摘要：針對履帶車輛傳統(tǒng)獨立懸架減振性能較差的問題，提出將葉片式減振器互聯(lián)，在提高懸架系統(tǒng)減振性能的同時，降低了減振器內(nèi)液壓油的溫度。首先，通過油管將懸架系統(tǒng)中的葉片式減振器互聯(lián)，并確定互聯(lián)模式;其次，依據(jù)多體動力學(xué)理論建立履帶車懸架系統(tǒng)半車力學(xué)模型和動力學(xué)方程;然后，基于RecurDyn和AMESim搭建履帶車整車動力學(xué)模型和液壓懸架模型，實現(xiàn)履帶車輛懸架系統(tǒng)的機(jī)-液-熱聯(lián)合仿真;最后，與獨立懸架進(jìn)行行駛平順性和減振器溫度的對比分析。仿真結(jié)果表明，液壓互聯(lián)懸架同獨立懸架相比，可以有效提高懸架系統(tǒng)的減振性能，減振器互聯(lián)可以平均減振器內(nèi)液壓油溫度。

關(guān)鍵詞：履帶車輛;溫度;互聯(lián)模式;液壓互聯(lián)懸架;平順性

中圖分類號：U461.4 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號：1671-0797（2024）19-0032-07

DOI：10.19514/j.cnki.cn32-1628/tm.2024.19.008

0 引言

現(xiàn)代履帶車輛，特別是高速履帶車輛對機(jī)動性的要求在不斷提高，懸架裝置的減振性能研究也在不斷深入。懸架系統(tǒng)的研究主要集中在被動懸架、主動懸架和半主動懸架三個方面。在被動懸架方面，滕緋虎[1]對扭桿懸架進(jìn)行優(yōu)化，設(shè)計了新型的懸架結(jié)構(gòu)，并研究了新型懸架裝置對扭桿彈簧壽命的影響;嚴(yán)京璽等[2]研究了扭桿式履帶車輛懸架的非線性隨機(jī)最優(yōu)控制。在主動懸架方面，汪若塵等[3]設(shè)計了饋能式機(jī)電主動懸架，但不宜應(yīng)用在大噸位履帶車輛上;Wang等[4]提出了適用于高速履帶式車輛的千瓦級高功率密度機(jī)-電-液懸架系統(tǒng);Meng等[5]提出了一種基于擴(kuò)展高增益觀測器（EHGO）的新型車輛主動懸架控制方法。在半主動懸架方面，Wang等[6]采用改進(jìn)的MSCTS算法針對半主動懸架履帶車輛，提出了一種新的智能最優(yōu)控制策略;Han等[7]提出一種半主動自適應(yīng)混合控制策略，提高了懸架系統(tǒng)對不同行駛工況的適應(yīng)性;Amir Khajepour等[8]為了提高履帶車輛的平順性并降低武器振動，提出了一種履帶車輛半主動懸架系統(tǒng)的協(xié)調(diào)控制策略;W. G. Ata等[9]從理論上研究了一種磁流變履帶車輛懸架半主動控制方法。液壓互聯(lián)懸架（Hydraulically Interconnected Suspension，HIS）是一種被動油氣懸架，利用液壓油實現(xiàn)了各車輪的動力學(xué)互聯(lián)。Qin等[10]提出了一種新型多缸液壓氣動懸架系統(tǒng)用于公路軌道車輛的履帶式底盤，增強(qiáng)了車輛行駛性能。液壓互聯(lián)懸架相較于扭桿彈簧懸架，可以有效降低由路面不平所引起的車身及駕駛室振動，增強(qiáng)減振性能，并提高乘坐舒適性，同主動、半主動懸架相比，具有結(jié)構(gòu)簡單、故障率低、功耗小、維修和維護(hù)成本低等優(yōu)點，但國內(nèi)外學(xué)者對于履帶車輛液壓互聯(lián)懸架的研究較少。鑒于此，本文提出將懸架系統(tǒng)中的葉片式減振器通過油管進(jìn)行互聯(lián)，確定互聯(lián)模式，并闡述互聯(lián)懸架的工作原理及減振器互聯(lián)的降溫原理;搭建機(jī)械-液壓聯(lián)合仿真系統(tǒng)，對比獨立懸架進(jìn)行行駛平順性及溫度仿真分析。

1 互聯(lián)懸架動力學(xué)模型

1.1 減振器互聯(lián)模式

高速履帶車輛一般僅在車首、第二懸架以及車尾懸架上安裝減振器，以最大化車輛角阻尼，抑制車輛的俯仰振動。本文考慮到履帶車輛幾乎不發(fā)生側(cè)傾事故，因此只考慮俯仰工況，對同側(cè)葉片式減振器進(jìn)行互聯(lián)。通過油管將車身不同位置的葉片式減振器的同相位工作腔互聯(lián)，同時在油管上安裝電磁閥，可根據(jù)工況進(jìn)行開關(guān)以實現(xiàn)獨立或互聯(lián)工作。

當(dāng)獨立懸架式履帶車輛發(fā)生振動時，減振器內(nèi)的葉片會發(fā)生旋轉(zhuǎn)，若葉片順時針旋轉(zhuǎn)，Ⅱ腔由于受到葉片擠壓為高壓腔，而Ⅰ腔為低壓腔，兩腔存在壓力差，此時，Ⅱ腔中的液壓油經(jīng)由阻尼閥孔流入Ⅰ腔。葉片逆時針旋轉(zhuǎn)時工作腔情況相反，但原理不變。液壓油與阻尼閥孔之間的節(jié)流作用和油液分子內(nèi)部的摩擦形成了阻尼力矩，可抑制振動。獨立懸架結(jié)構(gòu)形式簡圖如圖1所示。

減振器互聯(lián)未改變減振器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，也未改變彈性元件的安裝方式及力學(xué)特性，結(jié)構(gòu)簡單、安裝方便，三種互聯(lián)模式如圖2所示。

1.2 互聯(lián)懸架工作原理

當(dāng)葉片2順時針旋轉(zhuǎn)時，兩個扇形區(qū)域較小的工作腔為高壓腔6，而兩個扇形區(qū)域較大的工作腔為低壓腔8。在此情況下，液壓油從高壓腔6經(jīng)由阻尼閥孔5流入低壓腔8，同時，電磁閥2、4打開，液壓油通過Ⅰ腔的互聯(lián)油管返回至低壓腔8，液壓油流動情況如圖2黑色箭頭所示。當(dāng)葉片2逆時針旋轉(zhuǎn)時，工作腔情況相反。兩個扇形區(qū)域較大的工作腔為高壓腔8，而兩個扇形區(qū)域較小的工作腔為低壓腔6。在此情況下，液壓油從高壓腔8通過阻尼閥孔5流入低壓腔6，同時，電磁閥1、3打開，液壓油通過Ⅱ腔的互聯(lián)油管返回到低壓腔6，液壓油流動情況如圖2灰色箭頭所示。

1.3 互聯(lián)懸架力學(xué)模型

以半車為研究對象。彈性元件力學(xué)特性不變，而第1、2車輪上方的阻尼元件由于液壓連通，可等效為位于第1、2懸架之間的減振器，上端與車體固連，下端與第1、2車輪同時鉸接，其物理模型如圖3所示。

其數(shù)學(xué)模型為：

m+Fk+Fc=0 （1）

式中：m為第二懸架支承車體的等效質(zhì)量;為車體振動加速度;Fk為彈性力;Fc為阻尼力，可表示為Fc=cv1+

cv2，其中，c為減振器等效線性阻尼系數(shù)，v1、v2為第1、2懸架垂向運動速度，當(dāng)車輪隨著地面起伏時，其相對運動速度為第1、2懸架相對速度的平均值。

從物理模型上看，液壓油管充當(dāng)平衡拉桿，懸架系統(tǒng)具有平衡懸架的特性，相當(dāng)于降低了路面高程變化率。同時，由于減振器互聯(lián)不改變彈性元件的安裝方式及力學(xué)特性，避免了傳統(tǒng)懸架存在的行程小、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、笨重等問題。因此，與獨立懸架相比，減振器互聯(lián)具有其部分優(yōu)點，但無其缺點。

1.4 減振器互聯(lián)降溫原理分析

當(dāng)減振器互聯(lián)后，如果存在壓力差，部分液壓油將在兩減振器內(nèi)流動，平衡兩減振器壓力，表現(xiàn)出減振器串聯(lián)工作特性。這種互聯(lián)有助于降低減振器的溫度，過濾路面不平造成的影響。

懸架之間的運動關(guān)系主要分以下兩類：

1）兩者同向運動：此時兩減振器均處于壓縮或拉伸行程。如果獨立工作，則兩個減振器合力為F=cv1+

cv2，共產(chǎn)生的熱量為Q=c（v12+v22）。如果互聯(lián)，由于壓力差，兩個減振器阻尼力及產(chǎn)生的熱量將重新分配，但減振器合力與產(chǎn)生的總熱量基本不變。

2）兩者反向運動：如果兩者獨立，則兩個減振器的合力F=cv1-cv2，產(chǎn)生的熱量仍為Q=c（v12+v22）。如果互聯(lián)，則因流量互相補(bǔ)償，兩個減振器合力變化不大，但產(chǎn)生的熱量大幅降低。以v1=v2這個特例為例，如果獨立，則兩個減振器產(chǎn)生的合力為0，而產(chǎn)生的熱量為Q=2cv12;如果互聯(lián)，由于流量恰好互相補(bǔ)償，兩個減振器均不輸出阻尼力，合力為0，產(chǎn)生的熱量也為0。在這種情況下，互聯(lián)產(chǎn)生的熱量減少了，但由于力的效果相同，因而平順性相同。除均衡熱量外，互聯(lián)懸架還具有降低減振器不當(dāng)功耗的作用，即產(chǎn)生的總熱量減小了。

2 履帶車輛整車多體動力學(xué)模型

2.1 目標(biāo)函數(shù)

采用基于廣義笛卡兒坐標(biāo)系的第一類拉格朗日方程建立履帶車輛多體動力學(xué)模型，模型中任一部件廣義坐標(biāo)可表示為：

pT=[x，y，z，ψ，θ，φ] （2）

式中：x、y、z為笛卡兒坐標(biāo)系下的部件質(zhì)心坐標(biāo);ψ、θ、φ為質(zhì)心坐標(biāo)歐拉角。

系統(tǒng)廣義坐標(biāo)矩陣為：

P=[p1T，p2T，p3T，…，pnT]T （3）

式中：n為剛體個數(shù)。

系統(tǒng)的約束矩陣方程可表示為：

?（p，t）=[?1（p，t），…，?q（p，t）]=0 （4）

式中：?q（p，t）為除去履帶板的車體空間運動自由度。

則動力學(xué)模型的歐拉-拉格朗日方程組為：

M ?pT

?p 0

λ=QA

η （5）

式中：M為模型部件質(zhì)量矩陣;?pT為雅克比矩陣，由式（4）微分得到;?p為約束矩陣;為加速度矢量;λ為拉格朗日乘子;QA為廣義外力矩陣;η為加速度約束方程的右項。

2.2 行動系統(tǒng)模型

整車動力學(xué)模型的建立分為車輛行動系統(tǒng)以及車身，行動系統(tǒng)可通過RecurDyn中的Track/HM模塊建立模型。在保證質(zhì)心位置等關(guān)鍵參數(shù)不變的條件下，對所選的某型履帶車模型進(jìn)行簡化。簡化后的行動系統(tǒng)包括6對負(fù)重輪、3對托帶輪、1對主動輪、1對誘導(dǎo)輪和1對張緊裝置。履帶子系統(tǒng)采用雙銷式履帶和雙輪緣負(fù)重輪結(jié)構(gòu)。主動輪采用后置方式，齒數(shù)為10。

2.2.1 主動輪模型

在RecurDyn中，主動輪、負(fù)重輪與拖帶輪的建模方法相同，在此只對主動輪的建模進(jìn)行介紹。主動輪的作用是在驅(qū)動工況下將由發(fā)動機(jī)通過傳動裝置傳遞到主動輪上的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換成履帶的驅(qū)動力，在制動工況下將制動器傳遞過來的制動轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)變?yōu)槁膸У闹苿恿ΑＶ鲃虞喌凝X面形狀對履帶車輛仿真具有重要影響，齒面形狀的基本參數(shù)參考所選履帶車輛的真實數(shù)據(jù)，而精確的齒形則需要根據(jù)對實體模型進(jìn)行分析得出的齒形剖面文件進(jìn)行定義，主動輪結(jié)構(gòu)及漸開線齒形如圖4、圖5所示。

2.2.2 履帶子系統(tǒng)

在仿真過程中需要考慮履帶的接觸碰撞、摩擦等多個因素。履帶環(huán)是由連接銷將履帶板連接在一起形成的，與各個輪共同組成履帶環(huán)系統(tǒng)。本文中使用的是雙銷掛膠履帶，每塊履帶板上有兩個掛膠履帶銷孔，相鄰的履帶板之間通過履帶銷和端聯(lián)器進(jìn)行連接。雙銷履帶板的基本結(jié)構(gòu)如圖6所示。

2.3 路面模型

在RecurDyn中，有兩種方法可以生成三維路面模型。一種方法是利用樣條曲線在路面模塊中自動生成路面模型，另一種方法是通過讀取RDF（Road Data File）文件來直接生成路面模型。選擇通過讀取RDF文件生成仿真路面，該路面模型可以反映履帶與地面之間的接觸力，而且兩側(cè)履帶所經(jīng)過的路面也可以具有獨立的不平度。RDF文件根據(jù)某試驗場所采集的路面不平度數(shù)據(jù)進(jìn)行編譯。履帶車輛在試驗場跑道上的仿真效果圖如圖7所示。

3 聯(lián)合仿真分析

利用RecurDyn的Track/HM模塊以及整車參數(shù)建立了履帶車多體動力學(xué)模型;利用AMESim中的機(jī)械庫、熱庫、熱液壓庫等搭建液壓互聯(lián)懸架模型，如圖8所示。

為研究減振器不同互聯(lián)形式對行駛平順性和減振器溫升的影響，分別對采用獨立懸架以及模式一、二、三的液壓互聯(lián)懸架的某履帶車輛進(jìn)行了整車平順性聯(lián)合仿真試驗研究。

3.1 平順性仿真分析

根據(jù)GJB 59.15—1988《裝甲車輛試驗規(guī)程 野外振動試驗》的評價方法和相關(guān)要求，對履帶車輛進(jìn)行模擬試驗，通過試驗獲得車身質(zhì)心垂向振動加速度和車身俯仰角的性能曲線。履帶車輛的行駛速度是在RecurDyn軟件的履帶子系統(tǒng)中利用STEP函數(shù)對主動輪施加STEP（TIME，1，0，6，（V_angle）*1d）的旋轉(zhuǎn)角速度，如圖9所示。

為了對比懸架結(jié)構(gòu)形式對車輛性能的影響，兩個仿真采用相同的路面和行駛速度。在0～1 s內(nèi)施加的旋轉(zhuǎn)角速度為0，在這個時間段內(nèi)在液壓減振器初始壓力的作用下，車身會產(chǎn)生垂向振動并逐漸衰減;而后在1～6 s內(nèi)旋轉(zhuǎn)角速度逐漸增大，到6 s時達(dá)到最大，并維持此速度不變。整個仿真過程歷時16 s，仿真結(jié)果如圖10所示。

基于圖10并計算車身俯仰角均方根值可得：

1）模式一：車身俯仰角最大值降低了1.97%，俯仰角均方根值降低了0.28%。

2）模式二：車身俯仰角最大值降低了6.83%，俯仰角均方根值降低了1.65%。

3）模式三：車身俯仰角最大值降低了2.81%，俯仰角均方根值降低了0.91%。

綜上所述，模式二減振性能最優(yōu)。

3.2 減振器溫度變化

仿真時間設(shè)為250 s，減振器獨立與互聯(lián)工作時，第1、2、6軸減振器內(nèi)外壁溫度如圖11～13所示。當(dāng)履帶車輛在非鋪裝路面上行駛時，第1軸減振器首先受到較大的振動沖擊，會導(dǎo)致減振器頻繁地進(jìn)行調(diào)節(jié)和工作，而第2、6軸減振器相較于第1軸減振器所受沖擊較小，因此第1軸減振器液壓油溫度高于第2、6軸。減振器內(nèi)外壁溫度差距較大的原因主要源于仿真過程考慮了風(fēng)速對減振器外壁的影響，在行駛過程中減振器外壁受到風(fēng)速影響散熱更快，導(dǎo)致外壁溫度較低。

仿真結(jié)果表明，減振器互聯(lián)可平均減振器內(nèi)外壁溫度，未互聯(lián)的減振器溫度幾乎無變化。

1）模式一：第1軸減振器內(nèi)外壁溫度降低10.53、1.91 ℃，降幅為33.81%、8.67%;第2軸減振器內(nèi)外壁溫度降低7.87、1.60 ℃，降幅為27.63%、7.37%。

2）模式二：第1軸減振器內(nèi)外壁溫度降低9.95、1.79 ℃，降幅為31.94%、8.14%;第6軸減振器內(nèi)外壁溫度降低4.32、0.91 ℃，降幅為16.92%、4.30%。

3）模式三：第2軸減振器內(nèi)外壁溫度降低7.67、1.56 ℃，降幅為26.93%、7.20%;第6軸減振器內(nèi)外壁溫度降低4.70、0.99 ℃，降幅為18.42%、4.67%。

4 結(jié)論

本文以履帶車輛液壓互聯(lián)懸架為研究對象，建立了液壓互聯(lián)懸架的機(jī)-液-熱仿真模型和履帶車整車模型，與獨立懸架式履帶車輛在試驗場路面下進(jìn)行平順性對比分析，得出以下結(jié)論：

1）三種模式的液壓互聯(lián)懸架降低了車身俯仰角最大值，降幅分別為1.97%、6.83%、2.81%，其中模式二減振性能最優(yōu)。

2）減振器互聯(lián)可平均液壓油的溫度，隨著溫度降低液壓油粘度上升，懸架系統(tǒng)的減振性能提高。

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收稿日期：2024-05-28

作者簡介：陳天宇（1998—），男，遼寧錦州人，碩士研究生，研究方向：車輛懸架系統(tǒng)理論與控制。