卞美卉， 張 洋， 杜志岐

(中國(guó)北方車(chē)輛研究所，北京 100072)

履帶車(chē)輛的平順性直接取決于懸掛裝置的性能，然而履帶作為行動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，它的受力情況必然對(duì)平順性有一定的影響.張緊力過(guò)大，履帶剛度太大，起不到緩沖作用，會(huì)增加履帶和底盤(pán)部件摩擦，能耗嚴(yán)重，并有斷帶危險(xiǎn)；張緊力過(guò)小，使得履帶松弛，容易脫帶、爬齒，造成履帶失效，車(chē)輛癱瘓[1].履帶預(yù)張緊力是影響履帶張緊力的主要因素之一.當(dāng)前在履帶車(chē)輛行動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)，履帶預(yù)張緊力的計(jì)算一般采用經(jīng)驗(yàn)公式，以車(chē)重乘以一個(gè)經(jīng)驗(yàn)系數(shù)作為履帶的預(yù)張緊力.為了分析履帶預(yù)張緊力對(duì)車(chē)輛平順性的影響，以某型高速履帶車(chē)輛為例，在多體動(dòng)力學(xué)仿真軟件RecurDyn中建立了整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型，在不同車(chē)速下分別取車(chē)重的6%、8%、10%、12%為履帶預(yù)張緊力對(duì)車(chē)輛平順性進(jìn)行了仿真.

1 履帶預(yù)張緊力的理論分析

履帶車(chē)輛行駛時(shí)作用于履帶上的力分為恒定力(預(yù)張緊力、牽引力和由于離心力產(chǎn)生的張力)和交變力(由于履帶、負(fù)重輪和車(chē)體的縱向和橫向振動(dòng)，嚙合不均勻和履帶的板塊結(jié)構(gòu)等產(chǎn)生的動(dòng)載荷)[2].車(chē)輛在靜態(tài)狀況下，履帶環(huán)被預(yù)張緊力Fyz拉緊.當(dāng)車(chē)輛行駛時(shí)，由于履帶板位移方向變化產(chǎn)生的離心力Fl為：

Fl=mdv2.

(1)

式中：md為履帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量；v為車(chē)輛行駛速度.

一般情況下，離心力產(chǎn)生的張力與履帶環(huán)全長(zhǎng)上的預(yù)張緊力方向相同.當(dāng)采用彈性履帶時(shí)，離心力的作用使履帶變長(zhǎng)，在誘導(dǎo)輪位置固定的情況下，會(huì)使預(yù)張緊力變小，彈性履帶的預(yù)張緊力F′yz按式(2)計(jì)算.

(2)

式中：K為說(shuō)明履帶撓度和行駛部分結(jié)構(gòu)的系數(shù).對(duì)于裝用彈性履帶的履帶行駛裝置來(lái)說(shuō)，K=0.2～0.5.

履帶環(huán)非工作段的張力的恒定分量由式(3)表示.

(3)

式中：Fq為牽引力；Ls為履帶松邊長(zhǎng)度；Lj為履帶緊邊長(zhǎng)度.

將前述彈性履帶的預(yù)張緊力F′yz表達(dá)式代入式(3)后，F(xiàn)fz變?yōu)槭?4)形式.

(4)

履帶環(huán)工作段的張力由非工作段的張力恒定分量和牽引力組成，如式(5)所示.

Fgz=Ffz+Fq.

(5)

本研究的某型高速履帶車(chē)輛采用主動(dòng)輪前置的形式，其非工作段的張緊力和工作段的張緊力的分布如圖1所示，圖示力的大小和張緊力的方向是互相垂直的.

圖1 作用于履帶環(huán)上的張緊恒定力

由圖1可知，主動(dòng)輪前置的車(chē)輛履帶最小張緊力出現(xiàn)在履帶的前斜支段.當(dāng)Ffz≈0時(shí)，最可能出現(xiàn)履帶脫落或履帶嚙合不良的現(xiàn)象.首先是在最大的牽引力(Fqmax)作用時(shí)，可能出現(xiàn)這種履帶松弛的現(xiàn)象.假定此時(shí)的行駛速度不高Fl≈0，由式(4)可得到求預(yù)張緊力的條件方程式為：

(6)

在主動(dòng)輪前置的條件下，比值Ls∶Lj=0.08～0.14，相應(yīng)地要求較大的預(yù)張緊力Fyz≈0.9Fqmax.

2 履帶車(chē)輛的平順性仿真

為了分析履帶預(yù)張緊力對(duì)平順性的影響，在多體動(dòng)力學(xué)仿真軟件RecurDyn中建立整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型并進(jìn)行平順性仿真.

2.1 構(gòu)造整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型

車(chē)輛的計(jì)算參數(shù)如表1所示.在Creo軟件中按照實(shí)際尺寸和結(jié)構(gòu)建立車(chē)體模型，將車(chē)體簡(jiǎn)化為集中質(zhì)量的剛體，然后導(dǎo)入到RecurDyn中.

表1 某型履帶車(chē)輛計(jì)算參數(shù)

利用RecurDyn的高速履帶模塊Track-HM對(duì)主動(dòng)輪、負(fù)重輪、誘導(dǎo)輪、托帶輪及履帶板按實(shí)際尺寸建模[3]，用Assembly功能組裝履帶(圖2).構(gòu)建的整車(chē)模型如圖3所示.

圖2 Track-HM模塊

圖3 RecurDyn整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型

添加車(chē)體和行動(dòng)系統(tǒng)各部件模型之間的約束關(guān)系：主動(dòng)輪、誘導(dǎo)輪、托帶輪和車(chē)體之間為旋轉(zhuǎn)副；負(fù)重輪通過(guò)旋轉(zhuǎn)副和平衡肘相連；平衡肘的另一端通過(guò)旋轉(zhuǎn)副和固定在車(chē)體的扭桿相連.在平衡肘和扭桿相連的旋轉(zhuǎn)副處創(chuàng)建扭轉(zhuǎn)彈簧阻尼器RSDA(RotationalSpring)，將懸掛裝置的剛度和阻尼特性換算為扭轉(zhuǎn)彈簧的剛度(Spring Coefficient)和阻尼(Damping Coefficient)，負(fù)重輪載荷換算為預(yù)扭矩(Pre Torque)，在此建立剛度和阻尼的等效特性約束.將動(dòng)力推進(jìn)裝置簡(jiǎn)化為驅(qū)動(dòng)左、右主動(dòng)輪的旋轉(zhuǎn)速度，通過(guò)定義RecurDyn自帶的一般階躍函數(shù)STEP(TIME，0，0，t，ω)來(lái)實(shí)現(xiàn)車(chē)輛的運(yùn)動(dòng).其中，t為加速時(shí)間，ω為目標(biāo)車(chē)速換算的最終旋轉(zhuǎn)角速度.

分別取車(chē)重的6%、8%、10%、12%為履帶預(yù)張緊力Ffz，在履帶環(huán)(Pin Bushing)的屬性里定義預(yù)張緊力(Pre Load)的值.

2.2 構(gòu)造路面模型

利用路面不平度對(duì)仿真路面進(jìn)行建模.大量的試驗(yàn)表明，路面不平度是零均值的Gauss隨機(jī)過(guò)程，國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO/TC108/SC2N67和國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB7031-2005建議采用式(7)的路面功率譜密度表達(dá)：

(7)

式中：n為空間頻率，是路面波長(zhǎng)的倒數(shù)；n0為參考空間頻率，n0=0.1m-1；W=2為頻率指數(shù)；Gq(n0)為參考空間頻率下的路面功率譜密度值，稱(chēng)為路面不平度系數(shù).

該標(biāo)準(zhǔn)中路面不平度按路面功率譜密度的幾何平均值分為8級(jí)，其中D級(jí)、E級(jí)、F級(jí)的路面不平度系數(shù)和路面高度均方根值如表2所示.

表2 路面不平度的分級(jí)標(biāo)準(zhǔn)

對(duì)照上述國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)和國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，用于履帶車(chē)輛經(jīng)常試驗(yàn)的野外路面相當(dāng)于該標(biāo)準(zhǔn)中的E級(jí)路面.用Matlab軟件按標(biāo)準(zhǔn)路面不平度系數(shù)的值仿真出E級(jí)路面，其路面不平度曲線(xiàn)如圖4所示，自功率譜密度在雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)下的曲線(xiàn)如圖5所示.

圖4 E級(jí)路面不平度曲線(xiàn)

圖5 功率譜密度在雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)下的曲線(xiàn)

3 仿真結(jié)果分析

令車(chē)輛模型分別以20 km/h，30 km/h，40 km/h，45 km/h的車(chē)速進(jìn)行平順性仿真，設(shè)置加速時(shí)間為5 s，仿真總時(shí)長(zhǎng)15 s，得到車(chē)輛駕駛員座椅處垂直振動(dòng)加速度信號(hào).圖6為車(chē)輛模型以20 km/h行駛的加速度時(shí)間歷程a(t)的曲線(xiàn).

根據(jù)ISO2631-1997，在進(jìn)行平順性評(píng)價(jià)時(shí)，人體對(duì)不同頻率振動(dòng)的敏感程度不同，用加權(quán)加速度均方根值aw來(lái)評(píng)價(jià)振動(dòng)對(duì)人體的影響.對(duì)仿真得到的加速度時(shí)間歷程a(t)進(jìn)行頻譜分析得到功率譜密度函數(shù)Ga(f)，如圖7所示.

再按式(8)計(jì)算加權(quán)加速度均方根值aw.

(8)

式中：W(f)為不同頻率的加權(quán)系數(shù).ISO2631-1997給出W(f)的值見(jiàn)表3.

表3 頻率加權(quán)系數(shù)

圖6 20 km/h駕駛員座椅處垂直振動(dòng)加速度

圖7 20 km/h加速度功率譜密度

求得駕駛員座椅處垂直方向加權(quán)加速度均方根值如表4所示.

表4 駕駛員座椅處垂直方向加權(quán)加速度均方根值

通過(guò)對(duì)比可以看出，采用10%車(chē)重為履帶預(yù)緊力時(shí)的車(chē)輛駕駛員座椅處垂直振動(dòng)加權(quán)加速度均方根值小，平順性較好.因此，從平順性最優(yōu)的角度出發(fā)，該型履帶車(chē)輛的履帶預(yù)張緊力取10%左右較合適.

4 結(jié)束語(yǔ)

以某型高速履帶車(chē)為例，在多體動(dòng)力學(xué)仿真軟件RecurDyn中建立了整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型，在不同車(chē)速下分別取車(chē)重的6%、8%、10%、12%為履帶預(yù)張緊力對(duì)車(chē)輛平順性進(jìn)行了仿真.通過(guò)對(duì)比可以看出，從平順性最優(yōu)的角度出發(fā)，該履帶車(chē)履帶預(yù)張緊力取10%左右較合適.