六輪鉸接車轉向能力的分析與仿真

賈小平，楊　眾，于魁龍，姬鵬飛，陳劍龍

(1.裝甲兵工程學院 機械工程系，北京 100072；2.中國人民解放軍石家莊機械化步兵學院 一大隊，河北 石家莊 050227)

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六輪鉸接車轉向能力的分析與仿真

賈小平1，楊眾1，于魁龍1，姬鵬飛1，陳劍龍2

(1.裝甲兵工程學院 機械工程系，北京 100072；2.中國人民解放軍石家莊機械化步兵學院 一大隊，河北 石家莊 050227)

摘要：為了解決一般鉸接車折腰轉向空間利用率低的問題，設計了一種采用后輪轉向方式的六輪擺臂鉸接車。根據其結構特點，建立了鉸接車轉向力學模型，對其轉向阻力矩和轉向驅動力矩進行了理論分析，得出決定鉸接車轉向阻力矩大小的因素。利用多體動力學仿真軟件RecurDyn建立了鉸接車仿真模型，通過對轉向阻力矩理論值與仿真值的對比分析，驗證了理論計算方法的正確性。

關鍵詞：鉸接式車輛；轉向阻力矩；力學模型；仿真

0引言

鉸接式車輛由于具有較高的地面通過性能和越障能力，已被廣泛應用于復雜路況下的工程機械中[1]。鉸接車輛的轉向阻力矩是其轉向系統設計必不可少的原始參數，所以長期以來，對鉸接車輛轉向系統的研究主要集中在轉向阻力矩的計算上。目前，大部分學者都是基于車輛轉向動力學原理，經一定的簡化或采用經驗公式，建立轉向力學模型，來計算鉸接車轉向阻力矩的大小[2-3]，但忽略了側向力的作用。而在實際轉向過程中，即使假定各車輪均處在無側滑的滾動狀態，側向力也是存在的，所以理論計算結果與實際往往相差較大。此外，許多文獻在進行前后車體受力分析時，將轉向油缸的作用視為力偶，認為推力和拉力的絕對值相同[4]。但實際上，轉向油缸通過推力和拉力作用在前后車體上，向任意一點簡化的結果必然是一力偶和一合力矢量的共同作用，忽略這一合力矢量，在理論上就會使車體受力狀態嚴重失真。

為了解決上述問題，本文提出一種新型鉸接式車體方案，采用后輪轉向的方式，使得整車結構更加緊湊。根據整車結構特點，并綜合考慮側向力的作用，建立了鉸接車轉向力學模型。通過理論分析，推導出轉向阻力矩和轉向驅動力矩的數學計算公式。利用多體動力學軟件進行仿真分析，進一步驗證了所推導的理論計算方法的正確性，并總結出決定鉸接車轉向阻力矩大小的因素。

圖1　六輪鉸接車工作原理簡圖

1轉向阻力矩的計算

本文提出的鉸接式車體方案，其前后車體通過鉸接裝置連接，可繞車輛前進方向進行扭轉。前車體兩側各兩個車輪，由于擺臂懸架的作用可向上抬起完成越障動作。后車體采用一個轉向驅動橋，負責整車的轉向。六輪鉸接車結構緊湊，通過性能強，其簡要工作原理如圖1所示。

車輛要實現轉向，其轉向驅動力矩MQ應不小于地面對其施加的轉向阻力矩MZ，即：

MQ≥MZ。

(1)

所以進行車輛設計時，必須先根據具體轉向工作條件計算MZ，進而預估MQ，保證車輛具有足夠的轉向能力[5]。六輪鉸接車轉向阻力矩模型如圖2所示。

圖2　六輪鉸接車轉向阻力矩模型

MZ=ML+Mf+MC，

(2)

其中：ML為各車輪自身偏轉產生的阻力矩；Mf為車輪滾動阻力對橋的偏轉產生的阻力矩；MC為前車體車輪側向反力對車架形成的轉向阻力矩。

1.1車輪偏轉阻力矩ML

車輛在轉向過程中，各個車輪均做曲線運動。以輪胎自身縱向對稱面為界，內半側輪胎相對地面呈滑轉狀態，外半側輪胎相對地面呈滑移狀態。在滑轉區和滑移區輪胎受到的地面摩擦阻力方向相反，由此對其中心點形成轉向阻力矩。

單個車輪偏轉阻力矩為[6]：

(3)

其中：p為輪胎充氣壓力，Pa；a、b分別為輪胎接地面長、寬距離的一半，m；Rni為各車輪與轉向中心O的距離，m；r為車輪半徑，m；μj為靜摩擦因數；μdp為滑動摩擦因數；U，n為橡膠的摩擦特性參數。

整車車輪偏轉阻力矩為：

ML=MLA+MLB+MLC+MLD+MLE+MLF。

(4)

對式(3)進一步解釋說明如下：

(Ⅰ)各車輪負載不同時，輪胎接地面積邊長2b會發生變化。由于2b變化量極小，通常認為不變，一般取2b=0.93T，其中，T為充氣后輪胎寬度。尺寸a變化較大，由幾何關系可得[7]：

(5)

其中：r0為車輪自由半徑，m；λ為車輪徑向變形量,m。

λ值可由下面公式確定其近似值[8]：

(6)

其中：G為輪胎載荷，kN；R為輪胎胎面橫向曲率半徑，m；D為輪胎外徑，m。

(Ⅱ)由于各車輪距離轉向中心O的距離Rn不同，故應該分別計算每個車輪的MLi,再將其求和即是整車的車輪偏轉阻力矩ML。

(Ⅲ)對于前車架的4個車輪，它們的軸線雖然都不通過轉向中心O，但計算誤差并不大，故仍可按式(3)近似計算MLi。

1.2橋的偏轉阻力矩Mf

設前橋的偏轉阻力矩為Mf 1，后橋的偏轉阻力矩為Mf 2，則整車橋的偏轉阻力矩Mf為[9]：

Mf=Mf 1+Mf 2，

(7)

其中：Mf 1=fG1B；Mf 2=fG2B；G1為前橋負荷，N；G2為后橋負荷，N；B為輪距，m；f為滾動阻力因數，當車輪充氣壓力為250 kPa行駛在水泥路面時，可取f=0.02。

1.3側向反力的轉向阻力矩MC

當車輛轉向行駛時，如圖2所示，前車體4個車輪會產生側偏現象形成側偏角，外側兩車輪側偏角為δ1，內側兩車輪側偏角為δ2，它們均受到地面的側向反力FCi的作用(i=A,B,C,D)。當側偏角δi較小時，FCi與δi近似呈線性關系[10]，即：

FCi=KCiδi，

(8)

其中：KCi為偏離系數，kN/rad。對于KCi的計算，可采用下列經驗公式[11]：

(9)

由于FCA與FCC以及FCB與FCD組成兩對力偶，故整車由側向反力形成的轉向阻力矩MC為：

MC=FCAL+FCBL，

(10)

其中：L為前車架擺臂距離，m。

2轉向驅動力矩的計算

六輪鉸接車在轉向過程中，其轉向驅動力矩MQ主要是由后輪與地面的附著力對前車架重心取矩而形成的[12]，以前車架重心O1為取矩點，O1M、O1N為力臂，分別對E輪、F輪與地面之間的附著力Fφ1、Fφ2取力矩，Fφ1、Fφ2與水平線之間的夾角為θ1、θ2，則其力矩和即為轉向驅動力矩MQ。將Fφ1、Fφ2向后車架重心點O2進行力的合成，得到Fφ，則MQ可等效為Fφ與其力臂O1S的乘積，Fφ與水平線之間的夾角為θ，具體力矩模型如圖3所示。

圖3　六輪鉸接車轉向驅動力矩模型

(11)

其中：Fφ1=φFZE；Fφ2=φFZF；Fφ1、Fφ2分別為E輪、F輪與地面之間的附著力，N；LO1M、LO1N分別為E輪、F輪的地面附著力對前車架重心O1的力臂長，m；FZE、FZF分別為E輪、F輪的徑向載荷，N；φ為地面附著因數。

為簡化計算，假設后車體質量G2平均分布于E輪與F輪之上，則有：

(12)

將Fφ1、Fφ2向后車架重心點O2進行簡化，且近似認為O2對Fφ1、Fφ2的力矩相同。根據平面力系的簡化原則，可得：

(13)

其中：Fφ為整個后車架的地面附著力，N；θ為Fφ與車輛縱向平面間的夾角，rad；θ1、θ2分別為E輪、F輪的轉向角,rad。

則轉向驅動力矩MQ可簡化為：

MQ=FφLO1S，

(14)

其中：LO1S為Fφ對前車架重心O1的力臂，m；LO1S=L1sinθ，L1為前后軸距，m。

3實例計算與仿真

對所設計的六輪鉸接車利用上述公式進行轉向阻力矩計算，相關技術參數和計算結果如表1和表2所示。

表1　六輪鉸接車轉向阻力矩相關技術參數

表2　六輪鉸接車轉向阻力矩計算結果　N·m

圖4　六輪鉸接車轉向阻力矩隨時間變化曲線

基于多體動力學仿真軟件RecurDyn，建立六輪鉸接車仿真模型及轉向路面[13]。設置模型在1～4 s后，車輪逐漸偏轉，完成轉向，仿真時間t=12 s，步長為500，對模型進行Dynamic/Kinematic分析并進行plot結果后處理，得到轉向阻力矩隨時間的變化曲線，如圖4所示。由圖4可知：在1～4 s時，隨著轉向角的增大，轉向阻力矩也在逐漸增大；當t>4 s時，由于轉向角不再增大，轉向阻力矩也基本保持不變。

對轉向阻力矩的理論值與仿真值進行比較，比較結果顯示：t=4 s車輪轉向角最大，轉向阻力矩的理論值為5 929 N·m，與仿真值6 137 N·m相比，誤差為3.51%，在允許范圍內。因此，驗證了采用上述力學模型推導出的轉向阻力矩計算公式的正確性。

4結論

(1)除臂長和輪距外，其余完全相同的鉸接車，在相同路面、相同轉角下轉向，轉向阻力矩隨臂長、輪距的增大而增大。

(2)除軸距外，其余完全相同的鉸接車，在相同路面、相同轉角下轉向，軸距越長，ML越大，MC越小，總的轉向阻力矩MZ越小。即軸距對MC的影響要大于對ML的影響，且此時所需后橋轉矩較小，整車轉向較為容易。

(3)六輪鉸接車轉向時，轉向角越大，轉向半徑越小，轉向阻力矩越大。當轉向角超過一定值，前車架將會發生反向側滑，整車無法完成轉向。

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基金項目：國家“十二五”總裝備部預先研究基金項目(40401060304)

作者簡介：賈小平(1958-),男,云南昆明人,教授,碩士,碩士生導師,主要研究方向為車輛系統論證、仿真與評估.

收稿日期：2015-11-01

文章編號：1672-6871(2016)04-0011-04

DOI:10.15926/j.cnki.issn1672-6871.2016.04.003

中圖分類號：U462.2

文獻標志碼：A