蔡兆忠，李慧梅，2，安 鋼，張小明

(1.裝甲兵工程學院機械工程系，北京100072;2.軍事交通學院汽車工程系，天津300161)

對于饋能式懸架的研究，國外始于20世紀90年代，其中:Wendel等人［1］提出將能量再生系統(tǒng)運用于車輛懸架，討論了可能的實現(xiàn)方案;Saito等人［2］研究了將振動能量轉化為電能存儲于蓄電池中的方法;Noritsugu等人［3］探討了車輛懸架氣動執(zhí)行機構的能量再生潛力。我國這方面的研究始于21世紀之后，主要集中于個別高校。就目前的整體狀況來看，饋能懸架的研究還停留在理論研究和初步試驗階段，距離實際生產(chǎn)應用還有一段距離。相關研究主要針對民用車輛，有關履帶裝甲車輛的研究還比較少。筆者以配置摩擦式減振器的履帶車輛為研究對象，分析了不同路況、車速下減振器能耗的問題。

1 模型的建立

基于多體動力學軟件RecurDyn，建立了履帶車輛簡化的實體模型，包括車身、懸掛系統(tǒng)和行動裝置。筆者所研究的車輛一側安裝有6個負重輪，各負重輪均采用扭桿懸掛，其中第1、2、6輪增加摩擦式減振器。根據(jù)扭桿彈簧和摩擦式減振器的工作特點，研究過程中，它們均可采用“旋轉彈簧-阻尼-驅(qū)動器”模型進行等效模擬［4-5］。

扭桿彈簧具有很高的強度，其扭轉剛度在工作范圍內(nèi)為線性，其扭轉力矩與扭轉角度的關系為

式中:M為扭桿扭轉力矩，單位為N·m;k為扭桿剛度系數(shù)，單位為 N·m/rad;θ為扭轉角度，單位為rad;G為扭桿剪切彈性模量，單位為Pa;dT和LT分別為扭桿的外直徑和工作長度，單位為m。

摩擦式減振器是通過旋轉運動實現(xiàn)減振的，筆者研究的減振器，其阻尼力矩和旋轉角速度之間近似呈線性關系，經(jīng)等效線性化，有

式中:M為減振器阻尼力矩，單位為N·m;Ceq為等效阻尼系數(shù)，單位為N·m·s/rad;ω為減振器旋轉角速度，單位rad/s。

為了建模方便，在不影響問題研究的情況下作如下假設:1)各扭桿剛度系數(shù)相等;2)各減振器的阻尼系數(shù)相等。整車建模主要步驟是:車體在Solid-Works中構造，懸掛裝置參照實車結構布置;車體和懸掛裝置構建一個子系統(tǒng);在高速履帶專用工具包Track-HM中建立行動裝置子系統(tǒng);最后添加2個子系統(tǒng)之間的約束。建立的整車模型如圖1所示。

圖1 履帶車輛整車模型

為了分析減振器能耗與路況的關系，依據(jù)國際標準，筆者采用諧波疊加法構建了B、D、F三種等級的路面不平度，由路面不平度構建能夠?qū)隦ecurDy的隨機路面。其中F級隨機路面不平度分布如圖2所示。

圖2 F級隨機路面不平度

2 仿真分析

2.1 模型靜平衡驗證

不添加任何驅(qū)動力［6］，如果扭桿和減振器均有效，那么車體會出現(xiàn)上下運動、運動幅度衰減的情況。為了更好地凸顯懸掛裝置的作用，設定較大的扭桿剛度系數(shù)k=1 745 N·m/rad，較小的減振器阻尼系數(shù)Ceq=1×104N·m·s/rad。仿真結果如圖3所示，可見車體質(zhì)心垂向位置首先出現(xiàn)較大波動，然后逐漸趨于平衡，表明該模型中懸掛系統(tǒng)是有效的。

圖3 車體質(zhì)心垂直方向位置

2.2 模型運動分析

仿真條件如下:將構建的D級隨機路面導入整車模型;設定扭桿剛度系數(shù)k=559 N·m/rad，減振器阻尼系數(shù)Ceq=2.5×104N·m·s/rad;在兩側主動輪上添加相同的速度函數(shù) STEP(TIME，2，0，4，-18);仿真時間為16 s。仿真過程如圖4所示，可見:0～2 s時主動輪速度為0，整車原地振動;2～4 s時主動輪加速至18 rad/s(順時針為負，逆時針為正)，整車加速運動;4～16 s時主動輪近似勻速轉動，整車也近似勻速行駛。

圖4 左側主動輪角速度

仿真結果能得到時域上主動輪驅(qū)動轉矩和減振器拉臂角速度，部分數(shù)據(jù)如圖5、6所示。

由圖5可見:2～4 s時主動輪輸出較大的驅(qū)動轉矩，驅(qū)動整車做加速運動;4～16 s時主動輪輸出轉矩則進入平穩(wěn)波動階段。圖6中拉臂的角速度以正值為主，由于模型中減振器阻尼系數(shù)較大，負重輪受到?jīng)_擊后，第2負重輪處減振器拉臂向上擺動的過程(逆時針)能很好地吸收能量，向下擺動速度迅速衰減。

由公式P=Mω和P=Cω2，可得主動輪輸出瞬時功率和減振器能耗瞬時功率，再結合仿真時間可得到主動輪輸出能量和減振器消耗能量。

與上述方法相同，同一速度函數(shù)下，路面依次改為B級和F級;同一路面等級下，主動輪上的速度函數(shù)依次改為 STEP(TIME，2，0，4，-14.4)和 STEP(TIME，2，0，4，-21.6)，仿真時間均為 16 s。為使對比分析更具有合理性，取近似勻速行駛的后12 s為研究對象，綜合上述仿真結果，得到減振器能耗數(shù)值，如表1所示，表中發(fā)動機輸出能量由主動輪輸出能量等效得到。

由表1可知:1)履帶車輛減振器耗散的能量具有回收價值，如果以發(fā)電裝置或液(氣)壓裝置替代傳統(tǒng)的減振器，那么本來浪費掉的能量就能轉化成可以利用的電能或液(氣)壓能，稱之為“饋能”;2)同一路面等級，車速從13.1、16.3到19.4 km/h，減振器能耗變化不大，絕大部分都在同一個數(shù)量級上，這說明速度對減振器能耗的影響不是主要因素;3)同一車速，路面等級從B、D到F級，減振器消耗的能量明顯增大，占發(fā)動機輸出的能量的百分比也顯著遞增，這說明車輛行駛路況越惡劣，越多的能量被減振器耗散，并且路況對減振器能耗的影響很大。

表1 不同等級路面、不同車速下的減振器能耗

3 結論

以上結果與于長淼等［7］采用CarSim仿真軟件對SUV車輛模型仿真得到的結論是一致的。軍用履帶車輛(如坦克)一般行駛路況比較惡劣，因此其減振器存在很大的節(jié)能潛力，比如:由拉臂的旋轉運動驅(qū)動旋轉型發(fā)電機，將振動的機械能轉化成電能。但由仿真結果也可看出:拉臂角速度相對一般旋轉發(fā)電機額定轉速偏小，因此，必須設計相應的增速機構。

［1］ Wendel G R，Stecklein G L.A Regenerative Active Suspension System［C］∥SAE 910659，1991.

［2］ Saito T，Sumino Y，Kawano S.Research on Energy Conversion of Mechanical Vibration(in Japanese)［C］∥Proceedings of the Dynamics and Design Conference’93:B.1993，105-108.

［3］ Noritsugu N，F(xiàn)ujita O，Takehara S.Control and Energy Regeneration of Active Air Suspension［C］∥Proceedings of the Dynamics and Design Conference’96:A.1996，227-230.

［4］ 陳兵，黃華，顧亮.基于多體動力學理論的履帶車輛懸掛特性仿真研究［J］. 系統(tǒng)仿真學報，2005，17(10):2545-2563.

［5］ 董明明，顧亮.履帶車輛非線性懸掛系統(tǒng)的ADAMS仿真［J］.北京理工大學學報，2005，25(8):670-673.

［6］ 王雙雙，張豫南，張朋，等.電傳動履帶車輛驅(qū)動系統(tǒng)建模與聯(lián)合仿真［J］.系統(tǒng)仿真技術及應用，2008(10):538-541.

［7］ 于長淼，王偉華，王慶年.混合動力車輛饋能式懸架的節(jié)能潛力［J］.吉林大學學報:工學版，2009，39(4):841-845.