车辆载荷（精选5篇）
车辆载荷 篇1
转向是影响履带车辆机动性能的重要因素,履带车辆在转向过程中需要更大的驱动力和驱动力矩,分析转向问题对履带车辆设计、结构优化有重要的作用。建立合理的转向模型是分析稳态转向过程的重要技术方法,国外对稳态转向研究比较深入。尼基金[1]教授提出转向阻力系数的经验公式验证了松软路面上转向驱动力矩与相对转向半径的关系。Steeds[2]考虑了两侧履带的滑移和滑转对履带车辆转向问题进行了阐述,Kitano[3]则针对以上研究进行运动学和动力学分析并运用微分方程数学计算的方法进行模型运算。加拿大学者Wong[4,5,6]利用履带与地面的剪切作用,运用运动学和动力学方法研究履带车辆牵引力制动力等性能参数与相对转向半径的关系。Said A M[7]则基于无人履带车的研究进行履带车辆转向过程的研究,认为转向阻力系数是一个变化的值并且与转向半径有关。国内对稳态转向也进行了详细的探讨。北京理工大学学者魏宸官[8]运用履带车辆转向过程中运动学与动力学关系分别推导硬路面和软路面转向过程中牵引力和制动力以及转向阻力矩与相对转向极偏移量的关系。宋振家[9]认为车辆转向理论包括转向运动学和转向动力学,前者可以用来确定转向半径,后者则用来确定履带转向的牵引力和制动力以及转向阻力矩,宋从履带与地面的相互作用着手,并且无需引入转向阻力系数的工况下,分析坚实地面上转向问题。
履带车辆接地压力分布十分复杂而集中载荷分布特点下履带转向问题研究不多。本文通过分析高速履带车辆稳态转向过程中,集中载荷下接地压力分布特点,采用剪切应变模型,分析转向性能参数与行驶速度以及相对转向半径的关系。并通过试验数据验证模型的正确性。
1 转向模型分析
为了切实符合履带稳态转向过程,作以下假设:
(1)履带车在硬质路面进行高速稳态转向,考虑转向过程中离心力对转向性能的影响。
(2)不考虑履带工作张力和履带与地面之间的推土效应。
(3)转向过程中的履带与土壤之间的剪切作用符合剪切变形原理。
履带接地压力影响履带与土壤的剪切力,从而造成各转向性能参数的变化。而接地压力的分布并不是均匀分布或者简单的连续函数分布,通过接地压力试验可以看出压力主要分布在负重轮正下方而负重轮之间基本没有如图1。由此可以假设接地压力呈矩形集中分布于各负重轮正下方如图2。
由于履带车辆高速转向,考虑离心力作用履带车辆两侧的载荷N1、N2重新分配,接地压力P也不同如图3。由平衡方程可以得出:(本文中所建立的模型凡是表示内侧履带相关参数下标为“1”凡是表示外侧履带相关参数下标为“2”)
如图4是转向运动关系图,其中IC是惯性坐标系XOY转向中心,o是牵连坐标系xoy转向中心,R’是惯性坐标系转向中心与履带车辆重心的垂直距离。D是纵向相对转向极偏移量,φ是航向角,˙φ是转向角速度。h是履带车重心高度,B为履带车距,L为履带接地长度。
假设任一点(xi,yi)处剪切速度为vj1,则履带与土壤的剪切位移在惯性坐标系中X、Y方向分量可表示为:
对任一点(xi,yi)处的剪切位移可以表示为:
如图5是转向动力学关系图。履带车辆在高速转向过程受到履带剪切土壤产生的牵引力、制动力、两侧履带的横向力、车辆行驶过程中滚动阻力、高速转向不可忽略的离心力等共同作用。
根据履带与土壤剪切关系可知:
式(6)中,p为接地压力,μ为履带与硬质地面的摩擦系数(常数),j为剪切位移,K为剪切模量。
两侧履带的纵向力表示如下:
转向驱动力矩表达如下
滑移率σ1则是绝对速度与履带车辆的牵连速度的比值,滑转率σ2是履带的绝对速度与履带的卷绕速度的比值。
2 转向性能分析
为分析集中载荷下稳态转向过程中转向行驶速度以及相对转向半径对牵引力、制动力和转向阻力矩等各性能参数的影响,设置转向行驶速度分别为0.1 m/s、2.0 m/s、4.0 m/s、6.0 m/s、8.0 m/s进行仿真。
图6是相对转向极偏移量ɑ1、ɑ2、ɑ3与相对转向半径的关系。由图6可知:
(1)从整体上来看,随着相对转向半径的增大,ɑ1、ɑ3呈现减小的趋势,ɑ2呈现增大的趋势。
(2)相对转向极偏移量ɑ1、ɑ2、ɑ3与转向速度呈正相关,并且相对转向半径越小,转向速度的影响越明显。
(3)当相对转向半径较大时,则相对转向极偏移量ɑ1、ɑ2、ɑ3都趋于定值。
图7是当转向行驶速度为1 m/s时,滑移率和滑转率与实际转向半径之间的关系。由图7可知:
(1)滑移率和滑转率都随着实际转向半径的增大而减小,且相对转向半径大时变化都不明显。
(2)滑移率始终大于滑转率,即内测履带滑移程度强于外测履带的滑转程度。
图8是行驶速度0.1 m/s、4.0 m/s、6.0 m/s时牵引力和制动力与相对转向半径关系,可以得出结论:
(1)牵引力制动力都随着转向半径的增大而减小;
(2)牵引力始终大于制动力。
图9是转向行驶速度为0.1 m/s、4.0 m/s、6.0m/s时转向阻力矩与相对转向半径的关系图,从图中可以看出随着相对转向半径的增加,转向阻力矩逐渐减小。
3 数据处理与试验验证
履带转向试验是模型验证的一个重要的验证方法,通过对履带车辆转向进行实车试验,测量履带车辆的运动学参数,并根据运动学与动力学之间的相互关系推导动力学参数。为了更加准确的测量所需的运动学参数,采用NI测试系统和GPS系统如图10。GPS系统主要负责测量转向运动轨迹、速度、航向角等参数。NI系统则负责一般性数据的采集,包括光电传感器、转矩传感器、数字罗盘、五轮仪等设备。
由于数据是有两个系统分别测量,时间上不一致,因此在使用数据之前需要对测量的数据进行滤波、同步、截断等处理。图11是试验数据处理流程。
图12、图13分别是滑移率和滑转率模型计算结果与试验数据的对比,图14是牵引力、制动力模型计算结果与试验数据的对比,从图中可以看出试验数据都分布于相应理论模型曲线附近并且趋势一致。
4 结论
本文根据Wong的剪切模型原理,基于履带车辆在硬质路面的接地压力试验数据提出载荷集中于负重轮下方的离散型分布模型,推导转向模型。解析各转向性能参数与相对转向半径之间的关系,最后通过试验数据进行验证。得出结论如下:
(1)建立履带车辆在集中载荷压力分布条件下,考虑滑移滑转以及离心力作用的转向模型,对模型进行运动学和动力学分析并最后求解。
(2)基于建立的转向模型进行数学仿真,分析了相对转向极偏移量ɑ1、ɑ2、ɑ3以及滑移率和滑转率等转向性能参数随不同转向行驶速度、不同相对转向半径的变化趋势,并得出结论。
(3)通过对转向试验的数据进行处理并与理论模型曲线进行对比,结果表明两者趋势和变化规律有较好的一致性,验证了所建立的转向模型的正确性。
参考文献
[1] Merhof W,Hackbarth E M.履带车辆行驶力学.韩雪海,译.北京:国防工业出版社,1989:31-36Merhof W,Hackbarth E M.Dynamics of tracked vehicle.Trans Han Xuemei.Beijing:National Defence Industry,1989:31-36
[2] Steeds W.Tracked vehicles-an analysis of the factors involved in steering.Automobile Engineer,1950;14(3):143-148
[3] Kitano M,Jyozaki H.A theoretical analysis of steerability of tracked vehicles.Journal of Terramechanics,1976;13(4):24-30
[4] Wong J Y.Theory of ground vehicles.John Wiley,New York.2001;3:390-420
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[6] Wong J Y,Chiang C F.A general theory for skid steering of tracked vehicles on firm ground.Proceedings of the Institution of Mechanica Engineers,2001;215(3):343-355
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车辆载荷 篇2
为测试铁道车辆车体材料的强度特性所进行的拉伸及压缩试验, 在高速条件下进行试验比较困难, 特别在取得数据的再现性等方面存在问题。因此, 日本国内使用的铁道车辆用铝合金及其焊接区, 不能很好地说明应变速度依存性那样的动载荷强度特性[1]。
本研究中使用铁道车辆用3种铝合金:5083-O、6N01-T5、7N01-T5材料, 调查了母材部及焊接区的应变速度依存性等动载荷材料特性。
使用的试验装置为:试验速度4 m/s以下, 为气油压式装置;速度4 m/s以上, 用测力棒法为原理的试验装置, 进行拉伸及压缩试验。
2动态拉伸试验
2.1试样
以铁道车辆用3种铝合金5083-O、6N01-T5、7N01-T5的板材 (以下称为5083合金、6N01合金及7N01合金) 作为母材, 对母材本身及平接焊接区制作了试样 (下文称为母材试样及焊接区试样) 。为降低焊接时的变形, 获得完好的焊接区, 要求能实现穿透焊接。另外, 不但在焊接区, 而且也包括热影响区、原质部 (未受热影响区) 需要采集拉伸试样, 设定母材的板厚为8 mm。图1表示试样的形状, 表1列出了试样的机械特性。关于母材的拉伸试样, 5083合金按照与轧制方向平行的方向切取试样;6N01合金及7N01合金则按照与挤压方向呈直角切取试样。关于焊接区试样, 由于组装车体时, 主要应用金属极惰性气体保护弧焊 (MIG) 焊接法, 故设定为MIG焊平接结构。如图2所示, 焊接方向为:5083合金与轧制方向成直角;6N01合金及7N01合金与挤压方向平行, 适用40°的Y型及坡口进行焊接, 使用的焊丝为5356。
6N01合金及7N01合金焊接后在室温下保存1个月后供试验用。焊接区的金属组织及焊接方向成直角的横剖面的硬度分布见图3。用放射线检查法确认了焊接区无气孔等焊接缺陷后, 包括热影响区在内的焊接区, 要求在相当于试样的平行部的中央切取试样 (见图2) 。
2.2试验装置
试验速度达到4 m/s的拉伸试验中, 采用了动态型破坏试验装置, 至于高于4 m/s的拉伸试验, 则使用了冲击试验装置 (空气炮) 。
2.3试验结果
图6表示高速进行动态拉伸试验后的焊接区试样的外观。在所有合金中, 母材试样均在中央部断裂。而焊接区试样, 5083合金及7N01合金在焊接金属部断裂, 6N01合金则在热影响区 (HAZ) 断裂。
图4所示的动态破坏试验装置的工作原理是气油压式, 可实现恒定速度的拉伸。图5所示的冲击试验装置的测试原理是测力棒法 (单杆法) , 要达到规定的载荷速度, 需预先调整氮气压力, 射出弹丸, 在载荷检测杆的前端, 安装试样与法兰盘, 由射出的弹丸与法兰盘碰撞而拉伸试样。
在试样的夹持部, 粘贴测量载荷用应变片来测量应力。另外在载荷检测杆上粘贴的应变片进行同样的测量, 比较了两种测量结果。使用光学位移计测量试样的位移。用粘贴在试样上的应变片, 根据所测量的应变进行计算, 使用数据记录器及个人计算机收集各种测试数据。
作为拉伸试验结果的一个实例, 5083合金试样的应力与应变测试结果见图7。在弹性范围内, 粘贴在试样上的应变片, 由于比位移计的分辨力高, 根据粘贴在试样上的应变片求出的应力-应变曲线的0.2%偏置值, 设定作为屈服强度。用冲击试验装置得到的高速拉伸试验的拉伸强度, 设定作为应力-应变曲线中的最大值, 该曲线是由于冲击载荷引起的干扰 (杂音) 变动平滑化的应力-应变曲线。在此, 应变速度是用试样长度除以试验速度求出的公称值。
2.3.1 应力与应变的关系
图8表示各合金的屈服强度及拉伸强度与应变速度的关系。
以下介绍利用各试样获得的试验结果。
5083合金的母材拉伸强度与应变速度无关, 是屈服强度的1.8倍左右, 与母材相比, 焊接区与应变速度无关, 达到拉伸强度的应变量增大。
6N01合金的母材的拉伸强度, 与应变速度无关, 为屈服强度的1.1倍左右。与应变速度无关, 弹性变形后, 几乎不产生加工硬化, 达到了拉伸强度。另一方面, 从焊接区来看, 由屈服强度达到拉伸强度的应变量比母材增大。
7N01合金母材的拉伸强度, 应变速度达到40 s-1时, 为屈服强度的1.2倍左右, 应变速度为1 000 s-1以上, 其拉伸强度为屈服强度的1.3倍左右, 稍微增大。
2.3.2 应变速度依存性
各合金母材的屈服强度及拉伸强度, 当应变速度达到100 s-1时, 为恒定或微增的程度, 应变速度100 s-1以上, 拉伸强度呈现增加趋势。在高应变速度下, 屈服强度及拉伸强度有上升的趋势, 一般认为其原因是错位的热活性化[1]。另一方面, 各合金的焊接区的屈服强度, 即便在高应变速度下也几乎无变化。
5083合金相对于母材而言, 焊接区的屈服强度及拉伸强度的降低率与应变速度无关, 大致为恒定, 屈服强度约为母材的70%, 拉伸强度约为母材的80% (见图8 (a) ) 。
6N01合金相对于母材而言, 焊接区的屈服强度及拉伸强度的降低率与应变速度无关, 大致为恒定, 屈服强度约为母材的40%, 拉伸强度约为母材的80% (见图8 (b) ) 。
7N01合金相对于母材而言, 焊接区的屈服强度降低率与应变速度无关, 大致为恒定, 约为母材的50%。在应变速度达到2 100 s-1左右, 拉伸强度的降低率与应变速度无关, 约为母材的 80%, 应变速度超过2 100 s-1, 拉伸强度的降低率约为母材的70% (见图8 (c) ) 。
3动态压缩试验
以各铝合金厚度为20 mm的板材作为母材, 对于母材及平接焊接区, 进行静态及动态压缩试验, 调查了基于应变速度的差异引起的强度变化。
3.1试件及试样
制作试样时要保证试样压缩时无轴向偏移, 不产生弯曲变形。考虑到要在试样中央部表面、内面可以粘贴应变片 (图9) , 试样大小设定为直径15 mm, 长为30 mm形状。
母材试样及焊接区试样的制作程序是, 将焊接区试样制成多层堆焊, 除此之外, 与拉伸试样相同, 焊接区的形状与试样采集部位见图10。
3.2试验装置
试验装置与拉伸试验相同。试验速度达到4 m/s的压缩试验, 采用动态破坏试验装置;试验速度高于4 m/s的压缩试验, 采用冲击试验装置。
在动态破坏试验装置上安装压缩夹具, 以恒定速度压缩试样, 利用设置在压缩夹具上部的断裂销杆, 将试样的压缩量调整到10 mm以下。
利用冲击试验装置的压缩试验, 如图11所示, 改造图5的A部, 利用氮气压力射出的弹丸碰撞到设置在试样前的圆板上, 用圆板压缩试样, 试样的外侧安装了法兰盘, 将压缩量调整到了10 mm以下。
应变及位移的测试方法与拉伸试验相同, 测试数据的收集方法也相同。
3.3试验结果
关于母材试样, 各合金都与应变速度无关, 中央部变成了鼓起的木桶 (圆筒) 状, 且7N01合金沿斜方向断裂了。
图12为在最高速度下进行动态压缩试验后的焊接区试样的外观。
5083合金焊接区试样与应变速度无关, 形成了木桶状。6N01合金的焊接区试样与应变速度无关, 焊接区两端的热影响区成为鼓起形状。在高应变速度试验中, 在焊接区与热影响区的边界附近萌生了裂纹。7N01合金焊接区试样, 在高应变速度下的试验中, 从热影响区到焊接区斜向断裂了。
3.3.1 应力与应变的关系
关于5083合金焊接区试样, 应力与应变的测试结果见图13。用冲击试验装置得到的高速压缩试验的应力-应变曲线中, 看到了应力的变化, 可认为是由于高速下的冲击载荷引起的这种变化。
3.3.2 应变速度依存性
图14表示各合金的屈服强度与应变速度的关系。
所有的合金中, 其母材及焊接区的屈服强度, 在应变速度达到10 s-1附近, 大致为恒定, 但应变速度达到10 s-1以上, 就出现屈服强度急剧上升趋势。从近似曲线看, 如比较应变速度为1 800 s-1下的屈服强度与静态压缩试验的屈服强度, 则焊接区呈现出高于母材的上升趋势。
焊接区相对于母材的屈服强度的比率, 也是在应变速度达到约100 s-1, 所有合金大体上为恒定, 应变速度高于100 s-1的速度下, 上述比率上升。应变速度达到100 s-1时屈服强度恒定的比率:5083合金为88%;6N01合金为43%;7N01合金则为47%。应变速度为1 800 s-1的屈服强度比率:5083合金为98%;6N01合金为52%;7N01合金为64%。
如上所述, 在高应变速度下, 各合金都是焊接区的屈服强度相对于母材的降低率呈现减小的趋势。
4动态拉伸试验与动态压缩试验结果比较
图15比较了通过动态拉伸试验及动态压缩试验所得到的屈服强度。5083合金拉伸试验与压缩试验之间, 并没有看到屈服强度有大的差异。而6N01合金与7N01合金则存在明显的差异。
在所有合金中, 大约达到100 s-1的应变速度下, 拉伸试验结果与压缩试验结果几乎没有差异。但应变速度在100 s-1以上时, 可看到两者间有明显差异。通过压缩试验所得到的屈服强度, 清楚地显示出随着应变速度的增加, 屈服强度有上升的趋势。
5结束语
为评价铁道车辆的抗碰撞安全性, 作为建立数据库的一项工作, 对5083合金、6N01合金及7N01合金进行了母材及其平接焊接区的冲击拉伸试验及压缩试验, 得到了以下结论。
(1) 动态拉伸试验
(a) 3种铝合金的焊接区对于母材的屈服强度及拉伸强度的降低率, 即使应变速度增大, 也大致为恒定。从比较三者的情况看, 5083合金的降低率最小, 6N01合金及7N01合金降低率相同。
(b) 各合金的母材的屈服强度及拉伸强度, 在应变速度达到100 s-1时, 与静态拉伸试验相比, 处于同样程度或微量增大程度。但应变速度在100 s-1以上, 屈服强度及拉伸强度明显增加。
(c) 各合金的焊接区的屈服强度, 即使处在高应变速度下也几乎无变化。
(2) 动态压缩试验
(a) 6N01合金及7N01合金其焊接热影响区的变形显著。
(b) 各合金的母材及焊接区的屈服强度, 应变速度达到10 s-1以上时, 其屈服强度就出现急剧上升趋势。
(c) 各合金的焊接区对于母材的屈服强度的降低率达到高应变速度就减小, 特别是5083合金, 其母材与焊接区的屈服强度大致相同。
参考文献
车辆载荷 篇3
在目前的反恐战争和未来的武装冲突中,提供能够对付日益严重的IED/EFP威胁的作战车辆已经成为部队的主要需求.国内外目前均极为关注针对各种类型车辆装甲防护的研究,例如:为了应对作战部队在伊拉克和阿富汗遭遇简易爆炸装置的威胁,美国开展了防地雷反伏击战车(mine resistant ambush protected,MRAP)的研究.如何提高装甲车辆对地雷等爆炸物的防护能力,特别是如何保障车内人员的安全,已经作为一个多学科交叉前沿研究课题受到日益关注.该文综述了在爆炸冲击载荷作用下车辆和车内人员的损伤及防护等相关问题的国内外研究现状,以期为我国的高性能缓冲轻质材料和结构以及车辆和人员防护技术的发展提供参考和支持.
1 威胁车辆安全的常见爆炸物及其作用原理
依爆炸作用原理,威胁车辆安全的常见爆炸物可分为三大类:爆破、聚能和破片.本文的爆炸物主要指爆破地雷、路边炸弹[6]、IED[7]等,其中地雷通常采用扁平结构的集团装药或短直列装药,而路边炸弹或简易爆炸装置泛指一种制作简单但威力巨大的爆炸装置,一般用手榴弹、炮弹甚至工业炸药(包括雷管)中的爆炸物组装而成.此外,爆炸物周围的介质类型对爆炸物的毁伤机制和效能有巨大影响.
1.1 爆炸物在地面上爆炸
爆炸物爆炸后,爆轰产物的能量传递给空气,在空气中形成冲击波,并以近似球面波的形式向四周扩散,其毁伤媒介是爆炸后在近区形成高压的爆轰产物以及空气冲击波,其速度可达1000～3000m/s,冲击波的超压和动压(或冲量)作用对目标产生毁伤.IED的装药量通常较大,其爆炸瞬间能够造成巨大的人员伤亡和设备的损伤,具有极大的威慑作用.图1显示在伊战中被IED摧毁的美洲狮装甲车.
爆炸物(如杀爆型地雷)在产生爆破作用的同时,往往伴随着破片的杀伤作用[8],形成的破片对车辆及内部人员的毁伤效应鲜有研究报道,这对于无装甲车辆尤为值得关注.
1.2 有被覆层的爆炸物的爆炸效应
爆炸物埋藏在土壤内爆炸比地面上爆炸更为复杂,难以用简单物理模型来描述,目前的主要工作侧重于试验和模拟研究.下面分三部分阐述:爆炸物爆炸的物理过程;地雷爆炸作用于靶体的载荷;影响爆炸物载荷的因素.另外值得关注的是亦有一些研究试图对土壤中爆炸物爆炸的问题进行简化,如:Neuberger等[9,10]通过姊妹篇首先比较研究了空气和土壤中爆炸物爆炸对板的挠曲变形影响,发现后者中产生的板的挠曲要显著高于前者,然后系统对比了爆炸物在土壤和空气中爆炸冲击效应,发现可以通过前者乘以适当的放大因子来近似获得土壤中产生爆炸对结构的冲击响应,从而大为简化了土壤内爆炸对结构冲击响应的问题.
1.2.1 爆炸物爆炸的物理过程
爆炸物在土壤内爆炸的物理过程可分为3个阶段[11,12,13],如图2所示,即:炸药的爆轰和爆炸产物与周围土壤的初期相互作用;爆轰产物的扩张;土壤的抛射.
在第1阶段,爆炸物被触发后发生爆轰,随着爆轰波在炸药内部的传播,炸药内部迅速的化学变化产生大量的高温、高压气体产物,这些气体产物压缩周围的土壤介质并形成向四周传播的压缩波和畸变波以及沿表面传播的瑞利波.当压缩波到达土壤与空气的界面时,部分冲击波透射到空气中,同时反射形成向下传播的拉伸波.在复杂应力波的作用与气体产物的推动下,爆炸物与空气之间的土壤出现破坏,导致部分土壤被抛射到空中.该阶段决定了对靶体做功的总能量的大小,因此至关重要.
在第2阶段,爆轰产生的高温高压气体推动地雷上方的土壤以超音速向外扩张,扩张的方向以及气体的多少和土壤的性质密切相关.这一过程一般持续数毫秒.随后,高压气体和高速抛射的土壤与车体底盘接触,导致底盘快速产生局部的大变形及损坏.
在第3阶段,地雷爆炸在土壤内形成一个坑洞,在爆炸产物的持续作用下,土壤沿着坑洞的边界向上抛射(图2),土壤的抛射物呈空心倒圆锥形,锥角一般为45°～120°,此锥角随着掩埋深度的增加和土壤紧密程度的增加而减小.此过程中抛射的土壤相对少于第2阶段,产生的载荷也远小于气体产物扩张形成的载荷,但此过程持续时间可达几十毫秒乃至上百毫秒,故仍会使车体获得一定的向上的冲量,导致车体的变形并对车内人员造成伤害.
1.2.2 影响爆炸物载荷的因素(1)炸药的当量和形状
(1)炸药的当量和形状
炸药的种类很多,如TNT (trinotrototuol)、RDX (cyclotrimethylenetrinitramine)、PETN (pentaerythritol tetranitrate)等.为了对不同种类的炸药进行比较,炸药的装药量可通过乘以一个转化因子转化为具有同等比能量的TNT炸药装药量,称为TNT当量.对于不同当量的爆炸物及其形状对土壤抛射的影响目前还缺乏系统对比研究.Peles等[14]研究了爆炸物的几何形状(立方形、水平放置方形、垂直放置方形和球形)对爆炸能量集中的影响,从而得到爆炸所产生的压力和脉冲载荷对靶体结构的影响.
(2)土壤的性质
土壤通常由不同尺寸的矿物和有机颗粒组成,可以根据大小将土壤中的颗粒分为不同的类别[12]:黏土、粉土、沙土、沙砾、粗砾和砾石.不同的土壤成分决定了土壤的强度、可压缩性等力学性能,进而影响地雷爆炸后传递到靶体的载荷大小及分布.为了排除土壤成分不同引致的实验结果的差异,提高实验的可重复性,实验时应该采用成分固定的土壤,如直径约200μm的SiO2玻璃球[15],其颗粒尺寸分布可以通过筛选分析(sieve analysis)获得.
(3)土壤的含水量
土壤的含水量对爆炸冲击载荷的影响很大.Anderson等[16]发现沙土密度随着湿度增加而增加,沙土密度增加22%将导致传输到平板的冲量增加27%,这是由于土壤中含水量的增大一方面会减小土壤的剪切强度,使土壤更容易被爆炸产物驱动,另一方面土壤的孔隙中充满水分增加了土壤的体积模量,导致被土壤吸收的能量减少,从而提高最终传递到靶体的能量.
相关的实验研究、理论分析及数值模拟亦引起关注.Bragov等[17]实验研究了冲击加载条件下含有不同饱和度水的土壤的力学响应.在此基础上,Grujicic等[18]首先利用实验对一种新的沙子材料模型进行参数化研究,然后采用该模型计算分析爆炸过程,发现其能更好地描述实验结果[19].
(4)掩埋深度
地雷对靶体造成的破坏主要是由土壤的抛射物造成的,当地雷置于地面上或在土壤中掩埋的很浅[18]时,作用在靶体上的载荷主要来自爆炸产物气体的膨胀,没有或只有少量的土壤被抛射到空中并作用于靶体;虽然透射到空气中与靶体作用的冲击波有所增强,但靶体获得的总冲量仍显著减少.与此相反,如果地雷掩埋得太深,大量的能量被土壤吸收,从而会减少被抛射起来的土壤甚至根本不产生土壤抛射物.Hlady[20]的实验表明,对25g C4炸药在土壤中爆炸而言,存在一个最优掩埋深度,使地雷爆炸传递到靶体上的能量达到最大值.
(5)靶体距离地面的高度
理论上,当靶体与地面接触时,地雷爆炸产生的冲击波绝大部分通过土壤直接传递到靶体上,因而造成的损坏最大.但是,在实际应用中,除坦克履带外,靶体距离地面通常有一定的高度.随着靶体距地面高度的增加,透射到空气中的冲击波可忽略不计,爆炸产物气体以及土壤抛射物的作用范围扩大,但强度有所减小.
(6)靶体的形状
同样质量的靶体,在地雷爆炸作用范围内的受力面积越大,获得的动量就越大.Uribe等[21]研究了相关参数对地雷爆炸传输给刚性体的能量的影响,发现带有角度的凸板(如V形板)能够使膨胀的爆炸气体产物和土壤抛射物向两侧或四周偏离,因此相对于平板或凹板可以在一定程度上削弱地雷爆炸对靶体的作用.
1.3 聚能装药和破片结构地雷
按照毁伤机理的不同,除了爆破型地雷,还有聚能装药地雷.聚能装药地雷在爆炸后通过聚能作用,形成高温、高压、高速的金属射流或EFP,穿透底装甲.由于车体底甲板通常较薄,因此只需消耗一小部分的主装药能量即可破甲,大量的残余能量可以用于破甲后的二次效应.其中EFP装药结构的地雷的毁伤元主要是爆炸成型加速的侵彻体,与穿甲战斗部造成的损伤非常相似,威力在于其较强的穿甲能力,侵彻体的速度可达到2 000～3000m/s,破甲厚度可达十几至几十毫米,能够有效对付车体底部装甲较厚的重型坦克.
2 爆炸冲击载荷对车辆和车内人员的损伤
在常规弹药的爆炸作用下,坦克履带和行驶部件、轻型车辆及其货物和乘员易受毁伤.但是,由于爆炸物类型众多,其毁伤机制呈多样化,而影响因素又众多,导致不同类型车辆和车内人员毁伤程度评判标准不一.
2.1 爆炸冲击对车辆的损伤破坏
爆炸冲击对车辆或目标物[21]的损伤破坏程度受到诸多因素的影响,包括爆炸物当量、爆炸物类型、爆炸物周围介质类型和参数[2]、车辆类型、爆炸作用于车辆的部位[22]以及防护措施等.爆炸物在车辆底板下面爆炸将产生严重的毁伤效应.Absil等[23],Niekerk[24],以及Bird[25]开展了地雷爆炸下车辆目标易损性试验研究,通过分析车辆结构、运动特性和毁伤机理确定车辆目标的关键部件.在强烈的冲击波或者土壤抛射物作用下,底板会产生一个明显的向内的弹塑性变形,严重时会破裂,断裂长度可达数十厘米,导致车体剧烈变形和损坏.与此同时,被击中的车体会产生很大的车体加速度和底板剧烈振动,引发一系列后果[26]:车内的物品、设备等从支架上下落;焊接或栓接在底板上的座椅及其他安装件从座椅基座上扯落(车内乘员因而会猛烈地从座椅上朝着侧面或顶部方向弹出);蓄电池和油箱破裂,导致内部物质泄漏;车内电线电缆被扯断,引起短路;武器、弹药及其他内部装备以极高的速度在战斗室内飞射;舱门和舱盖与其锁定和铰接部位分离,导致舱盖和舱门被锁死.
空心装药破甲弹能侵彻重型装甲,并通过后效作用毁伤车内乘员及各种设备;塑性炸药碎甲弹可贴附在装甲外表面上爆炸,导致装甲内表面崩落,由此产生大量高速破片,毁伤车内乘员和设备.
2.2 爆炸冲击对车内人员造成的伤害
按照严重程度,爆炸物对车内乘员造成的伤害(图3)可从低到高分为4个等级[11,13,26]:
(1)一级伤害
一级伤害源于爆炸冲击波的伤害,其后果表现为截肢,软组织变形,爆炸震力造成的骨折,肺部震伤,胃肠伤害等.
(2)二级伤害
二级伤害源于地雷爆炸产生的碎片(或弹丸)、高速飞溅的土壤或土块以及车辆产生的碎片造成的伤害.其后果表现为对身体(下肢尤甚)产生的穿透伤害、玻璃等碎片造成的表皮伤害、直接冲击或碎片造成的下肢骨折.
(3)三级伤害
车体底板的变形将对车内乘员,尤其是对直接位于爆炸点上方或附近的乘员(如驾驶员)造成严重的振荡和冲击伤害.三级伤害源于车辆获得的整体加速度以及底板变形产生的局部加速度[27],前者表现为整体加速度超出人体的耐受极限,巨大的轴向载荷造成对下肢[28](特别是脚后跟)、骨盆和脊柱[7,29]的伤害,后者表现为头部与车顶撞击造成的脑部伤害.该类型伤害目前最为严重:近来对伊拉克和阿富汗战争的研究结果表明,极度伤害占到伤亡量的70%,而下肢伤害就占到伤亡的45%.此外,对造成伤亡情况的总结来看,下肢伤害占到造成伤亡量的87%.除了下肢伤害,脊柱伤害也较为严重.尽管人员存活率随着装甲防伏击车辆的出现大为提高,但大当量的爆炸可将车辆高高抛起,导致脊柱伤害量不断提高[30],不仅带来高额的医疗费用,而且其伤害和影响程度远较截肢严重[31].
(4)四级伤害
四级伤害源于爆炸产生的热量伤害,其后果表现为烧伤.
3 面向地雷爆炸和防护的实验、表征和模拟技术研究进展
由于实际尺寸地雷爆炸实验的局限性,实验室条件下的小尺寸缩比实验被广泛应用于对地雷爆炸载荷以及与靶体相互作用的科学研究中.小尺寸缩比模型中的参数可通过立方根相似律与实际尺寸的模型联系起来.实际尺寸的实验一般采用报废的车辆或者很大的金属板进行试验,一般需要合理布置大量的传感器等设备,成本高,准备周期长,而且受场地和环境的限制.
目前已形成了地雷爆炸及其防护的相关测量和模拟技术,概述如下.
3.1 观察地雷爆炸的物理过程
通过在土壤中和地雷上方的空气中设置压力传感器,Bergeron等[12]获得了100g C4炸药爆炸后土壤以及空气中冲击波的波形、冲击波到达时间和峰值等信息,并通过X光摄影设备观察到锥形土壤抛射物产生的过程和形状.
Grujicic等[32]采用AUTODYN软件计算了爆炸物埋设在不同深度水分饱和的沙中爆炸所形成坑的尺寸和形状,发现爆炸后短时内的计算结果和实验吻合较好,但是最终结果不能令人满意,分析认为这种不一致归因于计算时采用的沙子本构模型并不完善.近年来,为了建立更准确的本构模型,人们发展了多种实验技术来描述各类型土壤在不同载荷强度和应变率下的动态力学行为,以期建立相关的数据库.Bragov等[33,34]采用改进的Kolsky法,实验研究了在约10[3]s-1应变量级下软土壤(石英砂)的动态性能,发现随着动态载荷和应变率的提高,土壤压缩机制发生变化:既有颗粒移动,还包含颗粒断裂.Bragov等[17]采用两个互补的实验技术,研究了在10[3]～10[5] s-[1]应变量级以及50MPa～5GPa动态载荷下软土壤的动态力学性能.Grujicic等[19]发现,在本构模型中引入湿度和应变率对沙子压缩曲线的影响可使模拟结果和实验结果更为吻合.
3.2 测量地雷爆炸传递到靶体的动量
开发定量化测量地雷爆炸传递到靶体的动量实验技术以及相应减少冲量传递的对策是近年来的研究重点.Genson[35]将平板和V形铝制靶板无约束地置于地面上一定高度,在靶板垂直下方引爆0.636g炸药,通过高速摄影获得了靶板在爆炸产生的载荷作用下的位移曲线,进而计算出靶板获得的动能.采用类似的方法,Benedetti[36]进一步应用速度传感器获得了自由靶板受地雷爆炸作用后的速度曲线,得到了靶板获得的动能.Anderson等[16]通过图4所示的实验台以及双电缆测得板位移-时间曲线计算的板初始跳跃速度,并通过加速度传感器取得靶板在爆炸载荷下的动能信息.
上述方法无需设计、制造固定靶板的夹具,也不需要在强载荷下布置压力传感器(压力传感器在地雷爆炸载荷下很快损坏,不仅测量数据的偏差大,还提高了实验成本).采用装有活塞的特殊装置,Hlady[20]和Uribe等[21]通过测试活塞的垂直位移计算了爆炸传递至刚体目标靶板的能量.Held等[37]开发的自主诊断设备可以记录钢板受到反坦克雷爆炸冲击后凸起处的位移、速度和加速度,并成功应用于防雷试验台.针对大尺寸原形实验,Taylor等[38]开发了一套垂直脉冲测量夹具装置用于测试地雷爆炸对目标结构的冲量,9组使用饱和沙介质的实验结果表明,间隔距离对湿沙传递的冲量有显著影响.
采用单一尺寸球颗粒,Deshpande等[39]建立了简化的一维本构模型来揭示地雷爆炸后通过土壤对目标结构的加载,该模型考虑两种状态:当颗粒处于普遍分散状态时,颗粒之间的接触按碰撞处理;当颗粒密度高时,采用Drucker-Prager模型描述颗粒的变形和摩擦.结果表明,转化给结构的冲量主要取决于第二种状态的初始密度;在干沙情况下,颗粒可以充分弥散,而湿沙情况下,颗粒形成团簇,对目标结构产生更高的冲击力.
3.3 测量固支靶体的变形
图5(a)和图5(b)分别给出了可以测量固支靶体变形的两种实验技术,前者将爆炸物埋设在沙土中[10],后者将爆炸物置入球形沙土罐中[15].前一种方法较为普遍,如Williams等[40]采用方形钢架和一定质量的重物将方形的铝板和钢板固支于地面上方一定高度,引爆下方土壤中的6kg C4炸药,测量了靶板的永久变形及破坏模式.但是,Brvik等[15]指出以沙土包裹爆炸物的方法可以简化实验装置.此外,剑桥大学的轻质材料和结构课题组提出了采用泡沫铝弹丸来近似模拟地雷爆炸冲击的理论方法,并开发了相关实验技术.
3.4 车辆内部人员的毁伤分析
为了研究地雷对车辆内部人员的毁伤,目前主要将假人模型放入与车辆内部相似的空间环境进行实验,较为普遍的是采用HybirdⅢ人体模型研究人体各部位(头、脚等)的易损性[24,41].但是,鉴于HybirdⅢ人体模型不能逼真地反映出人体各部位在地雷爆炸后的毁伤标准,Pandelani等[42]采用单个部件替代人体相关部位进行实验,如将腿部以假肢替代,通过数值仿真和实验研究了腿部的易损性,另外结合数值模拟和实验研究了人员在装甲车内的动态毁伤变化过程、空中姿态等,计算了地雷爆炸过程中人体各部位的承载力随时间的变化情况.Bir等[43]采用下肢替代品作为损伤评估工具,验证了由于反车辆地雷引起地板的冲击响应;Newell等[44]采用尸体和人体测量装置,评估了车底爆炸导致的下肢损伤;Ahmed等[45]开发了一种小腿冲击试验机对下肢损伤标准进行了辅助研究;Funk等[46]研究了人的脚/脚踝复合体在临床实际轴向载荷作用下的损伤度,以及轴向载荷作用下跟腱张力对脚/脚踝复合体断裂模式和损伤度的影响.
利用数值模拟还可以研究车辆内多名乘员的毁伤情况.例如,Williams等[40]采用LS-Dyna有限元软件对乘员在车辆内部不同位置的动态毁伤变化过程进行了仿真计算(图6),并获得了乘员各个部位的毁伤数据.
4 国内外车辆爆炸防护结构的研究现状
无论反车底雷还是IED,由于其威力巨大,毁伤效应强,可击穿装甲车辆的底甲板,破坏其内部设备和杀伤乘员,造成车毁人亡的严重后果,因此在所有来自战车底部的威胁中,对反车底雷的防护最为重要.由于车底地雷特别是大当量的威胁日益增大,相关的防护技术及其基础和应用研究得到国内外广泛重视.
4.1 高性能轻质防爆结构材料的开发
近年来,伴随着泡沫金属、点阵金属等超轻多孔金属材料的发展,开发了具有高效吸能特性的新一代多孔金属材料及其夹层结构,如图7(c)所示.研究发现附加在车体底部的轻质多孔金属夹层及其复合结构具有高效吸收爆炸能量的特性,甚至还具有一定抗破片穿甲侵彻的性能,具有有效抵御不同毁伤机理地雷攻击的潜力,从而为新型装甲防护结构的研发及其轻量化提供了新的思路.
第一代多孔金属材料,其孔形貌呈无序分布状态,在静动态压缩载荷作用下,既能承受大应变又能保持低应力水平,具有优异的能量吸收特性,代表性材料包括闭孔泡沫铝[47]和烧结金属纤维毡[48,49].通过控制材料组分以及孔结构(胞体尺寸、孔隙率和孔形貌),可以系统改变压缩应力-应变曲线上平台段的峰值应力水平,从而控制材料能量吸收性能的水平,进而针对不同应用需求研发不同类型的轻质能量吸收器.张钱城等[50]系统整理了闭孔泡沫铝孔结构控制的相关研究结果,发现并确定了胞体尺寸、孔隙率和孔形貌三者之间的内在关系,建立了熔体发泡法影响孔结构控制的工艺技术框架.鉴于凝固过程对闭孔泡沫金属孔结构的最终形成具有显著影响,张斌等[51]和Zhang等[52]通过理论、有限元以及实验揭示了基于孔结构的熔体泡沫冷却规律,量化了多边形孔、类球形孔、球形孔等不同孔形貌对泡沫凝固过程的影响.
由于闭孔泡沫金属在承受静动态压缩载荷时呈现的优异吸能特性,在多样化高技术目标牵引下,这类新型材料已经被广泛应用于抵抗冲击、爆炸等工程防护领域.何德坪[47]系统研究了闭孔泡沫铝的不同孔形貌(即多边形孔、类球形孔、球形孔)对应的不同力学行为和工程应用.对于低速冲击防护问题,Li等[53]通过落锤冲击实验和有限元模拟发现高孔隙率闭孔泡沫铝(多边形孔)的抗冲击缓冲效果明显,且在低速冲击条件下其变形特征与准静态变形类似.李斌潮等[54]进一步将该泡沫铝作为大质量结构抗低速冲击的缓冲材料,根据受保护结构的最大缓冲时间,定义了泡沫材料进入密实压缩阶段的临界冲击速度,并研究了不同冲击速度条件下结构响应的最小加速度和临界加速度.随后,以载人航天器返回舱为应用背景,Li等[55]开展了冲击载荷作用下泡沫材料的塑性变形过程与受保护结构内连接部件的振动耦合特性的研究,建立了双自由度弹簧-阻尼-泡沫碰撞理论模型,模拟了闭孔泡沫铝保护下的舱体结构与内部座椅-人员在返回舱着陆过程中的动态响应,讨论了包括弹簧刚度、阻尼、结构质量比、冲击速度以及泡沫铝厚度等结构参数对内部连接部件最大冲击载荷的影响,揭示了冲击载荷衰减机理和影响冲击力大小的关键因素,根据不同的抗冲击强度要求开展了泡沫金属吸能器最小重量化设计研究.这些成果为成功研制适合神舟号飞船着陆的轻质能量吸收材料、保证航天员的安全着陆做出了重要贡献.
针对高速冲击防护问题,张健等[56]开展了闭孔泡沫铝的应变率敏感性研究,并提出了率相关本构模型[57].赵桂平等[58]利用有限元方法分析比较了泡沫铝合金夹层板、方孔蜂窝形夹层板和波纹形夹层板在泡沫子弹冲击载荷下的动态响应,发现泡沫金属夹层板吸收能量最多,底面变形最小,是结构性能相对最优的夹层板.Zhang等[59]进一步研究了两端固支的梯度结构泡沫铝夹层板在冲击脉冲载荷下的动态响应,发现尽管均匀泡沫铝结构的后面板中间挠曲最小,含低-高分布梯度孔结构的泡沫铝芯体却获得最大平均压缩应变,并且吸收最大内能.Liu等[60]研究比较了梯度结构与均匀结构芯体新型轻质防爆罐,发现受到相同空气爆炸载荷作用时,前者径向挠度更小,抗爆阻力更佳.在上述基础上,以车辆的抗爆吸能底板为应用背景,本文作者还开展了高速冲击载荷作用下多孔金属材料(包括泡沫铝)的塑性变形过程与受保护结构内连接部件的振动耦合特性的研究,由此开发的基于泡沫铝材料的抗高冲击过载软支撑防护技术为我国新型远程特种导弹的成功研制做出了重要贡献.
但是,必须指出的是,尽管泡沫金属具有优异的吸能特性,但其制备工艺复杂,尤其是其金属骨架刚度和强度均较低,严重限制了其在结构承载方面的应用.相关的理论研究很多,较有代表性的是Chen等[61]建立了基于孔结构的细观力学模型和三维超级胞元模型,准确预测了制备过程中产生的6类孔结构缺陷(胞壁弯曲度、非均匀胞壁厚度、胞元尺寸变量、胞壁裂纹、胞壁偏差以及胞元缺失)对泡沫金属多轴屈服行为的影响,发现在静水压力下孔结构缺陷的存在促使孔壁的变形机制从拉压向弯曲转化,即孔结构胞壁在力学上属于弯曲主导型结构[62].该研究一方面揭示了孔结构无序的泡沫材料承载能力有限,但可发挥其吸能、散热、吸声等特性,另一方面推动了国内外多孔材料研究向有序的高强度点阵金属(lattice metal)和点阵金属复合结构的研发进程.
第二代多孔金属是优异的结构承载材料,其孔形貌呈有序分布状态,包括三维点阵金属材料[63]以及目前已得到广泛应用的蜂窝[64]、波纹结构材料[65],其胞壁在力学上属于拉伸主导型结构,无论刚度和强度均较第一代多孔金属(即泡沫金属)大幅度提高.Tian等[66]以及Liu等[67,68,69]就学术界所关注的点阵金属材料的细观力学建模和孔结构优化进行了一系列探索.Wadley[70]总结了点阵金属的典型胞元结构、制备技术以及多功能应用,Lu等[63]和张钱城等[71]则系统整理并发展了点阵金属的力学性能强化方法,包括拓扑结构调整、梗的中空化强化、加工硬化强化、复合结构强化等,据此发现并成功制备了力学性能较金字塔构型更为优越的X-型点阵构型[72,73],随后将加工硬化强化方法应用于不同构型点阵金属结构的加工[74,75],并发现点阵金属复合陶瓷结构具有优异的抗侵彻性能[76].由于点阵金属较泡沫金属具有更佳的力学性能,近年来将点阵金属结构应用于抗冲击和爆炸防护的理论和实验研究受到广泛关注,涉及的结构有Y型结构[77,78],波纹结构[65,79,80,81]及其多层结构[82],三角形蜂窝结构[83],四方蜂窝结构[64,84],金字塔结构[85,86]等.
虽然点阵金属材料的结构承载能力强,但是在压缩、剪切等载荷作用下,其孔结构往往在峰值应力水平时产生塑形屈曲,呈现应力迅速下降现象,故吸收能量的能力有限.针对该问题以及抗高当量爆炸防护的新需求,本文作者开发了新一代多孔金属复合结构.例如,将波纹金属结构与闭孔泡沫铝复合[87]带来新的破坏模式变化,从而发生力学性能质变,且其具有结构更紧凑、综合力学性能(尤其是能量吸收)更高的特点.基于这种新的复合机制,我们又开发了一系列具有自主知识产权的轻质复合结构,如波纹-蜂窝复合结构[88]、菱形点阵金属-泡沫铝复合结构[89]等,将该类新型材料应用于抗冲击和爆炸防护亦成为我们的研究重点.
4.2 防护结构设计
针对聚能装药型反车底雷的防护原则主要是尽可能减小射流和破片侵彻体的穿破甲效应,目前采取的具体措施包括增强车体底板、加装附加装甲等.对于爆破型反车底雷,防护原则主要是减弱空气冲击波及其爆炸产物对战车的伤害,可以通过能量吸收、能量致偏、尽可能远离爆炸源等措施来实现.Ramasamy等[11]总结了车辆地雷防护从第1代到第4代的发展历史,分析了罗得西亚战争(1972—1980)中2 212例地雷爆炸事件的伤亡数据[90],发现简单的车辆改进(V型结构、增加离地间隙、扩大车轴间距、增加车重、爆炸偏流装置等)对降低地雷爆炸引起的死亡率和受伤率有显著作用.
4.2.1 车底V型防护结构
为了提高车辆的防地雷攻击能力,可将其底板设计成V形或在底板下加装V形爆炸波致偏板[90,91].V形车底设计率先应用于南非的“水牛”和“卡斯皮”防地雷车上,随后被越来越多的现代防雷车辆采用,如德国“GeFaS”4×4装甲车、南非RG-31防地雷装甲车、澳大利亚“大毒蛇”轮式装甲车(4×4)等.V形车底结构可以有效地分散爆炸冲击能量,使部分爆炸冲击波从车辆侧下方泄出,而采用传统平板设计的底板在冲击波反射和凝聚下将产生高于初始压力许多倍的作用力[92].一般而言,同样质量的靶体,在地雷爆炸作用范围内的受力面积越大,其获得的动量就越大.有角度的凸板(如V形板)能够使膨胀的爆炸气体产物和土壤抛射物向两侧或四周偏离,故相对于平板或凹板可以在一定程度上削弱地雷爆炸对靶体的作用.
以距离地面20cm的平板为参照,Anderson等[93]采用有限元模拟发现120°和90°V型板可以分别消减17%和36%的爆炸冲击能量,实验结果则表明120°和90°V型板能分别消减40%和60%的爆炸冲击能量,因此有必要针对V形结构开展进一步的理论和实验研究.
4.2.2 车内结构设计
就车内结构设计而言,座椅设计[94,95,96,97]是减少人员伤亡的关键.“锯脂鲤”IIIC装甲车、“皮兰哈”8×8Ⅳ轮式装甲车以及法国VBCI步兵战车的乘员舱均按照防雷要求进行了精心设计,具体措施包括:座椅采用与车顶相连接的安装方式,以使座椅的振动负荷最小,或将座椅固定在车辆侧壁,并采用减震式悬挂措施,以尽可能降低座椅传递给乘员的加速度;将吸能部件应用于座椅设计,如采用具有较高的减震和加速度衰减性能的座椅支撑部件,以及采用更为舒适的座椅衬垫;采用单人座椅,而非长条式座椅;在载员舱下方增加脚撑并将其连接到悬挂式座椅上,而不是固定在车辆底板上;为乘员配备可快速解脱的4点或5点式安全带,以免乘员从座椅中抛出;在座椅与车辆底板之间保留足够的自由空间,尽量不放置和安装任何设备等.目前,美军亦开展了通过改进座椅设计来吸收冲击能量和减少伤亡的研究,同时评估改进方案对脊椎损伤的影响.
乘员舱内装备/设备的位置及固定方式也很重要,重点是防备它们从支架上掉落,造成二次撞击.此外,需要认真考虑发动机、变速箱、前差速器、分动器、后差速器等的布置及固定方式,以消除这些零部件在爆炸冲击波作用下“飞入”乘员舱的危险.
4.2.3 其他防护设计
其他防护设计措施包括:采用高强度装甲材料制备车体底板,取消设置在地板上的所有舱盖和检修门,尽可能减少焊接造成的抗冲击薄弱部位[98]或在焊缝区域使用加强筋以提高强度,从而避免爆炸冲击波将焊缝撕开后气浪及爆炸产物进入车内.
4.3 综合防护措施
地雷爆炸当量的逐步提高对车辆及车内人员的防护提出了更高的要求.针对不同伤害等级,结合国内外研究现状,可对车辆的综合防护措施概述如下:
(1)一级伤害
可采取的防护措施包括:①车体保持密封,避免能为气体提供入口的开口或焊接裂缝等;②车底板采用更具延展性、更柔软的装甲金属,以降低底板产生裂纹的风险;③采用更厚的车底板或双层板等结构,但这会显著增加车体的重量;④增加车底板到地面的距离,但这同时会减少车内空间并降低车辆的隐蔽性;⑤在车底板下方增设V形或凸形挡板,以削弱爆炸波及爆炸气体产物的威力;⑥在车底板增加吸能材料,如泡沫金属[99]、三明治板[100]等.
(2)二级伤害
防护措施包括:①避免在车体内设置松动的设备或零件;②在车轮后安装挡板;③在车底板内侧安装装甲板.
(3)三级伤害
防护措施包括:①采用阻力系数更低的车体结构设计,如V形底板结构;②将座椅固定在车辆侧壁或者车顶,避免乘员的下肢与底板直接接触;③乘员佩戴安全带与头盔;④在车底板增加吸能材料,以降低爆炸冲击对车体的加速度.
(4)四级伤害
采用防火材料以及可延缓燃烧的车辆内饰和乘员服装.
5 展望
现代车辆抗爆炸防护战略的发展是多方面的,需要工程师、科学家和临床医生之间的精诚合作,充分理解爆炸与车辆相互作用原理和规律,及其与人体伤害的相互关系.在8kg以上TNT当量、破片侵彻和冲击波的耦合作用、地雷群等严酷条件下,如何对车辆及其人员进行防护的综合设计尤显重要.目前,针对车辆抗爆炸防护结构的设计多侧重于单方面问题的研究,缺乏系统的协调设计,如美军防地雷反伏击战车的应用虽然减少了人员伤亡,但是也带来了脊椎损伤等严重伤害的增加,其原因是没有对关键部件(如防护结构材料与座椅)进行系统设计,尤其是缺乏防护结构-人-椅子三位一体的协调设计.
摘要：在当前反恐战争和地区武装冲突迫切形势下,如何提高车辆及人员的防护能力是诸多学科工作者面临的共同挑战.综述了威胁车辆安全的常见爆炸物、其作用原理和影响爆炸物作用载荷的因素,阐述了爆炸物爆炸冲击对车辆的破坏和人员损伤的各类不同形式.在此基础上分析了相关的实验、表征和模拟技术的研究进展,总结了国内外车辆爆炸防护结构的研究现状,包括轻质防护材料和结构的研发趋势,展望了车辆爆炸防护结构设计的研究趋势.
车辆载荷 篇4
由于铝合金材料质量轻、强度好,因此被大量用于运输系统(如飞机、高速船只和铁道车辆)的主要结构。铝合金良好的可挤塑性以及质量轻对于断面形状一致的铁道车辆是一种理想的特性。铝合金比铁道车辆普遍应用的钢材或不锈钢价格高,但材料成本的增加可以通过劳动力成本的降低来补偿,因为铝合金挤压型材将组成车体结构的下料和组成工序的工作量降到了最低限度。
铝合金车体结构虽有诸多优点,但也存在不少问题。铝合金结构中发现的主要缺陷是焊缝中存在气孔和热裂纹,降低了结构的可靠性,使得铁路公司不愿意采用未经验证的车体。为了证明铁道车辆车体的结构安全性,日本工业标准规定对样车需进行载荷试验[1]。然而该试验方法仅局限于静载荷,按照该试验方法,车体的疲劳强度是根据静载荷试验测得的应力用Goodman线图评价。Goodman线图中的交变应力极限是通过结构部件的疲劳试验得出的。简单地引伸静载荷试验结果来评价整个车体的疲劳强度会导致严重的问题,因为疲劳破坏是由动载荷引起的。
Oomura等人对一个真实的车体结构进行了疲劳试验[2、3]。他们在实验室通过在地板的2个点上施加集中载荷来模拟动载荷工况。通过比较车体结构支承部周围的应力分布,说明了试验方法的有效性。然而,在加载点周围,等效集中载荷工况不能代替分布载荷工况,因为加载点周围的应力分布存在较大差异。此外,Oomura研究的目标车体也不是铝合金结构,是采用点焊制造的不锈钢车体结构。
本文提出了整车车体结构动载荷试验方法,给出了试验结果,并对铝合金车体结构的疲劳强度进行了评价。
2 车体结构载荷试验方法概述
2.1 静态分布载荷试验
JIS E 7105规定了评价铁道车辆车体强度的静载荷试验方法。该标准中给出了7种载荷试验方法:垂向载荷试验、压缩载荷试验、扭转载荷试验、3点支承试验、弯曲固有频率测试试验、扭转固有频率测试试验和压力试验。在这些试验方法中,垂向载荷试验与疲劳强度直接相关,测量装置见图1。在车体地板上施加等效动载荷加上对应于乘客和设备质量的基本载荷,测量应力和变形。从测得的应力中分离出静态应力部分和动态应力部分,根据部件疲劳试验结果绘出Goodman线图。每个结构薄弱点发生疲劳破坏的可能性用Goodman线图进行评价。
虽然用静载荷试验方法评价疲劳强度简单实用,但是,静载荷试验可能发现不了一些潜在的裂纹。
2.2 动态集中载荷试验
Oomura的动载荷试验方法见图2[2]。作动器产生的动态集中载荷通过图2所示的特制工装传递到车体地板,车体结构承受4点弯矩。通过对比分析结果和其他试验测试结果,证明了该试验方法的有效性。然而,集中载荷工况和分布载荷工况下,车体中央承受的弯矩存在差异。此外,集中载荷工况加载点处剪力的不连续性,导致其应力分布也与分布载荷工况不一样。
3 动载荷试验方法
3.1 试验设施
为了评价车体结构的实际疲劳强度,使试验条件与真实的动载荷条件相类似是非常重要的。因此,本文提出图3所示的动载荷试验方法。在试验台上对应于实际转向架系统空簧位置处固定4根支承梁。车体通过螺旋弹簧坐落在支承梁上。对应于乘客和设备质量的基本载荷分布在地板上。考虑到动载荷是从车体枕梁下方的转向架传入的事实,在枕梁下方安装了2个使整个车体产生动态运动的伺服作动器。车体与支承梁之间的弹簧起着与实际转向架系统二系悬挂同样的作用。在作动器的作用下,车体以不变的加速度振动。
3.2 测试设备和控制系统
为了测量车体的应力和位移,在应力集中区粘贴了34个应变花和14个单向应变片,这些位置是通过详细的结构分析结果确定的。应变片的典型位置见图4。在车体下方安装了7个线性变化的位移传感器(LVDT),以测量垂向位移。
测试和控制系统由液压作动器、液压源、数字控制器和数据处理计算机组成(图5)。数据处理计算机产生目标力或目标位移模拟信号,并将其传输给数字控制器。数字控制器将输入电压信号传给液压作动器的伺服阀,从而控制施加力或位移。在试验过程中,采用了闭环控制方法。来自作动器的反馈信号与指令信号相比较,将其差值控制到零。
3.3 试验程序
试验程序见图6。将铝合金样车安放在支承梁上,在车体上安装作动器和控制系统,粘贴应变片,安装位移计和加速度计。首先进行静载荷试验,基本载荷利用钢块均匀施加在地板上。基本载荷对应于乘客和设备质量,总计420 kN。满载状态下的应力和位移通过数据采集系统计算得出。对车体施加瞬时激振后进行频谱分析,从而得出车体的固有频率。
在开始动态疲劳载荷试验之前,进行预试验以确定作动器激励力的大小。枕梁下方的作动器以5 Hz的频率对支承于弹簧上的车体进行激振,5 Hz对应于车轮的平均转速。激励力是根据车体长度1⒌处的加速度等于0.2g(韩国城市交通运输车辆标准规范要求[4])来确定的。车体在线路上的动态加速运动通过作动器的强迫振动得以再现。车体承受由质量引起的不变载荷和由强迫振动引起的交变载荷。
所有测点的应力和位移由数据处理计算机计算和记录。当发现有裂纹发生时,停止试验进行检查。对于很严重的破坏,需进行测量和焊补。完成6×105次循环后,进行全面检查,以找出隐性裂纹,然后继续进行动态疲劳载荷试验至2×106次。
4 试验结果及分析
图7给出了疲劳裂纹萌生的位置和循环次数。第一条裂纹出现在窗立柱的下部焊缝位置(图8),裂纹处焊缝采用单侧角焊的方式连接立柱和底架,详见图9。认为焊角根部为裂纹萌生点。另一个典型的裂纹见图10。对焊形式的接头未焊透的根部(图11)是引起疲劳裂纹的原因,这里承受的应力较大。
4.1 结果比较
在进行载荷试验前,对车体受包括等效动载荷的垂向静载荷作用进行了有限元分析。分析结果表明,最大应力区位于靠近枕梁的第1扇车门和第4扇车门的下角。图12所示的入口门的上角也属于高应力区。由于转向架支承弹簧位于枕梁下方,枕梁附近的侧墙结构承受的剪力最大。更糟的是这里还有车门开口。因此,最大应力集中在枕梁附近的侧墙结构上。这些结果已由静载荷试验得到证实[5、6]。由于门下角焊缝的形式与图9一样,角焊缝未焊透且不对称,导致其疲劳强度低,从而认为这个地方应会首先出现疲劳裂纹。然而,图7中的动载荷试验结果显示,初始裂纹集中在车体中央下部焊缝。也许会认为车体中央所有裂纹焊缝均含有害的焊接缺陷。但是,在最初的检查中并没有发现严重的缺陷。2个试验最终出现初始裂纹位置不同的现象,认为是由动载荷试验中车体的动态响应引起的。
4.2 交变应力分析
在静载荷试验和分析中,按照规范,车体上施加了均布基本载荷和运行过程中由车体加速度引起的20%的附加载荷[4]。基于车体为刚性的假设,附加载荷也按均布载荷方式施加在地板上。当评价疲劳强度时,交变应力为基本载荷产生的平均应力的±20%。因此,交变应力与平均应力的比值沿车体长度为常数。然而,动载荷试验中测得的应力幅值沿车体长度却是变化的,最大值出现在车体中央(图13)。认为应力幅值的变化与裂纹焊缝集中在车体中央有关。
事实上车体并不是一个刚体，而是一个弹性结构，所以各个位置的振动加速度是不同的。尤其是车体中央振幅最大(图14),应力幅值也最大。因此，对应于动态运动的常附加载荷不能充分反映线路运行过程中的实际动载荷。
4.3 疲劳 寿命分析
表1给出了车体的材料属性”。将记载的疲劳裂纹纹数据绘在S-N曲线上(图15),从图15可以看出,绘制的疲劳点主应力幅值与根据部件试验结果得出的设计用S-N曲线接近。对于图9所示的焊缝，单侧角焊缝的S-N曲线[8.9]用于预测真实的疲劳寿命是合适的。同样,对于入口门门角的对焊接头,不焊透对焊接头的设计用S-N曲线C8、日也适合用来预测真实的疲劳寿命。
4.4 试验方法评价
图15中并没有考虑平均应力。然而,拉伸平均应力在疲劳起始阶段起着很关键的作用。Goodman线图是一个考虑了平均应力影响的简单实用方法。铁道车辆结构试验和评价标准[1]也建议采用Goodman线图,来预测疲劳破坏的可能性。基于图15所示的单侧角焊缝的试验结果,绘制了Goodman线图来分析平均应力的影响以及判断疲劳破坏的出现。图16给出了Goodman线图和车体的破坏点(基于5×105次循环)。静载荷试验的应力幅值是假定峰值交变加速度为0.2g,且沿车体长度不变推算得出的。然而,动态试验的应力幅值是前文试验中测得的结果。图16说明,基于静态试验的疲劳破坏预测会产生估计不足的结果,这是由于忽略了车体是柔性的事实。为了制造更可靠的车体结构,有必要制定考虑动态影响的等效载荷试验程序。
5 结论
本文提出了评价城市交通运输车辆车体疲劳强的动载荷试验方法,并对试验获得的结果进行了分析提出的试验方法与以前的试验方法不同,考虑了实载荷条件。试验结果总结如下:
(1)初始疲劳裂纹出现在车体中央焊缝。试验中测得的应力幅值比显示,最大值出现在车体中央,并且沿车体长度是变化的。中央的大幅值应力认为是由车体的柔性振动引起的,车体中央处的加速度在整个长度范围内是最大的。
(2)基于静载荷试验和基于动载荷试验的疲劳强度评价结果存在一些差异,因为静载荷试验中假定的是常应力幅值。该差异导致了预测裂纹萌生点发生了错误,未预测到裂纹萌生点会出现在车体中央。
(3)当接头形式类似时,基于部件疲劳试验结果的S-N曲线与实际车体在动载荷作用下的破坏结果很吻合。
参考文献
[1]Test Methods for Static Load of Body Structures of Rail way Rolling Stock[S].Jpn.Ind.Stand.,JIS E7105,(1989).
[2]Oomura,K.,Okuno,S.,Kawai,S.,Masai,K.and Kasai,Y.Fatigue Test of an Actual Car Body Structure(1st Report,The Testing Method and Its Accuracy)[J].Trans.Jpn.Soc.Mech.Eng.,(in Japanese),1992,58(545,A):20-25.
[3]Oomura,K.,Okuno,S.,Kawai,S.,Masai,K.and Kasai,Y.Fatigue Test of an Actual Car Body Structure(2nd Report,Investigation of Strength Evaluation Methods for Spot-Welded Joints)[J].Trans.Jpn.Soc.Mech.Eng.,(in Japanese),1993,59(562,A):131-137.
车辆载荷 篇5
本工作在SRV实验机上模拟活塞环-缸套摩擦副实际工况的动载荷和静载荷环境,将重型车辆发动机实际使用的活塞环和缸套加工成试样,测试了不同条件下摩擦副的摩擦因数和磨损量,并结合磨痕形貌和能谱分析,研究了摩擦副的磨损机制。目的是为改善摩擦副的减摩耐磨性,并为延长材料的使用寿命提供理论和实验依据。
1 实验材料与方法
本实验采用SRV?4高温摩擦磨损实验机。它是最新一代的摩擦学测试系统,可以方便地控制载荷、温度、往复频率、行程,能够较好的模拟活塞环-缸套在静载荷和动载荷条件下往复运动的工作方式,使实验结果更具可比性,从而对实际应用更具指导意义,目前已经广泛应用于活塞环-缸套的摩擦学特性实验中[5,6]。
为了模拟发动机中活塞环-缸套的实际运动方式,本实验采用相对滑动的面接触运动形式(见图1)。由图1可看出,上试样取自实际球面梯形环的一部分,材料为65Mn钢[7],表面电镀Cr。下试样是用实际缸套加工制成的,材料为42MnCr52钢,表面经过珩磨处理,长×宽×高的尺寸为20mm×12mm×5mm。同时设计了符合SRV实验机要求的下卡具,设计的卡具具有便于拆卸,定位准确的优点。实验过程中固定下试样不动,使上试样进行往复运动。试样之间的接触部分采用CD10W/40号机油进行润滑。
通过发动机台架考核实验可知,发动机实际工作过程中,气缸内壁最高温度约为200℃,缸内最大爆发压力约为10MPa,换算成此实验机最大载荷为400N。摩擦学测试条件如表1,2所示。
实验前后,采用无水乙醇对活塞环和缸套试样进行超声波清洗。利用Nova NanoSEM 450/650型高分辨场发射扫描电镜观察观察活塞环、缸套表面摩擦磨损后的微观形貌,采用Feature Max型X射线能谱仪分析表面元素分布情况。用精度为0.1mg的天平称量试样磨损前后的质量,所得质量差为试样的磨损量。
2 实验结果与讨论
2.1 静载荷条件下摩擦副的摩擦学性能
图2为摩擦副在不同静载荷下的摩擦因数图。由图2可见,摩擦副的摩擦因数随载荷的增加而减小。当载荷从50N时增加到170N时,摩擦因数下降的较为明显,而载荷从170N时增加到400N时,摩擦因数下降的较为平缓。与50N相比,载荷为400N时摩擦因数下降了约26%。在摩擦过程中,随着载荷的增加,摩擦表面的微凸体发生变形,导致接触面积增加。由于活塞环表面的Cr电镀层具有较高的硬度和承载能力,导致载荷增加的比例大于剪切强度和接触面积增加比例的乘积,所以摩擦副的摩擦因数随载荷的增加而减小[8,9]。
图3为不同静载荷下摩擦副的磨损总失重量。由图3可见,摩擦副的总失重量随载荷的增加而增加。当载荷为50N和170N时,总失重量增加较为平缓,当载荷超过170N后,随载荷的增加,总失重量增加明显。与50N相比,载荷为400N时摩擦副总失重量增加了约47%。
图4为摩擦副在不同载荷下磨损后的磨痕形貌。当载荷为50N时,活塞环表面由于磨屑的犁削作用,形成轻微的犁沟,与之对磨的缸套表面划痕呈细且浅的长条状存在,活塞环和缸套的磨损机理以磨粒磨损为主(见图4(a),(b))。当载荷增加到400N时,与前几种载荷相比,活塞环表面出现了严重的磨粒磨损,以及摩擦过程中因黏着-摩擦热产生的黏着磨损(见图4(c)),此时活塞环的磨损机理转变为综合的磨粒磨损和黏着磨损,缸套表面犁沟明显增深加宽(见图4(d)),导致磨损失重量继续增加。
从图4(c)可以看出,活塞环表面覆盖着条状深色区域。通过能谱进一步分析(见图(5)),结果表明该区域有一定量来自机油的功能元素:P,Zn,Ca,说明在摩擦过程中,通过摩擦化学反应,在活塞环表面形成摩擦反应膜。这是因为,当载荷增加到一定程度,摩擦副接触面会产生很大的塑性应力和剪切力,产生大量的摩擦热,导致摩擦副接触处摩擦温度升高,在塑性应力和高摩擦温度下很容易产生磨屑的转移从而形成摩擦反应膜[10,11]。摩擦反应膜可以减小摩擦副之间的接触面积,这是摩擦因数会降低的另一个原因。此时,虽然摩擦副之间的接触面积减小了,但是作用在已接触的点上的压力增加较大,再加上一些未形成摩擦反应膜的区域发生了黏着磨损,因此磨损失重量增加较多。
(a)活塞环50N;(b)缸套50N;(c)活塞环400N;(d)缸套400N(a)piston ring 50N;(b)cylinder liner 50N;(c)piston ring 400N;(d)cylinder liner 400N
2.2 动载荷条件下摩擦副的摩擦学性能
图6为摩擦副在不同强度动载荷条件下的摩擦因数曲线。由图6(a)可知,载荷为50N和170N交替循环时,摩擦副的摩擦因数随载荷的变化而呈循环变化。当载荷为50N时,摩擦因数约为0.24,当载荷增加到170N时,摩擦因数约为0.19。与50N的静载荷相比,摩擦因数上升了约14%;与170N的静载荷相比,摩擦因数上升了约12%。
由图6(b)可见,与低强度动载荷条件下的情况类似,载荷为170N和290N交替循环时,摩擦副的摩擦因数也随载荷的变化呈循环变化。当载荷为170N时,摩擦因数约为0.19,当载荷增加到290N时,摩擦因数约为0.18。与290N的静载荷相比,摩擦因数上升了约13%;与低强度动载荷条件下相比,摩擦因数有所下降。
如图6(c)所示,与低强度和中等强度动载荷条件下的情况不同,载荷为290N和400N交替循环时,摩擦副的摩擦因数没有太大变化,基本保持在约0.17。与400N的静载荷相比,摩擦因数上升了约13%。与低强度和中等强度动载荷条件下相比,摩擦因数有所下降。由此可见,与静载荷相比,在其他条件不变的情况下,动载荷条件下摩擦副的摩擦因数有所上升。而随着动载荷强度的增加,摩擦因数呈下降趋势。
(a)Cr;(b)P;(c)O;(d)Zn;(e)Ca;(f)C(a)Cr;(b)P;(c)O;(d)Zn;(e)Ca;(f)C
(a)低强度;(b)中等强度;(c)高强度(a)low strength;(b)moderate strength;(c)high strength
图7为摩擦副在不同动载荷下的磨损失重量。由图7可见,摩擦副的总失重量随动载荷强度的增加而增加。与低强度动载荷相比,高强度动载荷条件下摩擦副的总失重量增加了约31%。载荷为50N和170N交替循环时,与50N的静载荷相比,活塞环和缸套的失重量有所上升,但小于170N静载荷时的失重量。载荷为170N和290N,290N和400N交替循环时,与低强度动载荷条件下相似,活塞环和缸套的失重量分别介于静载荷为170N和290N的失重量之间、静载荷为290N和400N的失重量之间。
图8是摩擦副在不同强度动载荷条件下磨损后的磨痕形貌。当载荷为50N和170N交替循环时,活塞环表面存在磨粒的犁削痕迹,犁沟的特征为细且浅的长条状;缸套表面不但存在犁沟,而且局部出现涂抹现象。活塞环和缸套的磨损机理以磨粒磨损为主(见图8(a),(b))。
当载荷增加到170N和290N交替循环时,活塞环表面不但存在犁沟、黏着,同时局部出现材料的剥离(见图8(c))。其原因为,经过中等强度载荷的循环变化,材料表面在磨粒磨损过程中会产生较大的摩擦力,摩擦力对Cr电镀层产生剪切作用,随着磨损的进行,持续的剪切使得Cr电镀层与基体的结合遭到破坏,导致镀层被剥离基体。活塞环的磨损机理是综合的磨粒磨损、黏着磨损。缸套表面存在犁沟、黏着,同时涂抹现象更加明显(见图8(d))。缸套的磨损机理是综合的磨粒磨损、黏着磨损。
当载荷增加到290N和400N交替循环时,活塞环表面发生严重的黏着磨损,局部沿垂直于滑动方向出现裂纹(见图8(e))。出现上述磨损特征的原因,是由于载荷对摩擦副摩擦磨损特性的影响,取决于摩擦副接触面积的大小和变形程度。随着载荷的增加,活塞环和缸套接触表面的实际接触面积增加,微凸体变形程度加剧,引起表面和亚表面的塑性变形,在表层内形成裂纹的成核点。高强度载荷的循环变化导致裂纹扩展到表面,微凸体发生剥离形成大量的磨损粒子。同时,载荷的脉冲变化使得润滑油膜剧烈减薄,致使微凸体接触点焊合在一起,形成黏着(见图8(e))。活塞环的磨损机理是综合的磨粒磨损、黏着磨损、疲劳磨损。缸套表面的原始珩磨纹已经被磨平,表面变得相对平滑,犁沟数量明显增多。高强度载荷的循环变化,会导致缸套产生表层变形,表面最终剥离出大碎片,留下凹坑,致使局部出现点蚀(见图8(f))。缸套的磨损机理是综合的磨粒磨损、黏着磨损。
(a)活塞环50N-170N-50N;(b)缸套50N-170N-50N;(c)活塞环170N-290N-170N;(d)缸套170N-290N-170N;(e)活塞环290N-400N-290N;(f)缸套290N-400N-290N(a)piston ring 50N-170N-50N;(b)cylinder liner 50N-170N-50N;(c)piston ring 170N-290N-170N;(d)cylinder liner 170N-290N-170N;(e)piston ring 290N-400N-290N;(f)cylinder liner 290N-400N-290N
综上所述,随动载荷强度的增加,活塞环和缸套的磨损程度逐渐增加,使得摩擦副的总失重量增加。但是,由于载荷增加的比例大于材料剪切力和接触面积增加比例的乘积,因此摩擦副的摩擦因数随动载荷强度的增加而减小[9,12]。
3 结论
(1)随静载荷的增加,摩擦副的摩擦因数减小,总失重量增加。活塞环和缸套的磨损机理以磨粒磨损为主。在400N条件下,活塞环的磨损机理转变为综合的磨粒磨损和黏着磨损,表面形成摩擦反应膜。
(2)在低强度和中等强度动载荷条件下,载荷交替循环时,摩擦副的摩擦因数随载荷的变化而呈循环变化。在高强度动载荷条件下,摩擦副的摩擦因数保持稳定。摩擦副的总失重量随动载荷强度的增大而增加。