基于曲柄移動導桿機構的高速履帶車輛振動激勵解耦裝置設計

陳哲吾，向家佑，戴巨川，郭 勇，胥小強

(1.湖南科技大學 機電工程學院， 湖南 湘潭 411201； 2.蘇州韋博試驗儀器有限公司， 江蘇 蘇州 215000)

1 引言

履帶車輛因其良好的機動性能，被廣泛的應用到軍事領域[1]對于高速行駛的軍用履帶車輛而言，其減振系統的性能對行進間武器設計精度、乘員的舒適性、持續工作效能以及儀器設備的可靠性都有重要影響[2]。在履帶車輛發展的早期階段，主要依靠車輛的道路試驗和零部件臺架試驗的方法進行研究[3]；隨著計算機和信息技術的發展[4]，數字化仿真方法成為高速履帶車輛研發的重要技術手段，其仿真計算的準確性主要受限于試驗技術和設備的數據支撐不足。

在高速履帶車輛的振動環境模擬臺架試驗中，由于高速履帶車輛懸掛系統平衡肘的特殊結構，使其負重輪在產生豎直方向運動的同時必然產生水平方向運動，但由于履帶的連結作用[5]，激振臺面與履帶、負重輪之間存在運動干涉，導致難以對高速履帶車輛整車進行振動激勵試驗測試?，F有高速履帶車輛振動環境模擬臺架試驗研究中[6-11]，都是采用摘除履帶直接對負重輪進行激振的方式進行試驗測試研究，無法充分考慮履帶對車輛減振系統性能的影響，大大降低了減振系統性能測試的準確性，制約了高速履帶車輛減振系統結構設計和優化。

針對高速履帶車輛振動模擬試驗臺受限于履帶、負重輪之間的運動干涉，無法帶履帶進行振動試驗測試的難題，本文提出了基于曲柄移動導桿機構原理的高速履帶車輛振動激勵解耦裝置，建立了虛擬樣機仿真模型，通過試驗和仿真驗證了該機構的解耦性能，實現了高速履帶車輛帶履帶的振動環境模擬實驗測試，對提升高速履帶車輛試驗測試能力具有重大促進作用

2 激勵解耦裝置工作原理及結構

2.1 激勵解耦裝置工作原理

高速履帶車輛大多采用平衡肘作為導向機構的懸掛結構形式，在平衡肘的導向作用下，負重輪繞平衡肘鉸鏈做旋轉運動[13]，使負重輪相對于車體產生水平和豎直2個方向的運動。由于履帶在水平方向的牽扯作用，激振臺面與履帶、負重輪之間存在水平方向的運動干涉影響，現有的激振裝置無法直接對帶有履帶的高速履帶車輛減震系統進行振動激勵加載，需要摘除履帶才能進行振動環境模擬實驗。而摘除履帶的實驗方式，明顯不能完全真實反映高速履帶車輛減振系統的實際性能。因此，為實現帶履帶的逼真模擬，使激振力作用線始終垂直通過負重輪中心，本文提出了如圖1所示的基于曲柄移動導桿機構原理的高速履帶車輛振動激勵解耦裝置，利用導桿將激振臺面與負重輪的水平方向自由度聯動起來，采用圓柱面接觸激振的方式避免激振臺面與履帶、負重輪之間的運動干涉。

在圖1所示的激勵解耦裝置中，平衡肘相對車體繞扭桿彈簧轉動構成曲柄；安裝在平衡肘上的負重輪輪軸與豎直聯動桿之間構成滑、轉復合運動副；在水平方向上，豎直聯動桿和機架形成水平方向的移動副；激振輪與豎直聯動桿之間設置一個移動副，使激振輪可以延豎直聯動桿豎直方向滑動。當平衡肘擺動時，負重輪產生水平和豎直方向的運動；豎直聯動桿作為移動導桿從中分解出水平方向的運動，并帶動激振輪同步產生水平運動，同時保證激振輪在豎直方向上始終正對著負重輪；考慮到履帶式裝甲車輛振動模擬試驗時，其車輛的放置方向與理想方向可能存在一定的偏差，激振時負重輪還有可能產生垂直于圖中平面的位移，在豎直聯動桿上再增加一個橫向滑塊，使其能適應一定的橫向位移。

1-履帶，2-平衡肘(曲柄)，3-負重輪， 4-豎直聯動桿(移動導桿)，5-激振輪圖1 激勵解耦裝置原理示意圖Fig.1 Schematic diagram of mechanism

2.2 激勵解耦裝置機構設計

圖2所示為激勵解耦裝置試驗臺三維模型，該測試機構的結構主要由液壓作動器、激振輪組件、導塊組件、豎直聯動桿組件組成。

1-導塊箱，2-橫向解耦滑塊，3-承重導軌1，4-縱向運動導軌，5-承重滑塊1，6-豎直聯動桿，7-支撐叉，8-負重輪，9-平衡肘，10-負載箱，11-承重滑塊2，12-承重導軌2，13-激振輪，14-激振輪支架，15-支撐導軌，16-縱向運動滑塊，17-液壓作動器，18-支撐滑塊

當高速履帶車輛減振系統進行性能測試時，液壓作動器做不同頻率的正弦運動，通過激振輪組件把力傳遞至負重輪，在平衡肘作用下，負重輪產生平行于X方向的位移，與負重輪相連的支撐叉穿過豎直聯動桿，使負重輪和豎直聯動桿桿在X方向的位移保持同步，豎直聯動桿帶動導塊組件和激振輪組件在平行于X方向跟隨負重輪移動，使得激振輪組件在水平方向的運動與平衡肘在水平方向的運動保持同步，實現了對平衡肘擺動的解耦，保證激振力在豎直方向上一直作用于負重輪。

3 激勵解耦裝置動力學建模

3.1 模型假設

在不影響模型精度和準確性的情況下對模型進行適簡化，忽略構件的微小變形和導軌滑塊之間的摩擦做出如下假設：

1) 忽略構件微小形變對模型的影響，僅考慮豎直聯動桿的彈性變形，假設模型中其他小變形構件為剛性體；

2) 試驗臺所采用的是高精密重負荷直線導軌、滑塊，滑塊和導軌間的摩擦力較小且對于豎直聯動桿的運動影響甚微，模型中忽略滑動副的摩擦；

3) 液壓作動器主要做不同頻率的正弦運動來模擬車輛在路面行駛的情況，假設液壓作動器僅作豎向運動；

4) 根據履帶車輛懸掛系統彈性元件和阻尼元件的結構和工作特點[12]，將其簡化為彈性-阻尼系統。

3.2 模型建立

將三維模型導入Adams中，添加模型的質量屬性和運動副。機架與地面之間添加固定副，在液壓作動器的活塞桿與缸筒之間添加一個豎直方向滑移副，激振輪組件中的支撐導軌和液壓作動器工作臺面上的支撐滑塊之間添加水平方向的滑移副，激振輪組件中的縱向運動滑塊和豎直聯動桿組件中的縱向運動導軌之間添加豎直方向的滑移副，豎直聯動桿中的承重滑塊1和導塊組件中的承重導軌1之間添加水平方向滑移副，導塊組件中的橫向解耦滑塊和支架上的橫向解耦導軌之間添加水平方向滑移副，負載箱上的承重滑塊2和支架上的承重導軌2之間添加豎直方向的滑移副，平衡肘和負重輪之間添加旋轉副，平衡肘和車體之間添加旋轉副，激振輪和負重輪之間添加碰撞接觸，支撐叉和豎直聯動桿之間添加碰撞接觸，將平衡肘、負重輪和車體之間的油氣懸掛裝置簡化為彈性-阻尼系統。一共使用9個約束，其中1個固定副，6個滑移副，2個旋轉副；定義了2個接觸。

3.3 模型參數的設置

負重輪和激振輪、支撐叉和豎直聯動桿之間的接觸采用赫茲接觸碰撞模型，它們之間的作用力可用impact接觸力函數定義，計算公式為：

(1)

(2)

(3)

(4)

根據式(2)，式(3)，式(4)可得：

(5)

根據式(5)可得兩接觸物體的接觸剛度系數

(6)

式中:R1、R2為2個接觸物體在接觸點的半徑；v1、v2為兩接觸物體材料的泊松比；E1、E2為兩接觸物體的彈性模量。

試驗用負重輪的半徑R1=300 mm，接觸表面的材料為橡膠，其彈性模量E1=7.8×106Pa，泊松比v1=0.47；激振輪的半徑R2=300 mm，激振輪的材料為鋁合金，其彈性模量E2=7.1×1010Pa，泊松比v2=0.33。代入式(3)、式(4)、式(6)中得負重輪和激振輪的接觸剛度系數K=1 165.7 N/mm。

試驗用支撐叉的半徑R1=42.5 mm，接觸表面的材料為鋁合金(7075)，其彈性模量E1=7.1×1010Pa,泊松比v1=0.33；豎直聯動桿接觸面的半徑R2=∞，接觸面的材料為鋁合金，其彈性模量E2=7.1×1010Pa，泊松比v2=0.33，代入式(3)、式(4)、式(6)中得負重輪和支撐叉的接觸剛度系數K=3.95×105N/mm。

試驗臺懸掛系統簡化為的彈簧-滑移副系統，其中重要的參數是彈簧的剛度和阻尼。根據試驗臺懸掛結構，采用馬星國等履帶車輛懸掛系統當量化理論[13]，計算試驗臺懸掛系統等效剛度為K=210 N/mm，C=6.3 Ns/mm。有關試驗臺的主要參數見表1。

表1 試驗臺的主要參數

4 功能試驗與性能分析

在Adams中對模型進行參數設置，分別進行實物振動加載試驗和振動仿真。在現場實驗中，液壓作動器施加不同頻率和位移的振動激勵，在支撐叉上安裝丹麥B&K4914型振動加速度傳感器。

4.1 激勵解耦裝置試驗驗證條件

相關的實驗和仿真數據表明：高速履帶車輛在4種典型路面上行駛時的路面激勵時間頻率的范圍主要集中在0.1～100 Hz，幅值在1～200 mm，取其中功率譜密度相對較大頻率0.5 Hz和1 Hz，對應振動幅值25 mm和50 mm進行試驗加載，將試驗和仿真中支撐叉的加速度進行對比。取液壓作動器施加的位移激勵為25*sin(π*t)和50*sin(2π*t)，支撐叉上試驗加速度和Adams中仿真加速度如圖3和圖4所示。

由圖3和圖4可得，當液壓作動器的位移激勵為25*sin(π*t)時，除去峰值處誤差，仿真加速度和試驗加速度的最大誤差為9.05%；當液壓作動器的位移激勵為50*sin(2π*t)時，除去峰值誤差，仿真加速度和試驗加速度的最大誤差為8.93%。試驗加速度峰值遠大于模擬加速度峰值，造成該結果的原因主要是由液壓作動器運動方向轉變造成的沖擊。試驗加速度略小于仿真加速度主要由液壓作動器的實際位移激勵達不到額定的位移激勵造成。從中可以看出仿真與實測結果誤差小于10%，在Adams中建立的解耦懸掛仿真模型可以用來分析解耦懸掛裝置。

圖3 位移激勵25*sin(π*t)試驗和仿真加速度時域曲線Fig.3 The displacement excitation at 25*sin(π*t) test and simulation acceleration time domain diagram

圖4 位移激勵50*sin(2π*t)試驗和 仿真加速度時域曲線Fig.4 The displacement excitation at 50*sin(2π*t) test and simulation acceleration time domain diagram

4.2 解耦懸掛測試機構性能分析

高速履帶車輛懸掛系統中，由于平衡肘的擺動，在對懸掛系統進行性能測試時，負重輪會產生水平和豎直2個方向的運動。平衡肘運動過程中產生的水平和豎直方向位移分別為：

(7)

式中:L為平衡肘長度;θ0為在靜平衡時平衡肘與水平方向的夾角；θ1為在運動過程中平衡肘與水平方向的夾角。激振輪組件與豎直聯動桿通過縱向運動滑塊導軌相連接，在水平方向上，激振輪組件與豎直聯動桿的運動保持同步；當平衡肘擺動時，負重輪跟隨平衡肘擺動，以與負重輪相連穿過豎直聯動桿的支撐叉作為中間構件，將負重輪的擺動分解為豎直聯動桿的水平運動和支撐叉在豎直聯動桿中豎直運動，從而帶動激振輪做同步水平運動，保證支撐力作用線通過負重輪中心，以真實模擬實車振動情況。將平衡肘和豎直聯動桿在水平方向的位移作為評價解耦懸架測試機構性能的標準，二者在水平方向的位移越一致說明解耦性能越好。

試驗臺中平衡肘的長度L為279.28 mm,平衡肘與水平方向的初始夾角θ0為28.82°液壓作動器施加的激勵為25*sin(π*t)、50*sin(2π*t)時，平衡肘的擺動角度、平衡肘在x方向位移和豎直聯動桿在x方向位移如圖5所示。

圖5 平衡肘擺角和位移及豎直連動桿位移曲線Fig.5 Balance elbow swing angle and displacement and vertical linkage rod displacement

在運動初始階段機構存在沖擊，取系統運動平穩狀態平衡肘擺角，平衡肘和豎直聯動桿x方向位移數據。當位移激勵為25*sin(π*t)時，平衡肘的最大擺動角度為2.08°，平衡肘在x方向的最大位移為5.22 mm，豎直聯動桿在x方向的最大位移為5.36 mm，兩者在x方向位移的最大偏差為 0.15 mm，占平衡肘在x方向最大位移的2.80%。當位移激勵為50*sin(2π*t)時，平衡肘的最大擺動角度14.15°，平衡肘在x方向的最大位移為39.36 mm，豎直聯動桿在x方向的最大位移為39.60 mm，兩者在x方向位移的最大偏差為 0.24 mm，占平衡肘在x方向最大位移的0.62%。

平衡肘和豎直聯動桿在x方向位移出現偏差且偏差一般在峰值處,其原因與仿真中支撐叉和豎直聯動桿所設置的碰撞接觸參數有關。在位移峰值位置處時，平衡肘的擺角達到峰值且在x方向的位移最大，此時豎直聯動桿切入支撐叉中，造成了豎直聯動桿在x方向的位移略微大于平衡肘在x方向的位移，且二者位移之差最大不超過平衡肘在x方向位移的2.80%，隨著平衡肘x方向位移的增加，二者位移之差最大不超過平衡肘在x方向位移的0.62%。支撐叉和豎直聯動桿之間存在0.2 mm間距，豎直聯動桿的方向位移與支撐叉x方向位移存在差距，誤差可以接受。因此，基于豎直聯動桿的解耦懸掛測試機構，能夠實現對平衡肘擺動的解耦，使豎直聯動桿在水平方向的位移與平衡肘在水平方向的位移保持同步，可以為帶履帶情況下對懸掛系統進行性能測試提供新的途徑。

5 激勵載荷傳遞有效性分析

由于激勵解耦裝置液壓作動器的激勵載荷不是直接作用到負重輪上，液壓作動器載荷經過激勵解耦裝置傳遞到負重輪上會存在一定程度的失真，需要進行載荷傳遞特性分析，以保證激勵載荷通過解耦裝置仍能有效傳遞到負重輪上。

5.1 激振輪輸入激勵載荷

履帶車輛的激勵載荷主要來自地面，而路面不平度則是履帶車輛產生垂向振動的主要因素，對車輛的平順性和穩定性等有重要影響[14]。其衡量指標通常用路面不平度來表示，即路面相對基準平面高度沿道路走向長度的變化。

本文中引入國軍標GJB59.15—88規定的4種典型路面不平度輸入，利用路面不平度輸入典型方法——有理函數功率譜密度的諧波疊加法，建立時域路面激勵數學模型，將其表示為：

(8)

式中：ak為路面不平度輸入的幅值系數；fk為路面不平度輸入的輸入頻率；φk為路面不平度輸入的初始相角。在(0,2π)區間內服從均勻分布，且和k=1,2,3,…,N中的N個φk相位角彼此獨立。本文以硬地面假設為基礎，將路面不平度按照車輛的行駛速度換算為液壓作動器隨時間變化的垂向位移輸入，設履帶車輛行以車速v行駛。通過研究負重輪輸出振動響應特性，對比激振輪的輸入激勵載荷，分析激勵解耦裝置設計的合理性。

5.2 負重輪響應特性分析

假設高速履帶車輛在4種典型路面上分別以10 km/h、20 km/h、30 km/h、40 km/h和50 km/h的車速行駛，計算仿真得到負重輪的振動加速度。不同車速下的負重輪加速度均方根值與激振輪加速度均方根值如圖6所示。

圖6 負重輪與激振輪加速度均方根曲線Fig.6 Comparison diagram of acceleration root mean square between the road wheel and the excitation wheel

從圖6可以看到不同車速的液壓作動器激勵輸入下，負重輪加速度響應的均方根與激振輪輸入的加速度均方根一致性比較好。同時，對比激勵解耦裝置負重輪加速度均方根和激振輪加速度均方根值可以得到，負重輪和激振輪加速度均方根誤差如表2所示，從振動激勵從激振輪傳遞到負重輪上的整體誤差不是很大(最大誤差為8.63%)，說明激振輪的輸入能量能夠有效傳遞到負重輪上。

表2 負重輪和激振輪加速度均方根誤差

如圖7所示，對比各典型路面激勵下負重輪和激振輪加速度功率譜數據，可以發現負重輪響應的加速度功率譜數據確比整體激振輪的功率譜數據更小，說明激勵解耦裝置在載荷傳遞過程中可能存在能量損失，分析其原因是由于激勵載荷傳遞過程中存在各種接觸碰撞，造成激振輪與負重輪之間的能量損失，應該屬于正常能量流失，具體能量損失有待進一步研究。為了進一步確認激勵解耦裝置載荷傳遞特性，可以對比各典型路面激勵下負重輪和激振輪加速度頻域數據。提取典型路面激勵下不同車速行駛條件負重輪加速度和激振輪加速度的頻域數據如圖8所示。

圖7 路面激勵下負重輪和激振輪加速度功率譜曲線Fig.7 Acceleration power spectrum of road wheels and exciter wheels under road excitation

圖8 路面激勵下負重輪和激振輪加速度頻譜曲線Fig.8 Acceleration spectrum of road wheel and exciter wheel under road excitation

從加速度頻域數據對比可以看到，負重輪響應加速度頻域數據與激振輪輸入數據出現了幅值的差別，說明激勵解耦裝置的引入對負重輪的載荷還是產生了一定的影響。同時分析負重輪與激振輪的加速度頻域波形，可以看到兩者波形吻合度比較好，表明這種影響還是在可控范圍內的。

6 結論

1) 基于曲柄移動導桿機構的激勵解耦懸掛測試裝置，使履帶車輛負重輪水平位移和豎直聯動桿水平位移之差最大不超過0.3 mm，有效實現了平衡肘擺動運動的解耦；

2) 建立了激勵解耦懸掛測試機構虛擬樣機模型，對比分析了正弦激勵下支撐叉(負重輪)的振動響應，支撐叉(負重輪)上試驗測試加速度和仿真分析加速度結果誤差小于10%，驗證了虛擬樣機模型的合理性；

3) 建立了4種典型路面不同車速下的激勵載荷輸入模型，分析了4種典型路面不同車速下激振輪輸入與負重輪輸出響應，兩者數據吻合較好，驗證了激勵解耦裝置對地面激勵載荷傳遞的有效性。