模型,与独立悬架式履带车辆在试验场路面下进

行平顺性对比分析,得出以下结论:

1)三种模式的液压互联悬架降低了车身俯仰角最大值,降幅分别为1.97%、6.83%、2.81%,其中模式二减振性能最优。

2)减振器互联可平均液压油的温度,随着温度降低液压油粘度上升,悬架系统的减振性能提高。

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2024年第19期第8篇