韓壽松, 晁智強(qiáng), 劉相波, 李華瑩

(裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系, 北京 100072)

油氣懸架參數(shù)對履帶車輛脫輪故障的影響分析

韓壽松, 晁智強(qiáng), 劉相波, 李華瑩

(裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系, 北京 100072)

針對某型履帶車輛存在的履帶車輛脫輪問題，應(yīng)用RecurDyn和AMESim軟件構(gòu)建了履帶車輛整車動力學(xué)、路面和油氣懸架液壓系統(tǒng)模型，分析了油氣懸架參數(shù)對履帶車輛脫輪故障的影響。結(jié)果表明：蓄壓器初始充氣壓力減小會導(dǎo)致輪履間距增大，履帶脫輪的概率顯著增加；存在使輪履間距最小的最佳節(jié)流閥阻尼孔直徑，節(jié)流閥阻尼孔直徑過大或過小均可能導(dǎo)致履帶脫輪；張緊油缸壓力減小會導(dǎo)致履帶張緊力標(biāo)準(zhǔn)差和履帶相對主動輪的跳動量增加，履帶在主動輪處發(fā)生脫輪、蹩齒故障的概率增大。

履帶車輛； 油氣懸架； 脫輪； 聯(lián)合仿真

由于油氣懸架的阻尼剛度非線性，儲能比大，易于實(shí)現(xiàn)車輛的姿態(tài)控制及閉鎖，且可使車輛的行駛平順性得到改善，近年來在重型履帶車輛中得到了廣泛應(yīng)用[1]。但在實(shí)際使用中，動力缸活塞密封、節(jié)流閥開度及油液溫度的變化等常導(dǎo)致油氣懸架參數(shù)發(fā)生改變，進(jìn)而使履帶車輛脫輪、蹩齒等現(xiàn)象時(shí)有發(fā)生，嚴(yán)重影響了履帶車輛的行駛安全性。文獻(xiàn)[2-3]作者對履帶車輛脫輪問題進(jìn)行了動力學(xué)仿真分析，得出了不同行駛工況下負(fù)重輪垂向動態(tài)位移的變化情況，但未分析導(dǎo)致脫輪故障的關(guān)鍵因素。為此，筆者應(yīng)用RecurDyn和AMESim軟件構(gòu)建了履帶車輛整車動力學(xué)、路面和油氣懸架液壓系統(tǒng)模型，分析了油氣懸架蓄壓器初始充氣壓力、節(jié)流閥阻尼孔直徑、張緊油缸壓力等參數(shù)對履帶車輛脫輪故障的影響，可為履帶車輛油氣懸架的安全性設(shè)計(jì)和故障預(yù)警等提供參考。

1 履帶車輛脫輪故障分析

脫輪是指履帶從行走裝置上脫下的現(xiàn)象，一般發(fā)生于主動輪、首尾負(fù)重輪及誘導(dǎo)輪處。履帶車輛脫輪是行走機(jī)構(gòu)中履帶與各輪相對位置嚴(yán)重偏移后繼續(xù)行駛造成的，其主要原因包括：1)油氣懸架參數(shù)變化造成負(fù)重輪與履帶踏面的動態(tài)間隙過大，以致于超出履刺高度；2)張緊機(jī)構(gòu)張緊力不足導(dǎo)致履帶大范圍跳動[2]，超出主動輪輪齒與履帶的有效嚙合區(qū)域；3)車輛轉(zhuǎn)向或側(cè)坡行駛時(shí)導(dǎo)致負(fù)重輪橫向力增加。上述因素中，前兩者往往起決定性作用，因此，將輪履間距D、履帶相對主動輪的跳動量W、履帶張緊力均值FT及其標(biāo)準(zhǔn)差FD作為履帶車輛脫輪的影響指標(biāo)。

2 整車動力學(xué)模型與路面模型

快速發(fā)展的多體動力學(xué)與地面力學(xué)為履帶車輛行走系統(tǒng)動力學(xué)研究提供了有力手段，動力學(xué)軟件RecurDyn專門開發(fā)有履帶車輛模塊Track(HM)[3]。因此，本文以RecurDyn為主仿真分析平臺建立了整車動力學(xué)模型與路面模型。

2.1 整車動力學(xué)模型

圖1為某型履帶車輛整車動力學(xué)模型，其各部分結(jié)構(gòu)參數(shù)按照車輛實(shí)際參數(shù)確定，包括車體、油氣懸架機(jī)械部件、行動系統(tǒng)和炮塔[4]。其中：車體采用主動輪前置，總質(zhì)量為28 t；油氣懸架機(jī)械部件主要由動力缸、平衡肘及其拉臂組成；行動系統(tǒng)包含6對負(fù)重輪、1對主動輪、1對誘導(dǎo)輪、3 對托帶輪和2條履帶，履帶共有101塊履帶板。

圖1 某型履帶車輛整車動力學(xué)模型

2.2 路面模型

為了進(jìn)行虛擬道路行駛實(shí)驗(yàn)，構(gòu)建了路面模型。路面采用實(shí)體建模的方法，典型道路可根據(jù)路面不平度分為8個(gè)等級[5-6]。由于履帶車輛行駛工況惡劣，因此采用諧波疊加法構(gòu)建了G級路面模型，如圖2所示。

圖2 G級路面模型

3 油氣懸架液壓系統(tǒng)建模

利用AMESim軟件建立了整車油氣懸架液壓系統(tǒng)模型，如圖3所示。該模型主要由動力缸、節(jié)流閥、蓄壓器和接口模塊等組成。

圖3 整車油氣懸架液壓系統(tǒng)模型

3.1 動力缸數(shù)學(xué)模型

油氣懸架動力缸在外部路面激勵作用下，活塞桿上的力主要包括氣體彈性力Fg(w)、油液流動阻尼力Fc(v)和摩擦力Ff三部分[7-8]，可表示為

F=Fg(w)+Fc(v)+Ff=(pc+Δp)Ag+Ff，

(1)

式中：pc為蓄壓器氣體壓力；Ag為動力缸活塞面積；Δp為節(jié)流閥壓差；w為缸筒與活塞的相對位移；v為缸筒與活塞的相對速度。

3.2 節(jié)流閥數(shù)學(xué)模型

油氣懸架蓄壓器與動力缸之間為節(jié)流閥，長徑比小于0.5，屬于薄壁小孔[9]。油液流經(jīng)節(jié)流閥阻尼孔的流量為

(2)

式中：Cd為流量系數(shù)；Aj為節(jié)流閥流通面積；ρ為油液密度。

3.3 蓄壓器數(shù)學(xué)模型

蓄壓器被活塞分成油室和氣室2個(gè)腔室，油室與動力缸無桿腔相連，氣室中充入一定壓力的氮?dú)?，其狀態(tài)變化過程可用氣體的多變過程方程式來描述[10]，即

pcVcn=pc0Vc0n，

(3)

式中：n為氣體多變指數(shù)；Vc為蓄壓器氣體體積；Vc0為蓄壓器初始?xì)怏w體積；pc0為蓄壓器初始?xì)怏w壓力。

n的取值一般分為2種情況：1)當(dāng)蓄壓器內(nèi)密閉的氣體快速加載時(shí)，氣體狀態(tài)變化的熱力學(xué)過程可看成是絕熱過程，取n=1.4；2)當(dāng)緩慢加載時(shí)，氣體狀態(tài)變化的熱力學(xué)過程可看成是等溫過程，取n=1[11-12]。車輛行駛時(shí)，油氣懸架受到路面激勵較快，因此可認(rèn)為其變化過程為絕熱變化，取n=1.4。

3.4 接口模塊

接口模塊的功能是用于RecurDyn和AMESim兩仿真軟件間的數(shù)據(jù)連接，二者間的通訊間隔設(shè)置為1 ms。仿真計(jì)算中，油缸的動行程和動速度數(shù)據(jù)由RecurDyn軟件得出，通過接口模塊傳遞給AMESim軟件，由其計(jì)算得出油缸作用力，又通過接口模塊傳遞至RecurDyn軟件，進(jìn)而完成計(jì)算數(shù)據(jù)的閉環(huán)連接。接口模塊及其數(shù)據(jù)連接關(guān)系見圖3。接口模塊共設(shè)置有14個(gè)輸入接口和28個(gè)輸出接口，其中：輸入接口f1-f12分別對應(yīng)油氣懸架12組動力缸作用力，輸出接口1-24分別對應(yīng)動力缸的動行程和動速度；輸入接口f13-f14為左右履帶張緊油缸作用力，輸出接口25-28為左右履帶張緊油缸的動行程和動速度。

4 模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證模型的有效性，依托油氣懸架試驗(yàn)臺(如圖4所示)，對仿真模型進(jìn)行了靜平衡位置的分析與驗(yàn)證。油氣懸架試驗(yàn)臺及仿真模型參數(shù)初值均按車輛實(shí)際參數(shù)設(shè)置，如表1所示。圖5為靜平衡位置油氣懸架蓄壓器壓力的試驗(yàn)值與仿真曲線，可以看出二者在靜平衡位置的壓力基本吻合，驗(yàn)證了所建模型及參數(shù)設(shè)置的合理性。

圖4 油氣懸架試驗(yàn)臺

表1 油氣懸架試驗(yàn)臺及仿真模型參數(shù)初值設(shè)置

圖5 靜平衡位置油氣懸架蓄壓器壓力的試驗(yàn)值與仿真曲線

5 聯(lián)合仿真

在履帶車輛車速為47 km/h、G級路面下，以RecurDyn軟件為主平臺仿真分析了蓄壓器充氣壓力、節(jié)流閥阻尼孔直徑和履帶張緊力等對履帶車輛脫輪的影響情況，得出了量化關(guān)系。

5.1 蓄壓器充氣壓力

蓄壓器初始充氣壓力決定了油氣懸架基礎(chǔ)剛度。圖6為不同初始充氣壓力下左側(cè)首負(fù)重輪輪履間距D的變化曲線，可以看出：D隨蓄壓器充氣壓力的減小而逐漸增大，當(dāng)蓄壓器充氣壓力小于2 MPa時(shí)，在某時(shí)刻D已超出履帶車輛履刺高度58 mm。圖7為左側(cè)首、尾蓄壓器泄壓仿真結(jié)果，可以看出：在此條件下，履帶車輛若轉(zhuǎn)向或處于斜坡行駛，便會導(dǎo)致脫輪故障的發(fā)生。

圖6 不同初始充氣壓力下左側(cè)首負(fù)重輪輪履間距D變化曲線

圖7 左側(cè)首、尾蓄壓器泄壓仿真結(jié)果

5.2 節(jié)流閥阻尼孔直徑

節(jié)流閥阻尼孔直徑的大小決定油氣懸架阻尼的大小。圖8為不同節(jié)流閥阻尼孔直徑下左側(cè)首負(fù)重輪輪履間距D的變化曲線?？梢钥闯觯弘S著節(jié)流閥阻尼孔直徑的增大，D先減小后增大，當(dāng)阻尼孔直徑約為6 mm時(shí)為最小。阻尼過大或過小都會引起輪履間距超限，由于故障仿真情況與圖7類似，因此不再贅述。

圖8 不同節(jié)流閥阻尼孔直徑下左側(cè)首負(fù)重輪D的變化曲線

5.3 履帶張緊力

圖9、10分別為履帶張緊張力均值FT及其標(biāo)準(zhǔn)差FD和履帶相對主動輪的跳動量W三項(xiàng)指標(biāo)隨油缸壓力pT的變化情況?？梢钥闯觯弘S著pT減小，F(xiàn)T隨之減小，而FD和W逐漸增大；當(dāng)PT降為2 MPa左右時(shí)，履帶跳動量超標(biāo)，仿真終止。履帶跳動量超標(biāo)時(shí)的仿真結(jié)果如圖11所示。

圖9 FT及FD與pT的關(guān)系

圖10 W與pT的關(guān)系

圖11 履帶跳動量超標(biāo)時(shí)的仿真結(jié)果

6 結(jié)論

筆者運(yùn)用RecurDyn和AMESim軟件構(gòu)建了履帶車輛整車動力學(xué)、路面和油氣懸架液壓系統(tǒng)模型，分析了油氣懸架參數(shù)對履帶車輛脫輪故障的影響關(guān)系，為高速履帶車輛油氣懸架系統(tǒng)的安全性設(shè)計(jì)與優(yōu)化提供了參考。

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(責(zé)任編輯：尚菲菲)

Effect Analysis of the Parameters of Hydro-pneumatic Suspension on the off-wheel Failure of a Tracked Vehicle

HAN Shou-song, CHAO Zhi-qiang, LIU Xiang-bo, LI Hua-ying

(Department of Mechanical Engineering, Academy of Armored Force Engineering, Beijing 100072, China)

Aiming at the off-wheel failure of a tracked vehicle, the whole vehicle dynamic model, the hydro-pneumatic suspension model and the interface block are established based on RecurDyn and AMESim, and the parameters which cause the failure are analyzed. The result shows that the decrease of initial inflation pressure of the accumulator will lead to the increase of the gap between the wheel and the track and the probability of the off-wheel; there is an optimal damping orifice diameter of throttle valve, improper damping orifice diameter will lead to the off-wheel; the decrease of the tension cylinder pressure will cause the decrease of stand deviation of the track tension poor and the deviation position of the track to the sprocket, and the increase of track bounce as well as the probability of the occurrence of the off-wheel and the clamping failure of the track at the driving wheel.

tracked vehicle; hydro-pneumatic suspension; off-wheel; co-simulation

1672-1497(2017)02-0048-05

2016-11-04

軍隊(duì)科研計(jì)劃項(xiàng)目

韓壽松(1978-)，男，講師，博士研究生。

TJ811

A

10.3969/j.issn.1672-1497.2017.02.011