孫 偉，馬 兵，馬 瑾,趙 耀

(裝甲兵工程學(xué)院，北京100072)

懸掛裝置在履帶車輛改裝中的可靠性分析

孫 偉，馬 兵，馬 瑾,趙 耀

(裝甲兵工程學(xué)院，北京100072)

為提高機(jī)動(dòng)性能，履帶車輛的改裝主要集中在動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)，但機(jī)動(dòng)性能的提高對(duì)懸掛裝置的強(qiáng)度與疲勞壽命也提出了更高的要求。通過分析動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)改裝對(duì)于懸掛裝置的影響，提出增加扭力軸剛度的方案，通過有限元分析軟件MSC.Patran建立懸掛裝置的模型，對(duì)其在平衡肘靜平衡位置以及最大行程位置時(shí)各主要零件的應(yīng)力狀態(tài)和強(qiáng)度進(jìn)行仿真分析，并完成實(shí)車試驗(yàn)，驗(yàn)證了方案的可行性。

振動(dòng)與波；懸掛裝置；平衡肘；仿真分析；驗(yàn)證試驗(yàn)

受基型車底盤布局的約束，改裝車輛的總體布置方案基本保持不變。在此前提下，重點(diǎn)是增大發(fā)動(dòng)機(jī)的功率，以獲取更好的機(jī)動(dòng)性能。然而，雖然機(jī)動(dòng)性能與動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)有關(guān)，但車輛行駛的平均速度及越野通過性，很大程度上取決于懸掛裝置的好壞。因此，本文將首先分析改裝方案對(duì)于懸掛系統(tǒng)的影響。

整車的改裝，使車輛的戰(zhàn)斗全重增加了1 t，重心位置也發(fā)生了改變，改裝前后車輛的重心坐標(biāo)如表1所示。

由上表可以看出，與原車相比，改裝后車輛的重心位置縱向前移64 mm，橫向與垂向偏移不大，可以忽略不計(jì)。由于原車重心位置左右基本對(duì)稱，改裝后的仍默認(rèn)車輛左右負(fù)重輪均勻受載?？v向位移是影響車輛機(jī)動(dòng)性的重要因素，重心位置前移，車體必然發(fā)生縱傾，對(duì)車輛的懸掛裝置將造成較大的影響。

表1 改裝前后的重心坐標(biāo)位置

車體的縱向傾角θ滿足

式中mx為車輛懸置質(zhì)量，約為車重的85%；Xi為第i個(gè)負(fù)重輪中心距重心位置坐標(biāo)；Cjx為靜置懸掛剛度；n為每側(cè)負(fù)重輪的數(shù)量。

靜平衡位置時(shí)，Cjx可近似由下式計(jì)算

式中d為扭力軸工作截面直徑；G為剪切彈性模量；LT為扭力軸有效工作長(zhǎng)度；a為平衡肘長(zhǎng)度。

在此，d=0.052 m，G=8.1×1010Pa，LT=1.944 m，a=0.25m，經(jīng)計(jì)算可得Cjx=4.780 5×105N/m。

改裝后車輛各負(fù)重輪中心相對(duì)于懸置重心坐標(biāo)Xi如表2所示。

表1-2 各負(fù)重輪坐標(biāo)

由式（1）可求得θ=-0.023°，即改裝后車體發(fā)生前傾。

2 改裝后懸掛裝置的匹配分析

改裝后車體前傾，抗點(diǎn)頭能力降低，對(duì)車輛行駛不利。為重新調(diào)平車體姿態(tài)，需在第一負(fù)重輪處采用大剛度扭力軸，其余扭力軸不變。扭力軸材料選45 CrNiMoVA，彈性模量定為206 GPa，泊松比為0.3；平衡肘材料選45 CrNi，彈性模量定為210 GPa，泊松比為0.3；支撐座材料選45CrNi，彈性模量定為210 GPa，泊松比為0.3。由于平均車速增加，車輛懸掛裝置承受的動(dòng)態(tài)載荷也將增加，第一扭力軸處將承受比其它扭力軸更大的沖擊載荷，這對(duì)車輛行駛的耐久性和可靠性將產(chǎn)生影響。因此，需要重點(diǎn)對(duì)第一負(fù)重輪處進(jìn)行強(qiáng)度分析。

在對(duì)車輛懸掛裝置進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真及疲勞壽命計(jì)算時(shí)，數(shù)據(jù)測(cè)量所得的應(yīng)力應(yīng)變并非零件處于初始狀態(tài)的值。零件實(shí)際承受的載荷，是實(shí)測(cè)的懸掛裝置載荷譜與零件處于靜態(tài)平衡位置時(shí)的載荷之和。由于這種載荷的疊加，零件在靜平衡位置最大應(yīng)力點(diǎn)，即成為危險(xiǎn)點(diǎn)，是零件疲勞裂紋形成、擴(kuò)展直至失效的起始點(diǎn)。

本文將以第一負(fù)重輪處的三個(gè)主要受力部件扭力軸、平衡肘和平衡肘支座為研究對(duì)象，首先分析靜平衡狀態(tài)時(shí)各零件的受力情況，并確定危險(xiǎn)點(diǎn)位置及應(yīng)力狀態(tài)；其次計(jì)算平衡肘處于最大行程位置時(shí)這三個(gè)部件的受力狀態(tài)，并對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度校核。對(duì)于靜平衡狀態(tài)的計(jì)算，根據(jù)車輛重心位置確定負(fù)重輪承受載荷，利用平衡肘有限元模型得出其受力狀態(tài)和危險(xiǎn)點(diǎn)位置，同時(shí)可以算出扭力軸所承受的扭矩和支承座所承受的載荷，分析扭力軸和平衡肘受力狀態(tài)，確定危險(xiǎn)點(diǎn)位置。對(duì)于最大行程狀態(tài)的計(jì)算，將α0角輸入扭力軸有限元模型，通過計(jì)算確定扭力軸扭矩，然后將扭矩輸入到平衡肘有限元模型，通過仿真得到負(fù)重輪軸所承受載荷，該載荷通過軸承作用到支撐座的軸承外圈，得到平衡肘支座的受力狀態(tài)。

3 懸掛裝置主要零件建模及分析

根據(jù)上文的分析，建立平衡肘與車體的相對(duì)位置圖，如圖1。車輛處于靜平衡狀態(tài)時(shí)平衡肘相對(duì)于自由狀態(tài)轉(zhuǎn)過的角度為α0=15.8°，平衡肘的靜置安裝角為β=45°；平衡肘的最大轉(zhuǎn)角為αmax=58.6°，即為車輛在動(dòng)態(tài)運(yùn)行過程中的最大載荷工況。

圖1 平衡肘位置狀態(tài)簡(jiǎn)圖

根據(jù)改裝方案，利用PROE軟件，對(duì)扭力軸、平衡肘和平衡肘支座進(jìn)行三維建模，如圖2。

圖2 懸掛裝置典型零件三維模型

3.1 靜平衡位置應(yīng)力狀態(tài)分析

依據(jù)改裝后車輛全重并減去行動(dòng)部分重量，考慮重心位置，得出第一負(fù)重輪處承受的載荷為36 260 N。前文中假設(shè)兩側(cè)負(fù)重輪軸均勻承載，各承受18 130 N的集中載荷。建立三維模型時(shí)，對(duì)平衡肘進(jìn)行必要的簡(jiǎn)化處理，刪除其與扭力軸接合處的花鍵，對(duì)與車體相支撐的滾針軸承處、與扭力軸的花鍵接合處、與負(fù)重輪的軸承支撐處采用多點(diǎn)約束（MPC）方法施加集中載荷，如圖3。

圖3 平衡肘有限元模型及MPC

將模型讀入后，利用Von M ises進(jìn)行應(yīng)力求解，有仿真結(jié)果可知，最大應(yīng)力發(fā)生在平衡肘與負(fù)重輪軸結(jié)合處881 950節(jié)點(diǎn)，為184 MPa。

對(duì)于扭力軸和平衡肘支座，其分析方法與平衡肘相同，有限元模型如圖4。

圖4 扭桿和平衡肘支座有限元模型

根據(jù)平衡肘的載荷情況，得出扭力軸所承受的扭矩為7 250 N·m。利用MPC方法對(duì)承載端施加集中載荷，采用最大切應(yīng)力準(zhǔn)則求解，最大應(yīng)力發(fā)生在扭力軸通長(zhǎng)區(qū)域，為272 MPa。

平衡肘支座固定在側(cè)甲板上，端部通過軸承對(duì)扭力軸和平衡肘起到支撐作用，承受徑向力。用位移約束固定端，將平衡肘支架承受的載荷以total load的方式加載到軸承座上半表面，利用MSC.Natran進(jìn)行解算，得到Von M ises應(yīng)力狀態(tài)云圖。最大應(yīng)力發(fā)生在平衡肘支座外側(cè)下邊緣75 915節(jié)點(diǎn)處，為177 MPa。外側(cè)上邊緣應(yīng)力也較大，為156 MPa。

3.2 最大行程位置強(qiáng)度仿真分析

車輛行駛在惡略工況時(shí)，平衡肘和扭力軸將承受較大扭矩，極限情況下扭力軸達(dá)到最大扭轉(zhuǎn)角。利用前文提到的方法，將其輸入MSC.Patran/Natran中，對(duì)扭力軸的受力狀態(tài)進(jìn)行仿真分析。

扭力軸的最大扭轉(zhuǎn)角為53°，此時(shí)扭力軸承受的最大扭矩為26 660 N·m。在加載端以角位移的形式施加到MPC約束的獨(dú)立節(jié)點(diǎn)，同時(shí)對(duì)三個(gè)方向的線位移進(jìn)行限制，利用MSC.Natran進(jìn)行解算，得到Von M ises應(yīng)力狀態(tài)云圖。最大應(yīng)力發(fā)生在扭力軸通長(zhǎng)區(qū)域，為1 000 MPa。

由于扭力軸采用強(qiáng)扭處理，使得其實(shí)際承受的剪切應(yīng)力小于仿真計(jì)算結(jié)果。因此，扭力軸強(qiáng)度滿足使用要求。

當(dāng)平衡肘達(dá)到最大行程位置時(shí)，扭力軸承受最大扭矩26 660 N·m，由此可以得到平衡肘負(fù)重輪軸所承受的載荷，將位移約束和載荷條件輸入到獨(dú)立節(jié)點(diǎn)處，并輸入到MSC.Patran中，利用MSC.Natran進(jìn)行解算，得到Von M ises應(yīng)力狀態(tài)云圖。由仿真結(jié)果可知，最大應(yīng)力發(fā)生在負(fù)重輪軸根部，為543 MPa。

平衡肘采用45CrNi合金鋼，σ0.2=640 MPa，σb= 785 MPa。因此在承受最大載荷時(shí)，其強(qiáng)度滿足使用要求。

根據(jù)上述仿真方法，可以得到平衡肘應(yīng)力狀態(tài)云圖。由仿真結(jié)果可知，最大應(yīng)力發(fā)生在平衡肘支架下邊緣處，為362 MPa；另外，支架上邊緣處應(yīng)力也較大，約320 MPa。

平衡肘支座同樣采用45 CrNi合金鋼，因此在承受平衡肘傳來最大載荷時(shí)，其強(qiáng)度滿足使用要求。

4 實(shí)車試驗(yàn)

在懸掛系統(tǒng)的實(shí)車試驗(yàn)中，僅對(duì)第一扭力軸上的載荷進(jìn)行測(cè)試。測(cè)試前，首先對(duì)扭矩傳感器進(jìn)行標(biāo)定，圖5為標(biāo)定原理圖。

測(cè)試系統(tǒng)在實(shí)車上安裝后開始測(cè)定，采樣頻率設(shè)定為2 000 Hz。實(shí)車行駛時(shí)間為10 min，行駛距離約為3 Km。

圖5 傳感器標(biāo)定原理圖

第一扭力軸上的載荷－時(shí)間歷程如圖6，其最大扭矩時(shí)的局部細(xì)節(jié)如圖7。

圖6 第1扭力軸上的載荷－時(shí)間歷程

圖7 第1扭力軸上的載荷－時(shí)間歷程局部細(xì)節(jié)

從圖中可以得到在測(cè)試過程中扭力軸上所承受扭矩的最大值為18 748 N·m，加上靜平衡狀態(tài)扭力軸所受的扭矩7 250 N·m，得到此時(shí)扭力軸所承受的最大扭矩為25 998 N·m，滿足強(qiáng)度要求。

5 結(jié)語

扭桿懸掛依然是履帶車輛采用最多的懸掛方式，高機(jī)動(dòng)性能的要求使得研究新的高強(qiáng)度材料和加工技術(shù)成為當(dāng)今的熱門課題。本文提出增加扭力軸剛度以增強(qiáng)懸掛裝置可靠性的方案，建立了懸掛裝置的靜力學(xué)模型和有限元計(jì)算模型，有效準(zhǔn)確的分析了各主要部件的應(yīng)力狀態(tài)和疲勞強(qiáng)度，并通過實(shí)車試驗(yàn)對(duì)扭力軸的載荷時(shí)間歷程進(jìn)行分析，進(jìn)一步論證了改裝方案的可行性。這一研究方法，對(duì)于新型材料在高速機(jī)動(dòng)履帶車輛改裝過程中的可靠性論證奠定了實(shí)踐基礎(chǔ)，對(duì)于懸掛系統(tǒng)故障分析也有著實(shí)用意義，為懸掛系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)與改進(jìn)提供了依據(jù)。

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Reliability Analysis of Suspension Device in the Refit of a Tracked Vehicle

SUN Wei,MA Bing,MA Jin,ZHAO Yao

(Academy ofArmored Force Engineering,Beijing 100072,China)

To improve the flexibility performance of tracked vehicles,lots of jobs have been done in the refit of driveline.Therefore,tough risks are transferred to the strength and fatigue life of the suspension device.Through analyzing the effect of driveline refit on the performance of the suspension device,a scheme of enhancing the stiffness of the torsional shaft is proposed.By using the MSC.Patran/Nastran software,model of the suspension device is constructed.Via the simulation of the stress state and fatigue strength of the main suspension parts at the static equilibrium position and the maximum stroke position of the equilibrium elbow,and the performance testing on actual roads,the reliability of the scheme is verified.

vibration and wave;suspension device;equilibrium elbow;simulation analysis;verification test

1006-1355(2014)04-0165-04

10.3969/j.issn.1006-1335.2014.04.036

隨著軍事需求的轉(zhuǎn)變和高新技術(shù)的應(yīng)用，裝甲裝備的造價(jià)日趨昂貴，各國(guó)在重視發(fā)展新裝備的同時(shí)，把改裝老舊裝備作為不斷提高武器裝備性能、實(shí)現(xiàn)裝備體系現(xiàn)代化的一條重要途徑。

就我國(guó)目前裝備的特點(diǎn)來說，舊式裝備在主要武器及火控系統(tǒng)、動(dòng)力傳動(dòng)及其控制系統(tǒng)等方面與新式裝備差距較大；因此，改裝設(shè)計(jì)方案通常是從這兩方面著手，以提高車輛的整體性能。本文從某型履帶裝甲車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的改裝入手，提出改裝中可能出現(xiàn)的懸掛裝置匹配問題及解決辦法，并對(duì)此進(jìn)行計(jì)算和仿真分析，確定改裝后懸掛裝置可靠性，進(jìn)而判斷改裝方案的可行性。

1 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)改裝方案分析

2014-02-08

軍隊(duì)科研計(jì)劃項(xiàng)目

孫 偉（1969-），男，副教授，博士。研究方向：軍用車輛系統(tǒng)論證、仿真與評(píng)估技術(shù)。

E-mail:masonaafe@126.com