高速履帶車輛托帶輪受力分析及優(yōu)化

蔡文斌， 雷強(qiáng)順， 王永麗， 李培京， 趙韜碩， 韓 慶

(中國北方車輛研究所，北京 10072)

在高速履帶車輛行動系統(tǒng)的設(shè)計(jì)中，托帶輪的布置往往因受空間與重量限制而被放在了次要考慮地位.近年來，隨著車輛越野行駛速度的較大幅度提高，上支履帶的振動更加劇烈，過大的沖擊導(dǎo)致按傳統(tǒng)經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)的相關(guān)結(jié)構(gòu)出現(xiàn)強(qiáng)度問題：某型履帶車在越野路面行駛試驗(yàn)時(shí)，焊接在車體上的托帶輪安裝附座焊縫開裂；另外安裝在翼子板上方的某部件承載支架開裂.為定位故障原因，對托帶輪受力及上支履帶的振動進(jìn)行了分析，尋找到改進(jìn)方案.

1 行動系統(tǒng)多體動力學(xué)仿真模型的建立

高速履帶車輛大多采用有托帶輪的履帶環(huán)形式，如圖1所示，A、B為主動輪和誘導(dǎo)輪，C和D之間為負(fù)重輪，一般4～8個(gè)；E、F、G處為托帶輪.由于增加了托帶輪，負(fù)重輪可以獲得較大的運(yùn)動空間，從而可以提高懸掛動行程，提高車輛越野機(jī)動性.圖1中A～B之間的履帶段，我們稱之為上支履帶.托帶輪的功用是支托上支履帶并在車輛行駛時(shí)減小上支履帶的擺動[1].

圖1 高速履帶車輛履帶環(huán)示意圖

利用多體動力學(xué)分析軟件RecurDyn的高速履帶工具包Track_HM， 建立由車體、懸掛系統(tǒng)和履帶推進(jìn)裝置組成的履帶行動系統(tǒng)多體動力學(xué)模型，如圖2所示.仿真模型中車輛的重量重心、行動系統(tǒng)輪系位置、行動部件機(jī)構(gòu)尺寸及質(zhì)量與轉(zhuǎn)動慣量、主動輪齒形、懸掛剛度與阻尼特性等均采用設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，整車轉(zhuǎn)動慣量由經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算，履帶剛度阻尼參數(shù)、輪系履帶接觸參數(shù)等采用經(jīng)驗(yàn)值.模型的建模過程不在此贅述，需要說明的是，此模型中托帶輪與車體之間采用旋轉(zhuǎn)副(revolute joint)進(jìn)行連接.仿真路面截取實(shí)測某試驗(yàn)場路面譜中較為惡劣的200～600 m區(qū)段，如圖3所示.

圖2 履帶行動系統(tǒng)多體動力學(xué)仿真模型

圖3 試驗(yàn)場實(shí)測路譜

設(shè)置40 km/h勻速工況在上述路面上進(jìn)行仿真.通過輸出第2托帶輪與車體鉸接副的垂直方向反作用力得到第2托帶輪的受力如圖4所示.

為了驗(yàn)證仿真模型的合理性，在同樣車速和實(shí)際路面下，對第2托帶輪(外側(cè)托邊輪)進(jìn)行受力測試.采用的是在托帶輪支臂處貼應(yīng)變片的測試方法，具體測試部位如圖5所示.結(jié)合臺架標(biāo)定結(jié)果，得到第2托帶輪垂直方向的實(shí)際載荷，如圖6所示.

規(guī)定托帶輪受到垂直向下的力為正值，垂直向上的力為負(fù)值，對比托帶輪垂直方向的仿真值與實(shí)測值，發(fā)現(xiàn)有2點(diǎn)比較大的差異：

1)仿真值(最大約80 kN)要明顯大于實(shí)測值(最大約21.5 kN)；

2)仿真值正值相對于負(fù)值絕對值要大得多，而實(shí)測值正值和負(fù)值幾乎相等.

圖4 第2托帶輪載荷初仿真模型仿真值

圖5 托帶輪實(shí)車測試情況

圖6 托帶輪載荷實(shí)測值

通過分析發(fā)現(xiàn)，仿真值與實(shí)測值產(chǎn)生以上差異的原因主要是仿真模型與實(shí)際結(jié)構(gòu)存在以下2個(gè)區(qū)別：

第一，仿真模型將“托帶輪支臂—附座—車體側(cè)甲板”固連后形成的“懸臂構(gòu)件”簡化為剛體(如圖7所示).然而，由于托帶輪支臂較長，車體側(cè)甲板的支撐剛度相對較小，“構(gòu)件”實(shí)際上是一個(gè)懸臂“彈簧”，托帶輪安裝在“ 彈簧”的端部.在受到?jīng)_擊力時(shí)，構(gòu)件會起到緩沖作用，托帶輪也會產(chǎn)生上下振動.由于“構(gòu)件”為鋼結(jié)構(gòu)，阻尼很小，所以托帶輪在受到履帶的沖擊時(shí)相對車體產(chǎn)生上下等幅振動，附座上的力正負(fù)值絕對值也基本相等.

圖7 未考慮“構(gòu)件”彈性的外托帶輪模型

第二，仿真模型采用RecurDyn常規(guī)路面模式.此時(shí)履帶除了與輪系作用外，與外界的作用只能是路面，翼子板對履帶沒有形成限制，所以無法模擬履帶與翼子板的接觸和碰撞，如圖8所示.

圖8 履帶與翼子板無接觸作用模型

為了模擬“構(gòu)件”的彈性，仿真模型托帶輪與車體之間增加了一個(gè)豎直方向的彈簧，如圖9所示，用彈簧的剛度代替“構(gòu)件”在垂直方向上的剛度.

為了模擬上支履帶與翼子板的相互作用，仿真模型采用曲面路面模式，將圖3路譜數(shù)據(jù)生成路面曲面后導(dǎo)入，在車體上固定薄板作為翼子板，通過“Track to Surface Contact”工具建立履帶與路面曲面及翼子板下表面的接觸.履帶對翼子板的拍打力通過輸出薄板固定點(diǎn)的反作用力獲取.修正后的仿真模型如圖10所示.

圖9 考慮“構(gòu)件”彈性的外托帶輪模型

圖10 履帶與翼子板增加接觸作用模型

2 行動系統(tǒng)關(guān)鍵部件特性參數(shù)的獲取

對模型進(jìn)行參數(shù)化后開展靈敏度分析，確定出“構(gòu)件”的剛度、托帶輪與履帶板的接觸剛度、履帶的拉伸和鉸接剛度這4個(gè)參數(shù)為托帶輪和上支履帶振動的關(guān)鍵影響參數(shù)(過程從略).本研究采用有限元計(jì)算和實(shí)測的方式分別獲得了這些參數(shù).另外，為了進(jìn)一步完善模型，也測試了負(fù)重輪與履帶板的接觸剛度.

2.1 托帶輪懸臂“構(gòu)件”剛度計(jì)算

在樣車上測量托帶輪懸臂“構(gòu)件”剛度存在困難，因此采用有限元仿真計(jì)算方法獲取.托帶輪支臂及附座采用以六面體為主、四面體為輔的網(wǎng)格劃分方案，網(wǎng)格尺寸3 mm；車體側(cè)甲板采用六面體單元，網(wǎng)格尺寸為6 mm.附座與車體焊接部分為鑲嵌式焊接，簡化處理為一體.有限元仿真計(jì)算結(jié)果如圖11所示，向上和向下加載時(shí)，剛度近似對稱約為3 kN/mm.

圖11 外托帶輪“構(gòu)件”剛度有限元仿真計(jì)算結(jié)果

2.2 履帶拉伸剛度和鉸接剛度測試

履帶拉伸剛度測試是在履帶剛度試驗(yàn)臺上對一段履帶兩端給定漸進(jìn)的拉力，并緩慢釋放，測試履帶在拉伸階段和返回階段的拉伸變形；鉸接剛度在履帶剛度試驗(yàn)臺上對兩塊履帶板給定相對于銷耳軸線轉(zhuǎn)動的扭矩，測試在扭轉(zhuǎn)加載階段和扭轉(zhuǎn)返回階段扭轉(zhuǎn)變形角度，測試情況和測試結(jié)果如圖12和圖13所示.由測試曲線可得到履帶的拉伸剛度和鉸接剛度.

圖12 履帶剛度特性測試

圖13 履帶剛度特性測試結(jié)果

2.3 托帶輪、負(fù)重輪與履帶板的接觸剛度測試

利用工裝分別將托帶輪和負(fù)重輪壓在平鋪的履帶板上，利用垂直加載試驗(yàn)臺，對托帶輪和負(fù)重輪緩慢施加載荷，然后緩慢釋放，測試激振頭加載階段的位移和返回階段的位移，測試結(jié)果如圖14所示.通過測試曲線，可得托帶輪、負(fù)重輪與履帶板的接觸剛度.

圖14 托帶輪、負(fù)重輪與履帶接觸剛度

3 托帶輪受力及履帶振動分析

將獲取的關(guān)鍵部件參數(shù)輸入到仿真模型圖10中進(jìn)行計(jì)算，得到不同車速下作用在托帶輪上的力的最大值、最小值和均方根值，結(jié)果見表 1.對比第2托帶輪樣車試驗(yàn)結(jié)果(見圖6)，仿真值與測試值數(shù)據(jù)分布基本吻合，但在同一數(shù)量級，仿真值要偏小.分析仿真值偏小的原因，主要是仿真模型中使用的路面特性、整車具體參數(shù)與實(shí)際仍存在一定偏差.雖然仿真值與測試值存在一定差異，但不影響對履帶振動狀態(tài)的分析，也可適用于托帶輪受力的對比分析.

表1 不同車速下托帶輪的受力值 N

通過輸出仿真動畫，分析履帶振動狀態(tài).上支履帶振動時(shí)與托帶輪及翼子板的典型作用情景如圖15所示.向右為車輛前進(jìn)方向，履帶退出主動輪時(shí)在離心力的作用下脫離主動輪而撞擊翼子板，之后在翼子板的反彈下又撞回第3托帶輪上，而履帶較少離開第2托帶輪.可以看作為主動輪和第2托帶輪形成了兩個(gè)支點(diǎn)，支托一段履帶形成“弦振”，翼子板和第3托帶輪在阻止上支履帶弦振的過程中周期性地受到撞擊.第1托帶輪位置(圖15中未示出，在第2托帶輪右側(cè))的履帶振動狀態(tài)與第3托帶輪位置類似.從載荷曲線也可以看出，第1、3托帶輪受到周期性的沖擊載荷，周期在2 s左右，沖擊力較大.而第2托帶輪受到較平穩(wěn)的交變載荷，正負(fù)幅值基本相等，相對第1、3托帶輪要小得多.

圖15 上支履帶振動時(shí)情景

4 托帶輪受力優(yōu)化

為了改善托帶輪的受力，并減少上支履帶對翼子板的拍打，在空間允許的情況下對托帶輪的位置進(jìn)行了優(yōu)化，優(yōu)化結(jié)果降低了托帶輪的位置，減小了上支履帶的最大跨距，如表2所示.

表2 托帶輪位置調(diào)整表

車速40 km/h時(shí)，優(yōu)化前、優(yōu)化后的托帶輪受力曲線如圖16所示，優(yōu)化前、優(yōu)化后的托帶輪受力均方根值如表3所示.由表3可知均方根值平均降低了14.8%.

表3 優(yōu)化前、優(yōu)化后托帶輪受力均方根值對比(40 km/h)

圖16 調(diào)整前與調(diào)整后托帶輪受力對比(40 km/h)

翼子板受力對比如圖17所示，在24 s內(nèi)，調(diào)整前履帶拍打翼子板總共約35次，調(diào)整后總共約16次，降低50%以上.

圖17 調(diào)整前后左側(cè)翼子板受力對比(40 km/h)

試驗(yàn)樣車按照上述優(yōu)化方案對托帶輪重新布置，結(jié)合托帶輪附座焊接結(jié)構(gòu)的改進(jìn)，重新進(jìn)行耐久性試驗(yàn)，未再次出現(xiàn)托帶輪附座焊縫開裂和翼子板上方的某部件承載支架開裂問題，順利通過耐久性考核.

5 結(jié) 論

1)在托帶輪的受力分析中，對于具體的結(jié)構(gòu)，需要考慮托帶輪支臂、車體側(cè)甲板固連后整體結(jié)構(gòu)的剛度對受力的影響.

2)不同位置的托帶輪附座受力情況存在較大的區(qū)別：本研究中第1、3托帶輪附座承載較大和較高頻次的單向沖擊力，第2托帶輪附座承受相對較小的交變力.

3)通過對托帶輪布置的優(yōu)化，可有效降低托帶輪附座的受力，減少履帶拍打翼子板的頻次.

[1] 汪明德.坦克行駛原理[M].北京:國防工業(yè)出版社,1983:23.