輪履變換車輛主動輪與履帶板嚙合損耗分析

蘇 杰， 李春明， 范知友

(中國北方車輛研究所，北京 100072)

輪履變換車輛主動輪與履帶板嚙合損耗分析

蘇 杰， 李春明， 范知友

(中國北方車輛研究所，北京 100072)

為研究輪履變換車輛主動輪與履帶板嚙合的損耗變化，首先結合輪履變換車輛結構，對其進行受力分析；然后采用Matlab和RecurDyn建立了主動輪與履帶板嚙合數(shù)學模型和多體動力學仿真模型；最后，仿真分析了該車輛在輪式狀態(tài)和履帶狀態(tài)下，分別在硬質路面上以10 km/h、20 km/h、30 km/h、40 km/h、50 km/h勻速行駛一段時間內的主動輪與履帶板嚙合的功率損耗，結果表明，該車輛在輪式狀態(tài)下勻速行駛時，其主動輪與履帶板嚙合的功率損耗低于履帶狀態(tài)，特別是在輪式狀態(tài)下以40 km/h勻速行駛時，其主動輪與履帶板嚙合的功率損耗比在履帶狀態(tài)下勻速行駛時減少了36.49%.

履帶車輛；變形輪；主動輪；張緊力；摩擦損耗

履帶車輛的行駛環(huán)境復雜多變，對各類地形都有良好的適應能力才能滿足多元化的使用需求.一方面，要求履帶車輛要有復雜地域和惡劣路況下的通過能力；另一方面，要求車輛要有硬路面的高速行駛能力，從而利于車輛在公路、城市等環(huán)境下的快速反應和靈活機動.履帶裝置可以提高車輛對地形的適應能力，但其高速行駛時摩擦損耗大.為提高履帶車輛機動性能，變形輪技術得到廣泛應用.王東亮等作者提出了一種變形輪行走機構設計方案[1]，兼有輪式行走機構高速性和履帶式行走機構高通過性特點，該結構具有借鑒意義，但受限于承載能力，其設計無法適用于重型車輛.美國Inuktun公司的履帶可變形偵察機器人(VGTV)[2]通過控制伸展擺臂的伸長與收縮改變履帶的形狀，實現(xiàn)履帶接地面積可調，但由于行駛速度有限，無法實現(xiàn)高速機動.為滿足重型履帶車輛高機動性要求，對傳統(tǒng)履帶結構進行改進是實現(xiàn)履帶車輛高速行駛的有效途徑.通過輪履變換可實現(xiàn)履帶環(huán)形運動，減小履帶接地面積，降低行駛阻力，提高車輛高速性能.

履帶車輛高速行駛時，主動輪與履帶板嚙合摩擦損失占據(jù)總功率損失的比重較大，因此，降低主動輪嚙合摩擦損耗可以有效改善履帶車輛行駛功率損耗.而履帶張緊力是主動輪嚙合損耗的重要影響因素，況且履帶車輛在行駛時，履帶張緊力呈劇烈波動狀態(tài)，導致履帶與主動輪之間的嚙合摩擦損耗的波動[3].為實現(xiàn)履帶車輛高速行駛性能，對履帶的張緊力提出更高要求.履帶張緊力過小容易導致履帶“脫齒”現(xiàn)象的發(fā)生，張緊力過大會增加磨損，降低車輛的動力傳遞效率.履帶張緊力是求解主動輪嚙合摩擦力的前提，進而求解出嚙合摩擦損耗.針對傳統(tǒng)履帶結構，袁芬等作者[4]針對傳統(tǒng)履帶結構提出了精確計算誘導輪張緊力的方法，并進行仿真驗證，而肖永開等作者[5]建立履帶車輛動力學模型，著重分析預張緊力對車輛行駛的影響.本研究參考上述張緊力計算和分析方法，針對變形輪結構建立動力學模型，求解主動輪嚙合損耗.

1 動力學分析

車輛行駛時，作用在履帶環(huán)上的力分為恒定力和交變力.恒定力包括預緊力、牽引力和離心力，產生履帶張緊力的恒定分量；交變力包括履帶、負重輪和車體的縱向和橫向振動，由嚙合不均勻和履帶板塊結構造成的動載荷，產生履帶張緊力的可變分量[6].由于張緊力的可變分量難以計算，通常采取強度儲備系數(shù)方式進行估算，現(xiàn)討論履帶環(huán)上張緊力的恒定分量.

1.1 履帶環(huán)張緊力分布

輪履變換車輛的主動輪位于頂部，誘導輪和負重輪固定在可以調節(jié)的保持架上.通過調整保持架形狀，實現(xiàn)輪履轉換，高速行駛時為輪式狀態(tài)，如圖1所示；越野行駛時為履帶狀態(tài)，如圖2所示.

圖1 輪式狀態(tài)結構圖

圖2 履帶狀態(tài)結構圖

如圖3和圖4所示，將履帶環(huán)分為三部分：工作段、非工作段、接地段

圖3 輪式狀態(tài)張緊力分布情況

圖4 履帶狀態(tài)張緊力分布情況

圖中，F(xiàn)fz為非工作段張緊力：

Ffz=Fyz-FqA+FcB，

(1)

A=1/(1+Lgz/Lfz),

(2)

B=K/(1+K).

(3)

式中：Fq為主動輪所產生的驅動力；Fc為履帶板位移方向變化產生的離心力；Fyz為履帶預緊力；K為履帶撓度和行駛部分結構的參數(shù)，對于掛膠履帶行駛裝置來說，K=0.2～0.5.

工作段張緊力Fgz包括非工作段張緊力和主動輪驅動力.

Fgz=Fyz+Fq(1-A)+FcB.

(4)

考慮到履帶與負重輪、誘導輪、主動輪以及履帶鏈節(jié)之間的摩擦力影響，引入影響系數(shù)Kd.對于有拖帶輪的行動裝置和有預加扭轉角的履帶，Kd=2.

則離心張緊力Fc為

Fc=0.03Kdmdv2.

(5)

式中：md為履帶的單位長度質量；v為車輛行駛速度.

1.2 主動輪動力學分析

主動輪處受力情況如圖5所示，履帶板相對轉動角度如圖6所示.

圖5 主動輪處受力情況

圖6 履帶板相對轉動角度

對于進入嚙合的履帶板的第1個履帶銷，其受力平衡方程為

FN1+FC1cos(α1+θ)-FT1cosθ=0

,

(6)

FS1+FC1sin(α1+θ)-FT1sinθ=0

,

(7)

FS1=μ1FN1.

(8)

對于第2個履帶銷，其受力平衡方程為

FN2+FT2cos(α2+θ)-FC2cosθ=0

,

(9)

FS2-FT2sin(α2+θ)-FC2sinθ=0

,

(10)

FS2=μ1FN2.

(11)

聯(lián)立以上各式可得：

(12)

(13)

(14)

(15)

式中：θ為壓力角，即嚙合點的法線與傳力的相鄰履帶銷中心的夾角；α1為雙銷履帶繞過主動輪時，前端聯(lián)器相對履帶板的轉角；α2為履帶板相對于后端聯(lián)器的轉角；μ1為摩擦系數(shù)，鋼與鋼摩擦可取0.16.

FC1和FC2為履帶銷松邊張緊力，F(xiàn)T1和FT2為履帶銷緊邊張緊力.在加速和勻速前進時，前一個履帶銷的緊邊是后一個履帶銷的松邊，即

FT1=FC2.

(16)

對于第1塊進入嚙合的履帶板，F(xiàn)T1即為整條履帶中的工作段履帶張緊力.

FT1=Fgz=Fyz+Fq(1-A)+FcB.

(17)

在實際行駛中，由于受路面不平度和履帶與地面間的摩擦力的影響，履帶工作段張緊力并不是預緊力、離心力和牽引力的簡單相加，因此需要建立履帶張緊力動力學模型進行詳細分析計算.

1.3 主動輪與履帶板嚙合摩擦功率損耗

對主動輪進行動力學分析，可得主動輪與履帶板嚙合傳力過程中，履帶銷在主動輪齒圈表面的相對滑動產生的功率損耗P1.

(18)

s=rβ1，

(19)

β1=α-βi.

(20)

式中：s為履帶銷與主動輪齒圈相對滑動位移；t1為嚙合過程時間；r為履帶銷半徑；β1為履帶銷滑動相對轉角，等于履帶板轉角βi與主動輪齒圈轉角差值.

由以上各式可得摩擦功率損耗：

(21)

式中：ω0為主動輪轉速；ωi為履帶板轉動角速度.

2 虛擬樣機仿真

2.1 RecurDyn功能介紹

履帶車輛行駛過程包含動態(tài)載荷、接觸損耗、沖擊碰撞等情況，是一個復雜的多剛體系統(tǒng)動力學問題，傳統(tǒng)動力學仿真軟件難以準確求解摩擦損耗.與其他同類型軟件相比，RecurDyn具備分析復雜多體動力學問題的優(yōu)勢，在履帶車輛動力學分析方面優(yōu)勢更加明顯.RecurDyn軟件提供了高速履帶模塊(High Track)和低速履帶模塊(Low Track)，包括常用的實體和元素，同時提供履帶板和路面輪廓庫.模型庫中預設多種類型車輪結構，如主動輪、拖帶輪、負重輪.履帶板結構包括單銷式履帶板和雙銷式履帶板，在給定參數(shù)的情況下能夠快速建立行動裝置模型.該軟件還增加了并行求解算法，改進原有的接觸算法，提出了解析解接觸算法、實體接觸算法和針對柔性體的接觸算法，以滿足大型有限元多體動力學問題的計算需求.具備與Matlab/Simulink對接的能力，可以進行機械系統(tǒng)和控制算法的聯(lián)合求解，并且針對各個行業(yè)設計多種不同接口，允許用戶進行二次開發(fā).

2.2 RecurDyn與Matlab聯(lián)合仿真

針對輪履變換車輛采用輪轂電機驅動的結構，由于RecurDyn程序不提供電機驅動，僅能施加主動輪扭矩且擬真度較低，所以建立的虛擬樣機缺乏真實準確的電機驅動及其控制策略.當以主動輪恒定轉速為控制目標進行仿真分析時，扭矩波動與電機輸出情況不匹配，并且無法有效計算行動系統(tǒng)功率損耗在電機輸出功率所占的比值.因此利用RecurDyn的接口技術將虛擬樣機模型和基于Matlab/Simulink建立的電機及其控制器模型結合起來，實現(xiàn)機械系統(tǒng)和控制系統(tǒng)的聯(lián)合仿真.通過設定電機控制策略，在控制策略中引入主動輪轉速反饋來保證車輛勻速直線行駛的穩(wěn)定性，來模擬輪履變換車輛分別以10 km/h、20 km/h、30 km/h、40 km/h、50 km/h的車速勻速行駛時主動輪與履帶板嚙合的功率損耗情況.

2.3 車輛虛擬樣機建立

根據(jù)輪履變換車輛的詳細結構數(shù)據(jù)，基于RecurDyn的高速履帶模塊Track/HM建立車輛模型.如圖7所示，該模型包括車身和6個履帶輪.履帶輪由主動輪、誘導輪、負重輪、保持架、懸掛裝置、履帶板、張緊裝置組成.對各相對運動部件進行約束，按照設計參數(shù)設置懸掛裝置扭轉彈簧的剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)、履帶板的剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)、張緊裝置彈簧剛度和自由長度，通過調整張緊裝置來改變履帶預緊力.

圖7 虛擬樣機模型

2.4 運動學仿真分析

在實際行駛過程中，車體振動的根源是路面不平度，路面模型是否準確可靠會直接影響仿真結果[7].為了正確分析主動輪與履帶板嚙合摩擦損耗，需要構造合理的路面模型.鑒于本研究主要針對輪履變換車輛在硬質路面高速行駛工況的嚙合摩擦損耗變化情況，故采用RecurDyn軟件提供的平坦堅實硬地面進行仿真分析.RecurDyn中硬路面上履帶板與地面之間的壓力是通過履帶接觸(ground-track link shoe pad)來定義的，計算公式為F=-k(q-q0)n-cq,其中，q0為初始沉陷量，q為行駛沉陷量，k為地面剛度，c為地面阻尼，n為土壤變形指數(shù)，具體參數(shù)如表1所示.RecurDyn根據(jù)庫侖定律Ff=fc·F實時計算履帶與地面間摩擦力，進而求得履帶張緊力、履帶板轉動角度等未知量.

表1 平坦堅實硬地面特征參數(shù)值

運行仿真程序，分別對輪式狀態(tài)和履帶狀態(tài)進行分析計算，可以得到10 km/h、20 km/h、30 km/h、40 km/h、50 km/h五種不同車速下的履帶張緊力、相鄰履帶板轉動角度、主動輪與履帶板嚙合壓力.使用公式(14)和公式(21)，按照圖8所示的計算過程，可以求出各車速對應的主動輪與履帶板嚙合的摩擦損耗.

圖8 計算流程圖

圖9為10 km/h時嚙合摩擦功率損耗.由圖9可以求得7 s至10 s勻速行駛時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗平均值，輪式狀態(tài)為33.09 W，履帶狀態(tài)為41.61 W.

圖9 加速至10 km/h時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗

圖10為20 km/h時嚙合摩擦功率損耗.由圖10可以求得7 s至10 s勻速行駛時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗平均值，輪式狀態(tài)為131.63 W，履帶狀態(tài)為157.65 W.

圖10 加速至20 km/h時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗

圖11為30 km/h時嚙合摩擦功率損耗.由圖11可以求得7 s至10 s勻速行駛時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗平均值，輪式狀態(tài)為244.75 W，履帶狀態(tài)為299.86 W.

圖11 加速至30 km/h時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗

圖12為40 km/h時嚙合摩擦功率損耗.由圖12可以求得7 s至10 s勻速行駛時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗平均值，輪式狀態(tài)為343.18 W，履帶狀態(tài)為540.33 W.

圖12 加速至40 km/h時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗

圖13為50 km/h時嚙合摩擦功率損耗.由圖13可以求得7 s至10 s勻速行駛時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗平均值，輪式狀態(tài)為527.07 W，履帶狀態(tài)為769.51 W.

圖13 加速至50 km/h時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗

由于車輛在加速過程中主動輪與履帶板接觸情況復雜，驅動力變化快、幅度大，行動裝置部件會產生劇烈的沖擊碰撞，要準確計算加速過程中主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗比較困難，因此本研究是針對圖9至圖13中的7 s至10 s勻速行駛階段的嚙合摩擦損耗進行分析計算的.使用多項式對所得數(shù)據(jù)進行擬合，可以得到輪履變換車輛主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗與車速的函數(shù)關系，輪式狀態(tài)為P=0.0059v3-0.4202v2+19.2487v-125.136，履帶狀態(tài)為P=-0.0031v3+0.5128v2-2.8912v+24.962.當輪履變換車輛在硬質路面以特定車速行駛時，可以使用該公式對車輛的主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗情況進行測算.

圖14是根據(jù)函數(shù)關系繪制的曲線，可以看出：主動輪與履帶板嚙合摩擦功率損耗隨著車速增加逐漸增加，車輛在硬質路面以10 km/h至40 km/h的速度行駛時，輪式狀態(tài)損耗均小于履帶狀態(tài)，車速越高，輪式狀態(tài)對嚙合損耗的改善情況越明顯；而以50 km/h的速度勻速行駛時，輪式狀態(tài)對嚙合損耗的降低幅度有所減少.如圖12所示，車輛在硬質路面以40 km/h的速度勻速行駛時，輪式狀態(tài)的主動輪與履帶板嚙合損耗比履帶狀態(tài)降低了36.49%，此時主動輪與履帶板嚙合的摩擦損耗的改善效果最明顯.而車輛在硬質路面以50 km/h的速度勻速行駛時，如圖13所示，輪式狀態(tài)的主動輪與履帶板嚙合損耗比履帶狀態(tài)僅降低了31.51%.

圖14 主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗隨車速變化

3 結 論

為改善履帶車輛主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗情況，針對功率損耗大的問題，使用Simulink和RecurDyn進行聯(lián)合仿真，對車輛在履帶狀態(tài)和輪式狀態(tài)下分別以不同車速勻速行駛時主動輪與履帶板嚙合的摩擦功率損耗進行分析研究.研究結果表明，輪履變換車輛在輪式狀態(tài)可以有效改善主動輪與履帶板嚙合的摩擦損耗情況，在40 km/h時嚙合摩擦損耗降低36.49%.本研究未討論車輛在加速過程中的主動輪嚙合損耗情況，對土路、沙石路等軟路面行駛工況下主動輪嚙合損耗情況也有待進一步研究.

[1] 王東亮, 孫逢春, 程守玉. 一種新型變形輪行走機構研究[J]. 北京理工大學學報,2012, 32(1):33.

[2] Jeehong Kim, Changgoo Lee, Gunho Kim. Study of Machine Design for a Transformable Shape Single-tracked Vehicle System[J]. Mechanism and Machine Theory, 2010, 45(1):1082-1095.

[3] 劉 斌. 高速履帶車輛推進裝置的動力學特性研究[D]. 北京:北京理工大學,2015:23.

[4] 袁 芬, 張 明. 高速履帶車輛誘導輪張緊力的計算與仿真[J]. 車輛與動力技術,2008,(1):44-50.

[5] 肖永開, 李曉雷. 高速履帶車輛履帶預緊張力對平順性的影響[J]. 計算機仿真,2006,(7):253-255.

[6] 閆清東, 張連第, 趙毓芹. 坦克構造與設計(下)[M]. 北京:北京理工大學出版社, 2007: 517.

[7] 李 超. 履帶車輛履帶張緊力分析[D]. 北京:北京理工大學, 2012:50.

Analysis on Sprocket and Track Mesh Power Loss ofWheel-tracked Vehicle

SU Jie, LI Chun-ming, FAN Zhi-you

( China North Vehicle Research Institute, Beijing 100072, China)

In order to research the transformation of sprocket mesh power loss of wheel-tracked vehicle, loads analysis combined with wheel-tracked vehicle structure was conducted at first. Then mathematical models of sprocket and track were built. Multi-body dynamics simulation of wheel-tracked vehicle was conducted based on Matlab and RecurDyn.Finally, dynamic transformation of sprocket mesh power loss in the invariable speed process on hard road was analyzedat the speed of 10 km/h, 20 km/h, 30 km/h, 40 km/h and 50 km/h. The result indicated that the wheel state of wheel-tracked vehicle decreased the sprocket mesh power loss efficiently. Especially at the speed of 40 km/h, sprocket and track mesh power loss of wheel state is 36.49% less than that of track state.

tracked vehicle; deformable wheel;sprocket;tension; friction loss

1009-4687(2017)01-0015-06

2017-01-03.

蘇杰(1992-)，男，碩士研究生，研究方向為車輛動力學.

TJ81+0.1；TJ81+0.33

A