履带转向

关键词： 履带 附着力 地面 转向

履带转向（精选七篇）

履带转向 篇1

对于坚实地面上的转向过程,传统上采用简化模型,不考虑履带的滑转滑移。所谓的坚实地面,指具有下列特性的地面:

一是履带没有明显陷入现象,不考虑履带花纹形状的影响;二是履带相对地面产生任何方向滑动时,附着力是相同的,即具有各向同性的附着力;三是附着力的大小与履带沿地面的滑动距离无关,即附着力是不变的常数。

因此,履带车辆在坚实地面上转向,亦可视为具有各向同性不变附着力条件下转向。这时,地面作用履带上的力,与履带沿地面的滑动方向相反。

为了便于分析,做以下假设:

一是车辆在水平地面上转向,不存在与地面相平行的重力分力;二是转向时车速很低且为常数,可不考虑惯性力的影响,因此车辆纵向转向极偏移量为0;三是车辆以稳定的半径转向;四是两侧履带着地长相等且对称;五是履带对地面的压力,沿纵向是均匀分布的;六是忽略履带宽度的影响,即认为地面与履带间的力,作用于每侧履带左右对称的纵向中心线上;七是地面阻力系数不因转向而变化。

1 履带与地面间产生滑动和作用力情况分析

履带与地面间产生滑动和作用力的情况,如图1所示。O′1,O′2分别为内外侧履带的转向极,x1,x2分别为对应的转向极偏移量,v1,v2为内外侧履带的绕动速度,ω为车辆转向角速度。

取外侧履带上的点(R,y),此点转向时对地面产生滑动。S2x,S2y,S2分别为横向(沿X轴)、纵向(沿Y轴)及合成滑动速度,θ为S2y和S2的夹角。显然S2y与所取点的纵坐标无关,即S2y为常数。S2x则与该点纵坐标成正比,即S2x=ωy。

在所取点处,地面作用于履带的力P2与S2的方向相反。设履带微小长度上受到地面的作用力为dP2,则外侧履带的牵引力为

F2=2∫${}_0^{L/2}$cosθdP2 (1)

其中,$\text{d}{\rm P}{}_2=\frac{G}{2L}\phi \cdot \text{d}y‚\phi$为地面附着系数,$\cos \theta =\frac{S{}_{2y}}{\sqrt{(\omega y){}^2+S{}_{2y}^2}}$。因此,有

$F{}_2=\frac{G\phi S{}_{2y}}{\omega L}\cdot 1\text{n}\left[\frac{\omega L}{2S{}_{2y}}+\sqrt{(\frac{\omega L}{2S{}_{2y}}){}^2+1}\right](2)$

因为S2x与y有关,L/2处最大,S2y与y无关,θ在y=L/2处最大,当y=0,θ=0,所以

$\frac{\omega L}{2S{}_{2y}}=\frac{S{}_{2x\text{m}\text{a}\text{x}}}{S{}_{2y}}=\text{t}\text{g}$θmax

由图1可知tg$\theta {}_{\max }=\frac{L}{2x{}_2}‚\frac{\omega L}{2S{}_{2y}}=a$,同理,$\frac{\text{ω}\text{L}}{2\text{S}{}_{1\text{y}}}=\text{a}{}_1$。所以

$\text{F}{}_2=\frac{\text{G}\text{φ}}{2\text{a}{}_2}1\text{n}\left(a{}_2+\sqrt{a{}_2^2+1}\right)(3)$

同理,内侧履带制动力为

$F{}_1=\frac{G\phi }{2a{}_1}1\text{n}\left(a{}_1+\sqrt{a{}_1^2+1}\right)(4)$

可见,转向特征值是个无因次量,它综合放映了结构参数(L,B)、转向状况(R)和履带沿地面滑动情况(x1,x2)对转向牵引力和制动力的影响。

外侧履带转向阻力矩为

$\begin{array}{l}{\rm M}{}_2=2{\displaystyle {\int }_0^{L/2}\frac{G}{2L}}\phi \cdot y\cdot \sin \theta \cdot \text{d}y=\\ \frac{G\phi S{}_{2y}^2}{2L\cdot \omega {}^2}\left\{\frac{\omega L}{2S{}_{2y}}\sqrt{(\frac{\omega L}{2S{}_{2y}}){}^2+1}-1\text{n}\left[\frac{\omega L}{2S{}_{2y}}+\sqrt{(\frac{\omega L}{2S{}_{2y}}){}^2+1}\right]\right\}(5)\end{array}$

引入a2可得

${\rm M}{}_2=\frac{G\phi L}{8a{}_2^2}\left[a{}_2\sqrt{a{}_2^2+1}-1\text{n}\left(a{}_2+\sqrt{a{}_2^2+1}\right)\right](6)$

同理,可得内侧履带转向阻力矩为

${\rm M}{}_1=\frac{G\phi L}{8a{}_1^2}\left[a{}_1\sqrt{a{}_1^2+1}-1\text{n}\left(a{}_1+\sqrt{a{}_2^2+1}\right)\right](7)$

2 转向时所受外力和外力矩分析

车辆在坚实地面上转向时所受外力和外力矩如图2所示。M1,M2分别为内外履带受到的转向阻力矩。对O1点取矩,由力和力矩平衡条件得

F2-F1=f·G (8)

${\rm M}{}_1+{\rm M}{}_2-\left[F{}_2-\frac{fG}{2}\right]\cdot B=0(9)$

将式(3)、式(4)、式(6)、式(7)代入式(8)和式(9)得

$\frac{1}{2a{}_2}\cdot 1\text{n}(a{}_2+\sqrt{a{}_2^2+1})-\frac{1}{2a{}_1}\cdot 1\text{n}(a{}_1+\sqrt{a{}_1^2+1})=\frac{f}{\phi }(10)$

式(10)为关于a1,a2的超越方程,采用迭代法求解或遗传算法进行求解,从而确定F1,F2和M1,M2。

3 结论

本文依据履带车辆转向动力学理论,从履带车辆转向运动学和动力学角度出发,在充分考虑地面——车辆系统的相互关系的基础上,建立了坚实地面履带车辆转向滑动模型,为后续研究履带车辆动力性能研究提供了可靠的理论分析依据。

摘要：基于双流传动履带车辆转向动力学理论,建立了考虑履带车辆转向过程中滑转和滑移情况下坚实地面上的转向过程仿真模型。该模型反应了履带车辆在坚实地面上的转向过程,为履带车辆动力性能研究提供了可靠的理论分析依据。

关键词：双流传动,履带车辆,坚实地面,模型

参考文献

[1]李文哲,张鸿琼.液压双流转向机构实现转向期间自动无级降速的策略[J].农业工程学报,2005,21(12):67-70.

水稻收割机履带转向行走机构的建模 篇2

履带车辆在农业机械收获领域发挥着重要作用。水稻收割机履带转向行走机构是确保车辆安全行使的关键部件。履带车辆转向原理与轮式车辆不同, 履带车辆很难在任何速度下按驾驶员意愿使车辆按一定半径转向。随着水稻收割机履带车辆功率的增大和车速的提高, 对其转向机动性的要求也越来越高。因此, 建立基于运动学软件ADAMS的水稻收割机履带转向行走机构模型, 对深入研究其转向机构各部件受力情况及性能具有一定意义。

二、转向行走机构建模

广西农业机械研究院设计了一种水稻收割机履带转向行走装置[1], 在离合器轴左离合器齿轮和右离合器齿轮之间并联了一套行星齿轮装置, 通过左右离合器、行星齿轮装置和制动器的配合实现左、右行走履带或轮胎的正反转达到转向的目的。因此转弯迅速, 阻力小, 转向灵活且转弯半径小。图1为该水稻收割机履带转向行走转向机构传动结构示意图。图1中, 1为主传动齿轮, 2为主传动轴, 3、4、5为制动装置, 6为行星轮装置的系杆齿轮, 7为左齿轮, 8为左太阳轮, 9为离合器主动齿轮, 10为左离合器, 11为左离合器齿轮, 12、13、15为左末端传动齿轮, 14为左末端传动轴, 16为左行走驱动轴, 17为行走装置左履带 (或轮胎) , 18、21、23为右末端传动齿轮, 19为右末端传动轴, 20为右行走驱动轴, 22为行走装置右履带, 24为有离合器齿轮, 25为右离合器, 26为右齿轮, 27为右太阳轮, 28为行星轮。

转向机构是变速箱的组成部分, 在变速箱中, 左离合器齿轮与左末端传动齿轮啮合的同时和行星齿轮装置中与左太阳轮同轴一体的左齿轮啮合;右离合器齿轮与右末端传动齿轮啮合的同时和行星齿轮装置中与右太阳轮同轴一体的右齿轮啮合;行星齿轮装置的系杆齿轮与制动器轴上的齿轮啮合。工作时, 动力源经变速箱前部变速传至该转向装置上一级传动轴齿轮, 然后传到离合器轴主动齿轮, 离合器轴主动齿轮通过左离合器和右离合器分别带动左离合器齿轮和右离合器齿轮转动, 左离合器齿轮、右离合器齿轮分别通过左末端传动齿轮、右末端传动齿轮驱动左行走驱动轴和右行走驱动轴, 从而驱动行走履带 (或轮胎) 。同时, 左离合器齿轮带动行星齿轮装置中与左太阳轮同轴一体的左齿轮转动, 右离合器齿轮带动行星齿轮装置中与右太阳轮同轴一体的右齿轮转动。正常行走时, 行星齿轮装置中与左太阳轮同轴一体的左齿轮和与右太阳轮同轴一体的右齿轮转速、转向相同, 同时带动系杆齿轮转动, 系杆齿轮带动制动器轴转动。在行走过程中, 向制动器轴施加制动力, 可实现行走的制动, 行走过程中需要左转弯时, 将左离合器分离, 切断从离合器轴主动齿轮传至左侧的动力, 左离合器齿轮停止转动, 左行走驱动轴也停止转动, 而右行走驱动轴继续转动, 从而实现左转向, 如果同时在制动器轴上施加制动力使制动器轴停止转动, 行星齿轮装置的系杆齿轮也停止转动, 此时右离合器齿轮继续带动行星齿轮装置中与右太阳轮同轴一体的右齿轮转动, 行星齿轮装置中与右太阳轮同轴一体的右齿轮通过行星齿轮装置中的右太阳轮、行星轮带动行星齿轮装置中与左太阳轮同轴一体的左齿轮反向转动, 行星齿轮装置中与左太阳轮同轴一体的左齿轮又通过左离合器齿轮、左末端传动齿轮带动左行走驱动轴反向转动, 使行走装置左履带 (或轮胎) 反向行走, 实现快速左转向。当需要右转弯时, 原理相同。实际水稻收割机履带车辆的履带建模相当复杂, 因此履带建模时采用多个驱动轮便于建模。

三、水稻收割机履带车辆组成机构建模

1. 转向机构的建模

转向机构模型主要包括运动部件:中央齿轮、双联齿轮、小锥齿轮、转向轴、销和承套等。行走机构建模过程中, 在机架的相应位置设计出定位孔来替代壳体的作用。利用PRO/E, 建立转向机构模型主要运动部件及总成图, 如图2所示。

2. 行走机构建模

行走机构模型主要包括运动部件和非运动部件。运动部件主要有驱动轮、驱动轴、辅助轴;非运动部件主要有车架和车体。车体的主要作用是在ADAMS仿真分析中, 起到调整整车质量和中心位置的作用。利用PRO/E建模时, 因车架涉及到转向机构、中间传动机构及行走轮轴的装配与定位, 其结构比较复杂, 为便于后续部件的装配定位, 应设置便于装配定位的结构。行走机构主要运动部件如图3所示。

3. 传动机构建模

传动机构是连接转向机构及行走机构的中间部件, 主要包括四对齿轮和中间传动轴。齿轮为标准直齿圆柱齿轮, 其中14号齿轮安装在机架定位轴上, 15和16号齿轮安装于中间传递轴上, 17号齿轮安装于驱动轴上。中间传递轴的建模依据水稻收割机履带车辆传动示意图设计简化而成。传动机构主要运动部件如图4所示。

四、整机模型的建立

1. PRO/E中整机模型的装配

整车装配有两种方式能实现:第一方式是按空间顺序将单个零件按照装配的约束要求, 逐个装配成整车;第二种方式是对车辆的转向机构、中间传动机构和行走机构三个部分分别装配成独立的子组件, 然后通过总装将各子组件按特定要求完成整车装配。这里采用第二种方式完成整车装配。Pro/E中的整车装配图如图5所示。

零件及子组件的装配过程实际上是定位过程, 要实现零件或子组件的完全定位需要同时满足几种约束条件。在装配过程中主要用到的组装零件的约束类型有以下几种[2]:

(1) 匹配:将两个组装零件或子组件所指定的平面、基准面重合或平行, 并且两平面的法线方向相反。

(2) 对齐:将两个组装零件或子组件所指定的平面、基准面重合或平行, 并且两平面的法线方向相同。

(3) 插入:将两组装零件或子组件所指定的旋转面的选旋转中心线同轴。

(4) 坐标系:将两组装零件或子组件所指定的坐标系对齐, 采用此约束时零件或子组件可被完全约束。

(5) 相切:将两组零件或子组件选择的两个参照面以相切方式组装到一起。

2. 水稻收割机整机模型导入ADAMS及添加约束

水稻收割机整车模型装配完成后, 通过Pro/E和ADAMS的接口软件MECHANISM/Pr完成整机模型到动力学仿真软件ADAMS的导入。MECHANISM/Pro直接使用Pro/E的三维实体模型, 消除由不同软件之间传输带来的几何形状及质量特性的误差[3]。

通过MECHANISM/Pro将模型导入ADAMS前, 应对建立的模型进行装配分析、模型干涉检查及正确的单位配置。使用MECHANISM/Pro将装配模型定义为刚体, 故对每个装配零件单独创建刚体, 否则导入ADAMS后无法对未单独创建刚体的零件进行操作。整机模型导入ADAMS仿真软件后, 定义重力加速度和每个零件的材料类型。将定义好材料、质量和参数的整机模型进行时间1秒、步数100步的仿真, 检验模型导入过程中是否产生错误。按物理样机各零件的实际连接关系对虚拟模型的各零部件进行定义。行走机构模型进行零件约束时, 采用两个运动件、连接支架和两个连接组成的齿轮副;运动件与支架之间的两个连接可采用铰接副、棱柱副或圆柱副, 不同类型的连接模拟不同齿轮连接形式[4]。多个运动部件两两使用齿轮副连接时, 其支架必须为同一部件。在行走机构每相邻车轮中增加一辅助轮, 通过齿轮副约束, 使每侧车轮的转速和方向均与主驱动轮保持一致。各功能组件即转向机构、传动机构和行走机构之间均按实际连接关系定义约束。完成约束及参数设定的模型如图6所示。

五、总结

分析了水稻收割机履带转向机构的结构构成及转向原理, 并分别阐述转向机构、行走机构、中间传动机构的建模步骤及过程。利用Pro/E软件的装配模块对整车进行装配, 最后将整机模型通过接口软件MECHANISM/Pr导入ADAMS中。建立的水稻收割机履带转向行走机构模型, 便于水稻收割机履带车辆物理样机试验及其转向行走机构中各部件受力情况及性能的研究分析。

参考文献

[1]广西壮族自治区农业机械研究所, 一种行走转向装置, 中国B62D11/02ZL专利号:03205493.9, 2004

[2]张智明, 李预斌.精通Pro/ENGINEER野火版[M].北京:中国青年出版社, 2004

[3]李军, 邢俊文, 覃文浩等.ADAMS实例教程[M].北京:北京理工大学出版社, 2002

履带转向 篇3

履带车辆和轮式车辆具有不同的行走装置,导致了车辆运动特性的差异,最主要体现在转弯特性上。轮式车辆转向只需前轮转动一角度,前轮仍然为滚动而无横向运动,不会引起横向阻力的增加。而履带车辆的转向运动则是通过转向机构使两侧履带产生速度差而形成的。履带车辆转向时,履带接地段要横向刮动地面,地面将对车辆产生较大的横向阻力。轮式车辆的转向轨迹在一般情况下,只取决于方向盘的旋转角度,其转向轨迹的可控性较好。履带车辆转向时,转向轨迹不完全取决于操纵输入,与地面性质、车辆的行驶状态、转向机构的类型有关,故履带车辆转向轨迹的可控性较差。轮式车辆方向盘的转动角度达几百度,可以对车辆的转向半径进行精确的修正。而履带车辆转向操纵具有很高的灵敏度,在高速转向行驶过程中对转向半径进行较准确的修正比较困难。履带车辆转向过程中履带接地段相对于地面在车辆的纵向和横向同时存在相对运动,这种复杂的运动使地面和履带之间既有纵向作用力(推动力、制动力),又存在横向阻力(转向阻力),在以上各作用力的共同作用下,车辆产生一定的转向运动。

1 转向运动学模型的建立

履带车辆的转向运动,可以分解为履带车辆随其中心C点的平移运动和绕其中心C的旋转运动。转向运动分析主要从运动学参数方面来探讨车辆转向,由于履带在履带车辆转向中的特殊作用,所以必须从履带的运动分析和车体运动分析两方面来分析车辆转向。

履带车辆的转向运动和直线运动相似,履带也做复合运动,其绝对运动也由牵连运动和相对运动组成。所不同的是转向运动的牵连运动为履带车辆整体的旋转运动。所以内外侧履带接地段的不同点上,其牵连速度也各不相同。离转向中心O点越远,其牵连速度也越大。履带车辆转向过程中履带接地段的运动,如图1所示。

图1中O点为履带车辆的转向中心,过O点做车辆纵向对称线的垂线,以该垂线为车辆坐标系的y轴,车辆的纵向对称线为x轴。履带接地段的运动是车体运动(牵连运动)和履带卷绕运动(相对运动)的复合。车体的运动为绕转向中心O的旋转运动,角速度为ω,则履带接地段的任意一点M的牵连速度为

式中lm—履带接地段的任意一点M到转向中心O的距离。

外侧履带接地段的相对速度为Vro(履带的卷绕速度,与车辆的运动方向相反)。所以,外侧履带接地段纵向对称线x2上任点M的绝对速度为点M速度的x轴分量ωRm-Vro,y轴分量为ωy。

同理,转向时内侧接地段中心线1x线上任一点N的绝对速度为其中,Vqn为牵连速度,其x轴分量为ω×Rn,y轴分量为ωy,内侧履带接地段的相对速度为Vri(履带的卷绕速度与车辆的运动方向相反)。

转向时,内侧履带一般主导作用力为制动力,故内侧履带接地段总是滑移,ωRn-Vri>0,纵向对称线1x上的任意一点N的纵向运动总是与车辆的运动方向相同,而其侧向运动的方向则在y轴两侧发生改变。

履带接地段在任意时刻t的运动均为平面运动,故存在一瞬时转向中心,t时刻履带接地段的绝对运动为绕瞬时转向中心的旋转运动。由于外侧履带接地段绝对速度的纵向分量一般与车体的运动方向相反,所以外侧履带接地段的瞬心2O总是在外侧履带接地段以外,即在远离转向中心O的方向上。由2O到外侧履带接地段纵向中心线X2的距离为瞬心横向偏移量y2,y2随着履带滑转的增加而增加。同样,内侧履带接地段绕瞬心1O做旋转运动。由于内侧履带接地段的绝对速度的纵向分量一般与车体的运动方向相同,所以内侧履带接地段的瞬心1O,总是在内侧履带接地段以内,即在靠近转向中心O的方向上,其横向偏移量为1y,1y随着履带滑移的增加而增加。转向中心O、瞬心1O、瞬心2O位于同一条直线,构成了车辆的转向中心线。

履带车辆转向过程中,外侧履带的滑转、内侧履带的滑移(或滑转)是履带车辆转向的基本特征,通常采用滑转系数fslipo和fslipi来表示,即

式中Vqo—外侧履带随车体一起前进的牵连速度(m/s);

Vqi—内侧履带随车体一起前进的牵连速度(m/s)。

履带的滑移、滑转决定了地面和履带之间的纵向作用力,同时对描述履带车辆的运动状态的转向角速度、转向半径等物理量的计算具有不可忽略的影响。

如果忽略履带的滑移滑转,即fslipo=0,fslipi=0,则转向运动称为理论转向运动。

理论转向半径为

理论转向角速度为

实际转向过程中,履带车辆存在着滑移和滑转,即fslipo≠0、fslipi≠0,则

实际转向半径为

实际转向角速度为

转向半径系数为

转向角速度系数为

对履带车辆进行转向计算时,不可忽略滑转、滑移现象的存在。由于滑转、滑移系数比较难测得,而履带的环绕速度却可很容易得到。测出两侧主动轮的转速,根据式(3)求出Rth,用转向系数对Rth进行修正就可得到实际转向半径尺Rreal。转向系数fr与地面类型、转向时的车速、转向半径等因素有关。履带车辆在某种路面以不同的速度、不同的转向半径转向时,可以认为转向系数fr为某一定值。

2 结论

外侧履带的滑转、内侧履带的滑移(或滑转)是履带车辆转向的基本特征,从履带的运动分析和车体运动分析两方面来分析车辆转向,运动学参数方面探讨了双流传动履带车辆转向运动过程,建立了考虑履带的滑移、滑转决定了地面和履带之间纵向作用力前提下的转向运动学模型,同时对描述履带车辆的运动状态的转向角速度、转向半径等物理量进行分析,为进一步研究双流传动转向装置提供分析理论依据。

摘要：从理论上分析了双流传动履带车辆转向运动过程,主要从运动学参数方面来探讨车辆转向。由于履带在履带车辆转向中的特殊作用,所以从履带的运动分析和车体运动分析两方面来分析车辆转向,从而建立双流传动履带车辆转向运动学模型,为进一步分析双流传动转向装置提供理论依据。

关键词：车辆工程,履带车辆,理论研究,双流传动,转向,运动学,模型

参考文献

[1]曹付义,周志立,贾鸿社.履带车辆转向机构的研究现状及发展趋势[J].河南科技大学学报,2003,24(3):89-92.

[2]D.Rubinstein,R.Hitron.A Detailed Multi-body Model for Dynamic Simulation of Off-road Tra-cked Vehicles[J].Journal of Terramechanics,2004,41:163-173.

[3]李文哲,张鸿琼.液压双流转向机构实现转向期间自动无级降速的策略[J].农业工程学报,2005,21(12):67-70.

[4]史金钟,徐玉梅,刘华,等.闭式静液压双轨驱动在履带车辆中的应用[J].拖拉机与农用运输车,2005(3):16.

[5]陈慧岩,丁华荣.履带车辆转向期间自动换挡[J].装甲兵工程学院学报,1999,l13(3):77-82.

[6]付田志.新型履带车辆转向操纵机构的设计与研究[D].哈尔滨:东北农业大学,2007.

[7]张鸿琼,李文哲.新型履带自走式联合收割机转向与传动装置性能分析[J].东北农业大学学报,2006,37(5):674-678.

履带转向 篇4

转向是履带车辆行驶理论中的核心问题。随着履带车辆在农业机械、矿山机械甚至军车领域的广泛应用,对其转向理论的研究显得十分必要。履带车辆的转向是通过两侧履带产生的速度差来完成的,即转向时外侧履带的速度高于内侧履带的速度。

从运动学的角度看,要实现两侧履带的速度差,有3种典型的方式:一是中心差速式,即外侧履带速度升高,内侧履带速度相应地降低,车辆平均速度不变,保持转向前的直驶车速; 二是内侧降速式,即外侧履带保持转向前的直驶车速不变,通过制动内侧履带使其降速,来实现两侧履带的速差,有些资料也将这种方式称作独立式转向[1,2];三是外侧升速式,即内侧履带速度不变,保持转向前的直驶车速,通过外侧履带速度增加来实现车辆的转向。

本文即针对履带车辆的这3种典型转向方式展开研究,并对3种方式的运动学特性和功率需求进行对比分析,讨论其异同点,为转向策略的建立提供理论依据。

1 3种转向方式运动学分析

在车辆直驶时,车体只做平移运动,车上各点牵连速度相同,两侧履带的速度相同,都等于平均车速。当车辆转向时,车体除了做平移运动,还做旋转运动,车体存在一个角速度ω。此时,两侧履带的速度不同,外侧履带的速度u2高于内侧履带u1,且有如下关系

undefined;undefined

转向时,各点的速度如图1所示。其中:u为当前时刻车辆中心的速度;u1和u2 为两侧履带速度;u0为转向前的直驶车速;B为履带中心距;R为转向半径。

在转向过程中,两侧履带速度u1和u2,转向角速度ω与R之间的关系[3]为

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当y=0 时,转向方式对应着中心差速式;当y=0.5B时,对应内侧降速式;当y= -0.5B时,对应外侧升速式。

由式(2)可知,转向半径R=u/ω,对R积分得

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1.1 中心差速式

中心差速转向方式中,外侧履带速度增加,内侧履带速度相应下降,车辆中心速度u始终保持转向前的速度u0不变,所以

u=u0;undefined

1.2 内侧降速式

内侧降速的转向方式中,外侧履带速度u2始终保持不变,等于转向前的车辆直驶速度u0,内侧履带速度降低来实现转向所需要的速差,则有

u2=u0;undefined

1.3 外侧升速式

外侧升速转向方式中,内侧履带速度u1不变,始终保持车辆转向前的直驶速度,外侧履带速度上升,因此有

u1=u0;undefined

1.4 转向半径的变化规律

联合式(3)～式(6),可得中心差速式、内侧降速式和外侧升速式3种方式下的转向半径的导数的表达式是完全相同的,即

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这说明,当ω变化率一定的时候,3种转向方式中转向半径的变化规律是一致的。从式(7)可以看出:随着ω的增大,而转向半径会迅速减小;当ω的导数趋近于0时,转向半径趋近于一个稳定值,转向过程趋于稳定。

转向控制的目标是使车辆能够尽可能地实现驾驶员的操作意图。一般认为,当驾驶员把方向盘打到一个固定的转角时,车辆应该对应一个固定的转向半径,即转半径R应该稳定在一个固定的值[5,6]。就此而言,上述3种转向方式都是满足要求的。从理论上讲,只要建立合理的控制策略,都可以满足使用要求。但内侧降速式转向可以实现相对更小的转向半径。

2 功率需求分析

2.1 转向动力学模型

接下来对3种转向方式的动力学特性进行对比分析,履带车辆转向动力学模型[4]如图2所示。

内侧履带制动时,制动力为F1,方向与车辆运动方向相反;外侧履带驱动时,驱动力为F2。假设车辆垂直载荷均匀分布,地面阻力系数为常数,忽略风阻和离心力影响,忽略滑转和滑移的影响,建立平衡方程为

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式中 P1,P2—内侧制动回收功率和外侧驱动功率;

Mμ—转向阻力矩;

μmax—转向半径为0.5B时的转向阻力系数,可查表获得;

δ—旋转质量系数;

Iz—车辆的转动惯量。

2.2 3种转向方式功率需求

结合式(4)、式(5)、式(6)和式(8),可以得到3种转向方式下的两侧履带的功率,即

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式中:功率P的第1个下标1,2,3分别对应内侧降速式、中心差速式和外侧升速式3种转向方式;第2个下标1,2分别表示内侧履带和外侧履带。通过式(9)中P12,P22和P32表达式的对比分析,不难得出结论为:对外侧履带功率需求而言,内侧降速式是最低的,中心差速式则相对要大一些,外侧升速式最大;而内侧履带的制动回馈功率的比较结果无法直接看出,可以通过仿真分析进一步获得。

3 仿真分析

为了对上述理论分析进行验证,使用Matlab/Simulink建立仿真分析模型,给定undefined输入信号如图3所示。在0到1s时,undefined为1rad/s2,之后开始逐渐降低;到4s时,undefined,模拟在转向中随转向半径的减小,转向阻力矩逐渐增大,导致undefined逐渐降低,直到undefined达到稳态的过程。

观察在给定这同一undefined信号的情况下(即同一转向速度的情况下),3种转向方式下的转向运动学特性和内外侧履带的功率需求的变化规律,仿真模型如图4所示。运动学仿真结果如图5所示。

从图5(a)和图5(b)可以看出:3种转向方式下,转向半径一直减小;随着转向角加速度undefined逐渐降低,转向半径减小的速度越来越小;当undefined趋近于0时,转向半径达到稳态。整个过程中,3种转向方式的转向半径变化率是完全相同的,均与理论分析相一致。

图5(c)和图5(d)为3种转向方式的转向轨迹与车速的仿真结果。其中,标号1为内侧降速式,标号2为中心差速式,标号3为外侧升速式。可以清楚地看出:内侧降速式所完成的转向轨迹的圆弧最小,即可实现最大幅度的转向;中心差速式所达到的转向幅度次之;外侧升速式所达到的转向幅度最小。

对功率需求的仿真结果如图6所示。由图6可以看出:3种转向方式的外侧履带功率不同,其中外侧升速式的外侧履带需求最高,中心差速式次之,内侧降速式外侧履带需求是最低的,这与前面的理论分析相符。可见,如果采用双侧独立驱动方式的话,内侧降速式转向方式对电机的功率要求是最低的。

从图6(b)的仿真结果可以观察出:在转向初期,3种转向方式的内侧履带的再生制动功率相差不大,其中内侧降速式稍高,中心差速式次之,外侧升速式最低;达到稳态时,情况正好相反。

综合以上仿真结果可以得出结论:在转向速度相同时,相比较其他两种方式而言,内侧降速式转向的外侧履带功率需求最小,且可以实现更大幅度的转向,即达到更小的转向半径。可见,内侧降速式是3种转向方式中最优的;而且内侧降速式转向过程中会降低车速,需要在转向后重新加速回到转向前的直驶车速,这也与常规汽车驾驶员的操作习惯是一致的。因此,在没有其他特殊要求的情况下,履带车辆应该采用内侧降速式转向方式进行转向最为合理。

4 结论

1) 通过对履带车辆转向运动学的分析与仿真研究,得到如下结论:3种情况的转向半径变化率相同,但转向半径的数值不同;转向角速度相同时,内侧降速式的转向半径最小,中心差速式稍大,外侧升速式最大。

2) 功率需求分析表明,转向角速度相同时,内侧降速式转向的功率需求是最小的,中心差速式较大,外侧升速式最大。

3) 相比而言,内侧降速式的外侧履带需求功率较小,而实现的转向幅度大,是最理想的转向方式。其转向过程中的车速变化特征也符合驾驶员的操作习惯,在制定控制策略时应优先选用。

摘要：对中心差速、内侧降速和外侧升速3种履带车辆转向方式进行运动学和动力学分析;对3种方式下的转向半径的变化规律进行了研究;对比了3种转向方式的内外侧履带功率需求;在Matlab/Simulink中进行了仿真。运动学和动力学分析表明:在相同转向速度下,3种方式转向半径的变化率相同,但转向半径的数值不同,相比之下内侧降速式的转向半径最小。功率需求分析和仿真结果表明:内侧降速式转向的外侧履带功率需求最小,中心差速式较大,外侧升速式最大;内侧降速式转向可以实现较小的转向半径,而功率需求最低,是3种方式中最为合适的选择。

关键词：履带车辆,转向特性,转向方式,仿真

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履带转向 篇5

最早的综合传动装置转向机构是机械式的,只能实现数目有限的规定转向半径,如美国M48和M60及以色列梅卡瓦(MERKAVA)坦克上所使用的CD-850传动,意大利OF40坦克上所使用的RK304传动,韩国K88式坦克的LSG-3000综合传动装置等。ZF公司的LSG-3000每一个挡位都具有3个规定转向半径,代表了机械式转向机构的最高水平。机械式转向机构能够实现的规定转向半径的数目有限、转向效率低、工作不平稳、磨损发热严重,严重地制约了履带车辆转向性能的提高。所以,现代履带车辆综合传动装置的转向机构基本上都采用无级传动形式。现代履带车辆转向动力系统为充分利用发动机的功率,节约能源以及获得优良的动力性能最理想的方法是从传统的有级传动发展为无级传动。随着自动换挡技术的发展和双流传动装置在履带车辆中使用日益增多,提出了双流传动在转向过程中自动换挡这一新课题。这是对履带车辆在转向行驶期间禁止换挡传统观念的一种革新。转向期间自动换挡可以防止由于驾驶员经验不足、挡位选择不当而造成的发动机熄火。同时,对双流传动来说,降挡又可自动调整规定转向半径,保证通过狭窄的转向路段。

1 双流传动履带车辆转向机构的研究现状

传统履带车辆采用转向离合器—制动器式转向机构,它是一种单功率流的转向机构。其依靠离合器表面的摩擦力传递转矩,当分离某一侧的转向离合器时,就可以减少或切断该侧驱动轮所传递的功率,使车辆转向。转向半径的大小由驱动轮所传递功率的减少量即离合器分离的程度所决定。由于其操纵性差、生产效率低、能耗较大,随着履带车辆功率的不断增大,离合器—制动器式转向机构已不能满足其行驶机动性和工作效率越来越高的要求。

双流转向装置的出现,可追溯到1939~1940年法国的Somua和B2,现在都采用液压转向机,如德国1942~1943年的豹式主战坦克和1942年的虎型坦克和美国的M46。所谓双流转向机构是将发动机功率分成两路,一路为变速分路,控制两侧履带的直线行驶速度;另一路为转向分路,专门控制转向运动,两路功率在两侧汇流行星排中汇合后再经两侧的侧传动,最后传到驱动轮。

装有双流转向机构的车辆,在转向机构中没有给出差速的命令时,可以保证直线行驶稳定性,通过转向机构也能得到一侧履带与另一侧履带自动的转速补偿。将发动机功率分成变速和转向两路并列传递,双功率流转向机构将用于直驶推进的变速机构与造成左、右侧履带速度差的转向机构在传动系中并列。转向机构在车辆直驶时不造成两侧履带的速度差,在转向时,变速流提供各挡不同的直线行驶速度与转向机构造成的两侧履带的速度差汇流,实现车辆的转向。随着履带拖拉机功率的增大和车速的提高,传统的机械式转向机构已不能满足其行驶机动性和工作效率越来越高的要求。

双流转向机构的主要特点:

1)规定转向半径的数目是变速分路的挡数与转向分路中固定传动比的数目乘积。在一个或同时在两个分路中具有无级传动,就成为无级双流转向机构。

2)转向特性取决于变速机构的挡次。因此,在高速挡行驶时,只能以大半径转向。

3)如果在转向分路中,没有单独的差速机构,或者如果转向轴可以通过稳定离合器,或辅助制动器固定住时,则直线行驶是稳定的。

4)如传到汇流排的转向分路转速符号不同但数值相同时,则为差速式双流转向机构。

5)总功率是由变速机构来的直线行驶功率和经转向机构来的转向功率组成。

双功率流转向机构,具有转向时平均速度不降低、转向工作效率高、左右履带的速度差能够无级调节、可实现由方向盘操纵进行精确的方向控制和机动性好等优点,在西方发达国家的军用履带车辆上得到普遍应用。目前主要有5种:机械式双功率流转向、机械液压双流差速转向机构、液压液力复合转向(动静液复合转向)机构、液压无级转向机构和液压复合转向机构。

1.1 机械式双功率流转向机构

在单功率流转向机构的基础上最早出现的是直驶和转向两功率流均由机械装置来实现的机械式双功率流转向机构。此种转向机构主要由两个变速箱(一个主变速箱,一个分动箱)、行星齿轮机构、离合器和行星机构制动器组成,在转向性能上较单功率流转向机构有很大提高,但是其转向半径仍然是有级的,挡位越低,得到的转向半径越小;挡位越高,得到的转向半径越大,仍然无法适应车辆在所有不同曲率的道路上用圆滑轨迹转向行驶的需要,也不能排除部分接合摩擦元件进行滑磨转向及由滑磨所带来的一系列问题。

1.2 机械液压式双流差速式转向机构

机械式转向机构的转向性能容易受到驾驶员的驾驶技术、体力条件和离合器、制动器磨损的影响,并且容易给驾驶员带来疲劳。随着机电液及人机工程技术的发展,机械式转向机构必将会在大功率拖拉机、推土机等工程车辆上遭到淘汰。在机械系统上附加液压泵,液压马达驱动的机械液压转向系统将逐渐得到应用。

机械液压式双流差速式转向机构是由发动机、变量泵、控制阀、定量马达、多挡变速箱以及后桥转向差动机构组成。它将由发动机传来的机械功率流在多挡变速箱的输入轴上分流,一路流经由液压泵—液压马达组成的转向调速系统;另一路流经多挡变速箱,最后在行星排上合流,然后经行星排中的某一部件(如行星架)传到车辆的最终传动轴上。由于液压泵和液压马达可以无级控制,因此使用这类转向机构既可获得车辆两侧的速度差实现无级控制,又克服了机械式转向机构的许多缺点。若液压马达不工作,只有来自中央传动的功率流,车辆做直线行驶;若只有来自液压马达的功率流,车辆可实现转向半径为零的原地转向;若同时输入两路功率流,由于液压马达可实现无级控制,因此车辆两侧履带驱动轮转速差可以有无穷多个,可得到无穷多个转向半径,可实现无级转向。驾驶员只要操纵转向盘转动液压装置,就可使车辆稳定地沿一定的圆弧行驶。

1.3 液压液力复合传动

液压液力复合转向方案是德国RENK公司的专利,用于该公司HSWL系列多种综合传动装置上,如用于豹2坦克的1100k W的HSWL-354综合传动和用于黄鼠狼步兵战车的HSWL-194等。液压机械无级传动除了可以用在综合传动装置的转向机构上,也可以用在变速机构中实现车辆的无级变速。美国GE公司的HMPT-500,该综合传动用于装备M2步兵战车和M3骑兵战车,在试验和战斗中使用效果优良,其后续型号也得到了广泛的应用。

1.4 纯液压无级转向

要实现履带车辆转向半径可控且连续无级变化的转向性能,采用容积式液压泵和液压马达等无级变速元件是较现实可行的方法。纯液压转向机构通过泵的正反两向无级变量调节,实现发动机动力经双流传动转向路到汇流行星排间的无级变化的传动比,最终实现车辆向左右两侧的转向半径可连续无级变化。直驶时,通过液压泵和液压马达的闭锁(变量泵的排量为零)实现转向零轴的闭锁,从而保持稳定的直驶。在变速机构挂空挡转向的情况下,发动机所发出的功率全部由转向路的液压元件传递,可实现车辆原地转向。采用液压无级转向机构的典型综合传动装置是德国RENK公司20世纪60年代研制的HSWL-123综合传动,德国ZF公司的LSG-1500,美国M1A1坦克上所使用的X-1100,英国挑战者主战坦克所使用的TN54和法国勒克莱尔主战坦克上的ESM500等。

1.5 液压复合转向机构

为克服纯液压转向机构的上述缺陷,目前出现了多种采用功率较小的液压元件(双泵双马达)的液压复合转向方案。但是,采用液压元件的无级变速特性来实现履带车辆的无级转向是较佳的选择,解决液压元件功率不足和效率低则是该方向研究的重点。

日本Morooka MK系列采用萨澳—丹佛斯大金的90系列柱塞泵、马达组成双泵—双马达的静液压传动系统。AGCO的“挑战者”、Deere的8000T和9000T均采用萨澳—丹佛斯的90系列柱塞泵、马达构成静压差速转向系统。静压差速转向在其他方面应用还包括装甲履带车、坦克等大功率军用车辆、大马力拖拉机及其他工程机械上,如日本小松的D61EX/PX、美国卡特彼勒的D6R和D8N工业推土机等。卡特彼勒公司在进入农机市场后推出的Challenger MT700/800系列,约翰·迪尔公司的8000/9000系列农业橡胶履带拖拉机。国外在75 k W以下推土机上一般采用静压传动;除了Deere和Liebheer外,大功率推土机也多以动力换挡加静压差速转向为主。目前,国外静液压传动技术的应用几乎遍及工程机械每个角落,农机和工程机械等行走机械配套所用液压产品的销售额已占液压产品总销售额的40%以上,这与大量推广应用静液压传动技术及与其相关的负荷传感调节技术密切相关。

2 双流传动履带车辆转向机构的发展趋势

把履带看作车辆自携的可移动的道路,它可以连续地在车辆前面铺开,车辆在其上通过,然后再由车辆收回。履带式车辆接地压力小、附着性能强、滑转率低,不易形成土壤硬底层,因此履带车辆更易于在低洼易涝、容易板结的黏重土壤地区工作,在军用、农用及施工工程领域都得到了广泛的应用。利用连续无级调速的双流差速转向机构取代传统机械式转向机构,能够提高履带车辆的行驶机动性和工作效率。因此,双功率流转向机构的研究一直是国内外广大工程技术人员长期潜心研究公关的重点项目。

2.1 机械液压式双流差速式转向机构技术亟待成熟

机械液压连续无级转向机构是在简单液压机械分流传动原理的基础上,采用不同的机械机构参数组合,并与液压元件配合的一种最新型的转向机构。它能保证在连续无级输出转速的前提下应用较小的液压元件大幅度提高车辆的输出总功率,并且其传动效率远远超过纯液压转向机构的传动效率,代表着履带车辆转向机构的发展方向。为此,研究开发性能优良的机械液压连续无级转向机构、优化匹配该类转向机构的参数是目前车辆工程领域的重点课题之一。

国内对液压机械双功率流差速转向机构的研究和应用主要是针对军用履带车辆。在民用车辆应用方面,西安理工大学博士生曹付义,以东方红13028型橡胶履带拖拉机为研究对象,对液压机械双功率流差速转向机构的转向原理进行研究,在建立转向机构运动方程和转向方程的基础上,提出其主要参数的选取原则,并进行参数选择和运动性能分析计算,从而为该类转向机构的结构方案设计和转向运动性能分析提供理论基础。

2.2 液压复合转向机构仍然是双流转向机构的重点和难点

为克服纯液压转向机构的上述缺陷,目前出现了多种采用功率较小的液压元件的液压复合转向方案,如双泵双马达方案、双半径液压转向方案等。总之,采用液压元件的无级变速特性来实现履带车辆的无级转向是较佳的选择,解决液压元件功率不足和效率低则是该方向研究的重点。

2.3 液压工业水平是实现纯液压无级转向机构的前提

要实现履带车辆转向半径可控且连续无级变化的转向性能,采用容积式液压泵和液压马达等无级变速元件是较现实可行的方法。纯液压转向机构通过泵的正反两向无级变量调节,实现发动机动力经双流传动转向路到汇流行星排间的无级变化的传动比,最终实现车辆向左右两侧的转向半径可连续无级变化。直驶时,通过液压泵和液压马达的闭锁(变量泵的排量为零)实现转向零轴的闭锁,从而保持稳定的直驶。在变速机构挂空挡转向的情况下,发动机所发出的功率全部由转向路的液压元件传递,可实现车辆原地转向。目前,液压工业水平还难以得到功率足够大且性能优良的液压元件,并且液压系统的效率低,这是纯液压无级转向技术发展的最大障碍。

3 结语

随着液压技术水平的不断提高,液压泵、液压马达及其它液压元件性能的不断改进,使机动性高、能耗低、性能优良的机械液压连续无级转向机构的设计开发有了可能。在广大科研人员的共同努力下,双流传动履带车辆转向机构在大功率履带车辆上的应用范围将会越来越大。

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履带转向 篇6

传统履带车辆的转向方式通常包括差速式转向和独立式转向,其实质是利用不同机构来强制约束两侧主动轮的转速关系,因此转向过程完全由机械结构来保证。对静液驱动履带车辆来说,两侧主动轮的转速是由控制给定的,不受任何直联机构约束,因此理论上可采用多种转向方式来形成两侧履带的速度差。不同的转向方式在决定整车机动性的同时,也会给整车动力源(发动机)的功率输出能力和泵马达系统提出不同的要求[1,2,3]。本文对不同转向方式进行仿真研究,探讨转向方式对静液驱动履带车辆整车机动性的影响以及对发动机和泵马达系统的要求。

1 静液驱动履带车辆转向理论分析

目前所采用的典型静液驱动系统结构如图1所示,该结构采用双泵双马达分置车辆两侧的方案,即发动机把动力传递给增速箱,由动力传动箱分别传递动力给两侧的泵马达系统,动力经侧传动与主动轮驱动整车行驶[4,5,6,7]。

为便于理论分析,做如下假设:①车辆在均匀平地上行驶;②车辆的两条履带有相同的横向载荷;③履带接地范围内的有效接地压力均匀分布;④两条履带直驶时的行驶阻力相等;⑤纵向滑移和横向滑移可以不计,履带上的牵引力等于主动轮上的切线力;⑥每侧履带的瞬时转向中心位于其接地长的中心;⑦不考虑履带宽bK的影响;⑧车辆中心与车辆重心重合。

图2为车辆转向示意图,转向运动是在沿行驶方向的直线运动上叠加一绕转向中心O1(运动的瞬时中心)的回转运动。

图2中各参数的物理意义如下:B为履带中心距,m;R为转向半径,m;O1为内履带接地段的瞬时转向中心;O为车辆中心;vO为车辆转向中心速度,km/h;ω为转向角速度,r/min;v1、v2分别为内外侧履带速度,km/h;F1、F2分别为内外侧履带所需牵引力,N;FR1、FR2分别为内外侧履带的滚动阻力,N;Mμ为转向阻力矩,N·m;L为履带接地长度,m。根据图2,由动力学知识可得

$\begin{array}{l}m\dot{v}{}_{{\rm O}}=F{}_1+F{}_2-F{}_{\text{R}1}-F{}_{\text{R}2}\\ J\dot{\omega }=(-F{}_1+F{}_2+F{}_{\text{R}1}-F{}_{\text{R}2})B/2-{\rm M}{}_{\mu }\\ \mu =\mu {}_{\max }/(0.925+0.15\rho )\\ {\rm M}{}_{\mu }=\mu mgL/4\end{array}\}(1)$

vO=ωR FRj=fRmg/2 Tj=phjqmjηmj/(2π)

$F{}_j=\{\begin{array}{l}0.5\phi mg{\rm T}{}_{j}i{}_{\text{c}}\eta /r{}_{\text{z}}\ge 0.5\phi mg\\ {\rm T}{}_{j}i{}_{\text{c}}\eta /r{}_{\text{z}}{\rm T}{}_{j}i{}_{\text{c}}\eta /r{}_{\text{z}}<0.5\phi mg\end{array}$

nmj=30icvj/(πrz) j=1,2

式中,m为车辆质量,kg;g为重力加速度;η为马达输出轴到履带的效率;ηm为马达机械效率;T1、T2分别为内外侧马达转矩,N·m;ph1、ph2分别为两侧静液驱动系统压力,MPa;qm1、qm2分别为内外侧马达排量,mL/r;nm1、nm2分别为两侧马达转速,r/min;ρ为相对转向半径,ρ=R/B;fR为滚动阻力因数;μmax为最大转向阻力因数;μ为转向阻力因数;φ为附着因数;J为车辆绕中心O的转动惯量,kg·m2;ic为侧传动比;rz为主动轮半径,m。

根据相对转向半径ρ,可以将车辆转向分为3个半径区:①0<ρ≤0.5时,原位转向,此时内外侧履带均输出功率;②0.5<ρ≤ρ1(ρ1为F1=0时的转向半径)时,小半径转向,此时外侧履带输出功率,内侧履带吸收功率,出现循环功率;③ρ1<ρ<∞时,大半径修正转向,此时车辆工况与直驶工况相近,为过渡状态转向,内外侧履带均输出功率,ρ=∞定义为直驶工况。

独立式转向时,转向运动学参数qK=1/2,外侧履带速度等于转向前车辆的直驶速度。

当车辆进行独立转向时,有

$\begin{array}{l}v{}_1=v(\rho -0.5)/(\rho +0.5)\\ v{}_2=v\\ v{}_{{\rm O}}=v\rho /(\rho +0.5)\end{array}\}(2)$

式中,v为转向前车辆的直驶速度,km/h。

差速式转向时,转向运动学参数qK=0,车辆中心速度等于转向前车辆的直驶速度。

当0<ρ≤0.5时,若进行原位转向,则有

$\begin{array}{l}v{}_1=v(2\rho -1)\\ v{}_2=v(2\rho +1)\\ v{}_{{\rm O}}=v\end{array}\}(3)$

当ρ>0.5时,若进行小半径和大半径修正转向,则有

$\begin{array}{l}v{}_1=v[1-1/(2\rho )]\\ v{}_2=v[1+1/(2\rho )]\\ v{}_{{\rm O}}=v\end{array}\}(4)$

2 不同转向方式时转向性能的仿真研究

为准确分析不同转向方式对整车机动性的影响及对发动机和泵马达系统的要求,在对静液驱动履带车辆转向行驶基本理论分析的基础上,运用MATLAB/Simulink建立系统转向仿真模型,如图3所示。

分3种转向工况对静液驱动履带车辆进行不同转向方式的转向性能仿真分析。仿真条件如下:车辆在预设路面(fR=0.06,μmax=0.6)上行驶,取发动机最高转速为2500r/min,传递到静液驱动系统最大净功率为122kW,泵选用Sauer公司的90系列55mL/r变量泵,其最大压力为48MPa,额定转速为3900r/min,马达选用Sauer公司51v系列160mL/r变量马达,最大压力为51MPa,最小排量为32mL/r,额定转速为2500r/min。分别采用独立式和差速式实现车辆转向[8,9]。

2.1 原位转向工况

车辆以速度v=11.5km/h在t=5s时分别采用独立式和差速式方式实现ρ=0.12的原位转向。从图4~图7和表1可知,在原位转向工况下:

(1)车辆采用差速式转向,静液驱动系统外侧压力达到48.3MPa,超过最大压力的限制,导致系统安全阀开启。受系统压力限制,车辆中心速度仅为6.0km/h,无法达到预定车辆中心速度11.5km/h。

(2)差速式转向时,静液驱动系统消耗的总功率P以及系统外侧马达的负载转矩T2均大于独立式转向的数据。差速式转向时的转向稳定性较差,车辆转向达到稳定状态所需时间也明显多于独立式转向的时间。

(3)独立式转向时,系统达到稳定时的压力仅为40MPa,在转向半径更小或转向路面更差的情况下仍然可以完成转向。

(4)在3种转向工况中,原位转向时车辆所需总功率、静液驱动系统马达负载转矩以及系统压力均最大,在这种情况下,差速式转向作为中心速度不变的最优机动性方案难以实现其预定车速,因此原位转向宜选用独立式转向。

1.差速式转向外侧履带速度 2.独立式转向外侧履带速度 3.差速式转向车辆中心速度 4.独立式转向车辆中心速度 5.差速式转向内侧履带速度 6.独立式转向内侧履带速度

1.差速式转向消耗总功率 2.独立式转向消耗总功率 3.差速式转向外侧履带消耗功率 4.独立式转向外侧 履带消耗功率 5.差速式转向内侧履带消耗功率 6.独立式转向内侧履带消耗功率

1.差速式转向外侧马达转矩 2.独立式转向外侧马达转矩 3.独立式转向内侧马达转矩 4.差速式转向内侧马达转矩

1.差速式转向系统外侧压力 2.独立式转向系统外侧压力 3.独立式转向系统内侧压力 4.差速式转向系统内侧压力

2.2 小半径转向工况

车辆以速度v=33km/h在t=5s时分别采用独立式和差速式方式实现ρ=13.4的小半径转向。从图8~图11和表2可知,在小半径转向工况下:

(1)与独立式转向相比,差速式转向的外侧马达输出端转矩和系统功率需求更大,静液驱动系统外侧压力达到47.1MPa,接近系统安全阀开启压力48.0MPa,转向稳定性变差,车辆达到稳定时所需时间更长。

(2)转向前车速v=33km/h、相对转向半径ρ<13.4时,差速式转向将使系统压力过大,安全阀卸压,造成外侧马达转矩不够,导致整车转向角速度降低。这种情况下,整车机动性应该从平均车速和整车转向角速度上全面衡量,差速式转向虽可保证较高的平均车速,但由于静液驱动系统压力在高转速下迅速增大,导致马达输出不足,难以实现预定的速度差,故整车转向角速度降低。

(3)在相同车速和转向半径的情况下,采用独立式转向时静液驱动系统的外侧压力为43.9MPa,车辆在更加困难的路面或转向半径更小的工况仍然可以完成转向。

(4)由图8可知,独立式转向牺牲了平均车速,车辆平均速度由直驶33.0km/h降低为转向后的31.8km/h。驾驶员在转向操纵过程中,当静液驱动系统外侧压力距安全阀开启压力48MPa较大余地时,可以踩加速踏板以增加平均车速,使得独立式转向得到较高的平均车速。

(5)小半径转向工况宜采用独立式转向,在转向操纵过程中,驾驶员可在保证车辆完成转向的情况下,通过踩加速踏板以增加平均车速,提高车辆机动性能。

1.差速式转向外侧履带速度 2.独立式转向外侧履带速度 3.差速式转向车辆中心速度 4.独立式转向车辆中心速度 5.差速式转向内侧履带速度 6.独立式转向内侧履带速度

1.差速式转向外侧履带消耗功率 2.独立式转向外侧 履带消耗功率 3.差速式转向消耗总功率 4.独立式 转向消耗总功率 5.独立式转向内侧履带消耗功率 6.差速式转向内侧履带消耗功率

1.差速式转向外侧马达转矩 2.独立式转向外侧马达转矩 3.独立式转向内侧马达转矩 4.差速式转向内侧马达转矩

1.差速式转向系统外侧压力 2.独立式转向系统外侧压力 3.独立式转向系统内侧压力 4.差速式转向系统内侧压力

2.3 修正转向工况

车辆以速度v=57km/h在t=20s时分别采用独立式和差速式方式实现ρ=170的修正转向。从图12~图15和表3可知,在修正转向工况下:

(1)与独立式转向相比,差速式转向的静液驱动系统外侧压力、马达输出端转矩、消耗总功率、转向稳定时间和转向稳定性变化幅度均不大。

1.差速式转向外侧履带速度 2.独立式转向外侧履带速度 3.差速式转向车辆中心速度 4.独立式转向车辆中心速度 5.差速式转向内侧履带速度 6.独立式转向内侧履带速度

1.差速式转向消耗总功率 2.独立式转向消耗总功率 3.差速式转向外侧履带消耗功率 4.独立式转向外侧 履带消耗功率 5.独立式转向内侧履带消耗功率 6.差速式转向内侧履带消耗功率

1.差速式转向外侧马达转矩 2.独立式转向外侧马达转矩 3.独立式转向内侧马达转矩 4.差速式转向内侧马达转矩

1.差速式转向系统外侧压力 2.独立式转向系统外侧压力 3.独立式转向系统内侧压力 4.差速式转向系统内侧压力

(2)差速式转向的系统外侧压力仅为25.5MPa,距离安全阀开启压力48MPa有很大余地,在转向半径更小和相对较差路面情况下,转向均可完成。

(3)差速式转向时的车辆中心速度大小不变,车辆可在不降低车速的条件下转向,车辆机动性最优。此外,修正转向工况下采用差速式转向,系统具有良好动态特性。因此,修正转向宜采用差速式转向。

3 试验结果与分析

为验证仿真模型的准确性,引进SIEMENS公司的85kW变频调速电机、90系列排量100mL/r的定量加载马达、Eaton瞬态转速转矩传感器、Hydac压力传感器等建立了静液驱动系统转向试验台架,受条件限制,只进行了修正转向工况试验。电机输入转速为2500r/min,驾驶员踩加速踏板,方向盘以固定角度向右匀速转向,使得外侧马达转速为3271r/min,内侧马达转速为3253r/min,台架模拟车辆采用差速式转向方式完成外侧履带速度为57.2km/h、相对转向半径ρ=172的匀速转向。

由图16、图17可以看出:车辆在20s开始转修正向后,外侧转矩T2达到249N·m,内侧转矩T1为6.7N·m。系统外侧压力ph2为35.2MPa,系统内侧压力ph1为4.9MPa。仿真模型与实际系统具有较好的一致性。验证了仿真模型的准确性。

1.外侧马达转矩 2.内侧马达转矩

1.外侧系统压力 2.内侧系统压力

4 结论

(1)原位转向在3种转向工况中所需总功率、静液驱动系统马达所需转矩和系统压力均最大,在这种情况下,差速式转向作为中心速度不变的最优机动性方案难以实现预定车速,因此原位转向工况宜采用独立式转向。

(2)小半径转向工况宜采用独立式转向,虽然这牺牲了平均车速,但驾驶员可在保证车辆完成转向的情况下,踩加速踏板以增加平均车速,提高车辆机动性能。

(3)在修正转向工况下,由于差速式转向的车辆中心速度大小不变,车辆可在不降低车速的条件下转向,具有最优的机动性,而且差速式转向在修正转向工况下使系统具有良好动态特性。因此修正转向工况宜采用差速式转向。

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履带转向 篇7

关键词：电传动履带车辆,模糊算法,转向控制,控制策略

0 引言

履带车辆凭借良好的通过性和越野机动性而广泛应用于农业、矿业和建筑类等工程机械以及军用车辆领域[1],尤其是近年来电传动系统在履带车辆上的应用进一步推动了履带车辆的迅速发展。电传动履带车辆不仅可以实现更为优越的动力性,而且具有节能、环保的优点,是地面工程车辆发展的重要趋势之一[2]。

转向控制是履带车辆动力学控制的核心内容,也是电传动履带车辆研发过程中的重要环节。转向性能一直是传统履带车辆相比于轮式车辆的明显不足之处,由于不具备前轮转向功能,履带车辆必须通过内外侧履带的差动来实现转向,转向过程中需要克服两侧履带与地面的侧向阻力,能量损耗较大,而且转向轨迹不容易精确控制。要使电传动履带车辆实现良好的转向轨迹,提高车辆转向性能,双电机之间的协同控制策略[3,4,5,6]的设计是关键。电传动履带车辆的双侧履带作用力由双侧电机直接控制,因此可以通过综合控制器独立地调节两侧电机状态来灵活地控制双侧履带作用力,如果在转向过程中,综合控制器能够根据转向动力学需求精确合理地分配两侧电机力矩,则可以改善履带车辆转向轨迹控制效果。

针对上述问题,本文首先分析了履带车辆的转向特性,进而提出一种基于模糊PID算法的双侧电机力矩控制策略,使履带车辆实现稳定的转向轨迹并提高转向过程中的横摆角速度动态响应能力;最后基于MATLAB/Simulink建立了转向控制系统仿真模型,对控制策略进行仿真验证和评价。

1 履带车辆转向特性分析

1.1 转向动力学模型

履带车辆的转向方式是一种差动转向,为了便于问题分析,假设地面附着系数与阻力系数均为定常数、内外侧履带垂直载荷分布均匀、忽略离心力导致的垂直载荷二次分布,且忽略履带与地面之间纵向滑移与滑转,其转向动力学模型如图1所示。转向过程中综合控制器控制电机使两侧的履带产生不同的作用力,从而使车辆获得横摆力矩。在横摆力矩的作用下,两侧履带克服与地面之间的侧向阻力,使履带车辆获得横摆加速度。图中Fd1与Fd2表示两侧履带的驱动力,Fr1与Fr2表示两侧履带的滚动阻力,Fr3表示空气阻力,L为履带接地长度,B为两侧履带中心距,u为车辆纵向速度,Fs为地面对履带的侧向阻力,根据转向模型建立平衡方程如下:

$\begin{array}{l}F{}_{\text{d}2}+F{}_{\text{d}1}-{\displaystyle \sum F}{}_{\text{r}i}=\delta m\frac{\text{d}u}{\text{d}t}\\ 0.5B(F{}_{\text{d}2}-F{}_{\text{d}1})-{\rm M}{}_{\text{h}}={\rm I}{}_z\frac{\text{d}\omega }{\text{d}t}\end{array}\}(1)$

${\rm M}{}_{\text{h}}=\frac{\mu {}_{\text{s}}Lmg}{4(0.925+0.15\rho )}\rho =\frac{R}{B}$

式中,m为整车质量,kg;δ为旋转质量系数;Iz为转向时的整车转动惯量,kg·m2;ω为横摆角速度,rad/s;R为转向半径,m;Mh为侧向力所产生的横摆阻力矩,是转向半径的函数,N·m;μs为转向阻力系数;ρ为相对转向半径。

履带车辆的转向阻力矩较大,因此在转向过程中通常需要制动内侧履带,令FB=-Fd1表示内侧履带的制动力,代入式(1)得转向过程中转向半径的表达式为

$R=\frac{u{\rm I}{}_z}{{\displaystyle \int }{}_{t{}_0}^{t}B(0.5{\displaystyle \sum F}{}_{\text{r}i}+F{}_{\text{B}})-{\rm M}{}_{\text{h}}\text{d}t}(2)$

式中,t0为进入转向阶段的时间;t为积分时间。

当履带车辆转向过程达到稳态之后,转向半径、车速和横摆角速度均保持为恒定,式(2)中的分母将不再随时间变化,且根据车速变化率为零,从而可以得出转向进入稳态过程之后内外侧履带作用力之间的关系以及内侧履带制动力与转向半径之间的关系:

Fd2=FB+∑Fri (3)

$0.5{\displaystyle \sum F}{}_{\text{r}i}+F{}_{\text{B}}-\frac{{\rm M}{}_{\text{h}}}{B}=0(4)$

1.2 转向瞬态动力学分析

上述分析过程是在稳态情况下进行的,没有考虑车辆由直驶进入稳态转向之间的瞬态过程。对于直驶中的履带车辆,给定任意转向盘角阶跃输入信号,由于转向半径不可能突变,所以转向初期R接近于无穷大,根据式(1)可知此时Mh接近于0,因此必然有如下关系成立:

$0.5{\displaystyle \sum F}{}_{\text{r}i}+F{}_{\text{B}}>\frac{{\rm M}{}_{\text{h}}}{B}(5)$

将式(5)代入式(2)可以看出随着时间t的增加,R将逐渐减小,Mh逐渐增大,当Mh增大到Mh=B(0.5∑Fri+FB)之后,R达到稳态,不再继续减小,整个过程中转向半径变化如图2所示。

将驾驶员给出转向盘转角信号之后,履带车辆从直驶进入稳态转向阶段之间所耗费的时间定义为转向动态响应时间td,即图2中第2阶段所需的时间。td主要由三部分组成:驾驶员反应时间、电机动态响应时间和在电机作用力影响下双侧履带克服地面阻力形成横摆角速度的时间。本文重点研究转向控制策略,因此忽略驾驶员反应时间和电机自身的响应时间,结合式(1)~式(4)可得转向动态响应时间td与内外侧履带作用力之间的关系:

$t{}_{\text{d}}={\displaystyle \int }{}_0^{\kappa }\frac{{\rm I}{}_z}{0.5B(F{}_{\text{d}2}+F{}_{\text{B}})-{\rm M}{}_{\text{h}}}\text{d}\omega (6)$

式中,κ为稳态时的横摆角速度,rad/s,由内外侧电机力矩控制与纵向车速确定。

2 履带车辆双侧电传动系统

履带车辆双侧电传动系统通过两个电机独立驱动双侧履带来实现车辆驱动,由发动机发电机组与锂离子动力电池组并联组成车载电源系统,结构简单、控制灵活,是目前履带车辆中应用最为广泛的电传动结构,其系统总成如图3所示。综合控制器接收双侧电机转速反馈信号和驾驶员输入信号,根据转向动力学控制策略确定双电机目标力矩,并将目标力矩通过CAN总线与双侧电机控制器通信。电机控制器实时地对电机进行力矩调节,其作用是使电机实际输出力矩与综合控制器发出的目标力矩值一致。

双侧电传动履带车辆的基本参数和设计指标如表1和表2所示。经过匹配计算,电机的峰值功率取为650kW,最大扭矩为2200N·m,最高转速为7500r/min。

履带作用力可以通过电机输出力矩计算,转向时内外侧履带作用力与双侧电机力矩之间的关系如下:

$\begin{array}{l}F{}_{\text{d}1}=\xi \max \{\frac{{\rm T}{}_{1\text{m}}i{}_{\text{c}}\eta {}_{\text{c}}\eta {}_{\text{t}}}{r{}_{\text{z}}},F{}_{\phi }\}+(1-\xi )\frac{{\rm T}{}_{1\text{m}}i{}_{\text{c}}}{\eta {}_{\text{c}}\eta {}_{\text{t}}r{}_{\text{z}}}\\ F{}_{\text{d}2}=\max \{\frac{{\rm T}{}_{2\text{m}}i{}_{\text{c}}\eta {}_{\text{c}}\eta {}_{\text{t}}}{r{}_{\text{z}}},F{}_{\phi }\}\end{array}\}(7)$

式中,T1m、T2m分别为转向过程中内外侧电机的输出力矩,N·m;Fφ为单侧履带的地面附着力,N;ic为侧传动比;rz为主动轮半径,m;ηc为侧传动效率;ηt为履带效率;ξ为表征内侧履带制动状态的系数。

3 转向控制策略设计

图4所示为双侧电传动履带车辆转向控制策略流程。转向控制策略设计的关键是将转向盘输入信号解释为两侧电机的控制指令,使车辆正确体现驾驶员转向意图,结合履带车辆转向动力学分析,根据式(1)~式(4)可得稳态过程中的转向半径:

$R=\frac{\mu {}_{\text{s}}Lmg}{0.6B(F{}_{\text{B}}+0.5{\displaystyle \sum F}{}_{\text{r}i})}-0.62(8)$

可以看出当履带车辆转向过程达到稳态之后,假设外部阻力为常数,则转向半径R只与内侧履带的制动力有关。因此可以首先将驾驶员转向盘转角信号解释为内侧电机制动力矩,如:

$\widehat{{\rm T}}{}_{\text{B}}=\min \{\lambda {}_{\text{S}}{\rm T}{}_{\text{B}\text{m}\text{a}\text{x}},\max \{{\rm T}{}_{\text{B}}(\omega {}_{\text{m}1})\}\}(9)$

式中,TBmax为内侧电机最大制动力矩,N·m;^表示估计值;ωm1为内侧电机转速,r/min;max{TB(ωm1)}为当前电机转速下的最大制动力矩,N·m;λS为转向盘转角输入信号。

转向盘转角信号定义如下:

$\lambda {}_{\text{S}}=\frac{\alpha -\min \alpha }{\max \alpha -\min \alpha }(10)$

式中,α为转向盘转角,rad;max{α}、min{α}分别表示转向盘最大转角与自行行程转角,符号规定为向右转向为正,向左转向为负。

在确定内侧电机目标力矩之后,进而对外侧电机采用力矩跟随控制,根据式(3)所示的内外侧履带作用力关系和式(7)所示的电机力矩与履带作用力关系,可得外侧电机力矩估计值:

$\widehat{{\rm T}}{}_{\text{d}2}=\chi (\widehat{{\rm T}}{}_{\text{B}},F{}_{\text{r}1},F{}_{\text{r}2},F{}_{\text{r}3})(11)$

上述力矩分配策略可以实现驾驶员输入信号对稳态转向半径的控制,但是由于履带车辆转动惯量较大,不可避免地存在一个时间相对较长的转向瞬态过程,如果动态响应时间过长,甚至有可能在车辆的转向过程已经结束时转向仍然没有进入稳态阶段,致使实际过程中转向轨迹无法被驾驶员精确控制。可见除了正确地分配两侧电机力矩之外,通过合理的控制缩短转向动态响应时间,使转向尽早进入可控的稳态阶段是改善履带车辆转向轨迹可控性的有效途径之一。

通过式(6)分析可知,当其他参数一定时,如果提高外侧电机力矩Td2便可以有效地缩短动态响应时间,从而使转向尽快进入稳态阶段,但是需要在瞬态过程即将结束时将Td2恢复至目标值,以确保实现正确的稳态转向半径。

3.1 模糊控制策略

为了实现上述控制目标,采用模糊控制策略来完成外侧电机目标力矩的动态调节。模糊控制器采用两输入单输出的Mandani模糊结构,模糊输入为转向半径R及其变化率,模糊输出为力矩调节系数x,模糊输入与模糊输出的隶属度函数如图5所示。

模糊控制规则根据模糊输入来实时地进行外侧电机力矩调节,其控制思路为:如果R越大且dR也越大,则说明车辆正处于转向初始阶段,给外侧电机力矩Td2施加越大的一个调节量,增加Td2;反之如果R越小,dR也越小,则越说明转向瞬态过程即将结束,越缩小Td2调节量,将其恢复至力矩分配策略目标值。根据模糊输入隶属度一共可以建立12条模糊规则,模糊规则的形式为

IF {R=Ai} AND {dR=Bj} THEN {x=Sk}

确定了模糊输出系数之后,外侧电机目标力矩为

${\rm T}{}_{\text{d}2F}=\widehat{{\rm T}}{}_{\text{d}2}+x(\max \{{\rm T}{}_{\text{d}2}(\omega {}_{\text{m}2})\}-\widehat{{\rm T}}{}_{\text{d}2})(12)$

式中,ωm2为外侧电机转速,rad/s;max{Td2(ωm2)}为当前转速下外侧电机最大力矩值,N·m。

3.2 模糊PID修正算法

力矩分配策略依赖于对车辆阻力的估计,然而在实际控制过程中阻力的估计值与实际值之间不可避免地会存在一定的偏差,为了消除外部参数变化对控制效果的影响,提高控制系统鲁棒性,在稳态转向过程中内外侧履带作用力分配的基础上引入PID算法进行纵向车速控制。PID算法的输入是根据驾驶员的加速踏板变化量确定的速度变化率目标值与实际加速度反馈值之差。

考虑到在履带车辆由直驶进入转向的动态过程中模糊调节力矩与PID调节力矩同时存在,为了避免PID调节力矩为负值时对模糊控制产生影响,引入模糊因子(1-x)N来实现模糊控制与PID控制的算法融合,它可在瞬态过程中模糊控制发挥作用时通过模糊因子来弱化PID的作用,而当转向即将进入稳态时模糊控制效果消失,同时将控制权重交还给PID算法以实现更为稳定的控制效果。

在模糊控制算法与PID调节的共同作用下,外侧电机目标力矩为

$\begin{array}{l}{\rm T}{}_{\text{d}2}={\rm K}{}_1{\rm T}{}_{\text{B}}+{\rm K}{}_2\widehat{F}{}_{\text{R}}+x(\max \{{\rm T}{}_{\text{d}2}(\omega {}_{\text{m}2})\}-\widehat{{\rm T}}{}_{\text{d}2})+\\ (1-x){}^{{\rm N}}\Psi {}_{\text{Ρ}\text{Ι}\text{D}}(e{}_{\text{u}})(13)\end{array}$

${\rm K}{}_1=\frac{1}{\eta {}_1\eta {}_2}{\rm K}{}_2=\frac{r{}_{\text{z}}}{i{}_0\eta {}_2}$

$\Psi {}_{\text{Ρ}\text{Ι}\text{D}}(\epsilon )={\rm K}{}_{\text{Ρ}}\epsilon +{\rm K}{}_{\text{Ι}}{\displaystyle \int \epsilon }\text{d}t+{\rm K}{}_{\text{D}}\frac{\text{d}\epsilon }{\text{d}t}$

式中,KP、KI、KD为PID参数,通过仿真进行整定;η1、η2分别为右侧和左侧电机输出轴到主动轮的传动效率;i0为主减速器传动比;ε为PID算法的输入量;N为模糊算法对PID的弱化系数,N越大,则模糊输出因子对PID算法的抑制越强。

另外对内侧电机制动力矩施加同样的模糊调节力矩:

${\rm T}{}_{\text{B}}=\min \{\lambda {}_{\text{S}}{\rm T}{}_{\text{B}\text{m}\text{a}\text{x}}+x(\max \{{\rm T}{}_{\text{d}2}(\omega {}_{\text{m}2})\}-\widehat{{\rm T}}{}_{\text{d}2}),$

max{TB(ωm1)}} (14)

这样的优点在于可以进一步提高转向动态响应能力,同时还可以削弱在瞬态过程中由于PID算法的控制效果被弱化而导致的速度波动。

4 MATLAB仿真及结果

在MATLAB/Simulink环境下建立双侧电传动履带车辆转向仿真模型对上述模糊PID转向控制策略进行仿真验证,控制模块的仿真模型如图6所示,仿真时在第10s给出转向盘角阶跃输入。

模糊控制与PID算法的调节力矩如图7所示,图8为转向半径的仿真结果。可以看出,从第10s履带车辆进行转向开始,有模糊控制的力矩分配策略在10.8s时即达到了稳态,其动态响应过程约为0.8s,而直接力矩分配策略则需要1.5s。可见所提出的模糊控制算法明显改善了转向的动态响应能力,使动态响应时间缩短了大约0.7s,同时还能实现正确的稳态转向半径。

为了对PID算法的调节效果进行验证,对地面阻力系数加一扰动量(图9),来模拟在控制参数估计值与实际值存在偏差时的控制效果。驱动力、地面阻力与纵向车速的仿真结果如图10、图11所示。

显然,与直接转矩控制策略相比,在引入模糊PID算法之后,有效地消除参数摄动对车辆运行状态的影响,车速基本达到稳定。

模糊控制与PID算法的调节力矩如图12所示。从仿真结果可以看出,与未加参数摄动量时相似,在转向瞬态过程模糊控制发挥了较大作用,PID算法的调节作用被弱化,当转向进入稳态之后随着模糊控制的退出PID算法逐渐开始发挥作用。

5 结论

(1)假设外部阻力一定的情况下,当履带车辆的转向进入稳态阶段之后,其转向半径只与内侧履带制动力有关。

(2)缩短从直驶进入转向稳态阶段之间的动态响应时间是提高履带车辆转向轨迹可控性的主要措施。在转向瞬态过程中暂时增大外侧履带驱动力可以有效缩短动态响应时间。

(3)仿真结果表明所提出的控制策略可以实现良好的履带车辆转向性能,转向轨迹稳定可控且提高了转向动态响应能力,与直接转矩控制相比可缩短动态响应时间约0.7s。

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