李榮利, 李善樂, 芮強(qiáng), 王紅巖, 陳冰

（1.63963部隊，北京 100072；2.裝甲兵工程學(xué)院 機(jī)械工程系，北京 100072）

考慮履帶滑動的履帶車輛轉(zhuǎn)向載荷比分析與驗證

李榮利1, 李善樂2, 芮強(qiáng)2, 王紅巖2, 陳冰2

（1.63963部隊，北京 100072；2.裝甲兵工程學(xué)院 機(jī)械工程系，北京 100072）

為研究高速履帶車輛穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向載荷比的變化規(guī)律，根據(jù)履帶車輛轉(zhuǎn)向過程中履帶與地面之間的剪切應(yīng)力-剪切位移關(guān)系，建立了穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向平衡方程和穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向載荷比模型。分析了履帶車輛轉(zhuǎn)向功率及整車轉(zhuǎn)向載荷比隨轉(zhuǎn)向半徑的變化規(guī)律，履帶滑動對轉(zhuǎn)向載荷比影響。最后對某高速履帶車輛開展了穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向試驗，進(jìn)行數(shù)據(jù)處理和對比驗證。結(jié)果表明：整車轉(zhuǎn)向載荷比試驗數(shù)據(jù)與理論計算結(jié)果有很好的一致性，驗證了轉(zhuǎn)向載荷比模型的準(zhǔn)確性。

高速履帶車輛；轉(zhuǎn)向過程；載荷比；試驗驗證

0 引言

高速履帶車輛轉(zhuǎn)向性能是指其改變運(yùn)動方向的能力，是評價履帶車輛機(jī)動性能的重要指標(biāo)之一[1]。履帶車輛轉(zhuǎn)向時，履帶與地面之間產(chǎn)生滑移和滑轉(zhuǎn)，兩側(cè)履帶的牽引力和制動力與直駛工況相比大得多，轉(zhuǎn)向時消耗的功率也是直駛消耗功率的若干倍[2-3]。為分析高速履帶車輛轉(zhuǎn)向時的功率增長情況，引入轉(zhuǎn)向載荷比概念。然而目前研究采用的轉(zhuǎn)向模型都過于簡單，忽略了轉(zhuǎn)向時履帶滑移、滑轉(zhuǎn)、離心力以及接地壓力分布等因素的作用和影響[4-7]。

鑒于以上研究，筆者根據(jù)履帶與地面之間的剪切應(yīng)力-剪切位移關(guān)系，考慮轉(zhuǎn)向過程中履帶的滑移、滑轉(zhuǎn)以及履帶車輛轉(zhuǎn)向離心力作用，建立穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向過程中轉(zhuǎn)向載荷比模型，分析了轉(zhuǎn)向載荷比隨相對轉(zhuǎn)向半徑的變化規(guī)律。并通過高速履帶車輛的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向試驗，驗證了所提出的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向載荷比模型的科學(xué)性和可信性。

1 履帶車輛轉(zhuǎn)向過程分析

履帶車輛轉(zhuǎn)向過程復(fù)雜，根據(jù)履帶與地面之間的剪切作用，分析了履帶車輛穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向關(guān)系，圖1為履帶車輛轉(zhuǎn)向原理示意圖[8-9]。其中：L為履帶接地長；b為履帶板寬度；B為履帶中心距；CG為履帶車輛質(zhì)心；cx、cy為履帶車輛質(zhì)心到轉(zhuǎn)向中心的橫向距離和縱向距離；φ為航向角；φ˙為履帶車輛轉(zhuǎn)向角速度；D為轉(zhuǎn)向極縱向偏移量；R為履帶車輛穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向半徑；XOY為慣性坐標(biāo)系；IC為履帶車輛在慣性坐標(biāo)系上的轉(zhuǎn)向中心；xoy為固結(jié)于車體坐標(biāo)系。

圖1 履帶車輛穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向原理圖

圖2 履帶車輛穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向模型分析框圖

圖2為履帶車輛穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向模型分析框圖[10]，其中：G為履帶車重；Ai為兩側(cè)履帶轉(zhuǎn)向極橫向偏移量；vi為兩側(cè)履帶理論速度；v為履帶車轉(zhuǎn)向速度；yi為兩側(cè)履帶上任一點到固定坐標(biāo)系的縱向距離；δi為兩側(cè)履帶滑動速度和橫向方向的夾角；β為側(cè)滑角；pi為兩側(cè)履帶接地壓力；ji為兩側(cè)履帶剪切位移；μ為摩擦因數(shù)；K為土壤抗剪切模量；FR1、FR2為兩側(cè)履帶滾動阻力；下標(biāo)i=1、2，分別表示低速側(cè)和高速側(cè)履帶。根據(jù)履帶與地面之間的剪切力-剪切位移關(guān)系計算兩側(cè)履帶牽引力、制動力、轉(zhuǎn)向阻力矩，并得到穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向平面運(yùn)動學(xué)方程，通過對轉(zhuǎn)向方程的迭代求解可以得出兩側(cè)履帶轉(zhuǎn)向極橫向偏移量A1、A2以及轉(zhuǎn)向極縱向偏移量D，進(jìn)而求得轉(zhuǎn)向過程中各運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)，為轉(zhuǎn)向載荷比的分析奠定一定的基礎(chǔ)。

2 高速履帶車輛轉(zhuǎn)向載荷比分析

2.1 轉(zhuǎn)向功率及整車轉(zhuǎn)向載荷比的建模

高速履帶車輛直駛時消耗的功率表示如下：

式中：f為履帶車輛行駛阻力系數(shù)；v0為直線行駛速度。

履帶車輛穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向過程所消耗功率如下：

式中：Pt1為兩側(cè)履帶縱向行駛阻力消耗功率；Pt2為履帶車輛轉(zhuǎn)向阻力矩消耗功率；Pt3為兩側(cè)履帶與地面滑移、滑轉(zhuǎn)消耗功率；Pt4為轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)摩擦元件消耗功率；v1′、v2′分別是低速側(cè)和高速側(cè)履帶行駛速度；Mμ為履帶車轉(zhuǎn)向阻力矩；v1r、v2r分別為兩側(cè)履帶接地段滑動速度；Mf為轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)摩擦元件的摩擦力矩；ωf為轉(zhuǎn)向摩擦元件相對角速度。

假設(shè)履帶車輛按規(guī)定半徑轉(zhuǎn)向，不考慮轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)摩擦損耗功率，令vc為履帶車輛質(zhì)心行駛速度。根據(jù)轉(zhuǎn)向載荷比定義可知整車載荷比ζ可表達(dá)如下：

2.2 轉(zhuǎn)向消耗功率及整車轉(zhuǎn)向載荷比分析

圖3 履帶車輛轉(zhuǎn)向消耗功率隨ρ的變化關(guān)系

履帶車輛轉(zhuǎn)向消耗總功率Pt以及各部分功率消耗隨相對轉(zhuǎn)向半徑的變化曲線如圖3所示，從圖3中可以得出：隨著相對轉(zhuǎn)向半徑的增大，轉(zhuǎn)向阻力矩和滑移、滑轉(zhuǎn)所消耗功率逐漸變小，并且整體上履帶滑移、滑轉(zhuǎn)所消耗的功率較??；當(dāng)相對轉(zhuǎn)向半徑在1～10時，轉(zhuǎn)向阻力矩消耗的功率相對較大；當(dāng)相對轉(zhuǎn)向半徑大于10時，滾動阻力消耗功率相對較大。

圖4 整車轉(zhuǎn)向載荷比與相對轉(zhuǎn)向半徑的關(guān)系曲線

圖4是某安裝差速式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)履帶車輛穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向載荷比與相對轉(zhuǎn)向半徑的關(guān)系曲線。從圖中可以看出：整車轉(zhuǎn)向載荷比大小隨著相對轉(zhuǎn)向半徑增大逐漸減小；并且當(dāng)相對轉(zhuǎn)向半徑為1～10時，整車載荷比值在1.7～7.0之間，即轉(zhuǎn)向過程需要的功率是直線行駛需要功率的1.7～7倍左右，轉(zhuǎn)向半徑越小，需要消耗功率越大；當(dāng)相對轉(zhuǎn)向半徑大于10時,整車轉(zhuǎn)向載荷比值在1.0～1.7之間。

2.3 履帶滑動對轉(zhuǎn)向載荷比影響

高速履帶車輛在轉(zhuǎn)向過程中，不可避免地發(fā)生兩側(cè)履帶的滑移、滑轉(zhuǎn)。與理論轉(zhuǎn)向情況相比，考慮履帶滑移、滑轉(zhuǎn)時，兩側(cè)履帶產(chǎn)生的牽引力和制動力都相對偏小，轉(zhuǎn)向阻力矩也偏小。因此，當(dāng)相對轉(zhuǎn)向半徑相同時，考慮履帶滑移、滑轉(zhuǎn)時轉(zhuǎn)向消耗功率小于理論轉(zhuǎn)向條件下轉(zhuǎn)向消耗的功率，也就是說基于傳統(tǒng)理論的轉(zhuǎn)向功率要大，這對于基于此設(shè)計出的轉(zhuǎn)向回路的動力源或轉(zhuǎn)向泵馬達(dá)功率需求要保守一些，且相對轉(zhuǎn)向半徑越小履帶滑移、滑轉(zhuǎn)越嚴(yán)重，轉(zhuǎn)向載荷比的差異也越大。

圖5 整車載荷比模型計算結(jié)果與理論轉(zhuǎn)向結(jié)果對比

圖5為整車轉(zhuǎn)向載荷比在理論轉(zhuǎn)向時和考慮履帶滑移、滑轉(zhuǎn)時計算結(jié)果，從圖中可以得出：考慮兩側(cè)履帶滑移、滑轉(zhuǎn)情況下得到的整車轉(zhuǎn)向載荷比與理論轉(zhuǎn)向的計算結(jié)果相比偏小。

3 轉(zhuǎn)向試驗與轉(zhuǎn)向載荷比驗證

實車試驗是驗證計算模型的重要技術(shù)手段。因此進(jìn)行高速履帶車輛轉(zhuǎn)向試驗十分必要。本文選擇了針對計算分析的結(jié)果對某型履帶轉(zhuǎn)向過程進(jìn)行了試驗分析。

3.1 轉(zhuǎn)向過程試驗

圖6 穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向試驗部分設(shè)備

試驗履帶車輛在沙土路面進(jìn)行穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向測試，圖6為轉(zhuǎn)向試驗部分設(shè)備，其中高精度GPS系統(tǒng)包括：GPS基準(zhǔn)站和GPS移動站。GPS基準(zhǔn)站位于能夠與履帶車通視的地方，接收移動站發(fā)過來的信號并記錄下來，如圖6（a）；GPS移動站固定在試驗車輛上，隨車體運(yùn)動，并記錄車體所在位置經(jīng)緯度坐標(biāo)、車速等，如圖6（b）；NI測試系統(tǒng)包括：光電式轉(zhuǎn)速傳感器、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩測試儀、通用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。其中光電式轉(zhuǎn)速傳感器測量兩側(cè)主動輪轉(zhuǎn)速，如圖6（c）；轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩測試儀測量綜合傳動裝置兩側(cè)輸出軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩，如圖6（d）；數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)收集傳感器電信號并進(jìn)行初步處理，如圖6（e）；圖6（f）為數(shù)字羅盤，數(shù)字羅盤固定在車體上隨車體進(jìn)行轉(zhuǎn)向運(yùn)動，將GPS系統(tǒng)數(shù)據(jù)和NI測試系統(tǒng)的數(shù)據(jù)同步。

表1為不同相對轉(zhuǎn)向半徑下得到的試驗數(shù)據(jù)，從表中可以看出：隨著實際相對轉(zhuǎn)向半徑的增大，牽引力、制動力、轉(zhuǎn)向阻力矩以及轉(zhuǎn)向載荷比逐漸減小；相對轉(zhuǎn)向半徑較小時，高速側(cè)履帶轉(zhuǎn)向載荷比值較大，在8.80～16.51之間，低速側(cè)履帶載荷比值相對較??；試驗測試過程中整車載荷比在1.47～4.33之間變化。

表1 履帶車輛轉(zhuǎn)向試驗數(shù)據(jù)結(jié)果

3.2 轉(zhuǎn)向載荷比計算結(jié)果與試驗結(jié)果的對比

圖7為整車轉(zhuǎn)向載荷比計算結(jié)果與試驗測試結(jié)果對比。從圖中可知：試驗測試結(jié)果集中分布在轉(zhuǎn)向載荷比計算曲線附近，并且兩者有一致的變化趨勢，驗證了轉(zhuǎn)向載荷比計算結(jié)果的科學(xué)性和可信性。

圖7 整車轉(zhuǎn)向載荷比隨相對轉(zhuǎn)向半徑的變化關(guān)系

4 結(jié)論

本文根據(jù)高速履帶車輛與地面之間的剪切應(yīng)力-剪切位移關(guān)系，建立了轉(zhuǎn)向載荷比模型，分析了履帶轉(zhuǎn)向功率以及整車轉(zhuǎn)向載荷比變化規(guī)律，并通過實車試驗進(jìn)行了驗證，得出結(jié)論如下：

1）根據(jù)對履帶車輛轉(zhuǎn)向功率及轉(zhuǎn)向載荷比的分析，當(dāng)相對轉(zhuǎn)向半徑為1～5時轉(zhuǎn)向阻力矩消耗功率占總消耗功率比例達(dá)到60%以上；整車轉(zhuǎn)向載荷比的變化范圍在1.0～7.0之間。

2）考慮履帶滑動時，履帶車輛整車轉(zhuǎn)向載荷比比不考慮履帶滑動時整車轉(zhuǎn)向載荷比要小。

3）試驗結(jié)果基本分布在計算結(jié)果兩側(cè)，兩者有一致的變化趨勢，驗證了所建立的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向過程中載荷比模型的科學(xué)性。

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Verification and Analysis on Steering Power Ratio of Tracked Vehicle within Track Slid Taking into Consideration

LI Rongli1， LI Shanle2， RUI Qiang2， WANG Hongyan2， CHEN Bing2
(1.Troop NO.63963 ofPLA,Beijing100072,China;2.Department ofMechanical Engineering,Academyof Armored Force Engineering,Beijing100072,China)

In order to study the change of steady-state steering power ratio of high-speed tracked vehicle,the equations are established and solved by iterative algorithm according to the relationship between shear stress and shear displacement;the model of steady-state steering power ratio is established as well.The relationships between power ratio of the whole vehicle,steering power and steering radius are analyzed,and the skidding influence of the track on the power ratio is analyzed.Finally experiment of steady-state steering is carried out.Test data and the theoretic calculated results are compared,and the result shows that they fit well,which proves the accuracy of model of steering power ratio.

high-speed tracked vehicle;steering process;power ratio;experiment validness

TJ 811

A

1002－2333（2018）01－0092－04

（編輯黃 荻）

李榮利（1964—），男，碩士，高級工程師，從事試驗測試與鑒定工作。

2017-02-28