基于曲柄移动导杆机构的高速履带车辆振动激励解耦装置设计

陈哲吾，向家佑，戴巨川，郭 勇，胥小强

(1.湖南科技大学 机电工程学院， 湖南 湘潭 411201； 2.苏州韦博试验仪器有限公司， 江苏 苏州 215000)

1 引言

履带车辆因其良好的机动性能，被广泛的应用到军事领域[1]对于高速行驶的军用履带车辆而言，其减振系统的性能对行进间武器设计精度、乘员的舒适性、持续工作效能以及仪器设备的可靠性都有重要影响[2]。在履带车辆发展的早期阶段，主要依靠车辆的道路试验和零部件台架试验的方法进行研究[3]；随着计算机和信息技术的发展[4]，数字化仿真方法成为高速履带车辆研发的重要技术手段，其仿真计算的准确性主要受限于试验技术和设备的数据支撑不足。

在高速履带车辆的振动环境模拟台架试验中，由于高速履带车辆悬挂系统平衡肘的特殊结构，使其负重轮在产生竖直方向运动的同时必然产生水平方向运动，但由于履带的连结作用[5]，激振台面与履带、负重轮之间存在运动干涉，导致难以对高速履带车辆整车进行振动激励试验测试。现有高速履带车辆振动环境模拟台架试验研究中[6-11]，都是采用摘除履带直接对负重轮进行激振的方式进行试验测试研究，无法充分考虑履带对车辆减振系统性能的影响，大大降低了减振系统性能测试的准确性，制约了高速履带车辆减振系统结构设计和优化。

针对高速履带车辆振动模拟试验台受限于履带、负重轮之间的运动干涉，无法带履带进行振动试验测试的难题，本文提出了基于曲柄移动导杆机构原理的高速履带车辆振动激励解耦装置，建立了虚拟样机仿真模型，通过试验和仿真验证了该机构的解耦性能，实现了高速履带车辆带履带的振动环境模拟实验测试，对提升高速履带车辆试验测试能力具有重大促进作用

2 激励解耦装置工作原理及结构

2.1 激励解耦装置工作原理

高速履带车辆大多采用平衡肘作为导向机构的悬挂结构形式，在平衡肘的导向作用下，负重轮绕平衡肘铰链做旋转运动[13]，使负重轮相对于车体产生水平和竖直2个方向的运动。由于履带在水平方向的牵扯作用，激振台面与履带、负重轮之间存在水平方向的运动干涉影响，现有的激振装置无法直接对带有履带的高速履带车辆减震系统进行振动激励加载，需要摘除履带才能进行振动环境模拟实验。而摘除履带的实验方式，明显不能完全真实反映高速履带车辆减振系统的实际性能。因此，为实现带履带的逼真模拟，使激振力作用线始终垂直通过负重轮中心，本文提出了如图1所示的基于曲柄移动导杆机构原理的高速履带车辆振动激励解耦装置，利用导杆将激振台面与负重轮的水平方向自由度联动起来，采用圆柱面接触激振的方式避免激振台面与履带、负重轮之间的运动干涉。

在图1所示的激励解耦装置中，平衡肘相对车体绕扭杆弹簧转动构成曲柄；安装在平衡肘上的负重轮轮轴与竖直联动杆之间构成滑、转复合运动副；在水平方向上，竖直联动杆和机架形成水平方向的移动副；激振轮与竖直联动杆之间设置一个移动副，使激振轮可以延竖直联动杆竖直方向滑动。当平衡肘摆动时，负重轮产生水平和竖直方向的运动；竖直联动杆作为移动导杆从中分解出水平方向的运动，并带动激振轮同步产生水平运动，同时保证激振轮在竖直方向上始终正对着负重轮；考虑到履带式装甲车辆振动模拟试验时，其车辆的放置方向与理想方向可能存在一定的偏差，激振时负重轮还有可能产生垂直于图中平面的位移，在竖直联动杆上再增加一个横向滑块，使其能适应一定的横向位移。

1-履带，2-平衡肘(曲柄)，3-负重轮， 4-竖直联动杆(移动导杆)，5-激振轮图1 激励解耦装置原理示意图Fig.1 Schematic diagram of mechanism

2.2 激励解耦装置机构设计

图2所示为激励解耦装置试验台三维模型，该测试机构的结构主要由液压作动器、激振轮组件、导块组件、竖直联动杆组件组成。

1-导块箱，2-横向解耦滑块，3-承重导轨1，4-纵向运动导轨，5-承重滑块1，6-竖直联动杆，7-支撑叉，8-负重轮，9-平衡肘，10-负载箱，11-承重滑块2，12-承重导轨2，13-激振轮，14-激振轮支架，15-支撑导轨，16-纵向运动滑块，17-液压作动器，18-支撑滑块

当高速履带车辆减振系统进行性能测试时，液压作动器做不同频率的正弦运动，通过激振轮组件把力传递至负重轮，在平衡肘作用下，负重轮产生平行于X方向的位移，与负重轮相连的支撑叉穿过竖直联动杆，使负重轮和竖直联动杆杆在X方向的位移保持同步，竖直联动杆带动导块组件和激振轮组件在平行于X方向跟随负重轮移动，使得激振轮组件在水平方向的运动与平衡肘在水平方向的运动保持同步，实现了对平衡肘摆动的解耦，保证激振力在竖直方向上一直作用于负重轮。

3 激励解耦装置动力学建模

3.1 模型假设

在不影响模型精度和准确性的情况下对模型进行适简化，忽略构件的微小变形和导轨滑块之间的摩擦做出如下假设：

1) 忽略构件微小形变对模型的影响，仅考虑竖直联动杆的弹性变形，假设模型中其他小变形构件为刚性体；

2) 试验台所采用的是高精密重负荷直线导轨、滑块，滑块和导轨间的摩擦力较小且对于竖直联动杆的运动影响甚微，模型中忽略滑动副的摩擦；

3) 液压作动器主要做不同频率的正弦运动来模拟车辆在路面行驶的情况，假设液压作动器仅作竖向运动；

4) 根据履带车辆悬挂系统弹性元件和阻尼元件的结构和工作特点[12]，将其简化为弹性-阻尼系统。

3.2 模型建立

将三维模型导入Adams中，添加模型的质量属性和运动副。机架与地面之间添加固定副，在液压作动器的活塞杆与缸筒之间添加一个竖直方向滑移副，激振轮组件中的支撑导轨和液压作动器工作台面上的支撑滑块之间添加水平方向的滑移副，激振轮组件中的纵向运动滑块和竖直联动杆组件中的纵向运动导轨之间添加竖直方向的滑移副，竖直联动杆中的承重滑块1和导块组件中的承重导轨1之间添加水平方向滑移副，导块组件中的横向解耦滑块和支架上的横向解耦导轨之间添加水平方向滑移副，负载箱上的承重滑块2和支架上的承重导轨2之间添加竖直方向的滑移副，平衡肘和负重轮之间添加旋转副，平衡肘和车体之间添加旋转副，激振轮和负重轮之间添加碰撞接触，支撑叉和竖直联动杆之间添加碰撞接触，将平衡肘、负重轮和车体之间的油气悬挂装置简化为弹性-阻尼系统。一共使用9个约束，其中1个固定副，6个滑移副，2个旋转副；定义了2个接触。

3.3 模型参数的设置

负重轮和激振轮、支撑叉和竖直联动杆之间的接触采用赫兹接触碰撞模型，它们之间的作用力可用impact接触力函数定义，计算公式为：

(1)

(2)

(3)

(4)

根据式(2)，式(3)，式(4)可得：

(5)

根据式(5)可得两接触物体的接触刚度系数

(6)

式中:R1、R2为2个接触物体在接触点的半径；v1、v2为两接触物体材料的泊松比；E1、E2为两接触物体的弹性模量。

试验用负重轮的半径R1=300 mm，接触表面的材料为橡胶，其弹性模量E1=7.8×106Pa，泊松比v1=0.47；激振轮的半径R2=300 mm，激振轮的材料为铝合金，其弹性模量E2=7.1×1010Pa，泊松比v2=0.33。代入式(3)、式(4)、式(6)中得负重轮和激振轮的接触刚度系数K=1 165.7 N/mm。

试验用支撑叉的半径R1=42.5 mm，接触表面的材料为铝合金(7075)，其弹性模量E1=7.1×1010Pa,泊松比v1=0.33；竖直联动杆接触面的半径R2=∞，接触面的材料为铝合金，其弹性模量E2=7.1×1010Pa，泊松比v2=0.33，代入式(3)、式(4)、式(6)中得负重轮和支撑叉的接触刚度系数K=3.95×105N/mm。

试验台悬挂系统简化为的弹簧-滑移副系统，其中重要的参数是弹簧的刚度和阻尼。根据试验台悬挂结构，采用马星国等履带车辆悬挂系统当量化理论[13]，计算试验台悬挂系统等效刚度为K=210 N/mm，C=6.3 Ns/mm。有关试验台的主要参数见表1。

表1 试验台的主要参数

4 功能试验与性能分析

在Adams中对模型进行参数设置，分别进行实物振动加载试验和振动仿真。在现场实验中，液压作动器施加不同频率和位移的振动激励，在支撑叉上安装丹麦B&K4914型振动加速度传感器。

4.1 激励解耦装置试验验证条件

相关的实验和仿真数据表明：高速履带车辆在4种典型路面上行驶时的路面激励时间频率的范围主要集中在0.1～100 Hz，幅值在1～200 mm，取其中功率谱密度相对较大频率0.5 Hz和1 Hz，对应振动幅值25 mm和50 mm进行试验加载，将试验和仿真中支撑叉的加速度进行对比。取液压作动器施加的位移激励为25*sin(π*t)和50*sin(2π*t)，支撑叉上试验加速度和Adams中仿真加速度如图3和图4所示。

由图3和图4可得，当液压作动器的位移激励为25*sin(π*t)时，除去峰值处误差，仿真加速度和试验加速度的最大误差为9.05%；当液压作动器的位移激励为50*sin(2π*t)时，除去峰值误差，仿真加速度和试验加速度的最大误差为8.93%。试验加速度峰值远大于模拟加速度峰值，造成该结果的原因主要是由液压作动器运动方向转变造成的冲击。试验加速度略小于仿真加速度主要由液压作动器的实际位移激励达不到额定的位移激励造成。从中可以看出仿真与实测结果误差小于10%，在Adams中建立的解耦悬挂仿真模型可以用来分析解耦悬挂装置。

图3 位移激励25*sin(π*t)试验和仿真加速度时域曲线Fig.3 The displacement excitation at 25*sin(π*t) test and simulation acceleration time domain diagram

图4 位移激励50*sin(2π*t)试验和 仿真加速度时域曲线Fig.4 The displacement excitation at 50*sin(2π*t) test and simulation acceleration time domain diagram

4.2 解耦悬挂测试机构性能分析

高速履带车辆悬挂系统中，由于平衡肘的摆动，在对悬挂系统进行性能测试时，负重轮会产生水平和竖直2个方向的运动。平衡肘运动过程中产生的水平和竖直方向位移分别为：

(7)

式中:L为平衡肘长度;θ0为在静平衡时平衡肘与水平方向的夹角；θ1为在运动过程中平衡肘与水平方向的夹角。激振轮组件与竖直联动杆通过纵向运动滑块导轨相连接，在水平方向上，激振轮组件与竖直联动杆的运动保持同步；当平衡肘摆动时，负重轮跟随平衡肘摆动，以与负重轮相连穿过竖直联动杆的支撑叉作为中间构件，将负重轮的摆动分解为竖直联动杆的水平运动和支撑叉在竖直联动杆中竖直运动，从而带动激振轮做同步水平运动，保证支撑力作用线通过负重轮中心，以真实模拟实车振动情况。将平衡肘和竖直联动杆在水平方向的位移作为评价解耦悬架测试机构性能的标准，二者在水平方向的位移越一致说明解耦性能越好。

试验台中平衡肘的长度L为279.28 mm,平衡肘与水平方向的初始夹角θ0为28.82°液压作动器施加的激励为25*sin(π*t)、50*sin(2π*t)时，平衡肘的摆动角度、平衡肘在x方向位移和竖直联动杆在x方向位移如图5所示。

图5 平衡肘摆角和位移及竖直连动杆位移曲线Fig.5 Balance elbow swing angle and displacement and vertical linkage rod displacement

在运动初始阶段机构存在冲击，取系统运动平稳状态平衡肘摆角，平衡肘和竖直联动杆x方向位移数据。当位移激励为25*sin(π*t)时，平衡肘的最大摆动角度为2.08°，平衡肘在x方向的最大位移为5.22 mm，竖直联动杆在x方向的最大位移为5.36 mm，两者在x方向位移的最大偏差为 0.15 mm，占平衡肘在x方向最大位移的2.80%。当位移激励为50*sin(2π*t)时，平衡肘的最大摆动角度14.15°，平衡肘在x方向的最大位移为39.36 mm，竖直联动杆在x方向的最大位移为39.60 mm，两者在x方向位移的最大偏差为 0.24 mm，占平衡肘在x方向最大位移的0.62%。

平衡肘和竖直联动杆在x方向位移出现偏差且偏差一般在峰值处,其原因与仿真中支撑叉和竖直联动杆所设置的碰撞接触参数有关。在位移峰值位置处时，平衡肘的摆角达到峰值且在x方向的位移最大，此时竖直联动杆切入支撑叉中，造成了竖直联动杆在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过平衡肘在x方向位移的2.80%，随着平衡肘x方向位移的增加，二者位移之差最大不超过平衡肘在x方向位移的0.62%。支撑叉和竖直联动杆之间存在0.2 mm间距，竖直联动杆的方向位移与支撑叉x方向位移存在差距，误差可以接受。因此，基于竖直联动杆的解耦悬挂测试机构，能够实现对平衡肘摆动的解耦，使竖直联动杆在水平方向的位移与平衡肘在水平方向的位移保持同步，可以为带履带情况下对悬挂系统进行性能测试提供新的途径。

5 激励载荷传递有效性分析

由于激励解耦装置液压作动器的激励载荷不是直接作用到负重轮上，液压作动器载荷经过激励解耦装置传递到负重轮上会存在一定程度的失真，需要进行载荷传递特性分析，以保证激励载荷通过解耦装置仍能有效传递到负重轮上。

5.1 激振轮输入激励载荷

履带车辆的激励载荷主要来自地面，而路面不平度则是履带车辆产生垂向振动的主要因素，对车辆的平顺性和稳定性等有重要影响[14]。其衡量指标通常用路面不平度来表示，即路面相对基准平面高度沿道路走向长度的变化。

本文中引入国军标GJB59.15—88规定的4种典型路面不平度输入，利用路面不平度输入典型方法——有理函数功率谱密度的谐波叠加法，建立时域路面激励数学模型，将其表示为：

(8)

式中：ak为路面不平度输入的幅值系数；fk为路面不平度输入的输入频率；φk为路面不平度输入的初始相角。在(0,2π)区间内服从均匀分布，且和k=1,2,3,…,N中的N个φk相位角彼此独立。本文以硬地面假设为基础，将路面不平度按照车辆的行驶速度换算为液压作动器随时间变化的垂向位移输入，设履带车辆行以车速v行驶。通过研究负重轮输出振动响应特性，对比激振轮的输入激励载荷，分析激励解耦装置设计的合理性。

5.2 负重轮响应特性分析

假设高速履带车辆在4种典型路面上分别以10 km/h、20 km/h、30 km/h、40 km/h和50 km/h的车速行驶，计算仿真得到负重轮的振动加速度。不同车速下的负重轮加速度均方根值与激振轮加速度均方根值如图6所示。

图6 负重轮与激振轮加速度均方根曲线Fig.6 Comparison diagram of acceleration root mean square between the road wheel and the excitation wheel

从图6可以看到不同车速的液压作动器激励输入下，负重轮加速度响应的均方根与激振轮输入的加速度均方根一致性比较好。同时，对比激励解耦装置负重轮加速度均方根和激振轮加速度均方根值可以得到，负重轮和激振轮加速度均方根误差如表2所示，从振动激励从激振轮传递到负重轮上的整体误差不是很大(最大误差为8.63%)，说明激振轮的输入能量能够有效传递到负重轮上。

表2 负重轮和激振轮加速度均方根误差

如图7所示，对比各典型路面激励下负重轮和激振轮加速度功率谱数据，可以发现负重轮响应的加速度功率谱数据确比整体激振轮的功率谱数据更小，说明激励解耦装置在载荷传递过程中可能存在能量损失，分析其原因是由于激励载荷传递过程中存在各种接触碰撞，造成激振轮与负重轮之间的能量损失，应该属于正常能量流失，具体能量损失有待进一步研究。为了进一步确认激励解耦装置载荷传递特性，可以对比各典型路面激励下负重轮和激振轮加速度频域数据。提取典型路面激励下不同车速行驶条件负重轮加速度和激振轮加速度的频域数据如图8所示。

图7 路面激励下负重轮和激振轮加速度功率谱曲线Fig.7 Acceleration power spectrum of road wheels and exciter wheels under road excitation

图8 路面激励下负重轮和激振轮加速度频谱曲线Fig.8 Acceleration spectrum of road wheel and exciter wheel under road excitation

从加速度频域数据对比可以看到，负重轮响应加速度频域数据与激振轮输入数据出现了幅值的差别，说明激励解耦装置的引入对负重轮的载荷还是产生了一定的影响。同时分析负重轮与激振轮的加速度频域波形，可以看到两者波形吻合度比较好，表明这种影响还是在可控范围内的。

6 结论

1) 基于曲柄移动导杆机构的激励解耦悬挂测试装置，使履带车辆负重轮水平位移和竖直联动杆水平位移之差最大不超过0.3 mm，有效实现了平衡肘摆动运动的解耦；

2) 建立了激励解耦悬挂测试机构虚拟样机模型，对比分析了正弦激励下支撑叉(负重轮)的振动响应，支撑叉(负重轮)上试验测试加速度和仿真分析加速度结果误差小于10%，验证了虚拟样机模型的合理性；

3) 建立了4种典型路面不同车速下的激励载荷输入模型，分析了4种典型路面不同车速下激振轮输入与负重轮输出响应，两者数据吻合较好，验证了激励解耦装置对地面激励载荷传递的有效性。