操縱快慢對(duì)液壓驅(qū)動(dòng)履帶車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響

楊 磊，顧宏弢

(中國北方車輛研究所車輛傳動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100072)

采用液壓驅(qū)動(dòng)作為主傳動(dòng)的高速履帶車輛，直接通過控制兩側(cè)泵、馬達(dá)排量形成兩側(cè)履帶速差來實(shí)現(xiàn)無級(jí)轉(zhuǎn)向、原地中心轉(zhuǎn)向［1］.但是，由于兩側(cè)主動(dòng)輪之間沒有直聯(lián)機(jī)構(gòu)約束，所以當(dāng)外界阻力變化較大時(shí)，為保持兩側(cè)履帶速度差穩(wěn)定，需要對(duì)車輛轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究.作者曾對(duì)靜液驅(qū)動(dòng)履帶車輛不同轉(zhuǎn)向方式，就車速及相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑對(duì)轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)特性的影響進(jìn)行了仿真研究［2］，而本研究在前述研究的基礎(chǔ)上就轉(zhuǎn)向操縱快慢對(duì)車輛轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)特性的影響進(jìn)行了仿真研究.

1 履帶車輛轉(zhuǎn)向理論分析及仿真模型建立［1］

液壓驅(qū)動(dòng)履帶車輛的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示.該結(jié)構(gòu)采用雙泵雙馬達(dá)分置車輛兩側(cè)方案，即發(fā)動(dòng)機(jī)把動(dòng)力傳遞給增速箱，由動(dòng)力傳動(dòng)箱分別傳遞動(dòng)力給兩側(cè)的泵馬達(dá)系統(tǒng)，后又經(jīng)側(cè)傳動(dòng)與主動(dòng)輪相連驅(qū)動(dòng)整車行駛.

圖1 液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

圖2為車輛轉(zhuǎn)向示意圖，不考慮車輛橫向滑移、內(nèi)側(cè)履帶滑移和外側(cè)履帶滑轉(zhuǎn)，在水平良好硬路面上，轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)是在沿行駛方向的直線運(yùn)動(dòng)上疊加一繞轉(zhuǎn)向中心O1(運(yùn)動(dòng)的瞬時(shí)中心)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng).

圖2 履帶車輛轉(zhuǎn)向示意圖

圖2中，B為履帶中心距，m;R為轉(zhuǎn)向半徑，m;O1、O2分別為內(nèi)、外履帶接地段瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心;O為車輛中心;vo為車輛轉(zhuǎn)向中心速度，km/h;ω為轉(zhuǎn)向角速度，r/min;v1、v2分別為內(nèi)、外側(cè)履帶速度，km/h;F1、F2分別為內(nèi)、外側(cè)履帶所需牽引力，N;FR1、FR2分別為內(nèi)、外側(cè)履帶的滾動(dòng)阻力，N;Mμ為轉(zhuǎn)向阻力矩，N·m;L為履帶接地長，m.

對(duì)車輛進(jìn)行轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析有

式中:m為車輛質(zhì)量，kg;η為馬達(dá)輸出軸到履帶的效率;ηm為馬達(dá)機(jī)械效率;T1、T2分別為內(nèi)外側(cè)馬達(dá)扭矩，N·m;ph1、ph2分別為兩側(cè)靜液驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)壓力，MPa;qm1、qm2分別為內(nèi)外側(cè)馬達(dá)排量，mL/r;nm1、nm2分別為兩側(cè)馬達(dá)轉(zhuǎn)速，r/min;ρ為相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑;fR為滾動(dòng)阻力系數(shù);μ為轉(zhuǎn)向阻力系數(shù);φ為附著系數(shù);J為車輛繞中心O的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2;ic為側(cè)傳動(dòng)比;rz為主動(dòng)輪半徑，m.

在不考慮泵馬達(dá)流量泄漏以及機(jī)械損失，只計(jì)理論流量的情況下有

式中:np為泵轉(zhuǎn)速，r/min;ne為發(fā)動(dòng)機(jī)輸入轉(zhuǎn)速，r/min;qp為泵排量，mL/r;iq為前傳動(dòng)比.

車輛采用獨(dú)立式轉(zhuǎn)向，即轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)qK=1/2，轉(zhuǎn)向時(shí)外側(cè)履帶速度等于轉(zhuǎn)向前車輛的直駛速度.

根據(jù)相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρ(ρ=R/B):可以將車輛轉(zhuǎn)向分為3個(gè)半徑區(qū).1)當(dāng)0＜ρ≤0.5時(shí)，車輛原位轉(zhuǎn)向，此時(shí)內(nèi)外側(cè)履帶均輸出功率;2)當(dāng)0.5＜ρ≤ρ1(ρ1為F1=0時(shí)的轉(zhuǎn)向半徑)時(shí)，車輛小半徑轉(zhuǎn)向，此時(shí)外側(cè)履帶輸出功率，內(nèi)側(cè)履帶吸收功率，出現(xiàn)循環(huán)功率;3)當(dāng)ρ1＜ρ＜∞時(shí)，車輛大半徑修正轉(zhuǎn)向，此時(shí)車輛工況與直駛工況相近，為過渡狀態(tài)轉(zhuǎn)向，內(nèi)外側(cè)履帶均輸出功率，將ρ=∞定義為直駛工況.

運(yùn)用Matlab/Simulink軟件建立系統(tǒng)轉(zhuǎn)向仿真模型［3-7］.如圖3所示.

圖3 液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)向行駛仿真模型

2 轉(zhuǎn)向操縱快慢對(duì)轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)特性的影響分析

采用獨(dú)立式轉(zhuǎn)向方案，仿真分析轉(zhuǎn)向操縱快慢對(duì)不同轉(zhuǎn)向工況動(dòng)態(tài)特性的影響.

當(dāng)兩側(cè)泵、馬達(dá)排量按圖4所示曲線進(jìn)行變化時(shí)，車輛在車速v=25.17 km/h時(shí)，以可完成的最小相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρmin(最小相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρmin為在一定車速下，系統(tǒng)壓力達(dá)到最高值48 MPa時(shí)的相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑)進(jìn)行小半徑轉(zhuǎn)向.快速轉(zhuǎn)向操縱時(shí)間為50～50.5 s，慢速轉(zhuǎn)向操縱時(shí)間為50～53 s.

圖4 泵和馬達(dá)排量變化曲線

圖5是快慢兩種轉(zhuǎn)向情況下，系統(tǒng)工作壓力的動(dòng)態(tài)響應(yīng)曲線.

圖5 系統(tǒng)工作壓力動(dòng)態(tài)響應(yīng)曲線

圖6是快慢兩種轉(zhuǎn)向情況下，兩側(cè)馬達(dá)轉(zhuǎn)速變化曲線.

圖6 兩側(cè)馬達(dá)轉(zhuǎn)速變化曲線

圖7是快慢兩種轉(zhuǎn)向情況下，兩側(cè)履帶速度變化曲線.

圖7 兩側(cè)履帶速度變化曲線

圖8是快慢兩種轉(zhuǎn)向情況下，車輛轉(zhuǎn)向角速度變化曲線.

圖8 轉(zhuǎn)向角速度變化曲線

圖9是快慢兩種轉(zhuǎn)向情況下，車輛相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑變化曲線.

圖9 相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑變化曲線

由圖4～圖9可知:

1)當(dāng)慢速轉(zhuǎn)向時(shí)，由于轉(zhuǎn)向角加速度減小，轉(zhuǎn)向起始階段振動(dòng)沖擊阻力變小，液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)工作壓力ph沒有超過安全閥開啟壓力48 MPa，工作壓力ph振蕩和超調(diào)都很小，轉(zhuǎn)向平穩(wěn).

2)將慢速轉(zhuǎn)向與快速轉(zhuǎn)向相比較，馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速nM、車輛轉(zhuǎn)向角速度ω、相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρ均響應(yīng)迅速平穩(wěn).轉(zhuǎn)向角速度響應(yīng)延遲時(shí)間τ由快速轉(zhuǎn)向的0.32 s減小到慢速轉(zhuǎn)向的0.15 s，調(diào)節(jié)時(shí)間ts由快速轉(zhuǎn)向的1.88 s降低到慢速轉(zhuǎn)向的0.65 s，系統(tǒng)轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)響應(yīng)速度明顯提高.

3)依據(jù)駕駛習(xí)慣，車輛在行駛過程中駕駛員轉(zhuǎn)向操縱時(shí)間約為3 s為宜，對(duì)應(yīng)于本仿真分析的慢速轉(zhuǎn)向.由仿真結(jié)果可知，慢速轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性要明顯好于快速轉(zhuǎn)向.因此對(duì)駕駛員在實(shí)際轉(zhuǎn)向操縱過程中除特殊緊急情況下，應(yīng)盡量慢打方向盤，減小系統(tǒng)沖擊，提高轉(zhuǎn)向機(jī)動(dòng)性能.

圖10、圖11為不同車速下轉(zhuǎn)向操縱速度對(duì)靜液驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)工作壓力動(dòng)態(tài)特性影響比較結(jié)果.表1為不同車速下轉(zhuǎn)向，以最小相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρmin進(jìn)行慢速轉(zhuǎn)向時(shí)的時(shí)間響應(yīng)特性.

圖10 車速為12.06 km/h時(shí)，系統(tǒng)工作壓力動(dòng)態(tài)響應(yīng)比較結(jié)果

圖11 車速為63.01 km/h時(shí)，系統(tǒng)工作壓力動(dòng)態(tài)響應(yīng)比較結(jié)果

表1 不同車速時(shí)車輛慢速轉(zhuǎn)向時(shí)間響應(yīng)特性

由圖10、圖11和表1可知:隨車速升高，在以最小相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρmin進(jìn)行轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向操縱快慢對(duì)系統(tǒng)工作壓力的影響逐漸減弱.這是由于車速升高，可完成的最小相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρmin變大，轉(zhuǎn)向角速度ω和轉(zhuǎn)向角加速度變小，因此轉(zhuǎn)向加速阻力變化不明顯，系統(tǒng)工作壓力ph峰值變化不顯著.轉(zhuǎn)向響應(yīng)延遲τ以及轉(zhuǎn)向調(diào)節(jié)時(shí)間ts隨之改善不顯著.

3 結(jié)論

1)小半徑轉(zhuǎn)向情況下，慢速轉(zhuǎn)向與快速轉(zhuǎn)向相比較，轉(zhuǎn)向角速度響應(yīng)延遲時(shí)間τ減小了一半.，調(diào)節(jié)時(shí)間ts縮短了1/3，系統(tǒng)轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)響應(yīng)速度明顯提高.因而，為充分利用地面附著條件和保證靜液驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)高壓安全閥閉合，轉(zhuǎn)向操縱不應(yīng)過快，操縱時(shí)間以3 s為宜.

2)隨車速升高，在以最小相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρmin進(jìn)行轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向操縱快慢對(duì)系統(tǒng)工作壓力的影響逐漸減弱.轉(zhuǎn)向響應(yīng)延遲τ以及轉(zhuǎn)向調(diào)節(jié)時(shí)間ts隨之改善不顯著.

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