履带车辆负重轮载荷的分配与平顺性仿真

文章编号：1006 -9348 (2020) 09 -0104 -05

计算机仿真

2020年9月

履带车辆负重轮载荷的分配与平顺性仿真

卞美卉，张洋，杜志岐

(中国北方车辆研究所，北京100ff72)

摘要：W带车辆负重轮载荷的分配是总体设计中的一项基础工作。目前，负重轮载荷的分配主要有静定和静不定方法。以 某型高速履带车辆为例，采用静定方法对负重轮载荷的分配进行了设计，提出了两种负重轮载荷分配的方案,并计算了相应 的悬挂静态刚度和平衡肘安装角,，基于多体动力学软件RecurDyn建立了履带车辆的整车多体动力学模型，对两种负重轮 载荷分配方案下车辆的平顺性进行了仿真分析。仿真结果表明,用静定方法按1、2、6轮一组,3、4、5轮一组的负重轮载荷分 配方案车辆平顺性较好。

关键词：賴带车辆；负重轮载荷分配;动力学模型;平顺性仿真 中图分类号:TP391.9

文献标识码：B

Load-Bearing Wheel5 s Load Distribution and Ride

Comfort Simulation of Tracked Vehicle

BIAN Mei-hui,ZHANG Yang,DU Zhi-qi

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

ABSTRACT： Load-bearing wheel* s load distribution of tracked vehicle is a basic work in overall design. At pres­ent, there are mainly statically detenninate and statically indeterminate methods of load-bearing wheel's load distri­bution. Take a high-speed tracked vehicle for an example, load-bearing wheel* s load distribution was calculated based on statically determinate method, two plans of load-bearing wheel's load distribution were proposed, then the corresponding static stiffness of suspension and installation angle of balanced elbow were calculated. A multi-body dynamic model of tracked vehicle was built with RecurDyn, and the vehicle ride comfort of two plans of load-bearing wheel * s load distribution was simulated and analyzed. The results show that using the statically determinate method, the vehicle ride comfort is better with the load distribution plan of wheels 1 , 2, 6 as a group and wheels 3, 4, 5 as another group.

KEYWORDS：Tracked vehicle； Load-Bearing wheel's load distribution； Dynamic model； Ride comfort simulation

l引言

履带车辆负重轮载荷的分配是总体设计中的一项基础

绕簧外瞬心振动的假设建立了多轴汽车负荷分配计算模 型u];徐梦岩等提出了弹性车架在弹性悬挂下的轴荷分布计 算方法[3]。目前国内在工程实际中，履带车辆负重轮载荷的 分配大多沿用俄罗斯的方法，将质心前边和后边的轴分別各 作为一组，将静不定问题简化为静定问题。

负重轮载荷的分配是悬挂系统刚度的影响因素之一，进 而直接影响着车辆的平顺性。本文以某型高速履带车辆为 例,采用静定方法设计了两种负重轮载荷分配的方案，并计 算了相应的悬挂参数；在

RecurDyn中建立了履带车辆的整

工作，它不仅与车辆的总体性能有着密切的关系，也是设计 传动系、行动系、转向及制动系部件的重要依据。具有N对 负重轮的履带车辆在设计负重轮载荷分配时可视为N轴的 多轴车辆。国内外在研究多轴车辆的轴荷分配问题时，两轴 或轴距较小的平衡悬架多轴车辆可以采用静定方法，将汽车 简化为简支梁，按静力平衡条件列出两个方程求解;对于大 轴距多轴的车辆，轴荷分配的计算是静不定问题，需要根据 车辆的受力条件及结构特点补充变形协调方程才能求出。 其中王兴东等将悬架和轮胎视为弹性支座，分别建立了轴荷 计算的刚性模型和连续梁的力学模型:1];党潇正等利用车体

车多体动力学模型，对车辆平顺性进行了仿真分析，对比得 到了较好的负重轮载荷分配方案。

2

收稿 H 期:2019-01-28

负重轮载荷分配的计算方法

本文研究的某型高速履带车辆具有六对负重轮，悬挂装

—104

—

置采用扭杆式。设车辆总质量为m,两侧对称，则单侧负重 轮的静态总载荷为

F, = (0. 5m - muL - 6 mf + — mp)g +(1)

式中为履带的单位长度质量;L为履带接地长;％为单个 负重轮质量;％为平衡肘总质量;为履带的预张紧力。2.1

按1、2、3轮为一组,4、5、6轮为一组的分配方案以车辆重心所在位置为分界线，将负重轮前三轮和后三 轮各分一组（图1)。设重心位置到第一扭杆轴心的距离为

S,各扭杆轴心之间的距离为i,、“、Z^、L4、i5,同一组三个弹

性支座承受的载荷相同，因此，在第一组内由力矩平衡：

F,

=/, L, +/,(/,, +L,) ⑵

式中:为第一组总载荷&为简化后的第一轴至第一扭杆轴心距离乂为第一组各负重轮平均载荷/, = +

F,。

图1

按1、2、3轮为一组,4、5、6轮为一组的分配方案

可求得车辆重心至简化后的第一轴距离为

S\\ = S - x'

(3)

同理，在第二组内由力矩平衡

F2x2 =f2L4 +/2(L4 +i3)

⑷

式中：h为第二组总载荷;x2为简化后的第二轴至第四扭杆轴心距离;/2为第二组各负重轮平均载荷/2 = ^

F2。

可求得车辆重心至简化后的第二轴距离为

S2 = Ll + + L3 - S + x2(5)

对于简支梁模型，由力平衡和力矩平衡

= Fj(6)

^,5, = F2S2

可求得F,、F2，进而得到各负重轮载荷/, /2。2.2 按1、2、6轮为一组,3、4、5轮为一组的分配方案

高速履带车辆在越野路面行驶时，车体主要发生俯仰振 动，会对两端的负重轮产生较大的冲击载荷，据此提出第二 种载荷分配方案:将第1、2、6负重轮分为一组，第3、4、5负重 轮为一组（图2)。同上节，在第一组内由力矩平衡

f \\ Xl = f\\ ^1 +/l(^l + ^2 + ^3 + ^-4 + ^5)

(7)

式中为第一组总载荷;七为简化后的第一轴至第一扭杆轴心距离，，为第一组各负重轮平均载荷/, =+6。

可求得车辆重心至简化后的第一轴距离为

图2 按1、2、6轮为一组,3、4、5轮为一组的分配方案

S, = S(8)

在第二组内由力矩平衡

F2x2

+/2(^ +L4) (9)

式中:尽为第二组总载荷;*2为简化后的第二轴至第三扭杆轴心距离;/'2为第二组各负重轮平均载荷/2 = +

F2。

可求得车辆重心至简化后的第二轴距离为

S2 = + L2 - S + x2(10)

对于简支梁模型，由力平衡和力矩平衡

JF 丨 +F2 =)

W

, S丨=F2S2

(11可求得、F2,进而得到各负重轮载荷/2。

2.3 悬挂参数的计算

负重轮载荷的分配是悬挂系统刚度的影响因素之一。 扭杆式悬挂装置的刚度可以按照图3所示的运动学简图来

确定[<]。图中点0为平衡肘的转动中心即扭杆轴心，&为平 衡肘长度，平衡肘位于Oa位置时为平衡肘安装位置,它与水 平线的夹角为安装角沒,，平衡肘转过静扭角1到达06时为静

止状态的位置，此时平衡肘与水平线的夹角为静倾角ft。

用悬挂装置的弹簧力换算到负重轮上的垂直力F的增 量dF与其垂直位移的增量办之比来求出负重轮在任意位置 上悬挂装置的刚度

n dF dF/da

m

、

Cx = dh= MWdTa

(12)

式中a为平衡肘的角位移。

据计算简图可知，平衡肘转过< 角时平衡肘位于Oc位置,相应负重轮轴的垂直位移为

—105

—

/i = /?p[sinjS〇 - sin(々〇 - a) ] (13)其导数值为

^ = Rpcos(p0 - a)

(14)

扭杆转过a角后它受到的转矩为

T = CT(〇Lj + a) = F Rpcos(P〇 - a)

(15)

式中C7•为扭杆的刚度，对于圆截面的扭杆，刚度值心是一个 常数

CT = I-dGj- = 0. 1 L ctTGT

…(16)

、式中:/p为扭杆的极惯性矩〇. 1 为剪切弹性模量;冬为扭杆的外直径;k为扭杆的工作长度。

可得出换算到负重轮轴上的垂直力

Cr(a7 -t- a)

Rpcos(/30 - a)(17)

则

JF _ Ct [c〇s()6〇 - a) - (a, + a)sin(/3〇 - a) 3

da Rp cos2(P〇 - a)得负重轮轴上的用Q表示的悬挂装置的刚度

dF dF/da Ct ^cos()80 - a) - (〇!y + a)sin(^〇 - a)]

A

dh dh/dot Rp2 cos3()80 - a)

(19)

由式（15)已知扭杆的刚度为

c FRpcos(p0 - a)

(20)

T aj + a将上式代入式（19)得到用F表示的悬挂装置的刚度_ dF _ F[cos(0〇 - a) - (a; + o〇sin(0o - a)]

A dh {aj + a) Rp cos2(/3〇 - a)

(21)

当车辆处于静态位置时，即/T =/和a = 〇时，由上式即 可得到悬挂装置的静态刚度

/[cosft - aysin^〇]

Xi=仏 cos2 凡式中:/为车辆处于静态位置时，悬挂装置弹簧力换算到负重 轮上的垂直力。

由式（15)可得

f Rpcos P0aj = CT(23)

代人式(22)，得静态位置悬挂装置的刚度

C = —

Jsinft_ (24)

x，

Rp2 COS2 P〇 Rp cos2 /30由上式可知，悬挂装置静态刚度的大小，取决于^：?■、/?p、

ft以及/。

在工程设计中，平衡肘刚度CT、长度&和静倾角ft均为 在负重轮载荷分配之前已设计确定的值，此时悬挂静态刚度 只取决于/。由式(23)可知,平衡肘静扭角*也由/决定，于 是平衡肘安装角化=沒。+士也可以由/求得。因此,在已知

—106

—

目标负重轮载荷的值时，可以通过调节平衡肘安装角/8、改变 负重轮载荷和悬挂静态刚度。2.4 带入实例的计算结果

将某型高速履带车辆的实际参数（表1)按两种方案代

人计算。

表1 某型高速履带车辆参数

参数

数值车重m( kg)

27000履带单位长度质量mw( kg/m)

80履带接地长度“m)4. 65履带的预张紧力/^(A〇

按0.07 mg计算

扭杆直径mm)330

第1平衡肘22. 6°, 平衡肘静倾角ft)

第2〜6平衡肘21. 5。

求得负重轮载荷和悬挂参数如表2和表3所示。

表2

方案1负重轮载荷与悬挂参数

负重轮位置

第1第2第3第4第5第6载荷（kg)

244824482448237723772377悬挂静态刚度（N/mm)

156

155

125

126

126

156

平衡肘安装角/3y46.4345.5150. 0749.29. 24. 82平衡肘静扭角％

23.8324.0128. 5727.7527.7523. 32

表3

方案2负重轮载荷与悬挂参数

负重轮位置第1第2第3第4第5第6载荷（kg)

244924492376237623762449悬挂静态刚度（N/mm)

156

155

126

126

126

155

平衡肘安装角&46.4445.5349.2349.2349. 2345.53平衡肘静扭角％

23.8424. 0327.7327. 7327.7324. 03

3 履带车辆的平顺性仿真

负重轮载荷分配以及对应的悬挂装置静态刚度对履带 车辆的平顺性有着重要影响。用多体动力学仿真软件

建立目标车辆的整车动力学模型对两种负重轮载

荷分配方案下车辆的平顺性进行仿真。3.1

车体及行动系统建模在

Creo软件中按照实际尺寸和结构建立车体模型，将车

体简化为集中质量的刚体，然后导人到中。利用

fecarDyn自带的高速履带模块7>aCfc - //M

对主动轮、负重

轮、诱导轮、托带轮及履带板按实际尺寸建模，用

如

功

能组装履带（图4)。构建的整车模型如图5所示[5]。

4

仿真结果分析

#

e#

Jt:SprocketSingle

DoubleSingle

DoubleInnerPin

AssemblySprocket

W1lieel

Link

Assembly

图4 Track - HM模块

图5 RecurOyn整车动力学模型

3.2 施加力与约束

添加车体和行动系统各部件模型之间的约束关系：主动 轮、诱导轮、托带轮和车体之间为旋转副；负重轮通过旋转副 和平衡肘相连;平衡肘的另一端通过旋转副和固定在车体的 扭杆相连。在平衡肘和扭杆相连处创建扭转弹簧阻尼器

RSDA( Rotational Spring)，将悬挂装置的刚度和阻尼特性换

算为扭转弹簧的刚度和阻尼，在此建立刚度和阻尼的等效特 性约束。

将动力推进装置简化为驱动左、右主动轮的旋转速度， 通过定义RecurDyn自带的一般阶跃函数STEP(TIME,0,0,

来实现车辆的运动。其中，< 为加速时间，w为旋转角速 度。

3.3 构造路面模型

利用路面不平度构造路面模型。大量的试验表明，路面 不平度是零均值的Catm随机过程，国标GS7031 - 2005建议 采用以下的路面功率谱密度表达

Gq(n) = G,(n0) (^) ^

(25)

式中n为空间频率，是路面波长的倒数,《。为参考空间频率， n。= 0• l/rT1，= 2为频率指数;C,U。）为参考空间频率下 的路面功率谱密度值，称为路面不平度系数。该标准将路面 不平度按路面功率谱密度的几何平均值分为8级。对照上 述国际标准和国标，履带车辆经常实验的野外路面相当于该 标准中的E级路面。本仿真中采用E级路面评估车辆的振 动情况（图6)。

图6

E级路面仿真模型

在两种方案对应的参数下，令车辆模型分别以20km/h、

30km/h、40km/h的车速在E级路面行驶进行平顺性仿真。 仿真输出驾驶员座椅处垂直振动加速度。两种方案的驾驶 员座椅处垂直振动加速度随时间变化的曲线如图7至图9所示。

___卞龙一

___卞宏—

时间/8

图7 201cm/h驾驶员座椅处垂直振动加速度

5

「

----方案一

一-•方案二

0

5

时间/8

10

\\5

图

8 30km/h驾驶员座椅处垂直振动加速度

5

—

方案一

----方案二

时间/8

图9 401cm/h驾驶员座椅处垂直振动加速度

驾驶员座椅处垂直振动加速度的均方根值和峰值见表 4〇

表4

驾驶员座椅处垂直振动加速度

20km/h

30km/h

40km/h

均方根值峰值均方根值峰值均方根值峰值

方案一 0.46g

2. 10g 0.60 g 4.66g 0.66 g 4. 12g方案二 0.44g

2.34g

0.g

4.58g

0.58g

3.22g

—107 —

通过对比可以看出，采用方案二的驾驶员座椅处垂直振 动加速度的均方根值和峰值基本都比方案一要小，因此可以 得出，采用方案二的负重轮载荷分配能使该型车辆的平顺性 更好。5

结论

本文以某型高速履带车辆为例，采用静定方法对负重轮 载荷的分配进行了计算，设计了两种负重轮载荷分配的方 案，并计算了相应的悬挂静态刚度和平衡肘安装角。利用多 体动力学仿真软件RecurDyn建立了履带车辆的整车多体动 力学模型，对两种负重轮载荷分配方案下车辆的平顺性进行 了仿真分析，仿真结果表明,对该型高速履带车辆，采用1、2、

6轮一组，3、4、5轮一组比1、2、3轮一组，4、5、6轮一组的负

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[作者简介]

卞H?f(1994-)，女(赚

），山东絲营市人，硕士

研究生，主麵究觀为糊动力学;漏

_

1

■

张洋( 1982-)，女(汉族)，山东省阳谷市人’副研

1:•謂'錢域祕綱f縣统削•；

重轮载荷分配方案，车辆平顺性更好。参考文献：

[1]王兴东，杨波，邻光明.多轴汽车轴荷分配和转移的计算方法

'机

■麇杜志岐（1965-)，男（汉族），河北省邢台市人，研究

员，主要研究领域为履带车辆总体技术。

(上接第63页）5

结论

针对微电网运行过程中大量非线性负载产生的谐波问 题，文章提出一种基于尤差拍控制策略的谐波抑制方法。在 建立三相静止坐标系中SAPF模型的基础上，利用ip-iq检 测方法获得负载中的谐波电流值，将其与SAPF发出的谐波 电流补偿值进行比较，根据比较结果进行无差拍电流跟踪控 制来实现谐波补偿功能，达到电网谐波抑制的目的。仿真验 证ip-iq检测法的快速性和准确性以及无差拍电流控制方法 对谐波的补偿效果，同时对比分析不同控制方法下网侧电流 的谐波抑制效果。结果表明，以无差拍控制方法为核心控制 算法的SAPF能对微电网谐波进行有效补偿，可将电流各次 谐波含量降低至0. 24%及以下，THD减小到1.61% ,在达到 设计要求THD<5%的同时，具有很好的动态性能，是一种有 效的谐波抑制方法。参考文献：

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[作者简介]

陈景文（1978 -)，男（汉族），内蒙古赤峰人，副教

授，研究生导师，主要研究领域为微电网技术及应 用；

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周光荣（1995 -)，男（汉族），贵州兴义人，硕士研

究生，主要研究领域为微电网谐波、间谐波的研究与

治理;

党宏社（1962 -)，男（汉族），陕西武功人，博士，教授，研究生导师，

主要研究领域为微电网电力电子技术。

108

—