履帶車(chē)輛懸掛系統(tǒng)振動(dòng)仿真與減振器能耗分析

蔡兆忠，李慧梅，2，安 鋼，張小明

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

對(duì)于饋能式懸架的研究，國(guó)外始于20世紀(jì)90年代，其中:Wendel等人［1］提出將能量再生系統(tǒng)運(yùn)用于車(chē)輛懸架，討論了可能的實(shí)現(xiàn)方案;Saito等人［2］研究了將振動(dòng)能量轉(zhuǎn)化為電能存儲(chǔ)于蓄電池中的方法;Noritsugu等人［3］探討了車(chē)輛懸架氣動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的能量再生潛力。我國(guó)這方面的研究始于21世紀(jì)之后，主要集中于個(gè)別高校。就目前的整體狀況來(lái)看，饋能懸架的研究還停留在理論研究和初步試驗(yàn)階段，距離實(shí)際生產(chǎn)應(yīng)用還有一段距離。相關(guān)研究主要針對(duì)民用車(chē)輛，有關(guān)履帶裝甲車(chē)輛的研究還比較少。筆者以配置摩擦式減振器的履帶車(chē)輛為研究對(duì)象，分析了不同路況、車(chē)速下減振器能耗的問(wèn)題。

1 模型的建立

基于多體動(dòng)力學(xué)軟件RecurDyn，建立了履帶車(chē)輛簡(jiǎn)化的實(shí)體模型，包括車(chē)身、懸掛系統(tǒng)和行動(dòng)裝置。筆者所研究的車(chē)輛一側(cè)安裝有6個(gè)負(fù)重輪，各負(fù)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(diǎn)，研究過(guò)程中，它們均可采用“旋轉(zhuǎn)彈簧-阻尼-驅(qū)動(dòng)器”模型進(jìn)行等效模擬［4-5］。

扭桿彈簧具有很高的強(qiáng)度，其扭轉(zhuǎn)剛度在工作范圍內(nèi)為線(xiàn)性，其扭轉(zhuǎn)力矩與扭轉(zhuǎn)角度的關(guān)系為

式中:M為扭桿扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhǎng)度，單位為m。

摩擦式減振器是通過(guò)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)減振的，筆者研究的減振器，其阻尼力矩和旋轉(zhuǎn)角速度之間近似呈線(xiàn)性關(guān)系，經(jīng)等效線(xiàn)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(zhuǎn)角速度，單位rad/s。

為了建模方便，在不影響問(wèn)題研究的情況下作如下假設(shè):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(chē)建模主要步驟是:車(chē)體在Solid-Works中構(gòu)造，懸掛裝置參照實(shí)車(chē)結(jié)構(gòu)布置;車(chē)體和懸掛裝置構(gòu)建一個(gè)子系統(tǒng);在高速履帶專(zhuān)用工具包Track-HM中建立行動(dòng)裝置子系統(tǒng);最后添加2個(gè)子系統(tǒng)之間的約束。建立的整車(chē)模型如圖1所示。

圖1 履帶車(chē)輛整車(chē)模型

為了分析減振器能耗與路況的關(guān)系，依據(jù)國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)，筆者采用諧波疊加法構(gòu)建了B、D、F三種等級(jí)的路面不平度，由路面不平度構(gòu)建能夠?qū)隦ecurDy的隨機(jī)路面。其中F級(jí)隨機(jī)路面不平度分布如圖2所示。

圖2 F級(jí)隨機(jī)路面不平度

2 仿真分析

2.1 模型靜平衡驗(yàn)證

不添加任何驅(qū)動(dòng)力［6］，如果扭桿和減振器均有效，那么車(chē)體會(huì)出現(xiàn)上下運(yùn)動(dòng)、運(yùn)動(dòng)幅度衰減的情況。為了更好地凸顯懸掛裝置的作用，設(shè)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(jié)果如圖3所示，可見(jiàn)車(chē)體質(zhì)心垂向位置首先出現(xiàn)較大波動(dòng)，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(chē)體質(zhì)心垂直方向位置

2.2 模型運(yùn)動(dòng)分析

仿真條件如下:將構(gòu)建的D級(jí)隨機(jī)路面導(dǎo)入整車(chē)模型;設(shè)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(cè)主動(dòng)輪上添加相同的速度函數(shù) STEP(TIME，2，0，4，-18);仿真時(shí)間為16 s。仿真過(guò)程如圖4所示，可見(jiàn):0～2 s時(shí)主動(dòng)輪速度為0，整車(chē)原地振動(dòng);2～4 s時(shí)主動(dòng)輪加速至18 rad/s(順時(shí)針為負(fù)，逆時(shí)針為正)，整車(chē)加速運(yùn)動(dòng);4～16 s時(shí)主動(dòng)輪近似勻速轉(zhuǎn)動(dòng)，整車(chē)也近似勻速行駛。

圖4 左側(cè)主動(dòng)輪角速度

仿真結(jié)果能得到時(shí)域上主動(dòng)輪驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩和減振器拉臂角速度，部分?jǐn)?shù)據(jù)如圖5、6所示。

由圖5可見(jiàn):2～4 s時(shí)主動(dòng)輪輸出較大的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩，驅(qū)動(dòng)整車(chē)做加速運(yùn)動(dòng);4～16 s時(shí)主動(dòng)輪輸出轉(zhuǎn)矩則進(jìn)入平穩(wěn)波動(dòng)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(fù)重輪受到?jīng)_擊后，第2負(fù)重輪處減振器拉臂向上擺動(dòng)的過(guò)程(逆時(shí)針)能很好地吸收能量，向下擺動(dòng)速度迅速衰減。

由公式P=Mω和P=Cω2，可得主動(dòng)輪輸出瞬時(shí)功率和減振器能耗瞬時(shí)功率，再結(jié)合仿真時(shí)間可得到主動(dòng)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(jí)和F級(jí);同一路面等級(jí)下，主動(dòng)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(shí)間均為 16 s。為使對(duì)比分析更具有合理性，取近似勻速行駛的后12 s為研究對(duì)象，綜合上述仿真結(jié)果，得到減振器能耗數(shù)值，如表1所示，表中發(fā)動(dòng)機(jī)輸出能量由主動(dòng)輪輸出能量等效得到。

由表1可知:1)履帶車(chē)輛減振器耗散的能量具有回收價(jià)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(lái)浪費(fèi)掉的能量就能轉(zhuǎn)化成可以利用的電能或液(氣)壓能，稱(chēng)之為“饋能”;2)同一路面等級(jí)，車(chē)速?gòu)?3.1、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(gè)數(shù)量級(jí)上，這說(shuō)明速度對(duì)減振器能耗的影響不是主要因素;3)同一車(chē)速，路面等級(jí)從B、D到F級(jí)，減振器消耗的能量明顯增大，占發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的能量的百分比也顯著遞增，這說(shuō)明車(chē)輛行駛路況越惡劣，越多的能量被減振器耗散，并且路況對(duì)減振器能耗的影響很大。

表1 不同等級(jí)路面、不同車(chē)速下的減振器能耗

3 結(jié)論

以上結(jié)果與于長(zhǎng)淼等［7］采用CarSim仿真軟件對(duì)SUV車(chē)輛模型仿真得到的結(jié)論是一致的。軍用履帶車(chē)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(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)旋轉(zhuǎn)型發(fā)電機(jī)，將振動(dòng)的機(jī)械能轉(zhuǎn)化成電能。但由仿真結(jié)果也可看出:拉臂角速度相對(duì)一般旋轉(zhuǎn)發(fā)電機(jī)額定轉(zhuǎn)速偏小，因此，必須設(shè)計(jì)相應(yīng)的增速機(jī)構(gòu)。

［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(dòng)力學(xué)理論的履帶車(chē)輛懸掛特性仿真研究［J］. 系統(tǒng)仿真學(xué)報(bào)，2005，17(10):2545-2563.

［5］ 董明明，顧亮.履帶車(chē)輛非線(xiàn)性懸掛系統(tǒng)的ADAMS仿真［J］.北京理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2005，25(8):670-673.

［6］ 王雙雙，張?jiān)ツ希瑥埮螅?電傳動(dòng)履帶車(chē)輛驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)建模與聯(lián)合仿真［J］.系統(tǒng)仿真技術(shù)及應(yīng)用，2008(10):538-541.

［7］ 于長(zhǎng)淼，王偉華，王慶年.混合動(dòng)力車(chē)輛饋能式懸架的節(jié)能潛力［J］.吉林大學(xué)學(xué)報(bào):工學(xué)版，2009，39(4):841-845.