速差轉(zhuǎn)向輪式車輛轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)模型

速差轉(zhuǎn)向輪式車輛轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)模型

車輛轉(zhuǎn)向載荷通過傳動(dòng)裝置，向兩側(cè)傾斜的發(fā)動(dòng)機(jī)汽車允許向汽車兩側(cè)傾斜。這些車輛可以實(shí)現(xiàn)原地轉(zhuǎn)向與零半徑轉(zhuǎn)向,能夠得到比傳統(tǒng)幾何轉(zhuǎn)向的輪式車輛更好的機(jī)動(dòng)性能。由于輪式速差轉(zhuǎn)向車輛的轉(zhuǎn)向裝置和履帶車輛相似,所以目前主要借用履帶車輛的轉(zhuǎn)向理論。但由于輪式車輛與履帶車輛在行動(dòng)裝置上的差別,履帶車輛轉(zhuǎn)向理論并不能很好地解釋輪式車輛的轉(zhuǎn)向過程。本文中利用實(shí)車進(jìn)行轉(zhuǎn)向載荷測(cè)試,獲得某些典型轉(zhuǎn)向工況下的轉(zhuǎn)向載荷;對(duì)車輛不同轉(zhuǎn)向工況下的功率分配規(guī)律進(jìn)行理論研究;分析路面條件、整車參數(shù)和轉(zhuǎn)向工況等對(duì)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)載荷的影響及其權(quán)重。對(duì)理論分析和仿真結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證,根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果,對(duì)仿真模型進(jìn)行改進(jìn)、優(yōu)化和完善,使其更符合速差轉(zhuǎn)向的多輪驅(qū)動(dòng)車輛轉(zhuǎn)向的實(shí)際運(yùn)行工況。1模型中轉(zhuǎn)向阻力的確定速差轉(zhuǎn)向車輛在進(jìn)行轉(zhuǎn)向時(shí),輪胎將出現(xiàn)非線性側(cè)向滑動(dòng)。在此過程中,輪胎的垂向載荷不僅縱向分布不均勻,在橫向也具有非均勻特性,此時(shí)輪胎起滑點(diǎn)延伸為起滑曲線,如圖1所示。圖中2a、2b分別為輪胎接地區(qū)長(zhǎng)度和寬度;D1、D2分別為彈性變形區(qū)域和滑移區(qū)域;y=ψ(x)為起滑曲線。速差轉(zhuǎn)向過程中的總側(cè)向力為Fyij=∫∫D1qyijdS+∫∫D2μsqzijdS(1)Fyij=∫∫D1qyijdS+∫∫D2μsqzijdS(1)式中:qyij為輪胎側(cè)向載荷分布函數(shù);qzij為輪胎印跡載荷分布函數(shù);μs為當(dāng)?shù)仂o摩擦因數(shù)。圖2為輪式車輛轉(zhuǎn)向時(shí)輪胎印跡上轉(zhuǎn)向阻力的分布,其中F1、F2分別為轉(zhuǎn)向時(shí)車輛內(nèi)、外側(cè)輪胎牽引力。當(dāng)車輛在水平地面上轉(zhuǎn)向時(shí),所受的縱向力和側(cè)向力(轉(zhuǎn)向阻力)對(duì)車輛平面中心C點(diǎn)取矩,就形成了轉(zhuǎn)向時(shí)的兩個(gè)外力矩,這就是車輛的地面轉(zhuǎn)向阻力矩和轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)力矩。轉(zhuǎn)向時(shí)地面的轉(zhuǎn)向阻力矩Tz主要是地面轉(zhuǎn)向阻力Fyij所造成的。由圖2可知,地面轉(zhuǎn)向阻力與車輛平面中心C點(diǎn)的距離為x0j+Dxij,其中Dxij為輪胎(編號(hào)ij)的拖距,將轉(zhuǎn)向阻力對(duì)平面中心C點(diǎn)取矩,可得地面轉(zhuǎn)向阻力矩為Τz=2∑i=14∑j=1[Fyij(x0j+Dxij)](2)Tz=∑i=12∑j=14[Fyij(x0j+Dxij)](2)定義轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)為轉(zhuǎn)向阻力與整車重力的比值,并令L=x01+x04為1、4軸之間的軸距,參考履帶車輛轉(zhuǎn)向阻力計(jì)算公式:Tz=μGL/4,得到輪式速差轉(zhuǎn)向車輛的轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)表達(dá)式為μ=4Tz/(GL)(3)根據(jù)式(1)計(jì)算各個(gè)不同轉(zhuǎn)向半徑下地面的轉(zhuǎn)向阻力Fyij,并計(jì)算轉(zhuǎn)向阻力和對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)。若將轉(zhuǎn)向半徑R與輪距B的比值定義為相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρ,即ρ=R/B,則通過多次計(jì)算發(fā)現(xiàn),輪式車輛速差轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)近似滿足如下擬合公式:μ=μmax/(a0+b0ρm)(4)式中:μmax為輪式車輛速差轉(zhuǎn)向的最大轉(zhuǎn)向阻力系數(shù),常數(shù);a0、b0和m為擬合參數(shù)。為驗(yàn)證此輪式車輛速差轉(zhuǎn)向的最大轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)模型,并給出合適的參數(shù)值,須進(jìn)行實(shí)車測(cè)試。2試驗(yàn)原理和試驗(yàn)計(jì)劃2.1車輛轉(zhuǎn)向阻力系被試車輛為國(guó)產(chǎn)某型全輪驅(qū)動(dòng)全地形車,其傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖3所示,同側(cè)車輪之間通過同步帶傳動(dòng)。該車采用零差速式雙功率流液壓無(wú)級(jí)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu),利用變量泵驅(qū)動(dòng)定量馬達(dá),實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)轉(zhuǎn)向。試驗(yàn)車液壓馬達(dá)的兩側(cè)油路均布置了壓力傳感器,當(dāng)試驗(yàn)車以不同的轉(zhuǎn)向半徑轉(zhuǎn)彎時(shí),通過數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)測(cè)量轉(zhuǎn)向液壓馬達(dá)的油壓數(shù)值,用于反映轉(zhuǎn)向阻力的變化規(guī)律;同時(shí)測(cè)量實(shí)際的轉(zhuǎn)向半徑,以建立轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)與相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑的函數(shù)關(guān)系,完成輪式速差轉(zhuǎn)向車輛的轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)的測(cè)定。轉(zhuǎn)向機(jī)輸出端為液壓馬達(dá),其輸出轉(zhuǎn)矩TM為TM=(F1+F2)rr/[(1+k)icηc](5)式中:rr為車輪滾動(dòng)半徑;ic為傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)比;ηc為傳動(dòng)系統(tǒng)機(jī)械效率;k為匯流行星排參數(shù)。轉(zhuǎn)向定量馬達(dá)的轉(zhuǎn)矩TM由下式給出:TM=ΔpVMηm/(20π)(6)式中:Δp=p1-p2,p1、p2為液壓馬達(dá)進(jìn)、出油路油壓;VM為馬達(dá)排量;ηm為馬達(dá)機(jī)械效率。將式(6)代入式(5),并經(jīng)過整理得到:F1+F2=Δp(1+k)icVΜηcηm2πrr(7)F1+F2=Δp(1+k)icVMηcηm2πrr(7)作用在兩側(cè)輪胎上的縱向力F1、F2是驅(qū)動(dòng)車輛轉(zhuǎn)向的主動(dòng)力,二者對(duì)于車輛幾何中心的轉(zhuǎn)矩即為轉(zhuǎn)向主動(dòng)力矩Td,由圖2可知:Td=(F1+F2)B/2(8)式中:B為輪距。將式(7)代入式(8),可得Τd=Δp(1+k)icVΜηcηm4πrrB(9)勻速轉(zhuǎn)向時(shí),有Td=Tz,再根據(jù)式(3)和式(9)可得μ=BGL?(1+k)icVΜηcηmπrrΔp(10)除測(cè)量值Δp外,式(10)中的參數(shù)均為常數(shù),所以通過測(cè)量Δp即可完成轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)的測(cè)定。2.2測(cè)試系統(tǒng)的搭建根據(jù)實(shí)車測(cè)試的特點(diǎn),選用CRONOS-PL-2動(dòng)態(tài)采集系統(tǒng),該系統(tǒng)采用PC-aided方式實(shí)現(xiàn)測(cè)量信號(hào)的在線監(jiān)視,整個(gè)系統(tǒng)最多可支持512個(gè)通道,單機(jī)總采樣頻率為400kHz。雙采樣率可以將高速通道和低速通道進(jìn)行分組,對(duì)總采樣率進(jìn)行最大優(yōu)化。通過平均或其它處理方式,數(shù)據(jù)存儲(chǔ)的速率可每通道單獨(dú)設(shè)定。保證系統(tǒng)的各種輸入和輸出通道完全同步,這在多臺(tái)系統(tǒng)組成的測(cè)試網(wǎng)絡(luò)里特別重要。整個(gè)測(cè)試采集系統(tǒng)的實(shí)車安裝見圖4。試驗(yàn)場(chǎng)地為南方某試車場(chǎng)的水平黏土路面。試驗(yàn)內(nèi)容為:(1)車輛進(jìn)行中心轉(zhuǎn)向,測(cè)定轉(zhuǎn)向油壓數(shù)值;(2)掛1擋,保持車速和轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角,測(cè)量1擋行進(jìn)間的轉(zhuǎn)向油壓數(shù)值;(3)停車,測(cè)量車輛在步驟(2)中的轉(zhuǎn)向半徑;(4)升擋,重復(fù)(2)、(3)兩步試驗(yàn),得到2～4擋的轉(zhuǎn)向油壓數(shù)值及相應(yīng)的轉(zhuǎn)向半徑;(5)再將(2)～(4)步試驗(yàn)重復(fù)兩次。3轉(zhuǎn)向阻力曲線的繪制試驗(yàn)得到中心轉(zhuǎn)向油壓數(shù)據(jù)1組,行進(jìn)間轉(zhuǎn)向油壓數(shù)據(jù)12組。選取各擋具有代表性的試驗(yàn)曲線,并根據(jù)相應(yīng)的工況,分別按照履帶車輛和輪式速差轉(zhuǎn)向車輛的轉(zhuǎn)向阻力模型計(jì)算對(duì)應(yīng)理論油壓值,繪制于同一曲線圖中。試驗(yàn)結(jié)果如圖5～圖9所示。測(cè)量得到的油壓數(shù)據(jù)通過式(10)處理可得轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)μ;再根據(jù)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)向半徑測(cè)量數(shù)據(jù),得到轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)-相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑關(guān)系曲線,即如圖10所示的μ-ρ關(guān)系曲線。將式(4)所示的轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)模型繪制在同一曲線圖中(各參數(shù)取值:a0=0.935,b0=0.1776,m=1.45),通過與擬合曲線的對(duì)比表明,轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)模型的精度尚可接受。4轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)模型的擬合曲線本文中基于輪式速差轉(zhuǎn)向車輛行動(dòng)裝置的特點(diǎn),參考履帶車輛轉(zhuǎn)向理論,提出了輪式車輛轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)模型。通