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北京科技大学博士学位论文风电叶片运输车关键技术研究姓名：郭朋彦申请学位级别：博士专业：车辆工程指导教师：石博强20091230 北京科技大学博士学位论文摘要风电叶片运输车是因市场需求而产生的新型产品，因承载对象特殊而要求其具有较好的平顺性。以LY9280型风电叶片运输车为实际工程背景，对影响其平顺性的各种因素进行了详细的研究；通过确定合理的支撑点，优化车架刚度、改进悬挂系统形式、优化悬挂系统参数等方法来提高整车的平顺性，并开发了该类车辆的平顺性仿真优化平台；为这种新型产品的设计及应用提供了方法及理论依据。风电叶片运输时需要工装在挂车车架上，工装位置对叶片的运输平顺性有较大的影响；对车架及叶片进行了动力学分析，采用自由模态叠加法确定了运输时叶片的最佳支撑位置，为工程实际中叶片支撑位置的确定提供了解决方法及理论依据。对运输车车架进行了静力学分析及刚度优化设计，优化后车架的刚度及一阶频率均有较大的提高。基于提高整车平顺性的目的，在保持运输车升降功能的基础上对其悬架进行了改进，在叶片与车架间加装一套二级减振装置；为整车平顺性的提高创造的条件。对改进后挂车油气悬架的工作原理、实现的功能、刚度／阻尼特性进行了分析；对二级减振装置进行了设计，并对其侧倾特性进行了校核。利用多体动力学和振动理论建立了风电叶片运输汽车列车动力学数学模型，并求解了数学模型，其结果与虚拟样机模型仿真结果差别不大，为整车减振分析提供了理论支持。建立了整车多体动力学虚拟样机仿真模型，通过虚拟仿真试验分析了各因素对整车平顺性的影响，结果表明：悬架刚度、行驶车速、质心高度对整车平顺性都有较大的影响，悬架阻尼影响则不大。对风电叶片运输车平顺性进行了优化设计，结果表明：通过调整充气压力、充气体积及减振装置的刚度可改善整车的行驶平顺性和操作安全性。开发了风电叶片运输车仿真优化平台，在该平台下可实现整车的平顺性仿真分析及悬挂系统优化设计，从而为该类车辆平顺性仿真及悬架系统的设计提供了通用平台及方法，提高了该类车辆的设计质量和设计效率。关键词：风电叶片运输车，平顺性，仿真，优化设计，二次开发．m． 北京科技大学博士学位论文StudyonKeyTechnologyofRotorBladesTransportationVehicleAbstractTheRotorBladesTransportationVehicleiSanew-styleproductionduetothedemandofmarket．Itshouldhavebetterfidequalitybecauseofthecargo．TakenLY9280RotorBladesTransportationVehicleasapracticalengineeringexample，theridequalityandtheimpactingfactorsofndequalitywerestudiedinthisthesis．ThevehicleridequalityWritsimprovedthroughconfirmingthelogicalsupportpoint，optimizingthestiffnessoftrailerframe,amelioratingthemodalityofsuspensionsystem，optimizingtheparametersofsuspensionsystem．Simulationandoptimizationdesignplatformofridequalityofthisl【indvehiclesWilt8developed，whichprovideddesignmethodandtheoreticalsupportforthevehicledesignandapplication．Asthebladesarefixedinthetrailerframewhentransported，thesupportpositionsofbladehaveagreatimpactonthetransportfidequality．Basedonthedynamicanalysisofframeandblades，thebestsupportpositionsweredeterminedbyusingthefree-modesuperpositionmethod，whichprovidedatheoreticalbasisforsupportpositiondeterminationinengineeringpractice．ThetrailerframestaticsanalysisandstiffnessoptimizeddesignWeredone．Theoptimizedframestiffnessandfundamentalfrequencywereimproved．ToimprovetheridequalityofRotorBladesTransportation,thetrailervehicle’Ssuspensionswereimprovedwhilekeepingriseanddropfunction，andasetofdampingdevicewasaddedbetweenthebladeandtrailerframe．111eworkingprinciple,劬ctionandstiffness／dampingcharacteristicsofhydro-pneumaticsuspensionwereanalyzed．111edampingdeviceWasdesigned，anditsrollcharacteristieswerealsochecked．RotorBladesTransportationVehicle’SdynamicmathematicalmodelWasestablishedandsolvedbymulti-bodydynamicsandvibrationtheory．111eresultofmathematicalmodelWassimilartothatofthevirtualprototypemethod，whichprovidedtheoreticalsupportforthevehiclevibrationanalysis．Themulti-bedydynamicsvirtualprototypemodelofRotorBladesTransportationVehiclewasestablishedandsimulatedinADAMS．Thefactorsaffectingridecomfortwereanalyzed．Theresultindicatedthatstiffnessofsuspensions，velocity,andlocationofthemasscenteroftherotorbladessetbiginfluence011ridecomfortanddampofsuspensionshadsmallaffectonride．V． 风电叶片运输车关键技术研究comfort．TheoptimumdesignwasdonefortheridequalityofRotorBladesTransportationVehicle．Theresultindicatedthatthefidequalityandhandlingsafetyofthevehiclewillbecomprehensiveimprovedbyadjustingtheinitialgaspressure，initialgasvolumeandstiffnessofdampingequipment．ThesimulationandoptimizationdesignplatformofrotorBladesTransportationVehiclewasdevelopedusingADAMSasoperationcircumstance．Thisplatprovidedquickmodelingandparametersmodeling．Userscouldimplementsimulationofridequalityandoptimizesuspensionsystem．Accordingly,itprovidedall-purposeplatformandmethodforthiskindvehic。lesimulationanditssuspensionsystemdesign,andimprovedthedesignqualityanddesignefficiencyofcommonlydesigners．KeyWords：rotorbladestransportationvehicle’ridequafity,simulation，optimization，secondarydevelopment．Ⅵ． 北京科技大学博士学位论文独创性说明本人郑重声明：所呈交的论文是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写的研究成果，也不包含为获得北京科技大学或其他教育机构的学位或证书所使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中做了明确的说明并表示了谢意。签名：移吼啦关于论文使用授权的说明本人完全了解北京科技大学有关保留、使用学位论文的规定，即：学校有权保留送交论文的复印件，允许论文被查阅和借阅；学校可以公布论文的全部或部分内容，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存论文。(保密的论文在解密后应遵循此规定)签名：立f哗夸导师签名夕z兰￡鐾 北京科技大学博士学位论文致谢本论文是在导师石博强教授的严格要求和悉心指导下完成的。博士生学习期间，本人在导师的关怀指导下，无论是在理论水平，还是科研方法上均得到了很大的提高。导师渊博的知识、对科学研究的严谨工作作风、理论上勇于探索的创新精神令本人受益匪浅。导师不仅在学术上给予我具体的指导，在生活上同样给予了无微不至的关怀。在此，向导师表示深深的谢意。感谢学院张文明老师、刘立老师、高澜庆老师、马飞老师、周志鸿老师、申焱华老师、杨珏老师、杨耀东老师、金纯老师、范让林老师、范慧芳老师、肖成勇老师等在课程学习、论文开题报告和中期报告评阅，以及论文评审等方面给予的悉心指导。感谢实验室侯友山、王慧、王涛、赵志国、董建军、谷捷、张婧、于淼、姜勇、余洋、李腾飞等博士，郭志臣、陈伟、李海涛等硕士在学习与研究中给予的帮助。‘感谢连云港东堡专用车有限公司领导在论文完成过程中给予的支持，感谢公司技术部长庄传利总工程师在论文写作中所给予的无私指导和帮助。衷心感谢各位专家在百忙之中评阅本论文，并提出宝贵意见和建议。 北京科技大学博士学位论文1引言在全世界高呼“减排"的情况下，风能因无污染、可再生等优点而受到各国的高度重视；风力发电也是我国近几年重点支持发展的行业，大量的风力发电项目陆续开工建设，大批的风电叶片需要通过公路运送到风电场去。现代风电叶片多采用复合材料制成，其成本较高，为长大薄壁件，在运输过程中受到颠簸，极易损伤，这就迫切需要提供新的更加安全可靠的运输工具来解决其运输问题。本文针对风电叶片的运输问题进行了风电叶片运输车关键技术研究，研究目的是通过对风电叶片运输车的研究为风电叶片的运输问题提供解决方案，具体来说，就是通过对风电叶片运输车的设计研究来解决叶片运输过程中的核心问题——减振问题，从而将叶片运输过程中的损伤减至最小。在国外，风电叶片运输车发展比较成熟，出现了系列化的运输车辆；如德国Goldhofer公司研发的系列风电叶片运输车辆，其可实现对多种规格叶片的承运；同时，德国Scheuerle公司、法国Nicolas公司、意大利Cometto公司等一些专用车辆制造公司也在进行风电叶片运输车的开发工作。国内对风电叶片运输车的研究刚刚起步，以前由于国内风机功率基本上不超多600kW，许多运输企业采用栏板车或改造的集装箱平板运输车对其进行运输，这些产品不符合车辆公路行驶标准，在使用过程中存在不少问题。而北京科技大学与连云港东堡专用车有限公司联合研发的风力发电机组叶片运输车获得了国家发改委车辆生产许可证，该车解决了叶片运输过程中的许多问题，但据样车模拟运输情况来看该车的运输平顺性不是太高，需要进一步改善和提高。本文以LY9280型风电叶片运输车为实际工程背景，以振动理论、多体动力学及优化设计为理论基础，对影响其平顺性的各种因素进行了详细的研究。首先，对车架及叶片的动态特性进行分析，从而确定出叶片在车架上的最佳支撑点位置，并通过优化车架刚度来降低叶片运输过程中可能产生的振动；其次，通过改进初始设计车辆的悬架系统，并设计一套新型叶片减振装置，使整车具备一套复合悬挂系统，从而为整车平顺性的提高提供了条件；再次，建立了整车振动系统数学模型及多体动力学虚拟样机仿真模型，通过仿真及优化悬挂系统参数的方法来提高整车的平顺性；最后，开发了该类车辆的平顺性仿真优化平台，提高了整车的设计质量和设计效率。本文的研究为风电叶片运输车这种新型产品的设计及应用提供了方法及理论依据。从而为国内风力发电行业的快速健康发展铺平道路。-1． 风电叶片运输车关键技术研究2绪论2．1课题的来源及研究意义2．1．1课题来源本课题的名称是：风力发电叶片运输车关键技术研究，课题源自北京科技大学与连云港东堡专用车有限公司的合作项目：专用车辆系列产品的研究与开发。本课题研究对象为连云港东堡专用车有限公司承接的上海玻璃钢研究院、江苏昆山华风风电科技有限公司的风力发电机组叶片运输车。2．1．2课题背景及研究意义风能、太阳能、潮汐能都是重要的新能源，其中产业化最为成熟的首推风能，更有人预测：风能将成为世界第三大能源。风力发电在世界各国已经受到高度重视，近5年来，世界风能市场每年都以40％的速度增长【l】，截至2004年底，德国、西班牙、美国、丹麦和印度的风电装机总量为38000MW，占世界风电市场份额的79％【21。中国发展风力发电较晚，但是发展速度比较快，近几年更是呈现井喷式发展，2006年我国风电市场的发展速度已居全球首位。至2004年底，我国风电装机容量规模才764．37MW，占中国电力总装机规模的0．17％，其发电量占总电量的0．08％。但至2007年底，我国风电实现并网发电已接近600万兆瓦；预计2010年我国的可再生能源在能源消费中的比重将达到10％。2008年3月，国家发改委对外公布提出，到2010年，全国风电总装机容量将达到1000万千瓦，到2020年风力发电装机总量达到30000MW，此后风电将超过核电成为我国第三大电力来源【31。国家对风力发电的重视，也推动了风电设备业的巨大发展。我国风电设备行业处于快速成长期，并且受到政策支持，2007年新增装机容量330．4万千瓦，未来5-10年内风电设备市场都将随风电发展而快速增长，值得重点关注。而且，根据国际经验来看，风电发展迅速的市场中，相关的风电设备企业也能够享有较高的估值水平【4】。更多风电工程项目的广泛建设必定需要更加专业化和更高运输效率的运输设备。．2· 北京科技大学博士学位论文形⋯⋯蝴蝴㈣⋯獬獬嬲黝⋯⋯例材”⋯⋯荆㈣粥⋯㈨28帮8缈⋯缈彬”矽锡p，。j霾。一．一。一。。．_。～暖．豳．j．新薹19971998199920002001200220032004200520062007图2-11997—2007年中国风电装机量变化情况一台1．65MW风力发电机组，总重量多达200余吨，装机后总高度近71．9米，其中发电机舱重达60吨，三节塔筒最长的近25米，重达46吨，最短的约19米，单片风电叶片重约6．5吨，但长度却达37．5米伊兀。在这套由叶片、机舱、轮毂与塔筒构成“四超’’(超重、超长、超宽、超高)风力发电设备中，当属风电叶片的运输最为困难，其重量不是很大，但是长度却属于超长货物；在风电设备中，叶片最“娇贵’’，可以说是“一碰即碎，一刮即伤’’，其是由玻璃钢制成，在运输过程中不能受力，且应尽量减少叶片在运输过程中因颠簸而承受的冲击载荷。按国家规定一般运输车长度不超过12．5米，因为风电叶片超长，在运输过程中屡屡被罚款。如果用重型车运输，每车只能运一片，成本增加太多，所以要用超长轻型运输车来运输，而这种用于运输风电叶片的超长轻型运输车在研制时需要解决因车架过长而带来的叶片在运输过程中的平顺性问题，还要考虑采用每台车运输两片叶片的方法来提高运输效率，降低运输成本。这就需要对整车的平顺性及叶片运输过程中的工装情况等问题进行详细的研究，以给本车及其后续系列化车型提供理论和技术上的支持。2．2国内外文献综述2．2．1多体动力学国内外研究现状复杂的机械系统的力学模型为多个物体通过运动副连接起来的系统，称为多体系统。人们对于多体系统关心的问题有三类：一是系统的运动学分析；二是系统的静力学分析；三是动力学问题。20世纪60年代，古典的刚体力学、分析力学与计算机相结合的力学分支——多体系统动力学产生了【8】；多·3．∞∞∞∞∞∞∞O砷∞∞∞∞加加 风电叶片运输车关键技术研究体系统动力学是在经典力学与计算机相结合的基础上发展起来的，在发展过程中，结合了运动生物力学、航天器控制、机器人学、车辆设计、机械动力学等学科，成为一门具有广泛用途的新兴力学分支【9~b】。多体系统动力学，包括多刚体系统和多柔体系统动力学，是研究多体系统运动规律的学科。这种多体系统一般由若干个柔性和刚性物体相互连接所组成。在航天器、机器人、车辆、机械与兵器等工程领域中，系统的研究将面临两大问题。一类是涉及这些复杂系统的结构强度分析。多少年来，由于计算结构力学的理论与计算方法的研究不断深入，加之FEA应用软件系统的成功开发并已应用于工程结构的计算机辅助分析，因而大大地缩短了新产品的开发与设计的周期。另一类问题是要解决这类复杂系统的运动学、动力学与控制的性态问题。这类问题系统的特征是系统的各部件存在大范围的相对运动，这些部件相互连接方式的拓扑与约束形式多种多样，受力的情况除了外力与系统各部件的相互作用外，还可能存在复杂的控制环节，其共性是系统由存在相对运动的多个物体组成，故称为多体系统。随着工业技术发展的需要，多体系统的构型越来越复杂，规模越来越庞大。在运动学、动力学与控制性态的分析与优化中，如何面对不同的拓扑、不同的约束、不同的受力与控制环节的多体系统，建立通用的程式化的动力学模型，研究处理这些数学模型的计算方法，开发处理多体系统动力学通用的软件系统，充分利用计算机的潜能是解决上述难题的唯一途径。多体系统动力学始于解决上世纪60年代航天和机械领域内的工程问题，美国、德国和前苏联的一些学者开始了多体动力学的研究，到了六十年代末七十年代初，他们就提出了各自较为系统的理论和方法【l¨51。与此同时，一些多刚体系统动力学分析软件也相继于七十年代初问世。在这一时期，多柔体系统动力学的理论研究工作已经展开【16】。1977年，在德国慕尼黑由国际理论与应用力学大会主持召开了第一次国际性多体系统动力学讨论会；1983年，在美国依阿华由“北大西洋公约组织”的高级学会主办了“机械系统动力学计算机分析与优化讲习会’’，对多体动力学的发展起到了很大的推动作用。1985年，在意大利的乌迪内，由国际机械与机构理论联合会联合主办的第二次国际多体系统动力学研讨会，会上展示了各种多体系统动力学研究的最新成果。在这次会上，多柔体动力学方面的研究也十分的活跃。三次会议为多体系统动力学的发展奠定了基础并显示出多体动力学日趋成熟。在二十世纪八十年代的中后期是多柔体系统动力学理论发展较快的时期。截止到目前，许多大型通用多体系统动力学软件己经包括了有关柔性体分析功能。1989年——1990年由德国斯图加特大学的Schiehlen教授主持，完成了{：多体系．4． 北京科技大学博士学位论文统手册》【17】的编辑出版工作。该手册对当今世界上多体系统动力学领域十七个研究团体的工作和成果进行了介绍。在该手册介绍的多体软件中，有八个软件考虑了柔性体。其中包括：ADAMS、DADS、MEDY'NA、DISCOS等世界著名软件。在国内，1986年在北京举行的多刚体动力学研讨会和1988年在长春举行的多柔体动力学研讨会以来，多体动力学的研究进展很快。1992年，多体系统动力学——理论、计算方法和应用学术会议在上海召开，展示了一批理论和应用的最新成果【l引。1996年在山东长岛召开的“全国多体系统动力学与控制学术会议”在理论与计算方法研究、工程应用和实验研究三方面取得了更新的进剧19】。它标志着我国多体系统动力学的研究进入了一个新的阶段。2．2．2车辆悬架及平顺性的研究现状悬架是车架(或承载式车身)与车桥之间的一切传力连接装置的总称，现代汽车的悬架种类较多，一般由弹性元件、减振元件和导向构件组成，主要起缓冲、减振和导向作用【20】。根据阻尼和刚度与车辆行驶条件的关联性，悬架可分为被动悬架、半主动悬架和主动悬架，半主动悬架还可以按阻尼级分为有级式和无级式两类；悬挂的阻尼和刚度是影响车辆平顺性的主要因素，所以对平顺性的研究一般都是对车辆的悬架进行研究。汽车行驶时，由于路面不平度、发动机振动等因素激起汽车的振动，使乘员和运载的货物处于振动环境中。振动影响着人的舒适性、工作效能和身体健康并且有可能使运送的货物受到损伤。汽车平顺性，就是保持汽车在行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适度的性能，从而使驾驶员、乘客和运载的货物免于受到不平道路激励产生的振动而受到损伤的性能【211。路面不平度是决定汽车平顺性的最主要因素。汽车平顺性的研究发展，可以说是伴随着悬架设计水平与性能的提高而同时发展的，该项研究己有很长的历史，国外进行了许多相关研究[22“26J，其按年代与研究内容可将其划分为三个阶段：1939年之前的研究，是凭借经验对平顺性能的观察，认识到乘坐舒适性是汽车的重要性能：1939～1952年，建立简单的二自由度运动方程，开始进行乘坐性能实验，发明了独立悬架；自1952年至今，通过实验研究轮胎的性能，开发研究各种悬架及控制，应用随机振动理论预测各种性能。所以汽车平顺性的研究始于对车辆悬挂系统的研究，对汽车悬挂系统的研究首先是从多刚体系统着手，随着研究的深入开始对悬挂中的柔性体进行线性和非线性研究，进而发展到刚柔耦合多体动力-5． 风电叶片运输车关键技术研究学研究。林逸、陈欣等对汽车悬架系统中广泛采用的橡胶铰链的特性作了阐述，并对汽车平顺性的影响做了分析【2‘丌。徐斌、史艳彬等采用统计线性化法分析了货车悬架系统中两级变刚度复式钢板弹簧、液力减振器等非线性元件对车辆平顺性的影响【2引。张立军、李刚应用有限元分析了汽车减振器橡胶支撑件的弹性特性，并在此基础上，应用SIMPACK软件建立了整车多体动力学模型，分析了橡胶支撑件的刚度、阻尼对汽车行驶平顺性的影响；分析结果表明：在车身共振区，橡胶件对地板加速度功率谱影响较小，但在4～13Hz中频区，即人体比较敏感的范围内，橡胶件可以使地板加速度功率谱峰值减小6．50／旷25．4％，即悬架橡胶件对汽车行驶平顺性有明显的改掣291。实际上这种考虑了悬架系统中柔性体，甚至柔性体非线性特性的平顺性研究与实际情况更为接近。随着对悬挂系统的研究，逐渐发展为基于平顺性的多体动力学仿真分析。张积洪、李国勇利用ADAMS分析软件建立某型国产无杆飞机牵引车的多体动力学虚拟样机模型，并进行了行驶平顺性仿真分析f30】。吴怀主、李凌阳基于ADAMS软件，建立了某全浮式驾驶室重型卡车的整车非线性多体动力学系统模型，该模型考虑了驾驶室悬置、前后悬架、转向系统、动力总成、稳定杆及附件的详细几何结构参数，以及连接处的橡胶衬套、弹簧及阻尼器的非线性特性，轮胎采用MagicFormula模型；最后利用所建立的多体动力学模型对该车进行了平顺性仿真，结果表明驾驶室悬置系统能够有效地改善整车平顺性[31l。吴碧磊、秦民等利用模板化建模技术，在MSC．ADAMS／Car软件中建立了重型牵引车整车动力学仿真模型，除轮胎外的全部原始数据均由Pro／E中导入，提高了建模精度。在通过试车场的路面脉冲输入试验对整车数字模型进行验证的基础上，进行整车随机输入平顺性仿真分析【32】，其结果与样车道路试验基本相符，实现了在汽车工程设计阶段对其平顺性进行预测和控制的目标。随着运用虚拟样机对车辆平顺性仿真研究的发展，逐渐出现运用仿真分析的方法来优化车辆的悬挂系统，从而达到对车辆平顺性的优化。徐斌、王国栋等建立了反映四轮随机输入下车辆振动状况的十自由度三维空间模型，对车辆的平顺性能评价参数进行了数值仿真，分析了悬架刚度、阻尼值对平顺性的影响，并提出通过改善悬挂参数来提高整车的平顺性。悬挂系统对车辆的平顺性起着决定性作用，所以对悬挂系统的优化设计可以提高车辆的平顺性[33】，卢剑伟、陈解等以提高整车行驶平顺性为目的，对板簧承载式悬架系统参数进行了优化设计。其应用ADAMS软件建立了板簧承载式悬架及整车仿真分析模型，分析了仿真所需路面高程样本生成方法。以平顺性改善为目标，对板簧承载式悬架系统参数进行优化设计，为汽车悬架等复杂机械系统的性能优化提供了借鉴【蚓。江洪、周文涛等．6． 北京科技大学博士学位论文则基于车辆系统动力学分析方法，按照客车行驶平顺性的评价标准对客车的悬挂系统进行了优化设计，以后桥上方乘客的加权加速度均方根值为目标函数，根据前、后悬架偏频的设计要求和其频率的匹配关系及汽车的阻尼比、动挠度、动载荷的设计要求，优化前、后悬架的刚度值与阻尼值，使得加权加速度均方根值最小【3飘。王国权建立了含有8自由度车辆平顺性分析微分方程的动力学模型，考虑了驾驶员和车身的侧倾，结合随机路面激励的时域模型，在H级路面输入条件下，进行了时域仿真求解，得到了车辆和驾驶员在汽车坐标系中各个方位上随时间历程的运动位移；并利用ADAMS软件建立了596个自由度的卡车虚拟汽车模型，全面地考虑了影响平顺性的各种因素，然后通过对路面功率谱的变换生成适合于ADAMS／Tire的路面文件，实现了整车样机在随机输入激励下，车辆振动模型的时域仿真求解【361。2003年，为了减少运输过程中冲击力和振动力对运输货物的损坏，美国联合货车公司(UnitedVanLines)与华兰德．纽威公司(NewayAirRide)合作，在高速公路的行驶路面条件上对牵引车与挂车的组合悬架性能进行了道路试验，得到了主车钢板弹簧与挂车空气悬架组合悬架的性能参数【371。纵观上述文献随着计算机的发展对各种车辆的悬架及平顺性进行了仿真与实车试验研究，但对于钢板弹簧．油气悬架与空气悬架组成的复合式悬挂系统未见研究。2．23优化设计技术国内外的研究现状优化设计是寻求最好或最合理的设计方案，而优化方法就是达到这一目的的手段。优化的概念，是从17世纪时随着数学的发展而形成的，但近代优化方法成为--N独立的学科要从1947年Dantzig发表了求解线性优化问题的单纯形法开始；到了六十年代由于高速计算机的出现使优化算法大量涌现，同时逐步的形成了最优化的基本理论。其间五十年代Bellman提出的动态规划、C'harnes和Cooper提出的目的规划，六十年代中Zoutendijk和Rosen对非线性规划做出了巨大贡献、Duffin．Zener和Petemson发展了几何规划、Dantzig-Chames和Cooper发展了随机规划方法，这些工作对以后优化设计理论的发展产生了极大的影响【38枷】。七十年代优化设计除了在各个领域里继续不断的取得进展外，在优化设计应用软件的开发上迈出了坚实的一步，航空结构的高效率结构优化程序系统ACCESS是当时非线性规划的最好成就【4l郴l。八十年代在针对复杂工程实际应用研究、软件的开发、多学科交叉应用等方面进展比较大，作为一门课程开始在大学的课堂上讲授。到目前为止，优化设计已经发展成为一个非常庞大的学科，从优化算法到它的应用涉及NT许多领域的知识，其应用范围也不断的得到拓展，从航．7．o，‘ 风电叶片运输车关键技术研究空航天、机械、土木、水利、桥梁和汽车等行业到经济决策、金融风险优化等。以机械优化为例所涉及的内容有：常用机构及机械零部件优化设计，平面连杆机构优化设计，盘形凸轮机构优化，齿轮传动优化设计，流体动压滑动轴承优化设计，螺旋弹簧优化，齿轮减速器优化设计，2K-H行星轮系优化设计，以及机械结构系统的优化设计，动态系统的优化设计，总体设计方案的最优决策等，不过总的来说优化理论的发展要超前于它的应用很多【4¨9】。在优化设计浩如烟海的文献中，阐述优化设计在某一个具体问题上的应用的占了很大比例，针对不同的系统建立了不同的优化模型。最初的优化模型是通过对待优化系统做了大量的简化后获得的，通常简单的线性规划就可以解决问题；但是人们逐渐的发现对待优化系统的过度简化常常导致优化结果和实际情况相差甚远，因为实际问题往往十分复杂，涉及诸如环境、载荷、几何特征、材料、施工、费用等各种因素，有时还要受到我们没有认知到的不确定因素的影响【501。正因为这个原因，所以优化模型变的越来越复杂，要求解这样复杂的优化问题仅仅依靠最初的数学规划方法显然是不行的，所以新的理论和思想不断的被引入到优化设计中来。当前优化设计理论的研究，有的是针对具体问题对原优化理论方法的改进，同时也不断的有新的理论和思维被引进来。有限元、遗传算法、模糊数学和人工神经网络被引进来，它们在优化设计中互相渗透结合用来处理各种非线性、离散的、带有模糊性的优化模型。在设计思想上也更趋于多元化：针对工业产品的开发，日本的田口弘一博士提出了稳健设计的思想，针对产品的可靠性要求，可靠性概率设计被提了出来；为了处理和时间有关的设计变量，动态优化设计得到了迅速的发展；另外把拓扑优化、材料优化和形状优化集成在机械结构和部件设计中的并行设计也成为人们研究的热点。从近几年来国家自然科学基金所资助的内容来看，单就机械学科涉及优化设计的项目就有近20项，有广义优化设计，全性能优化设计，模糊优化，可靠性优化，分解优化设计，光机电一体化与人机一体化设计，有基于人工神经网络的复杂结构优化研究及机械传动系统性能优化，复杂机电系统解耦与耦合设计理论与方法研究，机电产品的绿色设计理论与方法，面向产品的创新的概念设计，这些项目反映了我国优化设计的发展方向和水平。另外从1999年十月第一届中日韩结构与机械系统优化研讨会上发表的论文和2000年九月举行的第五届国际计算结构技术会议征文内容，可以看到优化新方法的研究，形状优化和拓扑优化，多学科优化，结构优化建模，可靠性问题，结构重分析与灵敏度分析，遗传算法，神经网络，人工智能，大规模问题求解，因特网应用等还都是继续深入研究的热门课题。．8． 北京科技大学博七学位论文2．3国内外风电叶片运输解决方案的发展现状2．3．1风电叶片运输过程中需要解决的问题概述风电叶片作为风力发电机组的关键核心部件，也是最为昂贵的部件，占机组生产成本的20％～25％；一套600kW的进口风电叶片售价一般为80万元左右，即使国产的同级别一套叶片价格也约为65万元【5l】；并且随着风力发电的发展，风力机组朝着大功率发展，造价将更加昂贵。国内主流的风力机组已经在2MW左右，“十一五”期间，全国新建风电场除个别山区因受运输、吊装等限制的地区采用较小机型，2／3左右将采用1．5兆瓦及以上机型52】。由于初次投资巨大，与其它产业相比，风电设备的使用寿命要求更长，叶片需要至少达到20年的工作寿命，这个工作寿命超出任何其他行业的大型组合部件的寿命要求；同时，其它行业己积累的经验，很难有效的应用到叶片设计中【53】；可以预见，随着风力发电的大功率化发展，风电叶片尺寸的不断增加，风叶在材料、设计、制造、测试、运输、安装及运行时的可靠性评估等方面都会遇到新的困难，从而提出许多新的课题来【53州】。现在风电行业主流的风叶可以分为重型叶片和轻型叶片，前者以丹麦LM公司生产的叶片为主，其优点是叶片整体强度和刚度较大，在运输、使用中安全性好。但这种叶片比较重，比同型号的轻型叶片重20．30％，制造成本也相对较高；后者以丹麦Vestas公司和荷兰CTC公司为代表，其特点是叶片的经济性较好、重量轻，但对叶片运输要求较高。由于叶片前缘强度和刚度较低，在运输过程中局部易于损坏，同时这种叶片整体刚度较低，在运输、运行过程中叶片易产生较大的变形【53】。由于现在风力发电的单位成本较火电、水电及核电的要高不少，虽然目前风力发电机以每年3—5％的速度在降价，但我国风力发电的上网电价仍然偏高【54】。所以降低风力发电的单位成本是该行业当前发展的主流。所以轻型叶片会在以后得到更大的发展，这就为叶片的运输带来了新的课题，如何将叶片高效快速而无损伤地运送到风电场去成了一个新的研究课题，这就需要我们开发新型运输工具，来为风电设备的运输提供新的解决方案。风电叶片属于超长运输货物，在一般的超长运输货物公路运输过程中，我们一般把货物作为承力部件或承力梁，如图2．2所示，这样在运输过程中，可以避免车架过多的变形，或干脆不用车架。但现代风电叶片多采用复合材料制成，在运输过程中叶片不能作为承力部件而受力，同时，应尽量减少叶片在运输过程中因颠簸而承受的冲击载荷；并且轻型叶片的叶片前缘强度和刚度较低，在运输过程中局部易于损坏，同时这种叶片整体刚度较低，在运．9． 风电别片运输乍关键技术研究输过程中叶片易产生较大的变形．其埘运输条件提出了更高的要求。某风电厂装机的5l台风机的153片风叶。在运输过程中就有60多片出现了不同程度的损伤口”。现在风机在风力场装机时首先要检查风叶或者塔筒是否在运输过程产生了损伤，如果有损伤应视损伤的程度进行现场修复或重新供货¨6】；同时随着风电行业的逐渐发展成熟，随着风电叶片检测技术的完善，叶片运输过程中园减振不良而使叶片内部产生的损伤问题将会逐渐得到更大的重视。圈}2超长货物作为传力部件运■方式田现在国内主流的风机功率己从前两年的600kW、750kW发展到15MW、20MW、25MW甚至更大，叶片长度也从以前的十几米发展到现在的四十米左右，并且今后随着风机功率的增大．风叶长度会继续增大，尤其是在海上风力发电设备中的应用。多达数十米长度的叶片给运输带来了极大的困难，尤其是车辆在狭窄弯道上转向行驶时，拖挂式运输方式可以使主从车的最大转向角度达到80度以上，但是对于如此超长货物的运输依然显得力不从心，如闺2-3所示。风电叶片是风力发电风电转换的虽开始步，为了最大限度地利用风能，叶片根据空气动力学原理设计成扭曲的形状””。叶片的前端是中空的，非常脆弱，叶片对于压力非常敏感，尤其尾叶尖部分，在存储、运输和吊装过程中要保证叶尖不被硬物所碰伤131。但是，由于叶片长度一般都比较大，在运输过程中一般尾部都要有部分悬出，对于375米的风叶．一般尾部悬出6米左右，并且随着叶片长度的增大，悬出部分的长度还会加长。较长“后悬”使 北京科技大学博士学位论文得车辆的转弯通过性变差．当车辆转向时悬出部分扫过的圆弧面积较大．往往与路边的其他设施相碰撞，从而导致脆弱的叶尖部分遭到碰伤。同时，风电叶片在从叶片制造厂运输至风力场的过程中要经过高速公路，二级公路．圈2-3且叶运■受羲窜弯澶的髟一乡闯道路或临时修建的工地道路等多种路面；当车辆在从平坦道路驶向较陡坡道时，叶片较长的“后悬”尾部会触及到地面凸起地方而遭到碰伤，如图2_4所示。圈24风电叶片运■车囊墟行驶圈综上所述。叶片在运输过程中需要解决的问题主要集中在三个方面：第一，叶片在运输过程中不能作为承力部件而受力，这就需要采用整体车架式车辆来承运。第二，叶片刚度低，运输过程中易产生较大的变形，叶片前缘强度和刚度较低．在运输过程中局部易于损坏；所以在运输过程中应将传递到叶片上的振动降至尽可能降低，这就需要提高运输车辆的平顺性。第三， 风电n¨{运输1。芙键技术研究叶片是个睦人件．运输过程中的机动性及通过性比较差i我们可以采JH多轴线挂车转向形式来提供叶片运输车的转向性能，同时把叶片运输车的货台做成可升降形式也是个不错的选择。所以，M电叶片运输车需要解决的关键问题基本都集中在车辆的平顺性上。2．3．2国内外风电叶片运输车的发展现状国外对J)叱力发电设备提供运输工具最早最全面的装备企业当届德田Goldhofor公司．其产品也最有代表性，Goldhofcr对于风电设备中的“蘑最级”核心部件——风电叶片、轮毅、机舱、塔筒均提供相对应的运输方案驶运输工具。对于机舱及轮毂使用普通的低平板半挂车就可以轻松实现运输．对于塔筒Goldhofer主要提供了毗下两种运输方式，如图2-5所示。其对J)cL电叶片的运输方式也提供了多种运输方式，如图2-6所示。Goldhofer提供的风电叶片运输车采取抽拉式粱+拼接牟架的方式来扩展车辆的总眭度，其抽拉粱长度变化范围为；162米～45米，另外通过拼接车絮后可达到50米，并通过抽拉粱和拼接车架来传递车辆行驶过程中的各种载荷：采用贯通式转向桥实现车辆的转向，采用增减桥数来实现整车承载能力的增减，其承载范围24t～70d5”。采用抽拉式伸缩梁运输车来实现对风电叶片的运输，提高了车辆的孥用化程度，而国内的运输企业往往希望本车既可以运输叶片．也可以运输其他货物。所以这个运输方式在国内不是非常受欢迎。同时，Goldhofer采用贯通式载重转向桥来实现挂车的转向，而国内车辆行业还不能提供该类转向桥，如果依靠进口则会加大运输设备的成本，从而不利干整个风电行业发电成本的下降。 北京科技大学博士学位论文圈2．-6CmIdlmfer叶片运■车由于国内风力发电发展比较缓慢，在05年以前国内的风机功率基本上是600kW，风电叶片的长度及弦长都比较小，以前许多运输企业采用栏板车或改造的集装箱平扳运输车对其进行运输，扼力发电行业发展的滞后性影响了国内风力发电设备运输车辆的发展。现在国内新建的风力发电场的单机功率一般邦在2MW"左右，其对应的风电叶片无论在长度还是弦长上都有了很大的变化，这就需要有更台适的运输设备来完成叶片的运输任务。在国内，到目前为止只有北京科技大学与连云港东堡专用车有限公司联合研究开发了用于风力旋电机组叶片运输的专业运输车，其联合研发的风电叶片运输车获得了国家发改委车辆生产许可证。在国内有的较高市场占有率：其生产的风电叶片运输车先后被东方汽轮机厂、湖南电力物流有限责任公司、南通交运物流集团、江苏龙源风力发电有限公司、中国远洋物流有限公司、香港协合风电内蒙古二连浩特殷吉林白城风电场、广西银河艾万迪斯风力发电有限公司等风电企业及物流公司用于超长风电叶片的运输。然而，国内不少运输公司仍旧采用改制的集装箱平板运输车进行超长风电Ⅱ}片的运输【5”，其改装方法一般为在集装箱平板车上加一套钢结构焊接车架，如图2—7所示。这种改装而成的风叶运输车，由于没有采用转向、升降、槭振缓冲等装置，在实际运输中操作极不方便，运输效率低下．且没有考虑矾电叶片在运输过程中的振动冲击等问题：同时这种改装的叶片运输车后悬一般很大，在转向行驶时外部扫过的面积较大，给车辆行驶通过性较差，并且沿途交管部门对于这种带有较大隐患的改装车运输管制很严．其经常吃到沿途交管部门的罚款。随着风机大功率化的发展，随着风力发电行业的发展及成熟，尤其是风电叶片检测设备与技术、风叶寿命及可靠性预测的完善。叶片制造企业及风力发电厂对叶片在运输过程中损伤现象的重视，这种初级的运输设备及方法会被逐渐地替代。 风lU叶片运输午盖键技术研究圈}7囊装箱平板车改装而成的叶片运输车2．3．3我们提供的风电叶片运输解决方案针对风电叶片的质轻、超长、运输过程中不能承力及其运输过程中不能承受太大的振动冲击载荷、转向困难、后悬出的叶失部分容易受到碰伤等问题．同时兼顾减低运输成本．提高运输效率，我们研制开发了M电叶片专用运输车。该车采用牵引车+LY9280超长轻型运输车组合而成，可一次同时承运两片风电叶片，如图2-8、2-9所示。牵引车采用国内现有的商用牵引车，其悬架多为钢板弹簧式非独立悬挂。LY9280超长轻型运输车总长16～33m，宽3000ram，高1300～1650ram，两线四桥，油气悬挂系统．挂车轴距为12360+1500ram，挂车后轮距为1860／845mm；带有液压泵站的转向系统可实现随牵引车转向，也可单独实现转向；轮胎8只(8．25R20)，载质量18t，挂车自重9龇：在LY9280超长轻型运输车车架前后部分别安装一套由空气弹簧、减振器、纵横向拉杆构成的二缴减振缓冲装置，这样整车就拥由一套铜板弹簧一油气悬挂+二级减振缓冲装置组成的具有多重缓冲减振的复合悬挂系统。此时风电叶片运输车的复台悬挂系统将传递到叶片上的冲击载荷降低至尽可能小，解决了叶片运输过程中不能受力问题，将叶片运输过程中园冲击载荷带来的损伤减至擐低：带有液压泵站的转向系统可使LY9280超K轻型运输车随牵引车做行车转向，也可单独实现其转向，解决了超长风电叶片运输车转向困难的问题；油气悬挂的升降功能使风也叶片运输车可灵活地适用于各种运输环境．从而提高其对复杂路况的通过性。同时，我们提供的风电叶片运输车中的LY9280超长轻型运输车采用拼接时车架，车架基本长度为16米，然后根据承载叶片的不同而配备不同长度的中间车架(中间车架一般做成两段或三段式)，这样本车拼装上中『自J车架则 北京科技大学博十学位论文构成风电风叶运输车，在不拼装或拼装部分中间车架时则构成其他运输车，可承运一般货物；本车采用可拼接式油气悬挂以便于本车以后承载能力的升级。田}8风电叶片运输车总体设计田2．4本文研究的主要内容本课题以北京科技大学与连云港东堡专用车有限公司联合研究开发的风电叶片专用运输车为研究对象，该车采用牵引车+LYe80超长轻型运输车组合而成，为了了解和掌握风电叶片运输车平顺性的各种性能参数在各种工况下的变化情况，讨论车辆系统的各种参数对平顺性的定量影响关系，进而通过优化车辆各系统参数来提高整车的平顺性。本课题主要进行以下几方面的研究；(1)叶片最佳工装位置的确定建立1．5MW风电叶片的实体及有限元模型，对其进行了动力学分析．．15． 风电叶片运输车关键技术研究建立LY9280超长轻型运输车车架有限元模型，对其进行模态分析，从而确定出叶片在车架上的工装位置；对挂车车架进行强度分析及刚度优化设计，通过对挂车车架的优化设计来降低车架在整车运行中产生的振颤，从而减小传递到叶片上的振动。(2)整车复合悬挂减振系统的设计设计一套加装在车架与叶片之间的二级减振缓冲装置，该二级减振缓冲装置由空气弹簧、减振器、纵横向拉杆构成；该装置可以减缓超长车架因鞍座或车轮的激励而产生的较大振颤。对挂车的液压悬架改造设计成油气悬架，这样风电叶片运输车就拥有一套具有多重缓冲减振的复合悬挂系统，该套复合缓冲装置包括牵引车采用的钢板弹簧式非独立悬架、挂车采用的油气悬架及二级空气减振装置，从而使得传递到叶片上的冲击载荷尽可能减小。(3)整车振动系统数学模型的建立与求解应用拉格朗日方程和多体系统动力学理论，建立多自由度的整车振动系统数学模型，对其进行求解仿真；将仿真结果与后面的ADAMS虚拟样机仿真模型的进行对比，从而印证模型的正确性。为整车系统的减振提供了理论支持。(4)整车平顺性建模、仿真及优化设计利用多体动力学仿真软件ADAMS建立风电叶片运输车整车多体动力学模型，在随机路面输入下进行平顺性仿真试验，通过仿真分析讨论车辆系统的各个参数对整车平顺性的定量影响关系，进而通过优化车辆各系统参数来提高整车的平顺性。(5)基于ADAMS软件的风电叶片运输车平顺性仿真优化平台ADAMS／RBTV的开发在多体动力学仿真软件ADAMS环境下开发风电叶片运输车平顺性仿真优化软件，以此来帮助对商用软件ADAMS不太熟悉的人来方便地进行风电叶片运输车的仿真分析和优化工作，从而来提高普通汽车设计师的设计质量和设计效率，并为本车后续系列化的发展铺平道路。．16． 北京科技大学博士学位论文3挂车车架及叶片工装研究半挂车车架是半挂车的主要承载部件，承受复杂的空间力系作用，车架应具有足够的强度和刚度。风电叶片运输车车架一般都在30米以上，车架长度的增长往往导致车架刚度会变差，若刚度过差，则需要对挂车车架进行基于刚度的优化设计，所以需要对风电叶片运输车的车架进行研究。同时，风电叶片通过支撑装置装载在风电叶片运输车上，支撑装置的安放位置以及叶片相对于支撑装置的安装位置对叶片的振动会有比较大影响，所以需要对叶片的工装方式进行研究，从而为工程实际提供理论指导。3．1挂车车架自由模态分析3．1．1整车实体模型的建立半挂车车架通常采用纵梁加若干横梁组成。车架纵梁承受着主要载荷，并要根据运输货物的需要做成一定形状，如突出鹅头、凹式车架等形式，所以其一般采用焊接工字型或焊接箱型梁；横梁则是为了提高车架扭转刚度，每个车架部分都焊接数量不等的横梁或者小横梁，横梁的形式可采用普通型材，也可以根据需要采用焊接梁，横梁的尺寸根据实际需要来确定，横梁的选用原则是用最少的数量取得最大的抗扭刚度。．．本挂车车架由前车架、中间车架、后车架三部分拼接组成，各车架之间在拼接端面采用螺栓连接和耳板组件铰接在一起，连接面之间近似耦合。由于各车架间可以自由拼接，因此可以通过配备不同的中间车架来实现对各种长度规格叶片的运输。风电叶片运输车挂车车架的总体布置如图3．1所示，其三维实体模型如图3．2所示。图3-1风电叶片运输车挂车车架的总体布置结构．17． 风电叶片运输乍关键技术研究田3．2风电叶片运输叶车车架宴体模翌3．1．2有限元模型的建立进行有限元分析前首先要进行模型简化和模型转换。一个良好的有限元分析模型，其模型简化和网格划分起着至关重要的作用。特别是一些复杂模型的简化。在模型简化方面．忽略车身上用于装配其他部件豹螺钉、螺母、零件中面与面之嘲较小的倒圆和倒棱以及对力学结构影响较小的一些冲压筋、jL和一些工艺结构，忽略车身中非重要结构的小零件。对重要零件进行简化时，尽量保持和原始CAD设计的结构致，以便真实反映零件的结构特征‘删。本文实体模型采用Pro／E软件建立序将实体模型导入到ansys分析软件中元模型。然后通过Pro／E与ANSYS韵接口程通过对模型的调整得到良好的有限在ANSYS里采用的单位制为mro—t—s，其对麻的力的单位为N，应力，压强的单位为MPa，密度单位为t／ram’，加速度单位为iix州$2；所以本模型中的材料属性分别取弹性模量E为21x105(N／Inm2)。波松比为0．3．钢材密度为7．85x10-9(t／rmn3)。车架结构分析的单元选择是其有限元计算中极其重要的问题，它包括单元类型选择和单元精度选择两个方面的内容。单元类型的选择主要考虑结构的受力特性，选择的原则是对所选的单元可以使计算精度高，收敛速度快、计算量小。单元的类型应对结构的几何形状有良好的逼近，要真实反映结构受力状况．单元划分的大小应根据结构问题分析的具体情况，以及计算精度祁费用、计算机的内存等因素综合考虑后加以应用。根据工程实践．划分单元时应遵循如F原则：按照分析目标(如强度分析、刚度分析、动力学分析等)不同．选取合适的计算模型；先整体后局部、先租后细的分析方法；采用主从处理．等效结构的应用等相应措旖【6”。 北京科技_人学博十学位论文在定义单元属性时，本文采用SOLIDI87单元。SOLIDl87单元是一个高阶3维10节点固体结构单元。SOLIDl87具有二次位移模式可以更好的模拟不规则的模型(例如通过不同的CAD／CAM系统建立的模型)。单元通过10个节点来定义，每个节点有3个沿着x、Y、z方向平移的自由度。单元支持塑性，超弹性，蠕变，应力刚化，太变形和大应变能力。还可采用混合模式模拟几乎不可压缩弹塑材料和完全不可压缩超弹性材料。：妗x本车有限元划分网格采用四面体网格．由于模型太大．网格划分太细对计算机配置要求会很高，而且计算时间会很长：网格太辊计算精度又无法保证，因此本文经过多次划分和计算，选取控制尺寸为50mm，划分结果如图3-4及图3-5，共有265309个单元，圈3-5为有限元模型局部的放大图。。＼，圈3一车架有限元橇型3．1．3车槊模态求解圈3-5中问车架有限元幢型f届蕾)为了全面地分析车架的动态特性，在进行车架结构振动特性分析时需建立整个车架的有限元模型。模态分析的有限元模型是建立在静态有限元模型基础上的。在对车架结构进行模态分析时，由于求解的是车架结构的固有特 风电叶片运输车关键技术研究性(固有频率和固有振型)，与所受外力无关，故可忽略外部载荷的作用。就车架结构动态特性而言，如果车架有限元模态分析采用实际边界条件支撑，当然能更精确的反映出车架在工作时的动态性能，但实际边界条件是极其复杂的，例如悬架的非线性，更何况若添加刚度较大的实际边界会在有限元分析中造成刚度矩阵的病态，影响计算的精度。因此实际支撑条件下的有限元分析很难实施。而且从理论上讲，自由边界条件下所计算得到的模态参数可以通过数学建模的方法计算得到任意边界约束条件下的特性；反之，在指定边界条件下取得的计算结果则不能转化为其它边界约束条件下的动特性。基于以上几方面原因，在本论文车架有限元模态分析中采用自由边界约束。计算频段的选择应考虑到车架在实际运行条件下可能的激振频率范围。通常认为，远离振源频带的模态对结构的实际振动影响贡献量较小，通俗的说法就是：低频激励激不出高频模态。事实上，高频模态的贡献大小，除与激振频率有关外，还与激振力的分布状态有关。因此，计算频段应略高于激励力的频带。此外，如果车架的计算结果还将用来与其他多个部件进行综合分析以求取整体结构的模态时，为了使整体模态具有更高的精确度，车架模态计算的频段也应适当放宽，以求得稍多的模态。若车架模态数过少，而与各部件之间的连接点又较多时，很可能使整体综合分析不能进行。根据运输车的运行速度与路面条件的需要，选择在O～lOOHz范围内作为其计算频段。在一定频率范围内用有限元方法计算的模态数要多于实验测试的模态数，这主要是由于实验测试只识别了结构的主要模态而忽略了许多次要的模态，另外在实验测试中也可能由于某种因素的影响而漏掉一些模态。在有限元分析中，求解固有频率实际上就是解特征值问题，只要在求解过程中不出现病态矩阵等问题，就可以解出在分析频段内的全部主要模态，也就是讲一个具有n个自由度的结构必然有n个特征值(即有n个固有频率和n个相应的固有振型)与之相对应，因此用有限元方法计算出的结构模态数是比较全面的。考虑到对车架动态特性影响较大的频率集中在低、中频段【621，因此提取模型的低、中频段的各阶模态，即能满足对车架进行动力学特性研究的要求。ANSYS软件计算频率范围的选取是指选取求解和提取模态的频段。忽略结构中小阻尼的影响，采用BlockLanczos(分块Lanczos)法进行模态提取。根据上述模型进行模态求解，提取了车架的前20阶频率，表3．1列出了前20阶固有频率，图3．乱3．15给出了前十阶模态的振型。．20． 北京科技火学博十学位论文蚕7]i妻i⋯?黑”=1=“寺。·田“一阶摄量圈3-8三阶撮型F===]]嚣。一；：赫，|＼一—7’l_酐=■_=，_'=～mj===埘十。I圈3-7二阶擐型亨-鬟野i'--_—口曩墨墨皇_—●--—·，一，婴!，印?。：。譬⋯⋯田34四阶摄量-2l- 风一”l片运输车咒键技术研究善■———一]翟飘。“§唯町皿皿争《嗥童蜡重3-10五阶撮型厢3·11六阶振型F===i————————啊==“：‘!：，。●--—●《j_-—·__●-·●。_●=_只=焉●=—i-一．．．田3-12七阶振型田3-13八阶振型i”——_=叮甄1》●窭，·雹墨，·—-—P__Ht^TV’L”⋯、田3-14九阶撮型田3一15十阶撮型由t图可咀看出，车架模态振型主要是以整体振动为主。主要包括弯曲振动和扭转振动及横向振动。从振型I：看，车架的前lO阶振型基本上都是车架整体的变形。并没有出现某部分的变形突出和异常。3．1．4工装支架下端点位置的确定神：做模态试验th一般希掣将试件悬挂点选择在振幅较小的位簧，为此．22- 北京科技犬学博十学位论立需要预先确定最佳悬挂位簧。此时，为了预报某个自由度在一般激励F的(某个频率范围内所有rfl个模态均为激发)的位移响应的相对大小，定义自个自由度的平均驱动自由度位移(AventgeDrivhIgDOFDisll}lacemenlADDOFD为：ADDOFD胪善等(3一式中：舡——模态试验时激励力的频率，尹，——自由度j在激励力频率为蟑时的响应。在任意模态试验中，最佳悬挂位置由ADDOFD值最小的那些自由度出【6”。同样，在风电叶片运输过程中，确定的晟佳支撑位置应使车架传递叶片上的综合激励尽可能小，所以我们通过对车架模态进行叠加，取其最点作为支撑装置的安装位置。将上述分析的10阶自由模态进行叠加，叠加后振幅较小的点将是叶片撑装置的下支点安放位置。叠加后的模态如同3-16所示，从图中可以找到后支撑装置的最佳安装位胃，同时考虑到车架强度问题，在实际安装的时m我们将前支架点向前移动一段距离；最终确定的支架下安装位置为：前支距离车架最前端的距离为3．4米，后支架距离车架后端的距离为2．2米。亚工迹j豳斋嬲78001t#掣86Ⅲ126Ⅲ19504)02由3-16车槊■毫叠加r23· 风电叶片运输乍芙键技术研究3．21．5MW风电叶片动态特性分析3．2．1风电叶片概述风电叶片是风力机最关键的部件。它体积较大，在运行过程中要承受多种载荷作用。风电叶片按截面形式可分为：实心截面、空心截面及空心薄壁复合截面等几种类型。目前玻璃钢叶片剖面形式由三部分组成，分别为蒙皮、肋板和主粱畔舻】．如图3一17所示。蒙皮主要是用来承受由气动力引起的大部分剪切载荷以及部分的弯曲载荷。蒙皮的铺层如图3．17中A—A所示，其由胶衣层、玻纤毡增强层和强度层组成；胶衣层(用a表示)位于叶片蒙皮的外表面，其作用是使叶片表面变得光滑，以减少叶片转动时与空气的摩擦阻力，一般用-N两层富树脂含量的滓玻璃毡制作；强度层(用c表示)位于叶片蒙皮的内表面，其作用是用来承受剪切和弯曲载荷．山双向铺层舳玻璃纤维或玻纤布组成．土要是为了增强蒙皮的抗剪切能力：叶片蒙皮的中间部分是玻纡毡增强层(片jb表示)．是表面胶衣和增强层之『开J的缓冲层。主梁是用来承受弯矩和拉力，由单向强度高的玻璃纤维束或碳纤维沿着叶片长度方向铺设形成，同时为了提高主梁抗弯能力，主粱上通常布置一定厚度的泡沫夹芯，主粱铺层如图3-17中B．B所示，用中e、Rg代表丰梁的材料。主梁可分D型梁、I型梁、箱型檠等．术图为I|{l!粱。腹板的作用则是为了维持叶片的整体稳定性，使其在受载时不至于发生失稳破坏。腹板的铺层也是用iF交织布铺殴而成。如图3-17中C．C所示。h、P代表腹板的材料。B8一B圈3-”玻璃钢叶片柳面结构图_—簟矿： 北京科技，人学博士学位论文本车承运的叶片为上海玻璃钢研究院设计开发的1．5MW变桨叶片，其具体技术参数如表3-2所示。裹3-2叶片技术’数额定功率15MW叶片长度375m额定风速11m／s风轮直径77m极限风速595讪最大弦睦3100m额定转速174RPM端口直径1$90mm转速范周79-19RPM螺栓规格M30螺拴数目54个叶片数目3片3．2．2基于Pro／ENGINEER的叶片实体建模Pr帆是美国参数技术公司(PTC)推出的新一代cAD，cA耽AM软件，它具有基于特征、全参数、全相关、单一数据库等特点呻l。设计工程师能够快速地按照其设计思想绘制草图，尝试运用各种特征与不同尺寸，生成模型和制作详细的工程图。同时，它也支持多种数据标准，如工IGES、DXF、DWG、CAT等，可以很方便的与其他CAD软件或仿真分析软件ANSYS、ABQUES之间进行数据交换，所以本文选择了Pro／E作为绘制叶片实体模型的工具。Pro／E可以通过ml文件来创建基准线，我们利用这一功能来创建叶片的轮廓线，首先将基准点的三维坐标值存为．埘格式文件，然后将该文件导入pro／E创建出叶片各截面外轮廓线，如图3．18所示，共有91个轮廓线构成，每条轮廓线由998个基准点创建而成；最后通过“边界混台”命令创建出叶片的外形曲面，并最终创建出叶片实体模型，如图3—19所示。曲3-18叶片鲁t面轮一媲 最电叶片运输车荚键技术研究田3-19叶片宴体田3,2．3叶片有限元模型计算模型的建立很多情况下，用户已经在擅长的CAD系统中建立了几何模型，这时可以通过ANSYS与CAD系统的接口把它输入到ANSYS中进行分析。目前ANSYS与几乎所有主流CAD系统．如Pro／E、UG等都有直接的接口。奉文采用Pro／E建立了叶片的实体模型，由于本叶片的曲面比较复杂，直接导入ANSYS的模型并不适于网格划分，需要大量繁琐的修补工作；所以仅将叶片的的基准线模型(即如图3一18所示)在pro／E罩保存为iges格式导入到ANSYS软件里，导入后的模型如图3—20所示进行叶片的主梁、腹板、蒙皮等建模，_=_———]]Plt『J然后在导入模型基础上在ANSYS内建好的ANSYS模型如图3．2l所示。州田3-20叶片艳■娩宥曩元簟型田3．2l叶片有隈元模量本叶片采用壳单元SHELLISI，因为SHELLI81适用于薄到中等厚度的壳结构。SHELLl8I单元共有四个节点．每个节点有六个自由度，分别为沿节点X、Y、Z方向的平动及绕节点x、Y、z轴的转动。SHELLl81单元具有应力刚化及大变形功能。该单元有强大的非线性功能，并有截面数据定义、分析、可视化功能，还能够定义复合材料多层壳【6”。本叶片铺层后的主粱总厚度为30mm，沿着叶片半径方向后部不变；腹板总厚度为15mm，沿叶片半径方向厚度也不发生变化；蒙皮最大总厚度为 北京科教_大学睥士学位论文20mm．靠近叶片根部厚，沿着叶片半径方向依次递减，最小总厚度为gmm，靠近叶片尖部，材料的具体铺层如表3-3所示。其中A：[0。】板．层厚为125×104rfl；B：【+45。]板，层厚为0．5x104m：c：【0。／904]扳，层厚为0．5×10一m。其中：t=454的shelll81截面如图3—22所示。采用sheUl81单元，多层设置划分网格，划分后的叶片有限元网格模型如图3．23所示。毫3-3叶片材事ttll晨鲭构皤3-22士45‘岫shelllSl簟面田田3-23叶片■格宥曩元曩量3．2．4叶片模态分析在对叶片进行模态分析时．采用自由边界约束，选择Modal分析类型表3-4给出了前六阶自由振动频率值，图3-24~3-29为前六阶的振型形式。裹}4叶片前八阶量动颤搴值塑至堡l歪：：：!：翌!：：：：：：．!!!：!!兰竺!：：：竺：12：1 风电叫片运输乍荚键技术研究田3-24叶片簟一阶撮型田圈3-2S叶片第二阶摄型圈田3-26叶片第三阶摄壹田田3．27叶片第四阶撮型田一．’-”=：豳3-28叶片第五阶摄型圈田3一”叶片第^阶摄型暖3．2．5叶片在工装支架上相对位置的确定为了减小叶片振动与车架振动的相互耦合．我们采用与车架模态叠加原理相同的方法来确定叶片相对于支撑装置的位置。我们将叶片的前10阶自山模态进行叠加，通过叶J；模态叠加可以确定出叶片相对于支撑装冠前后的位一28- 北京科技』=学博士学位论文置，叠加后振幅较小的前后点将是叶片在支撑装置的安放位置。因支撑装置已经按照车架模态安装在车架上了(即支撑装置前后距离已经确定了)，在实际工装时要求前后叶片前后齐平，在综合考虑两片叶片的变形情况，选定最终的安置位置为：前叶片超出前支架距离为4．5米，后叶片超出后支架的距离为：6．5米。综上，最终确定的整车模型如图3．30所示，该模型由牵引车、半挂车及叶片组成．牵引车与叶片分别由是整车厂和叶片专业制造厂制造，半挂车则在专业汽车厂生产。田3-30风电叶片运输车整车横量圈3．3车架的静力学分析3．3．1静力分析概述作为非承载式车身结构的主要承载件的汽车车架不仅要承受底盘和牵引货物的重量，而且还要承受汽车行使过程中所产生的各种力和力矩的作用。汽车在行驶过程中。要行驶过各种路面工况，如：一个车轮跳过台阶上或一个车轮驶过路面上的坑洞等，同时还会因为要躲避行人或障碍物等紧急状况而要进行紧急制动和紧急转弯。在上述各种行驶工况下，会产生新的附加载荷，这些载荷与原载荷一同作用于车架上，因此车架就必须要有足够的强度和刚度来承受作用于其上的各种载荷造成车架开裂等各种损坏现象的发生若车架的强度和刚度达不到要求则会轻则影响汽车的正常行使，重则造成严重的交通事故，因此车架的强度和剐度不仅关系到车辆能否正常行使，同时还关系到整车的安全性好坏。对车架进行强度、刚度的分析同时也是对车架进行优化设计和结构改进的基础【删。 风电叶片运输车关键技术研究3．3．2约束及边界条件叶片运输车在行驶过程中车架承受的载荷比较复杂，归结起来主要有弯曲载荷、扭转载荷、侧向载荷和纵向载荷等几种。其中弯曲载荷主要是由车架、车载叶片、支撑装置等的质量在重力作用下产生；扭转载荷产生于路面不平度对车身造成的非对称支承，作为对比计算，可以用静态最大可能的扭矩，即一个前轮悬空的极限状态或一轮骑障的情况模拟；侧向载荷主要是由汽车转向时的离心力作用而产生的；纵向载荷则是由于汽车在加速、制动时的惯性力的作用而产生的。根据该运输车的实际行驶情况和作业环境，选择以下两种典型工况进行计算。一是弯曲工况，即汽车满载时在水平路面上行驶的情况，模拟车辆在平直良好路面上匀速正常行驶，此时所有车轮处于同一平面内，车架主要承受弯曲载荷。二是弯扭工况，即汽车满载在不平坦路面上行驶的情况，模拟车辆在不平坦路面上行驶的情况。该工况下设第一桥左前轮悬空，其他各轮保持水平面状态不型69】。弯曲工况时，考虑到车架运行过程中的实际情况，计算时约束牵引销座平面X，Z方向平移自由度(X方向为行车方向，z为垂直于车架方向)，同时约束车架纵梁与悬架接触面(共4个面接触)Z方向的平移自由度；弯扭工况时，释放悬空车轮相对应的悬架支座下表面的自由度，其它约束保持不变，约束位置见图3．3l。牵5】帽绮柬暑泉约束点图3-31约束示意图载荷条件主要包括三部分，一是车架的自重，二是车架承受的动力泵站的重力，三是车架承受的叶片重力；车架的自重通过惯性力的方式加载在整车上，动力泵站的重量为0．6t，采用面载荷均匀地加载在车架的尾部；叶片的承载方式为两点支撑，同时由于叶片自身重心的不对称性使得加载在前后支撑上的载荷不同，通过前面确定的叶片的质心位置及叶片的支撑位置可计算出先后支撑点分别承受的外力，即前支撑点为：5．3619t，后支撑点为6．23764t。-30． 北京科技大学|尊士学位论文3．3．3静力工况分析(1)弯曲工况分析田3-32弯曲工况车集应力等值线田 风电叫片运输下咒键技术研究田3-34弯曲变形等值墁田从弯曲应力等值线圈3_32和3．”可以看出．车架应力较大区域主要集中鹅颈段，最大应力出现在滑板纵梁与滑板横梁的连接处．最大应力值为3457MPa。分析原冈主要是：滑板纵梁支撑在鞍座滑板上．所以下部变形较小，而滑扳横粱距鞍座支撑有一定距离。其在两侧士纵梁弯曲下出现了上下扭转变形，井和连接的滑板小纵粱有个附加扭矩，因此出现了应力集中现象。通过观察后车架看到，后车架悬挂支撑点没有产生应力集中．因为后车架足两轴线，四个悬挂点支撑，受力较好。中间车架除了个别地方有较小的应力集中外，并没有出现比较大的应力。纵观整个车架，确定需要改进的地方是鹅颈上的滑板小横粱处。由车架弯曲工况下的变形等值线图3．34町以看出，车架最大变形为123723mm．出现在车架前车架和中问车架连接处。主望是车架跨距较人，而前加载点相对于前支撑点向车架中间偏移距离也比较大。(2)弯扭工况分析弯扭工况的应力等值线图如翻3．35至图3．37所示。由图可知，整个年架的晟大应力值也出现在滑扳纵粱与滑板横粱的连接处，最大应力值为3543MPa。在前述弯曲工况F，此处就有产生扭转的趋势，由此产生了应力集中，而在弯扭工况下，车架^：前轮处悬空，释放了臼山度．整个车架都会．32． 北京科技大学博士学位论文圈3-35W扭．Y-况车颦应力等僵地圈圈3-36弯扭鹅曩处应力每位境啊圈3-37弯扭量挂支撑点处应力等值墟圈有扭转变形的趋势，当扭转变形延伸到鹅颈处时，便加重了滑板横粱的扭转，因此弯扭工况下此处产生了应力集中，而且应力值比弯曲工况稍大。由于车架左前轮悬空，需要对后车架悬挂处的受力情况进行观察。出囤3—37发现在悬挂处所受应力有所增加，主要体现在左后轮处。分析原因是车架在遇到沟壑或者不平路面时，悬挂受力不平衡，车架产生了较大的扭转变形r货物的重心向左侧倾斜，弯曲变形加扭转变形加重了左后轮的受力。可以看到左后轮悬挂支撑点处最大应力为1IOMPa左右，由于0345材料的屈服强度为345MPa，因此不会产生断裂的危险。综上所述在弯扭工况下需要一33． 风屯叶片运输午，乏键技术研究改进的地方同样足在前车架鹅颈处豳3-38弩扭变形等值线圈由图3—38弯扭变形图ur以看出在此工况下车架的最大变形为132439mm，出现在车架一侧的纵粱中部。分折原冈是在弯扭工况下，出现最人变形一侧的前轮释放了约束，车架产生了扭曲变形，冈此这一侧纵粱出现了最大变形，而且比弯曲工况F的最大变形稍大，符合实际情况。3．4车架刚度优化设计通过上述分析发现车架的变形过大，多达13cm，车架较差的刚度使其在车辆运行过程中振颤剧烈，从而使得叶片在运输过程中因承受较大的冲击而发生损害；因此需要对挂车车架的刚度进行优化没训。刚度优化时，应选掸对车架刚度及质量影响较大的粱对应的参数作为优化变量．在此选用前车架土梁、前车架边纵梁、中间车架主粱．中间车架主横梁对应的粱截面参数作为优化变量。其中前车架边纵梁为槽钢，其余为工字型粱：槽钢和工字型粱截面的定位参数分别为4个和6个．所以本优化的优化变量共有22个。如图3—39所示；以车架的质量为目标函数．以弯曲工况载荷约束条件车架为优化边界条件，以车架的刚度为约柬条件进行优化计算，优化迭代过程如图3-4肛3-4l所示．优化结果如表3-5～3．8所示。·拍． 北京科技大学博士学位论文崭商’啦卜田339车集优化变量的选撵毫3-S莆车颦主纵集优化翁果前午架主纵粱Pbeam20IDIMIDIM2DIM3DIM4DIM5DIM6优化变量二_H￡P￡-Uf_11f_t203优化前40017581014优化后600110618裹3-6中阿车槊主纵繁优化结暴中间车架主纵粱PbcamlIIDIMlDIM2DIM3DIM4DIM5DIM6优化变量mvHmv_BmJ_Um—yJlmvt2吐J一优化前30017581014优化后600110618IDIMlDIM2DIM3DIM4DIM5DIM6烯苫苗苫鼍1等2警优化后200506寰3-8抽车集遗纵靴化结暴厦总体尘■优化前后比较前车架边纵{；!PBeaml6总体变量CHANDIMIDIM2DIM3DIM4M州fkFreql优化变量fram_wframHtiaratlflaret2总质量最大位穆一阶频率优化前732007108180123719优化后35185473505762．9．35， 风电叶片运输车关键技术研究一⋯厂L／＼|}t|／II，-一4选代次数图3．40车架优化目标函数迭代过程|＼f一|＼弋—r一⋯⋯一l一一，。～⋯一+一+一～一i选代次数图3-4l车架最大变形■迭代过程从优化结果来看，优化后车架的质量及最大位移都有比较大的减小，车架的一阶频率也有所提高。优化后车架的质量、刚度都发生了变化，我们需要将优化后的车架再进行多阶模态叠加，叠加模态如图3．42所示，从图中我们可以发现：刚度优化后车架的叠加阵型没有太大的变化，所以支撑装置的安装位置不需要改变，保持原有位置。优化后需要对车架的强度进行校核，-36．^o姆裱嚼馨皿^；v—滁猷长■联卅 北京科技大学博士学位论文优化后车架的静态应力分布如图343所示，从图中可以发现，除去个别应力集中点(应力集中可通过局部加强及结构调整来降低)，车架的整体应力不是报大．可以满足使用要求。鹣≮爸3．5本章小结圈3彤优化后车集应力分布舶湖基瀚本章建立的车架实体模型及有限元模型，计算了车架的自由模态，然后对车架前10阶模态进行了叠加，按照模态叠加结果确定了减振装置在挂车上37· 风电叶片运输车关键技术研究的放置位置，最终确定的具体位置为：前支架距离车架最前端的距离为3．4米，后支架距离车架后端的距离为2．2米。采用叶片设计数据在Pro／E中建立了风电叶片的实体模型，再导入ANSYS软件中通过修改后建立了叶片有限元模型，并计算了叶片的自由振动各阶模态，按照模态叠加结果确定了叶片在减振装置上的放置位置，最终确定的具体位置为：前叶片超出前支架距离为4．5米，后叶片超出后支架的距离为6．5米。在ANSYS软件里对在车架的弯曲工况和弯扭工况受力及变形进行了计算分析，发现车架刚度较差，进而对车架的刚度进行了优化设计，优化后车架在弯曲工况下的最大变形由13cm降低到6cm；并对优化后的车架自由模态及模态叠加进行了求解，发现减振装置支撑位置的变形未出现很大的变化，同时对车架的强度进行了校核，发现优化后车架的强度依然满足工程需要，但车架的刚度有较大的提高，达到了车架刚度优化的目的。一38． 北京科技大学博士学位论文4整车复合悬挂系统的设计4．1整车复合悬挂系统的结构形式分析风电叶片运输车采用牵引车和LY9280超长轻型运输车组合而成，其主车采用钢板弹簧式非独立悬挂，LY9280超长轻型运输车采用油气悬挂；由于LY9280超长轻型运输车车架较长，长达33米，车架在车辆运输过程中受到经整车悬挂系统传递来的路面激励作用而产生振颤，从而使风电叶片在运输过程中受到较大的冲击载荷作用；所以，我们采用在车架与叶片之间加装一套二级减振缓冲装置，该二级减振缓冲装置由空气弹簧、减振器、纵拉杆、斜推杆、横向稳定杆等构成；这样风电叶片运输车就拥有一套具有多重缓冲减振功能的复合悬挂系统，从而使传递到叶片上的冲击载荷尽可能减小。本车采用的牵引车由主机厂提供，在此我们仅考虑需考虑挂车的油气悬挂系统及固定于挂车车架上表面的二级减振缓冲装置。4．2挂车油气悬挂系统挂车的悬架采用液压悬架，不利于减振，而油气悬架具有较好的弹性特性，将其改造为油气悬架比较方便。油气悬架属于被动悬架，但油气悬架又具有主动悬架的结构型式，具有只有主动悬架才能实现的部分功能和性能。所谓油气悬架是指以油液传递压力、用惰性气体(通常为氮气)作为弹性介质的一种悬架，它的弹性元件为蓄能器，减振元件则为悬架缸内部的节流孔、单向阀等。4．2．1油气悬架的特点(1)非线性刚度。传统的悬架因弹性元件的刚度大多为线性的而使其刚度基本保持不变，而在油气悬架中，弹性元件的刚度具有非线性、渐增(减)的特点，这就可以实现车辆在平坦路面上行驶平顺，在劣质路面上因悬架吸收较多的冲击能量而使其保持～定的行驶速度[70l。(2)非线性阻尼。可迅速抑制车架的振动，具有很好的减振性。(3)车身高度自由调节。通过悬架缸的同时或单独调节，车架高度可上下升降、前后升降或左右升降，这对改善车辆的通过性能和行驶性能十分重要。．39— 风电叶片运输车关键技术研究(4)刚性闭锁。通过切断液压缸与蓄能器及其它液压元件的连接油路，利用油液压缩性较小的特点，可使油气悬架处于刚性状态，在这种条件下车辆可承受较大载荷，但悬架刚度较差。(5)改善车辆运动性能。通过悬架纵横交错的不同连接(可以改善车辆的某些运动性能)如侧倾运动、俯仰运动，解决车辆启动和刹车时的点头现象等。(6)单位储能比大。这一特点对重型车辆特别有利，可以有效地减轻悬架的质量和结构尺寸。当然，油气悬架也存在一些缺点，求较高，悬架的维护、维修比较困难，4．2．2油气悬架的结构形式如相关元器件的加工精度、密封性要成本也相对较高等。油气悬架的结构目前已发展成单气室式、双气室式、两级气室式等多种商业化型【7lJ。图4．1单气室油气悬架结构原理图图4．2单气室油气悬架结构简图单气室油气悬架的结构原理如图4．1所示。它主要由缸筒4、活塞杆和活塞组件1以及蓄能器5组成，整个悬架缸内形成两个腔，即I腔和II腔，活塞杆壁上设有阻尼孔2和单向阀3，蓄能器5通过管路与I腔相连。当把图4．1所示的悬架缸安装到车辆上后，向I腔和II腔充满油液，向蓄能器5内充入惰性气体。图4-2所示为某种单气室油气悬架的结构简图，它把I腔．40． 北京科技大学博士学位论文的上部作为蓄能器，充入惰性气体。图4-3双气室油气悬架结构原理图图4-4双气室油气悬架结构简图双气室油气悬架的结构原理如图4．3所示。主要部件有缸筒4、活塞杆和活塞组件1以及蓄能器5和6，整个悬架缸内形成三个腔，即I腔、II腔和Ⅲ腔，活塞杆外壁上设有阻尼孔2和单向阀3，蓄能器5和6分别与I腔和III腔连通。当把图4．3所示悬架缸安装到车辆上后，向I腔、II腔和IⅡ腔充满油液，向蓄能器5和6内充入惰性气体。图4-4所示为某种双气室油气悬架的结构简图，导液管5的作用是连通I腔和II腔的油液，I腔的上部和ⅡI腔的上部充入气体，代替两个外置的蓄能器。图4-5两级气室油气悬架结构原理图．41． 风电叶片运输车关键技术研究两级气室油气悬架的结构原理如图4_5所示。两级气室油气悬架和单气室油气悬架相比，在I腔上又连接一个蓄能器6，和蓄能器5形成并联关系。当把图4．5所示悬架缸安装到车辆上后，向I腔和II腔充满油液，向蓄能器5和6内充入惰性气体。图4．2、4-4和图4．1、4．3相比，以悬架缸内部空间代替了外部蓄能器，其优点是使悬架缸的结构简单，成本降低，有利于悬架缸在车辆上的布置，去除了悬架缸体(缸筒、活塞杆和活塞组件)和蓄能器之间的液压软管对油气悬架性能的影响，有利于对油气悬架的性能进行精确分析；缺点是增加了悬架缸的轴向尺寸，升高了车辆的重心，不利于车辆的稳定性，同时不利于车辆实现高度较大幅度的升降，由于本车需要实现较大的车架升降，所以我们采用蓄能器与悬架缸分离式油气悬架。本车采用如图4．3所示的双气室油气悬架。4．2．3油气悬架的工作原理虽然上述几种油气悬架的结构形式不同，但它们的工作原理基本相同。在车重的作用下，油气悬架中的惰性气体都处于压缩状态。车辆在不平路面的激励下，活塞杆和活塞组件1相对于缸筒4作往复运动，被压缩的惰性气体作为悬架系统的弹性组件，来缓解地面通过车轮和车轴传来的振动和冲击，而油液流过阻尼孔和单向阀产生阻尼作用，来衰减车身的振动。当悬架处于压缩行程时，I腔的压力升高，II腔的压力降低，I腔的压力高于II腔的压力，I腔的油液同时通过阻尼孔和单向阀流向II腔，产生较小的阻尼力，主要依靠蓄能器内的弹性作用来抑制缸筒和活塞杆的相对运动；当悬架处于伸张行程时，I腔的压力降低，II腔的压力升高，II腔的压力高于I腔的压力，II腔的油液只通过阻尼孔流向I腔，产生较大的阻尼力，以便迅速衰减运动。上述三种结构型式油气悬架的不同之处在于：当悬架缸的结构参数确定之后，单气室油气悬架缸内气体的压力只与簧载质量有关，并且在悬架的伸张行程，主要靠阻尼孔的阻尼作用来衰减振动，当伸张行程中阻尼孔产生的阻尼力不够且行程又较大时，会造成活塞和悬架缸筒端部相互撞击；双气室油气悬架缸内的气体压力除了与簧载质量有关外，还与两个蓄能器内冲入的气体压力有关，在悬架的伸张行程，除了阻尼孔的阻尼作用外，还有蓄能器6内气体的弹性作用力来衰减振动，并且能避免活塞和悬架缸筒端部相撞击；两级气室油气悬架的蓄能器5为主气室，蓄能器6为补偿气室，补偿气室的压力高于主气室的压力，其作用相当于钢板弹簧的主气室和补偿气室的作用，车辆在轻载时，只有主气室参与工作，当车辆载荷超过某一临界载荷时，补．42． 北京科技大学博士学位论文偿气室开始参与工作，弹簧刚度下降，振动频率降低，从而改善了车辆的行驶平顺性【72-76]。4．2．4挂车油气悬架的液压系统原理及功能挂车单轴线油气悬挂的液压系统原理图如图4．6所示，根据不同的工况，操作各悬挂控制阀，可以实现油气悬挂系统的不同工作状态。油气悬挂主要元件有悬挂缸、蓄能器、电磁换向阀、单向阀以及液压管路等，液压泵及其它方向阀、溢流阀、油箱与挂车的转向液压系统共用。油气悬架液压系统采用多轮组并联液压回路，各轮组油气悬架装置具有独立操纵性，油气悬架液压系统可实现车身高度位置调节、弹性悬架等功能；其工作原理如下所述。(1)整车升降预先通过蓄能器上的充气阀向蓄能器7、12的气囊内充入一定压力的氮气，充满氮气后，蓄能器的充气阀关闭，不需要另外再设供气装置。在电磁换向阀6、13接通的前提下，同时接通进油换向阀5和14使其换向，使悬架缸9，10与系统的进油路接通，油液即可通过电磁换向阀5和14分别进入悬架缸10，9的下腔(无杆腔)，同时进入蓄能器内。悬架缸9上腔(有杆腔)的油液经过电磁阀6，与悬架缸lO的下腔连通；悬架缸10上腔(有杆腔)的油液经过电磁阀13，与悬架缸9的下腔连通。这样，悬架缸9，10下腔和上腔油液压力相等，悬架缸活塞杆在差动作用下，克服悬架缸的悬挂质量作用力，向上移动，达到向上调整车身高度的目的。当需要降低车身高度位置时，则在接通电磁阀6和13的前提下，分别接通回油阀2及15，此时，在车身质量(悬挂质量)重力的作用下，悬架缸下腔的油液将自动排回油箱。当单独接通一侧的电磁阀可使该侧的车架升高或降低，而另一侧的车架会有较小幅度地升高或降低；如，在接通6和13的前提下，单独接通进油阀5可实现该侧车架的上升，同时另一侧车架有较小幅度的上升。(2)弹性悬架当2、5、14、15都关闭，6、13接通，一个悬挂缸的大、小油腔与另一个悬挂缸的小、大油腔互相沟通，且与各自的蓄能器相连接。蓄能器在油气悬挂系统中起弹性作用，在这种条件下路面的激励产生的冲击可通过悬挂缸的液压油传递给存有～定压力气体的蓄能器，从而起到缓冲和吸收振动的作用，此外，该种连接还可减小车辆转弯时的侧倾角，从而改善了整车的行驶稳定性。．43． 风电叶片运输车关键技术研究作为弹性悬架时的基本工作原理是：悬架缸在压缩过程中蓄能器的液压油通过单向阀及阻尼孔分两路进入液压缸有杆腔，当单向阀的开启压力设定较小时，则大部分液压油通过单向阀进入有杆腔，系统阻尼小；悬架缸拉伸过程时，单向阀自动关闭，有杆腔中的液压油只能通过阻尼孔进入蓄能器保压，系统阻尼大，从而通过悬架缸反复上下运动来适应路面状况，实现减振和支承。91O131415连接其他轴线悬挂l主泵2、15回油阀3主油路溢流阀4主阀5、14进油阀6、13切换阀7、12蓄能器8、ll单向节流阀9、10悬架缸图4_6挂车单轴线悬挂系统液压原理图(3)刚性悬挂当所有的进出油换向阀都处于关闭状态，并切断蓄能器与液压缸之间的连接油路，蓄能器失去作用，液压缸独立支承车重及工作载荷，由于油液的可压缩性很小，此时油气悬挂失去弹性作用，使悬挂处于刚性状态，在这种条件下可大幅度提高车辆的承载能力。4．3油气悬架的刚度特性本挂车悬架采用油气弹簧，所以有必要对油气悬架的刚度特性进行分析。刚度特性是油气悬架的一个重要特性，直接影响到车辆的行驶平顺性。因为油液的体积弹性模量远大于气体的体积弹性模量，可以在计算油气悬架刚度．44．8765432， 北京科技大学博士学位论文时忽略油液压缩性对系统刚度的影响。计算油气悬架刚度时不考虑阻尼的影响。另外，忽略蓄能器隔膜的质量和弹性力。在计算刚度过程中，必然要涉及到蓄能器的气体多变指数，而气体多变指数与悬架的运动过程有关。本文按照静刚度和动刚度的概念来表述油气悬架的刚度特性。所谓静刚度是指活塞杆相对于油缸缓慢移动，活塞杆上所受的力与活塞行程关系所决定的刚度(相当于蓄能器内气体按等温状态变化，气体多变指数7=1)；所谓动刚度是指活塞杆相对于油缸快速移动，活塞杆上所受的力与活塞行程关系所决定的刚度(相当于蓄能器内气体按绝热状态变化，气体多变指数7=1．4)。Po、彤髟彩钐PI，V2缓(1)(2)(3)图4-7蓄能器工作过程图P2蓄能器工作过程如图4．7所示。经过三个状态，可分为两个阶段。第一阶段是充液平衡阶段，从状态(1)到状态(2)，使蓄能器的压力和悬架缸支撑负载相平衡，此阶段是等温过程；第二阶段是冲击过程，从状态(2)到状态(3)，此阶段是绝热过程【771。根据气体状态方程可得：昂Vo=只巧(4．1)只K7=最％7(4-2)对于如图4-3所示的双气室油气悬架，从如图4．6所示的液压原理图可知，在静平衡位置处，悬架缸为一差动油缸【7引，所以静平衡时上下蓄能器的压力相等，在第一阶段根据力平衡方程得：％=％=蠡=訾件3，同时，静平衡时，蓄能器内的气体多变指数为1，则有：昂％=％‰=％‰(4-4)即：％=‰(4-5) 风电叶片运输车关键技术研究式中气——平衡位置时下蓄能器内气体压力：‰——平衡位置时下蓄能器内气体体积；％——平衡位置时上蓄能器内气体压力；‰——平衡位置时上蓄能器内气体体积；Mr油气悬挂缸活塞的负载；最——悬挂缸ⅡI腔的截面积II；&——悬挂缸II腔的圆环截面积；昂——蓄能器初始充气压力；％——蓄能器初始充气体积。在第二阶段过程中，当蓄能器受冲击变化到状态(3)时，设此时悬挂缸上的冲击作用力为F，根据力平衡方程有：F=最S2一只岛(4—6)与I腔相连的的上蓄能器内气体状态方程为：弓巧=％％=Po％(4-7)式中卑——匕蓄能器内气体瞬时压力；巧——上蓄能器内气体瞬时体积。与IⅡ腔相连的下蓄能器内气体状态方程为：弓曙=％％=1"oVo(4—8)式中尼——下蓄能器内气体瞬时压力；％——下蓄能器内气体瞬时体积。设悬挂缸活塞从静平衡位置向上移动距离X，则上蓄能器的气体体积为：巧=‰一S2x(4-9)下蓄能器内的气体体积为：％=‰+马x(4-10)在此假定静平衡时：￡=B，只=B综合上述公式可得：F=W；Ss2P8，；sS3(y去一-叉x)7(形盼+．蔓x)7将式4-3、4．4、4．5带入上式得：．-46．(4．11) 北京科技大学博士学位论文F：鲎兰竺：一莹：：竺竺件㈣1(警幔∥(警蝎∥肛嚣+器件㈤‰=等[器]件⋯表4．1结构参数对刚度的影响在matlab里通过编程运算，分别研究改变蓄能器初始充气压力Po、蓄能器额定容积vo、悬架缸负载Mg来观察其对减振系统刚度的影响规律，从中探索减振系统的刚度特性。图4．8表示在保持蓄能器额定充气容积不变的情况下，选择三种不同的充气压力(取4．5MPa、6MPa、7．5MPa)所对应的油气悬架刚度的变化关系。图4_8的刚度曲线表明，在相同的条件下，蓄能器的初始充气压力值越低，油气悬架的刚度值越高。初始充气压力值低，油气悬架的刚度随着位移的增加上升的较快，初始充气压力值越高，油气悬架的刚度增加越趋于平缓，位移达到一定值刚度才会快速上升。上述分析表明，通过改变蓄能器初始充气压力，可以有效地调节油气悬架的刚度，控制油气悬架刚度的变化趋势。这一结果也说明，改变蓄能器的初始充气压力是油气悬架实现变刚度的简便方法，我们可以根据不同的行驶路况，通过改变蓄能器的初始充气压力，获得．47． 风电叶片运输车关键技术研究不同的油气悬挂的刚度，保证了车辆具有良好的行驶平顺性。图4-8蓄能器额定充气压力对刚度的影响同时，图4．8也表明，油气悬架的刚度并不是输入位移信号的线性函数，而是具有非线性特性。在压缩行程中，刚度快速增加，在伸长行程中，刚度缓慢减小，并且随着位移的增加，刚度值增加明显加快。油气悬架的这一刚度特性意义在于：当悬架的位移变化较小，其刚度变化也不大，使得车辆在好的路面上行驶时具有较好的平顺性；当悬架位移变化大时，其刚度也迅速增加，使得车辆在差的路面上行驶时具有较好的抗冲击能力。这一特点说明装有油气悬架结构的车辆能够在上述等级差别比较大的路面上行驶时，都能保持较高的行驶速度，这种优越性是目前一般车辆悬架难以做到的。图4．9结果表明，随着蓄能器容积的增大，油气悬架刚度随活塞位移的变化明显趋于平缓。也就是说，在相同悬架位移下，采用大容积蓄能器油气悬架刚度要比采用小容积蓄能器的油气悬架刚度要小的多。图4-10表明油气悬架的刚度随着悬架缸负载的增加而增加。在其他结构参数不变的情况下，负载增加，油气悬架刚度相应增加，这是一般车辆设计中致力追求的目标之一。油气悬架随负载增加自动改变刚度的特点既符合车辆平顺性要求，也符合车辆的安全性要求，实现了车辆安全性与平顺性要求．48． ．49· 风电叶片运输车关键技术研究4．4油气悬架的阻尼特性阻尼特性是油气悬架的主要特性之一，它直接影响车辆的行驶平顺性。油气悬架系统的阻尼主要来源于三个部分：第一部分主要是油液在管道中流动产生的沿程压力损失和管路接头引起的局部压力损失，以及蓄能器的热损失等。这部分阻尼力，其数值主要与油液在管道内的流动速度有关。活塞上下运动频率高，幅值大，液体在管道内的流动速度就大，则阻尼力大。活塞上下运动频率低，幅值小，液体在管道内的流动速度就小，则阻尼力小；在频率较低时不考虑其影响。第二部分是活塞与缸筒之间的摩擦力，包括库仑摩擦力和粘性摩擦力。由于悬架经常处于颤振状态，且润滑良好，故库仑摩擦力与粘性摩擦力的数值很小，可以忽略不计。第三部分是节流阀引起的阻尼。悬架缸的油路上安装有单向节流阀，当悬架缸做上下往复运动时，油液往复地流经单向阀及阻尼孔而实现对振动的衰减。具体来说，悬架缸处于压缩过程时，液压油同时流经单向阀及阻尼孔，阻尼小；悬架缸处于复原过程时，液压油仅流经阻尼孔，阻尼大。(1)复原行程产生的阻尼力设悬挂缸活塞上下运动的速度为j，则单位时间内II腔流入I腔的油液流量为：Q=S2．t(4-15)式中Q一单位时间内II腔流入I腔的油液的流量；S2——II腔圆环截面积；工——活塞运动速度。复原行程中，单向阀关闭，油液只有经过阻尼孔流动，阻尼孔可简化为节流孔，根据液体的伯努利方程，经过节流孔流量公式为：厅一Q=q厶l、『二△P(4-16)Y尸式中旷节流孔流量；C厂节流孔的流量系数；～l——节流孔的截面积；△P——节流孔前后压力差，即I、II腔的之间的压力差，△P=P2一P．。复原行程的阻尼力Fl为：互=APS：：假定流经节流孔的流量和流经I、II腔的油液流量相等，则复原行程的阻尼力为：-50． 北京科技大学博士学位论文E=麓㈧㈣上式中对j求导，即可得复原行程的阻尼系数：q=器件㈣(2)压缩行程产生的阻尼力压缩行程时，单向阀与阻尼孔同时接通，油液经过单向阀及阻尼孔的流量为：Q=巳(如+如)括凹“-19)式中Q一流经单向阀和节流孔的流量总和；C厂总节流孔的流量系数；Ao厂单向阀的有效过流面积；p——油液密度；△P——I、II腔的之间的压力差，AP=最-pl。压缩行程的阻尼力F2为：F2=刖塔：。假定流经节流孔的流量和流经I、II腔的油液流量相等，则压缩行程的阻尼力为：最=—2Cd2盟(Ao,+A02)2(4-20)上式中对j求导，即可得压缩行程的阻尼系数：q=淼(4-21)从公式(4．17)和(4．20)可以看出，油气悬架复原行程和压缩行程的阻尼力与悬挂活塞运动速度的平方相关，阻尼力和速度是非线性的关系。阻尼力还同悬挂缸的II腔的圆环截面积、节流孔面积和单向阀的有效过流面积有关。表牝结构参数对悬挂系统阻尼的影响·51． 风电叶片运输车荚键技术研究4．5空气悬挂二级减振装置设计4．5．1二级悬挂结构形式分析本二级减振缓冲装置共两组，分别固定在车架的前部及后部，用来给叶片提供弹性支撑，两组装置在整车上的安装位置如图2-8所示。每组减振装置由底座、空气弹簧、减振器、纵横向推力杆、攒向稳定杆及上座构成；使用时利用螺栓将整套装置的底座固定在车架上，而上座与叶片通过缆绳等同定在一起，空气弹簧对来自车架的冲击起到缓冲吸振作用，减振器可以消减来自车架的振动．纵横推力杆则把车辆行驶过程中的各种力及力矩传递给叶片上，从而来改变叶片的运动状态，横向稳定杆则用来平衡叶片的侧倾角，从而保证叶片在运输过程中不出现太大的横向倾斜。该二级减振装置如图4．】1所示。4．5．2弹性元件的计算及选择(I)概述．52- 北京科技大学博士学位论文空气弹簧是该二级悬挂的主要弹性元件。它由夹有帘线的橡胶气囊内的压缩空气组成。从结构上分为两类：囊式空气弹簧和膜式空气弹簧。本文研究采用膜式空气弹簧。(2)弹簧的承载要求及外形尺寸计算1．5MW叶片重量为5．8t，每台车同时承载2片风电叶片，即承载总重量为11．6t，该重量均匀分布在8个空气弹簧上，则每个空气弹簧上的负荷为11600／8=1450kg，即14．21kN。车辆车架高度为1300mm，叶片工装后自身高度为3037mm，支架若采用380turn的安装高度，则整车的设计高度为4717mm；整车最大高度按照5000mm设计，则该空气弹簧的向上最大行程可达283mm；在该种工装条件下，叶片下缘最低处距鹅头上表面的距离为80mm，即，空气弹簧向下的最大行程可以达80mm，向上最大行程可达283mm。最终限定的空气弹簧的上下最大行程均为70mm，即弹簧的行程为±70mm。本文采用凡士通空气弹簧，根据其选型手册，选定由足够承载能力且尺寸合适的空气弹簧，型号为凡士通1T14C．1空气弹簧，该弹簧的具体技术参数如表4．3所示。表4-3膜式空气弹簧的主要技术参数规格盖璧勰耋蒿誓荽净频率善雀善奁1T14C．12．95kg14．50kN谚24lmm255mm1．42Hz137mm373mm■___■___●■___■__■■■●●■■■●■■■●●■■●一IIIm--●_-__■_-__●--●__■■●●■■_■__■●__●●■●■■■■■■■■■__■__■_●_■■■__■●__■■_____-__-___●■-_●■■■■_■_●_--●__●●●■一(3)空气弹簧的负荷特性设空气弹簧上受到载荷F的作用，弹簧内充气后，绝对气压为p，则有：F=Q一1)A(N)(4—22)式中A_一有效面积，它随着气囊高度一起变化。由于空气密封于容器内，弹簧上载荷变化时，内腔的体积和压力也发生变化，其变化规律可由气体状态方程式确定，即：P=po(兽)‘(N／rrlm2)(4—23)式中P、V叫意位置时气囊内气体的绝对压力和容积；po、Vcr一静平衡位置时，气体的绝对压力和气囊的容积；卜多变指数。当汽车振动缓慢或在试验室作静态试验时，气体状态的变化接近于等温过程，可取1c=-1；当汽车在坏路面上行驶，振动激烈时，气体状态的变化接．S3． 风电叶片运输车关键技术研究近于绝热过程，可取k=-I．4；在一般情况下，取k=-I．3～1．38。将(4．23)式代入(4-22)式有：F=【风(iro)‘-qA(N)(4-24)将F对空气弹簧垂直位移f求导数，即可得到空气弹簧的刚度：c竺df=[Po(-孑--)‘_1】×雾一彳概苦×孑(4．25)在经平衡位置时，f=0，V=％，P=Po，代入上式即可得到平衡位置时的刚度C，可写成如下形式：G=(风_1)×参+百kpoA2(N／舳)(4_26)(4)空气弹簧结构参数的确定按照凡士通提供的公式计算其静态刚度：K：!竺鳖Ac型g兰l,3,型A,(V丝1),．3s]_[101A型。-A,兰(4-27)式中K·一空气弹簧的垂直刚度，IdNI／m：P广弹簧设计高度下的相对压力，bar：Ar弹簧设计高度以下10mm处的有效面积，cm2；Ar弹簧设计高度以上10mm处的有效面积，CIIl2；Vl——弹簧设计高度下的内部容积，cnl3；Vr弹簧设计高度以下10mm处的内部容积，C：rIl3；vcr—·弹簧设计高度以上10mm处的内部容积，G"IYl3。通过查阅凡士通空气弹簧技术手册可计算得：P『兰兰生旦=6．86b盯，Ac-211．42857cln2，Ae-204．2857em2，Vl=5200cm3，Vc=4950cm3，Ve=5350cm3，从而计算可得本弹簧的静态刚度为113．9728kN／m。4．5．3减振器的计算及选择该悬挂为非独立悬挂，其阻尼力可通过下式来计掣791：E=％·2·f·i2·扛百(4-28)式中厂——悬架阻尼比，一般取0．2~o．4，考虑舒适性较好的因素，取f=o．25；．54． 北京科技大学博士学位论文％——减振器测试时的加载速度，一般取％=0．52m／s的点；f——车架和减振器跳动行程的杠杆比，本方案取i=l：C．一悬架刚度；m广悬架簧载质量。带入数据可得：瓦=3342．4N，减振器垂直布置。悬架压缩、复原时的压缩阻力昂及复原阻力兄为：昂=c×南，疋2c×焉式中q——复原与压缩力之比，取q=10。带入数据得Fo=607．7N，兄=6077．1N；因本减振器的行程可以根据结构设计来确定，所以根据压缩阻力和复原阻力可选择减振器型号，本减振器选用SACHS的N36／45型481700000170图号减振器，其主要技术参数如下：表4-4N36，45型减振器的主要技术参数，、ZV蝈噢圆形⋯锄卵弼’堋V獬?缈㈣孵”黝黝黝“”缪争mlt0000呜》／，1l5∞o荔uuuu．fj惫l，、．I一～∥§}0．511||已一￡。：=lj|||。#。女。*#如∞。。。。。§。。。溅$‰；；∞∞。％。。‰∞；＆誊速度(m／s)图4-12减振器阻尼力．速度特性曲线4．5．4二级悬挂侧倾校核(1)侧倾力臂计算侧倾力臂h是悬挂质量的质心至车辆侧倾轴线的距离【2l】，其计算公式为：．55．罩坠基l整也缸坠量I圣粪一粼甄萎一加二倒加筹菊甓j抛翌赫墨型渊 风电叶片运输车关键技术研究^：吃一(毕)(4-29)L式中JII。——簧载质量的质心高度；JIlI、％——分别为簧载质量前、后侧倾中心至地面的距离；口J、吃——分别为簧载质量的质心至前后轴的距离，L为车辆的轴距。如图4．13所示。图4．13侧倾力臂计算图对于轿车来说簧载质量的质心高度^。可由式4．30求出：^．：鱼丝二g垒(4．30)。GJ式中Go、Q、q——分别为整车重量、非簧载质量、簧载质量；％——整车重心高度；噍——车轮滚动半径。对于本二级装置来说，由于前后支架的质量很轻，可以忽略，即本二级悬挂的簧载质量即为两个叶片的质量，所以其簧载质量的质心即为双片叶片的质心。本叶片总长37．5米，质心位置相对于端面圆心的空间坐标为(．11000，60，165)，所以静载时叶片质心相对于车架上表面的高度为1460mm；L为26500mm，其中口。为6500mm，带入数据可求得h=638mm。(2)稳定杆侧倾角刚度计算为了降低车辆的固有振动频率以改善行驶平顺性，本二级悬架通过采用空气弹簧来降低其垂直刚度，这造成了该悬架的侧倾角刚度值也较小，当车辆在转弯行驶时叶片就会发生严重的侧倾，影响了车辆的行驶稳定性。为此，本车采用加装横向稳定杆的方法来提高悬架的侧倾角刚度。而稳定杆的侧倾．s6． 北京科技大学博士学位论文角刚度是重要的设计参数，需要计算以便于后面的校核【801。锄翔、—．——．．．．．．．．．．J————、、之卜、|一』fL劢钐Z刎、、3人。’、-一r7／吼P’_丁、DL2I№A蓼型。口l瀛锄≤／B一——+——一——一一≥。＼f垅幽．Cb一a一图4-14稳定杆侧倾角刚度计算简图当稳定杆两端受到大小相等、方向相反的垂向力P作用时(参见图4—14)，其端点的垂向位移厂可用材料力学的办法求出，具体为：厂=P3日rrl'口3+考(4+6)2枷舯+c)l件31)式中E——-材料的弹性模量，E=2．06x105，Mpa；，——稳定杆的截面惯性矩，J=等，脚m·；d——稳定杆的直径，mm；P——端点作用力，N；厂——端点位移，mm。其余各量意义见图4-14。所以，稳定杆的角刚度：％2净=F丐3E硐IL2(弼2)带入各参数值可求得前后悬架横向稳定杆的侧倾角刚度： 风电叶片运输车关键技术研究Csl=Cs2=1．9×105Nm／rad。(3)悬架侧倾角刚度及侧倾角计算悬架的侧倾角刚度是指侧倾时(车轮保持在地面上)，车厢单位转角下，悬架系统给车厢总的弹性恢复力偶矩。悬架的侧倾角刚度C。可通过下式计算：q=了1．cl群+了1．c2霹+Csl+G2(4．33)式中Cl，C2——前、后悬架的单边有效线刚度，即空气弹簧的静态刚度；Bl，B2——前、后悬架的弹簧的有效中心距；Csl，Cs2——前、后悬架横向稳定杆的角刚度；带入各参数值可求得二级悬架的侧倾角刚度q=3．52x106Nm／rad。当整车做稳态圆周行驶时，车厢侧倾角≯取决于侧倾力矩心与悬架总的角刚度q，即：≯：鲁，对于非独立悬架，M，：M,uh+M,gq)h，故：。●西：丝丝(4-34)lc。一Msgh式中M——簧载质量，kg：1r_车辆的横向加速度，取0．49，g是重力加速度，m／s2：b-—钡0倾力臂，等于悬挂质量重心至侧倾轴线的距离，m。将数值带入上式，可计算得到矽=0．094rad=5．388度，能满足簧载质量的侧倾角要求。4．6本章小结分析了风电叶片运输车悬挂系统的结构形式，将挂车的液压悬架改进为油气悬架，介绍了油气悬架的结构形式、挂车油气悬架的工作原理及实现的主要功能，分析了油气悬架的刚度／阻尼特性：设计了一套安装于车架上的用于支撑叶片的二级减振悬挂装置，并校核了其侧倾性能。．58． 北京科技大学博士学位论文5整车振动系统数学模型的建立及仿真5．1引言现代风电叶片多采用复合材料制成，在运输过程中应尽量减小叶片因道路颠簸而承受的冲击载荷。这就需要我们对叶片运输车整车的振动系统进行详细的研究，以确知该车的振动性能是否满足实际工程需要。5．2模型假设及整车物理模型要研究车辆行驶时叶片的振动情况，就要建立叶片运输过程中振动系统的数学模型；叶片在运输过程中挂车对叶片直接承载，所以在建立叶片振动系统模型时首先要建立挂车及叶片振动系统模型；同时，挂车前端通过双自由度鞍座支撑在牵引车上，故挂车在行驶中承受的激励不单来自挂车车轮接触的地面，还有部分激励来自牵引车鞍座，所以，为了全面分析叶片在运输过程中的振动情况，我们需要建立包含牵引车的整车动力学模型。本汽车列车采用的牵引车为6x4形式，为了简化建模复杂程度，将牵引车的数学模型简化成双轴汽车模型。从计算精度及参数测量工作上综合考虑，根据问题的需要，对汽车振动系统进行适当的模型简化，研究其主要因素，忽略其次要因素，使问题既简单又符合实际。以此原则，将整车简化为9自由度平面模型，如图5．1所示。我们可做如下假设来建立整车的动力学模型：(1)假设路面对汽车左右轮的激励相同，汽车结构对称，质量分布对称．因而，汽车没有横向角振动，汽车的振动问题可以简化为一个平面内的振动问题。(2)假设车架、车身的刚度足够大，车架弹性引起的各阶振型可以不予考虑。(3)不计发动机传递扭矩时的扭振和发动机本身振动的影响，把包括发动机在内的车身视为具有集中质量的刚体。(4)前、后轴的悬挂分布质量和非悬挂分布质量分别由集中质量块代替。(5)假设悬架和轮胎的弹性力和减振器的阻尼力，分别是位移和速度的一次函数，即振动系统是线性系统。(6)汽车在平衡位置附近做微幅振动。．59． 风电叶片运输车关键技术研究(7)汽车运行工况为匀速直线运动。l||．|／一＼—～，lk——／＼／，—／白J～一—～—～JZl('kI卜l‘．i弭c．z．k。i兰0q。∈，／——＼＼21工、’膏^，．．1I|l【JLJ叫?爿LUq7．1譬I．¨’吖’I，f—kh刿，I。戴p山la．4‘己黔l‘I乏丰c．。L3”P∞，"z,I噼r。lL前I，主占c，q．Ib辜{白lq，”■■p”""盯L2一IL92f—LqLgL4图5-l九自由度整车振动物理模型该模型考虑9个自由度：叶片的垂直运动z，，叶片的俯仰运动仇；半挂车的垂直运动z。，半挂车的俯仰运动以；牵引车的垂直运动乙；各个车轴的垂直运动乙，i=l，2，3，4；各运动的方向如图5．1中所示。需要注意的是，由于受鞍座的约束，牵引车悬挂质量绕Y轴的俯仰运动与其质心的上下运动只有一个有效自由度。由于受鞍座的约束，牵引车的俯仰角眈与挂车的俯仰角以存在一定的关系，即，其只有一个有效自由度，所以整车平面模型可简化为9自由度动力学模型；牵引车的俯仰角见与挂车的俯仰角以间关系如下：厶岛+t以=0(5-1)式中L、三，——分别是牵引车和挂车到牵引销的水平距离。坐标系的选择，车身随动坐标系的原点位于半挂车悬挂质量质心处，x轴平行地面指向车辆行驶的方向，Y轴指向车辆行驶方向的左侧且与地面平行，Z轴按右手法则确定垂直向上，车身绕Y轴的转角乡即为车辆的俯仰角。5．3整车振动系统数学模型运用拉格朗日方程建立整车的振动模型，首先需要列出振动系统各个部分，包括承载叶片，悬挂质量、悬架系统和非悬挂质量的动能、势能、耗散能，以及整车的广义分力【81~851。．60． 北京科技大学博士学位论文5．3．1系统动能(1)叶片的动能：弓=了1研，三；+丢厶彰(2)挂车悬挂质量的动能：名=j1加譬三；+三七《(3)牵引车悬挂质量的动能：乙2圭所z+三厶彰=三聊∥2+三厶(一苦吃)2(4)整车非悬挂质量的动能：弓=j1聊。三i2+喜m：z-：2+三1垅，专+圭朋。三：，，'‘‘，'‘‘^J^’’所以，整车的总动能为：丁=弓+t+乃+弓5．3．2系统的势能(1)减振装置悬架系统的势能：％：寻岛(z9。一z昵)2+j1k。。(zl。。一z。舵)2这里，减振装置与叶片连接处叶片的垂直位移为分别为：Z9l=弓+厶l够，刁ol"-"zy一厶olg；减振装置与车架连接处车架的垂直位移分别为：Z92=z暑+厶2巳，毛舵=z暑一厶02哝；其中，厶。、厶。。、k、厶02分别为叶片与前减振装置上接触点到叶片质心的距离，叶片与后减振装置上接触点到叶片质心的距离，挂车车架与前减振装置下接触点到车架质心的距离，挂车车架与后减振装置下接触点到车架质心的距离。(2)牵引车悬架系统的势能：U，=lk。(z。一g。)2+三也(z：一g：)2+三屯G，一z】)2+圭‰(z。一z：)2其中，牵引车悬架与车架连接处的垂直方向的位移乃、Z6分别为：Z5=zg+厶巴，‰=乙一厶巴其中，厶、厶分别为牵引车前后轴与牵引车簧载质量质心的距离。(3)挂车悬架系统的势能：％=i1乜(z3咱)2+丢‘匕咱)2+lk(Z，咱)2+三‰(z8_)2其中，挂车悬架与车架连接处的垂直方向的位移z7、z8分别为： 风电叶片运输车关键技术研究z12Zs—L≯g'Z8"-Zg—Lpg其中，与、厶分别为挂车后两轴与挂车簧载质量质心的距离。整车的总势能为：U=q+％+％5．3．3系统的耗散能(1)减振装置悬架系统的耗散能：q：i1C，亿。一-；9：)2+昙q。G。。一三。∞)2其中，减振装置与叶片连接处叶片的垂直方向速度分别为：Z。91=毛+与l岛，三lol=毛一厶ol够；减振装置与车架连接处车架的垂直方向速度分别为：之92=三量+岛2以，Z。102=三掌一厶02以；(2)牵引车悬架系统的耗散能：q=互1c。G。一圣．)2+丢c2G：一叠：)2+吉c，亿一三。)2+互1c6瓴一2：)2其中，牵引车悬架与车架连接处的垂直方向的速度毛、z6分别为：z5=乞+厶色，乞=三。一厶岛(3)挂车悬架系统的耗散能：么=i1岛也一圣s)2+1C4('三4一轧)2+三qG，一毛)2+1C8(Z8--24)2其中，挂车悬架与车架连接处的垂直方向的速度三，、Zs分别为：2，=三一一厶以，磊=乞一厶唿系统的总耗散能为：D=B+以+见5．3．4拉格朗日方程由拉格朗日方程：丢(善]-署+署+署=Q凡吐2，．．．．n，得到系统的运动微分方程组，以矩阵形式表示为：MX+CX+KX=Q(5．2)其中：M—整车质量矩阵； 北京科技大学博士学位论文C一整车粘性阻尼矩阵；脚车刚度矩阵；Q埘励矩阵；X=k。吃z，谚乙包z。z：z2Z4】r(广义位移矩阵)；(1)质量矩阵M=明。0O0Jn0掰。00，00如+％(手)20～0肼。00O0册，O0O0O0朋，0O0O0Om，00m4(2)阻尼矩阵C=岛+cloq2c9一cloq40c2l％巳00c9一goc32G3气00_c7彳3c4．C42氏c舢c4,c，厶争叼。厶争c，厶c。厶～0C奠岛+龟1，--C60c5厶争15cl+cs0～己016岛≠唧‘0cz+气00h0’c7c7厶00c3+ct0’cl厶00c4+cs其中：q2=Gl--c9L9l—Clo厶0l’C14=ql2cloLl02～c9上92，C22--C9层l+clo矗l，c：3=c32=qo厶ol—C9厶l，c‘=C．2；一c9L9l三92一Clo厶ol厶睨，c33=c7+c8+c9+clo，已=G，；岛k-cl。厶∞一c，厶一气厶，％=氏=唧s厶等+c^每，r气=c，魄+c。。龟％露(争)2+氏最(》2+c，霹毒-csLz,。l-loq．63， 风电叶片运输车关键技术研究(3)刚度矩阵K=岛+毛。墨2岛一毛。岛I％2心3b—kso墨2局3其中：K。0K娌K昭0O0·七，每sK‘％．bK“足“}r乓K幽F～以如争■．|}7厶七^O0OK45屯+‰以s如60后5厶鲁‘≈5毛+也0O0础。厶争～460+‰0O0屯+岛0‘+屯Ki：=Kz。=岛厶-一klo厶。-，蜀。=K·t=t。厶∞一岛k，K2：=岛层·+毛。葺。-，局，=K2=毛以。广娼。，K。=：=o凼厶2一局。厶。厶02，坞3=妈+毛+岛+毛o，b=如=岛k一白。厶∞一岛厶一‰厶，如=如一屯厶每“s硅，K“=岛岛+毛。珞+屯葺(等)2+‰罡学Lg)2+七，层+‰E。，r1一ql—q(4)广义力矩阵汽车列车所受外力为地面对4个轮的激励力，设该力分别为Fl、F2、F3、F4，则=klql+cI叠l五=k2q2+c2圣2E=k3q3+c3雪3=k4q4+cA4ql(x)、q2(工)、g，(曲、q4(x)分别表示4个轮胎所遇到的不平度函数。为书写方便，用ql代替q，(x)。由于本模型为平面模型，各车桥没有横向角振动，所以各车轮的激振力分别为：Ql=EQ2=E●2tqql+clgl=k2q2+ceq2g=E=k3q3+c3雪3幺=E=k4q4+c4吼即，本振动系统的激励矩阵为：．648qoo也^oo一七7^．oo电厶oo一七 北京科技大学博士学位论文Q=【000奶幺Q3Q4]，(5)系统拉格朗日方程组由拉格朗日方程可得系统的运动微分方程组如下：朋．，003n0O，，1．00，0J秽+厶(》20～。0m．00O0m，00O0m．00O0O0m，0O0O0O0m。+c9一cloq40．00％C_00G3q0’飞％qc45c，厶考飞厶每c，厶c8厶0巳c5+c6飞气00C5厶≠呷5q+c50气厶子呷60c2+c60与一毛。墨J．00l五3K40k蚝K0吒吨IB％乏轰地--k乏,0孳一00巨如毛+k吨l?。蜗每吨批。。l耄。％专吨。张。。l耋吒％00乞+局0b．^％000缸+毛j．65．+。乃一◇¨乙一巳一乙毛之毛厶．勺．g．乙．名．乃毛之毛厶0OgQgQ％％Q％ooo％屹如％oo‰Q‰ooo‰翰吨玩oo岛如．毛． 风电叶片运输车关键技术研究5．4求解过程及结果MATLAB／SIMuLINK是一个用来进行动态系统建模、仿真和分析的集成软件包。它具有强大的综合分析能力，可以处理线性和非线性，离散、连续和混合系统，以及单任务和多任务系统，并在同一系统中支持不同的变化速率，已成为应用最广泛的动态系统仿真软件。它与系统的仿真软件包用微分方程和差分方程建模相比，具有更直观、方便、灵活的优点。它包含有Sinks(输出方式)、Source(输入源)、Linear(线性环节)、Nonlinear(非线性环节)、Connections(连接与接口)和Ex仃a(其他环节)子模型库，而且每个子模型库中包含有相应的功能模块，用户也可以创建自己的模块【861。MATLAB／SIMULINK为用户提供了用方框图进行建模的图形接口，采用这种结构画模型，就像用笔和纸来画一样容易，只要进行鼠标的简单拖拉操作就可以构造出复杂的仿真模型。外表以方块图形式呈现且采用分层结构，从建模角度讲这既适合于自上而下(Top__down)的设计流程(概念、功能、系统、子系统、直至器件)，又适合于自下而上(Bo讹rIH】p)逆程设计。从分析研究角度讲这种SIMULINK模型不仅能让用户知道具体环节的动态细节，而且能让用户清晰地了解各器件、各子系统、各系统间的信息交换，掌握各部分之间的交互影响。将方程(5．2)转化为状态方程：lz(t)=AZ(t)+nu(o【Y(O=EZ(O+川(t)其中：zm=[妻暑]，A=[一0。K一￡一。c]，B=[0。]，E=I。敬。。，F=。。。姆这里U(t)是输入量，Y(t)是输出量，Z(t)是状态量，依据状态方程编制matlab程序求解该模型。本振动模型为平面模型，不考虑横向角振动，所以，汽车运行时，车身仅存在垂直振动及俯仰角振动。设后面的车轮行驶在前轮的轮辙上，因此前后轮处路面激励只相差一时间滞后量At。在此选取波形路面谱作为整车激励输入，对整车进行仿真。仿真时可采用波形路面的正弦激励作为输入激励，其描述如下：g=hsin(2，rnt)(5．3)式中lr为输入激励幅值，取25mm；2册——为输入激励的频率，取n=2．5。．66． 北京科技大学博士学位论文将本汽车列车以25km／h车速行驶在波形路面上的路面激励作为输入信号加载在仿真模型中，通过仿真可求得汽车列车满载时叶片质心的垂直位移加速度、俯仰角加速度随时间变化曲线，如图5．3、5．4所示。其它自由度的加速度均方根值分别如表5．1所示。在ADAMS中建立相应的汽车列车平顺性仿真模型，在相同工况下仿真，仿真结果如表5．1所示。从表5．1可以看出，数学模型与ADAMS动力学仿真模型的仿真结果基本吻合，但还是有一定差别。差别主要原因如下：(1)数学模型考虑的自由度数比ADAMS动力学仿真模型少，假设质量分布沿纵轴线对称，而ADAMS动力学仿真模型按汽车几何实体分布质量属性，比数学模型精确；(2)ADAMS动力学仿真模型中的非线性力是用一系列节点构成的spline曲线表示的，而数学模型的非线性力是等效线性力来近似代替的，两者与真实力相比，都存在一定误差。(3)数学模型把整车简化成平面模型，没有考虑车辆的横向角振动，且数学模型将牵引车简化为双轴汽车；而ADAMS动力学仿真模型将牵引车按照实际使用的三轴拖车建模，并考虑了整车的侧向振动，因此比数学模型精确。图硒叶片质心竖直加速度曲线．67． 风电叶片运输车关键技术研究拿彗V警震肇曩吉对同(#)图4．4叶片俯仰角加速度曲线表孓l数学模型与ADAMS动力学仿真模型结果的比较(v=2Skm／h)5．5本章小结将风电叶片运输车汽车简化成九自由度振动模型，利用拉格朗日方程组建立了整车平顺性动力学仿真模型，在车轮处施加不同的波形路面激励，对此振动方程组进行了求解，并将求解结果与ADAMS动力学仿真模型的仿真结果相比较。求解结果与ADAMS动力学仿真模型的仿真结果差别不大。二者之间产生差别的主要原因是：(1)数学模型考虑的自由度数比ADAMS动力学仿真模型少，假设质．68． 北京科技大学博士学位论文量分布沿纵轴线对称，而ADAMS动力学仿真模型按汽车几何实体分布质量属性，比数学模型精确；(2)ADAMS动力学仿真模型中的非线性力是用一系列节点构成的spline曲线表示的，而数学模型的非线性力是等效线性力来近似代替的，两者与真实力相比，都存在一定误差。(3)数学模型把整车简化成平面模型，没有考虑车辆的横向角振动，且数学模型将牵引车简化为双轴汽车：而ADAMS动力学仿真模型将牵引车按照实际使用的三轴拖车建模，并考虑了整车的侧向振动，因此比数学模型精确。虽然数学模型考虑的参数及自由度比ADAMS动力学仿真模型少，总体上不如仿真模型精确，但基本上反映了整车的振动规律，对汽车列车的振动特性研究具有较高的参考价值。．69． 风电叶片运输车关键技术研究6整车多体动力学建模与仿真6．1路面激励时域模型的建立6．1．1路面不平度功率谱大量的测量分析结果表明，路面平度具有随机、平稳和各态历经的特性，可以用平稳随机过程理论来分析描述。路面相对基准平面的垂直位移t沿水平距离方向的变化用图6—1表示。0图611路面不平度曲线L通常把道路垂直纵断面与道路表面的交线作为路面平度的样本，通过样本的数学特征方差或功率谱密度函数来描述路面，均值为零时，方差可以反映路面平度大小的总体情况。功率谱密度函数能够表示路面平度能量在空间频域的分布，它刻画了路面平度或者说路面波的结构。当功率谱密度用坐标图表示时，坐标上功率谱密度曲线下的面积就是路面平度方差。从功率谱密度函数不仅能了解路面波的结构，还能反映出路面的总体特征。因此，功率谱密度函数是路面不平度的最重要数学特征。功率谱密度函数在坐标图上是一条曲线，工程上为了分析和比较方便，常利用拟合特征值或倍频特征来表示。大量实际测量表明，路面位移功率谱可以拟合成一标准形式，GB7031．86推荐路面位移功率谱密度采用下式【2l】：刚加⋯㈡“(6-1)式中万——空间频率，它是波长的倒数，表示每平方米长度中包含n个波长，．70． 北京科技大学博士学位论文m～：刀o——参考空间频率，‰=O．1m～；Q(嘞)——参考空间频率‰下的路面功率谱密度值，称为路面不平度系数，m2／m～=m3；w——频率指数，它决定路面谱的频率结构。国际和国内标准按路面功率谱密度把路面不平度分为8级。表6．1规定了各级路面不平度系数的变化范围及其几何平均值，分级路面谱的频率指数w=2o表6-1路面不平度8级分类标准示例Gq(no)／(t06m’)aq／一m)．(10路面等级—————j墨旺堕坐盟——————————j旦塑卫￡旦匿蟹堑￡L—一下限几何平均值上限下限几何平均值上限用拟合特征表征路面较粗略，详细一点的涉及路面功率空间频率分布的比较可用路面谱倍频程中心频率(1lc)谱密度值。GB7031．86给出了按倍频程中心频率路面功率的路面等级划分。实际路面谱是通过测量道路纵断面的高程数据，然后进行快速傅里叶变换等计算后又经过平滑处理得到的。事实上，只有用仪器测量和数据处理系统才可能进行大规模路面谱分析。由路面不平度分级图(图6．2)可以看出，路面功率谱密度G口(n)随空间频率n的提高或波长九的减小而变小。当W=2时，G。(n)与妒成正比，而G。(n)是不平度幅值的均方值谱密度，故G。(n)又与不平度幅值的平方成正比，所以不平度幅值qo大致与波长成正比。图6．2上影线面积为原联邦德国1983年公路路面谱分布范围，可以看出主要集中在A级，部分延伸到B、C级之内。据统计，我国高等级公路路面谱也基本在A、B、C三级范围之内，只是B、C级路面占的比重比较大。上述路面功率谱密度G。(n)指的是垂直位移功率谱密度，还可以用不平度函数q(I)对纵向长度I的一阶导数，即速度功率谱密度倪(力)和二阶导数，即加速度功率谱密度G。(n)来补充描述路面不平度的统计特性。．71． 风电叶片运输车关键技术研究除了用表6-1式表示的路面垂直位移功率谱外，还可用路面的垂直速度、波长^／m1001010．1l10—110一己10—310。10-510_610—710-8＼．S巡淫差≮冬黻心＼．委心兮淤氮鍪鲎＼^S．心弋好兰惑＼≮≮≮、毛吾甙＼＼∑弋茎沁＼弋吾鲨＼、三三0．0l0．1110空间频率n／m-‘图6-2路面不平度分级图加速度来描述路面不平度的统计特性。路面速度功率谱、加速度功率谱与垂直位移功率谱之间的关系分别为式(6．2)和式(6．3)：G打(刀)=(2翮)2Q0)(6-2)G》(以)=(2册)4Q(刀)(6-3)当频率指数w=2时，将(6．1)式代入(6．2)式得：吒=(2册o)2GF(‰)(6．4)可以看出，此时路面速度功率谱幅值在整个频率范围内为一常数，即为一白噪声。因速度功率谱幅值大小仅与不平度系数Q(‰)有关，所以用它来计算分析会更方便。6．1．2空间频率谱函数转化为时间频率谱函数空间功率谱函数描述路面的统计特性，仅与路面距离和路面不平度系数有关，而与车速和时间无关，故空间谱函数描述路面特性具有唯一性。但对于车辆振动系统的输出，除了考虑路面不平度外，还必须要考虑车辆的行驶速度。为了分析方便，通常把空间频谱函数转换为时间频谱函数。设车速为“，则空间频率谱函数与时间频率谱函数的转换关系为：．72．L-(昌孓目】／^Ⅱ)Fo巡俺船龉罄簿堪 北京科技大学博士学位论文G。(厂)：盟(6．5)式中厂——时间频率，Hz；“——行驶速度，m／s：其中，空间频率刀与时问频率厂之间的关系为：f=Ur／(6．6)由式(6．1)、(6．5)、(6．6)得：Q(俨峨氓)∽(6-7)在时间频率域内，路面不平度垂直速度和加速度的谱密度公式分别为：Gkr(／)=(2矿)2G，(JO=uG。(‰)(2ano)2(6—8)G打(／)=(2af)4G。(JO=16n"4瓯(，lo)n02f2“(6-9)从式(6-7)、(6—8)、(6—9)中能够看出，嘭(厂)、Gxr(厂)、G静(厂)都与路面不平度系数及车速成正比。6．1．3路面模型的建立风电叶片运输场通常要将叶片运输到风叶安装现场，现场道路条件比较差，风场道路对整车的影响较大，根据实车模拟运输情况，选用D级路面作为风电叶片运输车平顺性分析路面。本文采用有理函数参数估计建立路面不平度时域数学模型，表6．2为与路面等级对应的空间频率估计值。表6-2有理函数参数估计值根据文献IS7]结果，单个车轮受到的路面激励时域数学模型用下式描述：il(t)+czuq(t)=以)(6．10)式中g(f)——车轮所受到的路面随机激励；比)——白噪声；砧——车速；口——所选路面的空间频率，它是波长的倒数，表示每米长度中包含的．71． 风电叶片运输车关键技术研究波数，对于D级路面：口=0．1007(1／m)。根据式(6．10)在MATLAB／SIMULINK中输出，编制随机路面生成程序，如图6．3所示：应用该程序时，只需键入车速、路面等级，程序就会自动生成相应的时域随机激励信号。当车速取25km／h(即6．944m／s)，路面等级为D级时生成的单轮随机路面轮廓如图6．4所示，图中横坐标表示时间，单位为秒；纵坐标表示不平度位移，单位是米。图6．3随机路面生成程序图图“D级(25Knffh)路面时域随机激励信号设汽车列车在行驶时，后面的车轮行驶在前轮的轮辙上，这样，作用在后轮上的路面激励相当于前轮激励向后滞后一段时间，这个滞后时间的大小就是轴距与车速的比值。时间纯滞后是非线性环节，这给分析与模拟带来很大不便，本文在ADAMS中用STEP函数和AKISPL函数解决这一问题。因本列车最前轴与末轴之间距离较大，长度在34米以上，当车速较低时．74． 北京科技大学博士学位论文前后轴滞后时间较长，取仿真时间设为60秒，在MATLAB中设定的采样时间为O．01秒，这样60秒仿真时间中总共有6000个数据点，仿真时整车由平面路面谱过渡到随机路面谱，仿真结果统计时间为10s至50s，这样保证整车都行走在随机路面上。为真实反映路面统计信息，将这些路面不平度数据存放在ADAMS的SPLINE样条元素中，然后利用AKISPL函数或CUBSPL函数来插值计算离散数据间的中间点，从而模拟路面不平度。把前轮的受到的激励定义为AKISPL(time，0，SPLINE1，O)，后轮受到的激励定义为：．AKISPL(time-UU0，SPLINEl，O)幸step(time，L／u一0．01，0，m，1)式中time——仿真时间；L——轴距；time—Lb——用来描述轮距滞后的关系；SPLINE——是ADAMS中的样条函数。函数AKISPL(x，Y，SplineName，DerivativeOrder)功能如下：对样条线型数据按照Akima插值方法进行微分计掣8引，并返回一个样条线型数据，其中X是第一个独立变量，Y是第二个独立变量，两者共同组成一个曲面，第二个独立变量是可选的，SplineName是样条线型数据，DerivativeOrder表示微分的阶次，可以取0、l和2，分别表示不微分、一次微分和二次微分。STEP函数是ADAMS中的阶跃函数，函数功能如下所利77】：STEP(x,xo，ho，t，hi)=ho工≤Xoi,o+(JIlt—ho)·(X-Xo)2(3—2x-x。)Xo
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