顧寶海， 顧浩

（1.鹽城耀升閥門有限公司，江蘇 鹽城224100；2.南京農(nóng)業(yè)大學(xué) 工學(xué)院，南京210095）

1 六足并聯(lián)懸架概述

（1）現(xiàn)狀及局限性

早期拖拉機駕駛室懸架采用四點或三點固定懸置的布置方式，目前國內(nèi)仍有大量這種布置方式，即四點或三點固定懸置、半浮式以及直接為懸置的布置方式，但這種布置方式只能對垂直方向的振動起到緩解作用。

（2）六足并聯(lián)懸架的構(gòu)想

針對拖拉機駕駛室振動的多維性，一種駕駛室“六足并聯(lián)懸架”結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的構(gòu)想從此誕生。此結(jié)構(gòu)可為駕乘人員提供六個自由度的隔振，顯然效果將大大優(yōu)于通常的懸置機構(gòu)。

駕駛室六足并聯(lián)懸架是在空間按一定規(guī)律布置于駕駛室底部和車架的6 條的減振支鏈（即彈性阻尼元件），對現(xiàn)有彈性、阻尼元件分析，支鏈主運動方向是軸向位移和速度，允許存在的次運動方向為繞軸的轉(zhuǎn)動，在機構(gòu)運動學(xué)中，該運動形式為移動副（P）或者圓柱副（C）。支鏈的兩端為球鉸（S），分別與車架和駕駛室底部相連。從機構(gòu)運動學(xué)角度，主要考慮的支鏈?zhǔn)荢PS。據(jù)此，可以繪制出六足并聯(lián)懸架的結(jié)構(gòu)草圖如圖1。

（3）六足并聯(lián)懸架機構(gòu)研究的內(nèi)容

振動系統(tǒng)的研究中，靜平衡位置是一個主要位置。駕駛室六足并聯(lián)懸架布置就是指在靜平衡位置處，研究支鏈形式及布置方式（機構(gòu)拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)）、鉸接點的位置、支鏈角度、質(zhì)量分布等對振動系統(tǒng)的靜平衡狀態(tài)、初步解耦的影響。

圖1 駕駛室六足并聯(lián)懸架結(jié)構(gòu)草圖

2 建立六足并聯(lián)懸架的原理

（1）空間任意力系靜力平衡原理：力系處于平衡的充要條件是該力系主矢和對任意一點的主矩都等于零，即

（2）根據(jù)空間力系向一點簡化的原理：空間力系平衡的充要條件是各力在三個坐標(biāo)軸中每個軸上的投影代數(shù)和等于零，以及這些力對于每個坐標(biāo)軸的力矩代數(shù)和也等于零，即

（3）六足并聯(lián)懸架靜平衡方程建立

根據(jù)靜力平衡原理，來推導(dǎo)其布置需滿足的條件，以及計算出其平衡位置的設(shè)計。

將駕駛室、駕駛員和鉸鏈看成一個整體，因其靜止不動阻尼力為0，所以其受到的力為6 根彈簧彈力、自身重力。

車輛靜平衡坐標(biāo)系建立。以某水平平面（一般為駕駛室底板）上某點O 為原點，X 軸正向為車輛的前進方向，Y軸正向為前進方向的左側(cè)，Z 軸正向為豎直向上。

減振支路。第i 減振支路原長li′，懸架架好駕駛員就座后縮短量Δli，第i 減振支路彈簧彈力Fki=kiΔli

根據(jù)式（2），結(jié)合圖2可知，六足并聯(lián)懸架滿足靜平衡位置力學(xué)平衡方程為

圖2 六足并聯(lián)懸架靜平衡受力分析

此時參考兩水平面之間的減振支路豎直方向的長度相等。

3 懸架系統(tǒng)的質(zhì)量特性

在機械振動系統(tǒng)中，系統(tǒng)本身的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量等決定了系統(tǒng)的特性，其參數(shù)組成質(zhì)量特性參數(shù)。其中，質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量等與測量時選取的參考坐標(biāo)有關(guān)。

參數(shù)一般可通過試驗測量、CAD 軟件計算、實驗、經(jīng)驗公式估算等方法得到。

本文研究的六足并聯(lián)懸架系統(tǒng)簧上質(zhì)量主要由駕駛室和駕乘人員組成。（1）拖拉機駕駛室質(zhì)量特性

假設(shè)，某拖拉機駕駛室的質(zhì)量通過測量為375kg。

該模型相對相差率為5.95%，基本滿足工程計算要求。

駕駛室轉(zhuǎn)動慣量、質(zhì)心可通過Pro/E 軟件計算（略）。

（2）拖拉機駕駛員質(zhì)量特性

國標(biāo)《農(nóng)林拖拉機駕駛座試驗方法和驗收條件》中規(guī)定，實驗要在兩種質(zhì)量駕駛員的情況下進行：一種質(zhì)量為59kg±1kg，帶有不超過5kg 的安全帶；一種質(zhì)量為98kg±5kg，帶有不超過8kg 的安全帶。

假設(shè)拖拉機座椅為7kg，駕駛室質(zhì)量采用經(jīng)Pro/E 運算出的質(zhì)量352.69kg。假設(shè)駕駛員質(zhì)量為兩種質(zhì)量駕駛員的均值80kg。其與標(biāo)準(zhǔn)中質(zhì)量相差率為：

該模型選擇的質(zhì)量與標(biāo)準(zhǔn)要求的兩種質(zhì)量相差率為±4.55%，基本滿足工程設(shè)計要求。車輛平順性中規(guī)定身高為170±5mm，選擇中值為172.5mm。

根據(jù)國標(biāo)《成年人人體慣性參數(shù)》、《坐姿人體模板功能設(shè)計要求》及《農(nóng)林拖拉機駕駛座試驗方法和驗收條件》將駕駛員與座椅分為若干相對位置固定的剛體。該人體直立姿勢模型中x 向?qū)ΨQ，且y 向?qū)ΨQ，只反映了z 向的相互關(guān)系。人體坐姿模型中其相對位置如圖3 所示。

根據(jù)國標(biāo)《成年人人體慣性參數(shù)》，可以得到各分段的質(zhì)量特性，如表1。其中，人體對稱分布部分單側(cè)計量。各段轉(zhuǎn)動慣量測量坐標(biāo)系是以各段質(zhì)心為原點，軸沿用直立姿勢下國標(biāo)中規(guī)定的冠狀軸x、矢狀軸y、垂直軸z。計算轉(zhuǎn)動慣量時手、足按質(zhì)點計算。座椅轉(zhuǎn)動慣量按照均勻長方體計算，坐墊水平靠背按豎直時計算。

（3）六足并聯(lián)懸架質(zhì)量總分布及其質(zhì)量特性

圖3 駕駛員坐姿人體模型（含座椅）

表1 人——椅系統(tǒng)質(zhì)量特性

建立懸架質(zhì)量系統(tǒng)的測量坐標(biāo)系，該懸架系統(tǒng)質(zhì)量分布如圖4 所示。坐姿參考點H；形心xy 向參考點M，底板y 向?qū)挾?60mm；駕駛員——座椅系統(tǒng)質(zhì)心C1，質(zhì)量m1，質(zhì)心的慣性張量J員；駕駛室質(zhì)心C2，質(zhì)量m2，質(zhì)心的慣性張量J室。在整個駕駛室+座椅+駕駛員體系中將質(zhì)量疊加，系統(tǒng)質(zhì)量為M；質(zhì)心合成為C。質(zhì)心轉(zhuǎn)動慣量合成為J。

圖4 各關(guān)鍵點在測量坐標(biāo)系中的位置關(guān)系

4 六足并聯(lián)懸架結(jié)構(gòu)方案選擇與確定

并聯(lián)機構(gòu)學(xué)中，典型的Stewart 機構(gòu)（6-SPS）由6 個SPS 運動鏈并聯(lián)，而每個運動鏈由兩個球面副與一個移動副組成，兩個球面副分別與固定平臺和運動平臺連接，機構(gòu)由移動副驅(qū)動。該機構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡單、解耦度高等優(yōu)點。

鑒于上述優(yōu)點，駕駛室六足并聯(lián)懸架采用Stewart 機構(gòu)形式，即用6 根彈性-阻尼元件導(dǎo)向和支撐駕駛室，同時還起到空間6 個自由度減振作用。采用彈性-阻尼元件作為桿件，相當(dāng)于并聯(lián)機構(gòu)中的移動副（P），兩個球鉸（S）分別與駕駛室和車架相連，車架的6 個自由度運動為激勵源，彈性-阻尼元件減振后，駕駛室會有6 個自由度響應(yīng)。

考慮到減振支路對稱分布對靜平衡和解耦的影響，主要考慮以下兩種基本的六點對稱布置（圖5）：一種是正六邊形布置；一種是長方形布置。

圖5 鉸接點布置俯視圖

考慮到對稱對靜平衡和運動解耦的影響，選取各減振支路彈簧剛度和阻尼器阻尼都相等的情況。

靜平衡時，鉸接點的布置只對彈性力有影響。當(dāng)彈性力向三個方向分解時，在各自方向會存在正負(fù)兩向平行力的合成。x 向、y 向正負(fù)合力大小要相等，方向要求共線，z 向彈性力都為正向，要與物體重力大小相等，方向要求共線。要求正負(fù)力分布后的加權(quán)重心重合，在選擇剛度相等、靜位移相等的情況下，正六邊形是一種符合靜平衡條件的布置，正六邊形中心與簧上質(zhì)量質(zhì)心在豎直方向上共線。

5 實施條件

（1）駕駛室六足并聯(lián)懸架的布置中，靜平衡位置需要滿足駕駛室水平的條件。

（2）在駕駛室與車架水平，且懸架鉸接點連接于此時，要求靜平衡各方向分力分別平衡，平行力平衡條件是：正負(fù)力加權(quán)重心與分解力方向共線，正負(fù)合力大小相等。

6 結(jié) 論

根據(jù)以上分析,在選擇剛度相同，保證駕駛室水平的方案中，正六邊形支鏈方向角交錯布置是滿足靜平衡的一種最優(yōu)方案，這種布置方式具有靜平衡穩(wěn)定性能好等特性。