叢 華， 楊永利， 馮輔周， 江鵬程， 胥東曉

(1. 裝甲兵工程學院科研部, 北京 100072; 2. 裝甲兵工程學院機械工程系, 北京 100072;3. 69225 部隊, 新疆 巴音郭楞蒙古自治州 841300)

某型輪式裝甲車減振器改進措施與強度分析

叢 華1， 楊永利2， 馮輔周2， 江鵬程2， 胥東曉3

(1. 裝甲兵工程學院科研部, 北京 100072; 2. 裝甲兵工程學院機械工程系, 北京 100072;3. 69225 部隊, 新疆 巴音郭楞蒙古自治州 841300)

針對某型輪式裝甲車在沙漠或戈壁環(huán)境下，因減振器球頭經(jīng)常脫落、銹蝕甚至折斷而影響車輛正常使用的問題，首先分析了球頭故障機理，并提出了改進措施;然后將車輛1/4懸架動力學模型簡化為二自由度模型，并建立了其仿真模型;最后對改進后的減振器進行了強度分析和實車試驗。結(jié)果表明： 改進措施對某型輪式裝甲車減振器強度影響較小。

輪式裝甲車；減振器；強度分析

在沙漠或戈壁環(huán)境下，由于自然條件惡劣和部隊訓練保障條件差，只有裝備具有較高的可靠性，才能滿足節(jié)奏快、縱深大、強度高的作戰(zhàn)需求，掌握戰(zhàn)場主動權(quán)[1]。某型輪式裝甲車機動性能好，能擊毀敵方輕型裝甲目標，殺傷敵方有生力量，且具有低防空自衛(wèi)能力，是遂行機動作戰(zhàn)任務(wù)的重要裝備。但該型輪式裝甲車在沙漠和戈壁環(huán)境實際使用過程中，經(jīng)常出現(xiàn)減振器球頭脫落、銹蝕和折斷的現(xiàn)象，導致減振器性能降低，影響了駕駛穩(wěn)定性和射擊精度，減弱了部隊戰(zhàn)斗力。

球頭與球碗間的鉸接配合是減振器發(fā)揮減振性能的重要保障。在沙漠和戈壁環(huán)境下，風沙較大且氣候干燥，減振器附屬裝置(鉸座、球碗和球頭等)暴露在外界，如果球頭配合處沒有得到較好的潤滑，沙塵很容易進入球碗中，填充球頭配合處的間隙。球頭轉(zhuǎn)動時，需要克服其與沙塵之間的摩擦力，致使球頭脫落；球頭配合處的積水也會導致球頭脫落和銹蝕；當球頭配合處的沙塵過多或球頭磨損嚴重時，球頭所受的轉(zhuǎn)動力已無法克服摩擦力而導致其配合處近乎卡死，很容易使球頭折斷。因此，必須使球頭配合處足夠潤滑[2]，并及時排出積水。

基于減振器的工作原理和故障機理，筆者提出了在減振器鉸座鉆注油孔和油道、在球碗內(nèi)壁鑿油道以及在下鉸座打排水孔等改進措施，并基于汽車理論相關(guān)知識[3]，建立仿真模型，通過軟件仿真計算和實車試驗，驗證這些改進措施對減振器強度的影響。

1 減振器改進措施

為給球頭配合處施加潤滑并及時排出積水，筆者提出了以下改進措施。

1) 在上鉸座上鉆注1個油孔，并在鉸座內(nèi)壁中心處與注油孔內(nèi)側(cè)鑿油道。為方便加注潤滑脂和確保其流動通暢，宜將注油孔選在上鉸座內(nèi)壁頂面的對稱面上，且與鉸座中心線平行，選定的注油孔位置如圖1所示。注油孔上鑿螺紋，不注油時用注油孔塞擰緊;注油時,潤滑脂經(jīng)注油孔流入，到達注油孔內(nèi)側(cè)后，經(jīng)油道流入鉸座內(nèi)壁中心處，由于與鉸座內(nèi)

圖1 上鉸座改進

壁接觸的球碗蓋中心存在六邊形缺口，潤滑脂可經(jīng)此缺口流入上球碗。由于上、下鉸座結(jié)構(gòu)相近，下鉸座注油孔位置與上鉸座相同，考慮到潤滑脂流動速度，初步設(shè)定注油孔直徑為8、10、12、15 mm，上、下鉸座對應(yīng)的模型分別為ZYS-8、ZYS-10、ZYS-12、ZYS-15，下鉸座對應(yīng)的模型分別為ZYX-8、ZYX-10、ZYX-12、ZYX-15，上、下鉸座未打注油孔的模型分別為ZYS-0和ZYX-10。

2) 在上、下球碗內(nèi)壁開鑿油道。流入上球碗的潤滑脂經(jīng)油道流入下球碗，上、下球碗及球頭均得到良好的潤滑。在上球碗上開了4道槽，見圖2(a)。由于上球碗環(huán)狀面厚度較小，考慮到其強度，油道尺寸不宜太大，只要保證潤滑脂能通過即可，因此筆者提出了2種方案。方案1、2具體尺寸分別見圖2(b)、(c)，對應(yīng)的模型命名為YDS-1、YDS-2，未改進模型命名為YDS-0。在下球碗上打4個油道，見圖3(a)，同樣提出了2種方案，方案1、2具體尺寸分別見圖3(b)、(c)，對應(yīng)的模型分別命名為YDX-1、YDX-2，未改進模型為YDX-0。

3) 在下鉸座鉆1個排水孔。連接座與下鉸座內(nèi)壁底部間依靠螺栓連接，配合緊密，水難以進入，而在連接座以上及鉸座內(nèi)側(cè)其他區(qū)域，容易積水，且下臺階處于積水區(qū)域的最低點。為增大排水孔面積且易于加工，選擇排水孔位置為下鉸座內(nèi)壁下臺階斜向下鉆出，見圖4。排水孔直徑初步選為10、12、15、17 mm，對應(yīng)的模型分別為PS-10、PS-12、PS-15、PS-17，未打孔模型為PS-0。

圖2 上球碗油道及改進方案

圖3 下球碗油道及改進方案

圖4 排水孔位置

2 建立仿真模型

2.1 車輛1/4懸架動力學模型

某型輪式裝甲車前輪、中輪和后輪的輪距相近，僅相差0.41%，第1軸至第2軸與第2軸至第3軸的軸距相同，6個車輪的上、下鉸座相同。假設(shè)車體重心在車輛第2軸的豎直對稱中心線上，本文僅考慮減振器在其位移方向的受力，忽略車體所施加的力矩，為方便分析改進部件的強度變化，將車輛1/4懸架動力學模型簡化為二自由度模型，如圖5所示，

圖5 二自由度懸架系統(tǒng)模型

其中：m2為1/6簧載質(zhì)量(即1/6車身質(zhì)量)；m1為非簧載質(zhì)量(車輪和下鉸座等質(zhì)量)；K為彈簧剛度；K1為輪胎剛度；z1、z2為車輪與車身垂直位移；q為路面不平度。

坐標原點選在各自的平衡位置上，其運動方程[3]分別為

(1)

(2)

式中：C為減振器阻尼系數(shù)。

2.2 三維仿真模型

用Solidworks繪制三維實體模型，如圖6所示，并進行如下簡化處理[4]。

1) 等效車體質(zhì)量的模擬。在上鉸座的頂部添加一等效質(zhì)量塊，如圖6(b)所示，以模擬懸架所受車體負載，其質(zhì)量為1/6簧載質(zhì)量，等效質(zhì)量塊與上鉸座通過上銷軸連接。

2) 彈簧施力區(qū)域的處理。為更真實地模擬鉸座受彈簧力狀況，在上、下鉸座的下側(cè)各添加一個薄墊圈(分別見圖6(b)、(d))，在2個墊圈間施加彈簧接觸，墊圈與鉸座的接觸區(qū)域就是彈簧對鉸座的施力區(qū)域。此薄墊圈與上、下鉸座底部圓同軸心，根據(jù)彈簧尺寸設(shè)置薄墊圈內(nèi)、外徑和厚度，以確保不影響整個系統(tǒng)的受力及運動狀況。

3) 非簧載質(zhì)量的處理。將非簧載質(zhì)量的1/6減去下連接座和下鉸座，所得結(jié)果加在下銷軸質(zhì)量上，見圖6(d)。

4) 其他簡化。在不影響系統(tǒng)動力特性及鉸座受力特性的前提下，為方便建模和仿真分析，對連接座進行適當簡化，在下鉸座正下方建立一個平板以模擬地面(見圖6(d))，仿真時將路面不平度載荷施加在此平板上。

圖6 上、下鉸座及組件的Solidworks模型

2.3 仿真條件設(shè)置

對2.2節(jié)所建立的仿真模型設(shè)置如下仿真條件。

1) 剛?cè)狍w設(shè)置[5]。將Solidworks建立的模型導入ANSYS Workbench中，設(shè)置上、下鉸座，上、下球碗和球頭為柔性體(Flexible)，其他組成設(shè)定為剛性體(Rigid)。

2) 添加接觸[6]。在2個墊圈之間添加彈簧接觸Spring，以模擬懸架螺旋彈簧，如圖7(a)所示，其剛度系數(shù)與螺旋彈簧相同，阻尼系數(shù)為0；在下銷軸和地面之間添加彈簧接觸Spring，以模擬輪胎，如圖7(b)所示，阻尼系數(shù)忽略不計；在與球頭連接的2個軸之間添加彈簧接觸Spring，如圖7(c)所示，設(shè)置剛度系數(shù)為0，用以模擬減振器的阻尼力；在球頭和上、下球碗之間添加球鉸接Spherical Joint，見圖7(d)。ANSYS Workbench中的仿真模型見圖8。

圖7 添加接觸

圖8 ANSYS Workbench中的仿真模型

3) 網(wǎng)格劃分[7]。對鉸座、球碗和球頭劃分不同尺寸的網(wǎng)格，計算其10階自由模態(tài)的固有頻率，綜合劃分網(wǎng)格的數(shù)量、節(jié)點數(shù)以及模態(tài)固有頻率，選定鉸座、球碗和球頭的網(wǎng)格尺寸分別為10、5、3 mm，限于篇幅，過程不予給出。

4) 路面不平度的獲取。選取某型輪式裝甲車輛允許行駛的最差路面(不平度等級為E)進行分析，其中：選取路面不平度系數(shù)Gq(n0)=4.096×10-3m3，車速為20 km/h，空間頻率范圍取為0.011～2.83 m-1。根據(jù)文獻[8]，編寫Matlab程序，生成路面不平度如圖9所示。

圖9 路面不平度

3 減振器改進后的強度變化分析

3.1 減振器許用應(yīng)力計算

鉸座采用的材料為40Cr，延伸率δ10=9%，為塑性材料，其極限應(yīng)力為屈服極限，即σjx1=σs1=785 MPa。由于鉸座是確保車輛安全穩(wěn)定行駛的關(guān)鍵部件，依據(jù)文獻[9],選取安全系數(shù)ns1=2.5，故鉸座的許用應(yīng)力[σ1][10]為

(3)

球碗采用的材料為鑄造鋁青銅ZQAl9-4，延伸率為δ5≥15%，其極限應(yīng)力為屈服極限，即σjx2=σs2=300 MPa。由于取球碗的安全系數(shù)ns2=2.5，故鉸座的許用應(yīng)力[σ2]為

(4)

3.2 鉸座的強度分析

3.2.1 上、下鉸座及其注油孔尺寸對強度的影響

給圖8下側(cè)的平板施加路面載荷，分別計算上鉸座模型ZYS-0、ZYS-8、ZYS-10、ZYS-12、ZYS-15的應(yīng)力分布。圖10為上鉸座模型ZYS-8所受應(yīng)力分布。5個模型的應(yīng)力分布整體上相似，應(yīng)力的最大點在凸耳處，彈簧接觸處和臺階處等結(jié)構(gòu)發(fā)生突變的地方應(yīng)力較大。表1、2分別列出了上、下鉸座及其注油孔不同模型對應(yīng)的應(yīng)力最大值，可見:在承受路面載荷時，上、下鉸座所受應(yīng)力值均小于許用應(yīng)力

圖10 上鉸座模型ZYS-8所受應(yīng)力分布

表1 上鉸座及其注油孔不同模型對應(yīng)的應(yīng)力最大值MPa

位置模型ZYS-0ZYS-8ZYS-10ZYS-12ZYS-15上鉸座44.20444.90446.87848.64951.434注油孔無注油孔7.93938.25189.253411.858

表2 下鉸座及其注油孔不同模型對應(yīng)的應(yīng)力最大值 MPa

(314 MPa)；模型ZYS-8和ZYX-8所受應(yīng)力最小，因此注油孔直徑均選定為8 mm。

3.2.2 下鉸座及其排水孔尺寸對強度的影響

計算模型PS-10、PS-12、PS-15、PS-17的應(yīng)力情況，4個模型的應(yīng)力分布整體上相似。表3列出了下鉸座和注油孔不同模型對應(yīng)的應(yīng)力最大值，可見：所受應(yīng)力值均小于許用應(yīng)力(314 MPa)，因模型PS-10所受應(yīng)力最小，最終確定下鉸座排水孔直徑為10 mm。

表3 下鉸座及其排水孔不同模型對應(yīng)的應(yīng)力最大值 MPa

3.2.3 排水孔和注油孔整體對下鉸座強度的影響

由前文可知：將下鉸座注油孔直徑選為8 mm，排水孔直徑選為10 mm，則得到下鉸座改進的最終模型。計算得到下鉸座最大應(yīng)力為65.166 MPa，排水孔和注油孔最大應(yīng)力分別為15.996、7.398 MPa，均在可承受范圍之內(nèi)。

3.3 球碗的強度分析

1個減振器中存在2套球碗，分別位于減振器上、下側(cè)，在仿真計算中需同時分析。

3.3.1 上球碗應(yīng)力的模型分布

圖11為減振器上側(cè)的上球碗模型YDS-1所受應(yīng)力分布，表4為上球碗及其油道不同方案對應(yīng)的應(yīng)力最大值，可知:改進后球碗的應(yīng)力最大值均小于許用應(yīng)力120 MPa，由于方案1應(yīng)力值較小，故上球碗選擇方案1進行改進。

圖11 減振器上側(cè)的上球碗模型YDS-1受應(yīng)力分布

3.3.2 下球碗模型的應(yīng)力分布

表5為下球碗及其油道不同方案對應(yīng)的應(yīng)力最大值，可知：改進后球碗的應(yīng)力最大值均小于許用應(yīng)

表4 上球碗及其油道不同方案對應(yīng)的應(yīng)力最大值 MPa

力120 MPa，但是方案1應(yīng)力值較小，因此，下球碗選擇方案1進行改進。

表5 下球碗及其油道不同方案對應(yīng)的應(yīng)力最大值 MPa

3.4 最終改進模型及技術(shù)實現(xiàn)

通過上文的研究分析，確定的最終改進方案實物模型如圖12所示。

圖12 最終改進方案實物模型

4 實車試驗

減振器改進后，為了獲得其在實際使用過程中減振器的應(yīng)力、應(yīng)變，尤其是鉆注油孔和排水孔的鉸座的應(yīng)力、應(yīng)變，以避免其失效，同時為了驗證上文仿真結(jié)果的正確性，對其進行了實車試驗驗證。

4.1 試驗方案

試驗儀器由應(yīng)變片、應(yīng)變儀及穩(wěn)壓電源、信號采集裝置組成，車內(nèi)儀器布置如圖13所示。其具體實施方案為：1)車體右前輪上鉸座為改進后的上鉸座，其他輪鉸座為未改進鉸座；2)應(yīng)用了2個應(yīng)變片，1號應(yīng)變片貼于右前輪上鉸座注油孔位置附近，2號應(yīng)變片貼于右后輪注油孔當量位置附近(未鉆注油孔),如圖14所示；3)車速為20 km/h，E級路面；4)車輛沿直線行駛，確保前、后輪經(jīng)過的路況一樣，后輪比前輪時間上延遲0.34 s。

圖13 車內(nèi)儀器布置

圖14 在鉸座上貼應(yīng)變片

4.2 試驗結(jié)果分析

鉸座材料為40Cr，其彈性模量E=211.7 GPa。試驗采集的信號為減振器的應(yīng)變，需將之轉(zhuǎn)換為應(yīng)力信號。

圖15(a)、(b)分別為前、后輪上鉸座注油孔當量位置附近的應(yīng)變，圖15(c)、(d)分別為前、后輪上鉸座注油孔當量位置附近的應(yīng)力。由圖15(c)可知：注油孔附近的應(yīng)力在6～18 MPa范圍內(nèi)，與圖10仿真結(jié)果相差不大，說明仿真結(jié)果較準確。對比圖15(c)、(d)可知：在相同測點(即注油孔位置附近)，未鉆注油孔的鉸座應(yīng)力比鉆注油孔的鉸座應(yīng)力約小4 MPa，但在該測點應(yīng)力最大值為17.78 MPa，遠小于許用應(yīng)力314 MPa，因此，鉆注油孔對鉸座強度影響較小。

圖15 前、后輪上鉸座注油孔當量位置附近應(yīng)變和應(yīng)力

[1] 牛寶成. 裝備可靠性對作戰(zhàn)行動的影響[J].電子產(chǎn)品可靠性與環(huán)境實驗，2001(3):38-42.

[2] 王國慶，劉宏昭，孫百俊.考慮邊界潤滑的間隙機構(gòu)運動副接觸磨損[J].長安大學學報:自然科學版，2002，22(6)：85-88.

[3] 余志生. 汽車理論[M]. 3版北京：機械工業(yè)出版社，2012.

[4] 邢俊文. 多軸輪式裝甲車操縱穩(wěn)定性建模和仿真研究[D].北京：裝甲兵工程學院，2010.

[5] 孫野. 虛擬實驗技術(shù)及其在坦克變速箱故障機理研究中的應(yīng)用[D].北京:裝甲兵工程學院，2012.

[6] 呂建國，康士廷. ANSYS Workbench14有限元分析自學手冊[M].北京：人民郵電出版社，2013.

[7] 趙豐文.某型裝甲車輛變速箱傳感器優(yōu)化配置與故障診斷研究[D]. 北京：裝甲兵工程學院，2010.

[8] 徐延海.隨機路面譜的計算機模擬[J].農(nóng)業(yè)機械學報，2007，38(1):33-36.

[9] 曹茂盛，李大勇，荊天輔. 工程材料教程[M]. 哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2007.

[10] 呂英民. 材料力學[M]. 北京：石油大學出版社，1994.

(責任編輯: 尚菲菲)

Improvement Techniques and Stress Intensity Analysis of Shock Absorber on Certain Wheeled Armored Vehicles

CONG Hua1, YANG Yong-li2, FENG Fu-zhou2, JIANG Peng-cheng2, XU Dong-xiao3

(1. Department of Science Research,Academy of Armored Force Engineering,Beijing 100072,China;2. Department of Mechanical Engineering, Academy of Armored Force Engineering, Beijing 100072, China;3. Troop No. 69225 of PLA, Bayingol Mongolian Autonomous Prefecture 841300, China)

The ball-joints of shock absorber in a certain wheeled armored vehicle always shed, rust, or break when used in desert and Gobi, which affects the use of armored vehicles. This paper firstly analyses the fault mechanism of ball-joints, and puts forward improvement techniques. Then the 1/4 suspension dynamic model of armored vehicle is simplified as a two-freedom model, and a simulation model is built. Through stress intensity analysis and experiment of the improved shock absorber, it can be proved that the improvement has little effects on the intensity of shock absorber in a certain wheled armored vehicle.

wheeled armored vehicles; shock absorber; stress intensity analysis

1672-1497(2015)03-0025-07

2015-03-01

軍隊科研計劃項目

叢 華(1966-)，男，教授，博士。

TJ811

A

10.3969/j.issn.1672-1497.2015.03.006