馮占宗, 魏來生, 畢占東, 黃小輝

(1. 中國北方車輛研究所,北京 100072; 2. 裝甲兵工程學院裝備試用與培訓大隊,北京 100072; 3. 73091 部隊,江蘇 徐州 239001)

為適應(yīng)未來戰(zhàn)爭，各軍事強國要求作戰(zhàn)車輛的最高越野速度能達到54～60 km/h，以快速突擊搶占有利地形、戰(zhàn)機，獲得戰(zhàn)術(shù)主動。受車輛平順性的影響，改善車輛懸掛系統(tǒng)性能是提高車輛機動性的前提條件。20世紀80年代，西方國家通過加大懸掛行程、采用變剛度彈簧等措施，使一線作戰(zhàn)車輛的機動性得到了明顯提高。然而，該措施潛力有限，因為如果進一步增加懸掛行程，就會導致車體質(zhì)心過高，不僅會降低車輛行駛穩(wěn)定性，也會增加被火炮命中的概率[1]。為此，軍方開始考慮采用新型的可控懸掛系統(tǒng)替代傳統(tǒng)的被動式懸掛系統(tǒng)[2]?？煽貞覓炜筛鶕?jù)路況實時調(diào)節(jié)懸掛特性，有效抑制車輛振動，提高車輛平均越野速度。例如：裝配電磁式主動懸掛后的“槍騎兵”Lancer樣車，在路面不平度均方根值為46.5 mm的路面、吸功6 W評價標準限制條件下，比原車的平均越野速度提高了一倍，達到48 km/h[3]。

但是，沖擊性能試驗表明：可控懸掛難以改善在車輪輾壓路面障礙時車輛受到的沖擊[4-6]。這些可控懸掛包括M2布雷德利半主動懸掛樣車、裝配MagneRide半主動懸掛HMMWV樣車等。而路障對越野機動性的影響必須高度關(guān)注，因為一方面，撞擊引起劇烈振動，駕駛員不得不減速行駛；另一方面，在車輛行駛的越野道路上，路障的位置與大小難以預(yù)計，撞擊所造成的心理壓力使駕駛員即便是在無路障的路段也會謹慎駕駛，從而嚴重遲滯車速。

本文針對因車速提高后負重輪與路障撞擊加劇、可控懸掛減振性能不佳的現(xiàn)象進行分析，探索降低沖擊載荷、提高車輛機動性的方法。

1 路況分類及對車輛機動性影響機理

車輛行駛路面不同，車輛振動與受到的沖擊特性也不同[7]。一般來說，經(jīng)履帶反復輾壓的路面或起伏地，平均波長介于5～12 m，長度接近一個車體，當車輛通過時，車體以俯仰振動為主，最容易產(chǎn)生“懸掛擊穿”，此時車體受的撞擊約為靜載的十幾倍[8]；而田野、非人工路面以及被履帶輾壓損壞的路面，常常有漂石、雨裂、倒伏的樹木以及深坑等，當車輛高速碾壓時，以沖擊為主。這是區(qū)別于公路車輛的2種極端工況，極大地破壞了車輛行駛平順性，容易對車載儀器和乘員造成損壞、損傷，因此必須予以有效控制。

在前一種路況下，試驗表明：采用姿態(tài)控制(Attitude Control)或防懸掛擊穿(End Stop Control)[9]等控制算法后，主動懸掛能較好地抑制車體的俯仰振動。在后一種工況下，車輪輾壓路面障礙時，履帶張緊力使各負重輪受到的沖擊不同，第一負重輪遇到障礙物時獨立作用，而其他位置的負重輪通過履帶將撞擊載荷分散到相鄰負重輪上，因此，第一負重的行駛工況最為惡劣，常出現(xiàn)使用壽命低于其他負重輪的現(xiàn)象。故本文僅分析第一負重輪的受力情況。

2 撞擊過程及功率損失分析

2.1 撞擊力分析

車輪輾壓路面障礙的過程是一個復雜的碰撞過程，瞬時力值及變化規(guī)律都不清楚，但可確定車輪初速與末速，所以在撞擊起、末階段，車輪動量是定量，可利用沖量與動量原理求解撞擊力。假設(shè)車輛以勻速v1行駛，當負重輪遇到凸起高度為q的障礙物時，平衡肘繞扭桿軸線旋轉(zhuǎn)，負重輪質(zhì)心速度由v1變?yōu)関2，運動方向與受力如圖1所示。

圖1 撞擊障礙時車輪受力分析

由于駕駛員在較短的撞擊時間內(nèi)來不及減速，發(fā)動機仍持續(xù)向車輛提供動力以保持車輛勻速行駛，因此v2數(shù)值近似等于v1，但方向發(fā)生偏轉(zhuǎn)，與路面障礙接觸點法向垂直。偏轉(zhuǎn)角度θ可由障礙相對于車輪大小表示:

(1)

文獻[10]認為:撞擊力對車體運動的影響遠大于其他各種力，因此,在撞擊持續(xù)時間內(nèi)可以將其他各力對車體運動的影響略去；由于車體在撞擊瞬間垂直方向上的位移很小，因而可以忽略；減振器啟動過載保護，假設(shè)無阻尼輸出。為簡化計算，扭桿剛度等效為垂直方向上的剛度。根據(jù)沖量與動量定理，可得

(2)

式中：m為車輪質(zhì)量；k為垂直方向上的等效剛度；Fx為車輪受到的沿x軸(行駛)方向的撞擊力，將降低車輛的速度；Fy為車輪受到的沿y軸方向的撞擊力，將引起車輛懸掛系統(tǒng)受迫振動；v1x、v2x分別為撞擊前、后沿x軸方向的速度；v1y、v2y分別為撞擊前、后沿y軸方向的速度，其中v1x=v1，v2x=v1cosθ，v1y=0，v2y=v1sinθ。設(shè)車輪轉(zhuǎn)速為ω，則撞擊時間Δt可表示為

(3)

將式(3)代入式(2)，可得

(4)

負重輪受到的總撞擊力為

(5)

2.2 撞擊所導致的功率損失

在路面障礙撞擊下，負重輪沿前進方向的動能一部分轉(zhuǎn)化為垂直方向，由彈簧儲存。這部分能量無法再用于車輛前進的動力，通過振動最終被阻尼耗散或轉(zhuǎn)化(饋能懸掛)。由v2y=v1sinθ可知，這部分能量的功率可表示為

(6)

3 算例及試驗驗證

為驗證沖量與動量計算方法的正確性，本文引用文獻[11] 中沖擊試驗數(shù)據(jù)，對計算方法進行驗證。

2005年，為給8×8全電戰(zhàn)斗車(20 t)的輪轂電機抗沖擊性提供設(shè)計依據(jù)，得克薩斯大學機電中心的Beno等人利用輪式拖車測試了路面障礙物對高速行駛車輪的沖擊，試驗條件為：由HMMWV牽引如圖2所示的拖車，以不同速度碾壓150 mm高的路面障礙。沖擊載荷由安裝在拖車輪轂上的加速度傳感器進行測量。

圖2 車輪碾壓路障時沖擊力測試現(xiàn)場

3.1 計算結(jié)果

根據(jù)文獻[11]及8×8戰(zhàn)車(車重18 t，簧上、簧下質(zhì)量比為6.6)相關(guān)資料，取m=296 kg,v1=48 km/h，q=150 mm，并取偏頻f=1.45 Hz，將其代入式(5)進行計算，可得沖擊載荷約為92g。

3.2 試驗結(jié)果

圖3為不同胎壓的車輪碾壓路面障礙時沖擊加速度-車速曲線?？梢姡很囕喪艿降臎_擊力與車速、輪胎內(nèi)充氣氣壓有關(guān)；在同一充氣氣壓條件下，隨著車速的提高，沖擊力增加；當車速為48 km/h、充氣氣壓為207 kPa或0 kPa時，車輪受到的沖擊加速度與計算值相當，說明利用沖量與動量原理得出的計算結(jié)果對預(yù)測撞擊載荷的大小有參考價值。文獻[11]其他試驗數(shù)據(jù)說明撞擊過程歷時10～20 ms。

圖3 不同胎壓的車輪碾壓路面障礙時沖擊加速度-車速曲線

4 懸掛系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)對撞擊載荷的影響

由式(4)、(5)可知：負重輪受到的撞擊力與行駛速度的平方成正比。本文以45 t級履帶車輛為研究對象，其負重輪直徑為660 mm，質(zhì)量為100 kg，扭桿彈簧在負重輪平衡位置處的等效剛度為2.66×105N/m。越野工況為：以v1=54 km/h駛過高度q=127 mm的路面障礙。由式(4)、(5)可求得：Fx=2.9×104N，F(xiàn)y=5.9×104+980+3.4×104=9.4×104N，總撞擊力F=9.8×104N。用加速度表示，撞擊載荷為F/m=100g。

也就是說，根據(jù)軍方對機動性的最高要求，當車輛越野速度由36 km/h提高至54 km/h時，撞擊加速度由64g提高至100g，增幅為56.25%。顯然，如果懸掛系統(tǒng)性能較差，則難以將經(jīng)由懸掛系統(tǒng)傳遞至車體的強烈沖擊衰減到人體可承受的范圍內(nèi)。

此外，由Fy的表達式可知：障礙高度相對于負重輪的大小以及懸掛系統(tǒng)的剛度都對沖擊載荷有較大的影響。因此,選擇適當?shù)膽覓煜到y(tǒng)參數(shù)有利于降低撞擊載荷。

4.1 負重輪直徑

由圖1可知：路面障礙高度與負重輪半徑之間的比值越小，則偏轉(zhuǎn)角度θ也越小，相應(yīng)地，沖擊力也越小。如果將負重輪直徑由660 mm增大為750 mm，則撞擊載荷可由100g降至93g，其中垂直方向上的撞擊載荷由95.9g降低至89.7g。

這說明：采用大負重輪有利于減小通過同一路面障礙時車輪受到的沖擊，可提高負重輪的可靠性和使用壽命。

4.2 懸掛剛度

在撞擊過程中，平衡肘繞扭桿的軸線旋轉(zhuǎn)，負重輪沿路面障礙輪廓上升。此時，由扭桿產(chǎn)生的動態(tài)彈性力實際上是在阻止平衡肘的旋轉(zhuǎn)，不利于降低撞擊載荷。由Fy表達式中的第3項可知：由動態(tài)彈性力阻止負重輪收縮所致的撞擊力占36%，是不容忽視的。如果降低第一懸掛剛度，則有利于降低撞擊載荷，這說明在設(shè)計車輛時，現(xiàn)行的全車懸掛特性均勻配置方法不利于降低撞擊載荷、提高車輛平順性。

近年來，一些裝配油氣彈簧或“變絲徑、變中徑、變節(jié)距”螺旋彈簧的越野車輛道路試驗表明：具有剛度非線性漸增特性的懸掛系統(tǒng)能大幅度改善車輛的乘坐舒適性?？紤]到扭桿彈簧作為一線作戰(zhàn)車輛的彈性元件具有不可替代的優(yōu)勢，因此研制具有非線性漸增特性的扭桿彈簧是必要的。

4.3 減振器安裝位置及其對稱阻尼特性

上述計算未考慮減振器阻尼力，對于現(xiàn)裝配的液壓式減振器而言，由于撞擊時間較短，如果由彈簧控制的閥桿不能及時完全開啟卸壓，則因減振器阻尼力所引起的沖擊載荷是不可忽視的。

目前，為有效抑制車輛俯仰振動，多數(shù)履帶車輛采用僅在車首、尾懸掛系統(tǒng)上(如1、2、6位置)安裝減振器的方式。為保證整車振動系統(tǒng)的阻尼比位于合理值范圍內(nèi)，單個減振器的阻尼系數(shù)較大(2倍)，過載保護的閾值也較大。此外，為減小履帶脫帶概率，往往采用壓縮與拉伸行程阻尼等值分配的設(shè)計方案。這2種設(shè)計措施都阻止負重輪沿障礙外廓快速變化，加劇撞擊。

由此可見:降低第一懸掛系統(tǒng)阻尼特別是壓縮行程的阻尼，有利于降低撞擊載荷。當然,這不利于抑制車輛俯仰振動，可通過在第5位置增加減振器進行彌補。

4.4 采用主動/半主動懸掛技術(shù)

在設(shè)計懸掛系統(tǒng)時，采用大負重輪、非線性剛度彈性元件及低阻尼減振器等措施可降低沖擊載荷，但潛力有限，將降低其他性能或難以布置。根本解決方法是探索能主動控制、實時“跨越”的技術(shù)。

4.4.1 常見可控懸掛難以降低沖擊載荷的原因

如文獻[4-6]所述，常見主動/半主動懸掛難以改善車輪輾壓路面障礙時的車輛平順性。對于半主動懸掛，其變阻尼減振器只能輸出阻尼力，因此，為減小懸掛系統(tǒng)傳遞至車體的沖擊，最理想的控制策略是實現(xiàn)無阻尼，這相當于被動懸掛中的液壓減振器過載保護，因而半主動懸掛難以改善車輛的平順性。而對于主動懸掛，主要影響因素是系統(tǒng)時滯，它是指控制過程中從狀態(tài)量測開始到執(zhí)行器響應(yīng)的時間，其中執(zhí)行器的響應(yīng)時間占主要部分，一般高于0.03 s，而根據(jù)計算，車輪沿路障輪廓爬升，即沖擊過程歷時僅為Δt=0.02 s，顯然，靠實時測量車輛狀態(tài)量的控制算法無法減小沖擊。

4.4.2 降低沖擊載荷對主動懸掛的要求

1) 感知路面障礙系統(tǒng)及控制算法

如果能提前感知路面障礙，在撞擊前及時輸出主動控制力以收起車輪并“跨越”路面障礙，則主動懸掛可降低沖擊載荷。因而，預(yù)瞄傳感及跨越控制算法成為主動控制的技術(shù)之一。

預(yù)瞄傳感系統(tǒng)曾于1993年在HMMWV主動懸掛樣車上進行過演示驗證。文獻[12]表明：與被動懸架相比，該系統(tǒng)可將車輛平順性提高3倍，而未采用預(yù)瞄傳感系統(tǒng)的天棚控制僅提高2倍。2014年，Mercedes-Benz 2014 S-class的Magic body系統(tǒng)上采用立體相機(Stereo camera)作為預(yù)瞄系統(tǒng)，可提前獲取前方道路不平度信息，經(jīng)控制器識別、分析、評估后傳遞給主動車體控制系統(tǒng)(Active Body Control,ABC)[13]。

2) “跨越”路面障礙所需功率

“跨越”路面障礙所需能量主要用于壓縮彈性元件，以抬高負重輪，其功率計算式如下：

(7)

經(jīng)計算，如果主動規(guī)避撞擊，則執(zhí)行器需要消耗功率56 kW，其中用于克服負重輪重量的功率僅為3 kW，其余均用于壓縮彈性元件，為此，需降低懸掛剛度。德克薩斯大學機電中心的Beno等人在研制HMMWV電磁懸掛樣車時，懸掛系統(tǒng)的剛度僅為原車的1/2[14]。

3) 主動控制與無控通過路面障礙時所需功率比較

采用主動收縮車輪“跨越”路面障礙的方法需要可觀的能量。但與被動懸掛直接撞擊造成的功率損失相比，仍然是節(jié)能的。

如果采用被動懸掛，車輪輾壓路面障礙時，車體沿前進方向的部分動能轉(zhuǎn)化為第一懸掛系統(tǒng)沿垂直方向的勢能，這部分能量使懸掛產(chǎn)生振動，最終由減振器耗散。根據(jù)式(6)計算可知，這部分耗功峰值高達350 kW,文獻[15]也報道了類似的結(jié)論。以M1單輪懸掛系統(tǒng)為對象，采用試驗與仿真相結(jié)合的方法(難以安裝傳感器實測)，計算出當車輛以時速64 km/h在路面不平度均方根值為89 mm的越野路面行駛時，單個懸掛減振器耗功峰值為540 kW，均方根值為71 kW。若按均值計算，則全車14個懸掛需耗功994 kW，占發(fā)動機輸出功率的91%。文獻[15]認為受傳動系統(tǒng)、行動系統(tǒng)效率的限制，發(fā)動機難以為懸掛系統(tǒng)提供如此高比例的能量，車輛將因功率不足而達不到預(yù)期速度。

而采用主動控制收縮車輪的方法，所需功率僅為采用被動懸掛時減振器消耗功率的16%。

5 結(jié)論

根據(jù)沖量、動量守恒定律，可方便、快捷、準確地計算車輪與路面障礙撞擊載荷，為論證階段的高機動車輛行動系統(tǒng)的可靠性、平順性設(shè)計提供理論依據(jù)。

適當?shù)膽覓靹偠?、阻尼及負重輪直徑可降低履帶車輛在越野路面高速行駛時因路面障礙對負重輪的沖擊，提高車輛機動性；但根本解決方法是采用具有預(yù)瞄傳感、快速響應(yīng)的主動控制技術(shù)。

參考文獻：

[1] Beno J H, Worthington M S, Mock J R. Suspension Trade Studies for Hybrid Electric Combat Vehicles [J]. SAE Transactions,2005,114(2):58-65.

[2] Department of the Navy.25：HMMWV Suspension Upgrade [EB/OL].(2010-03-29)[2014-01-01].https://www.fbo.gov/index?s =opportunity&mode=form&id=b1489d98fcde7bb81 ea1793d313e4225&tab = core&_cview=1

[3] Beno J H. Electronically Controlled Suspension Systems [EB/OL].[2014-01-01].http://www.utexas.edu /research /cem/ACTIVEPASSIVE/AS01.htm

[4] Saxon N L, Meldrum W R, Jr, et al. Semiactive Suspension: a Field Testing Case study [J].SAE Technical Paper 981119,1989,doi:10.4271/981119.

[5] Bose Corporation. Bose Suspension System[EB/OL]. [2014-01-01].http://www.bose.com/controller?url=/automotive/bose_suspension/index.jsp

[6] Lind A. Semi-active Suspension Systems Using Magneto-rheological Fluids [EB/OL]. (2008-04-25)[2014-01-01].http://rapporter.ffi.no/rapporter/2008/00895.pdf

[7] Hrovat D. Survey of Advanced Suspenion Developments and Related Optimal Control Applications [J].Automatica,1997,33(10):1781-1817.

[8] 丁法乾.履帶式裝甲車輛懸掛系統(tǒng)動力學[M].北京:國防工業(yè)出版社,2004:18-45.

[9] Lord Corporation. End Stop Control Method:US,EP 1066166B1[P].2006-01-04.

[10] Bayer K H. Engineering Design Handbook/Automotive Series/Automotive Suspensions [M]. Headquarters US:Army Materiel Command,1967.

[11] Triche E J, Beno J H, Tims H E, et al. Shock Loading Experiments and Requirements for Electric Wheel Motors on Military Vehicles [J]. SAE Technical Paper 2005-01-0278,2005,doi:10.4271/2005-01-0278.

[12] Donahue M D. Implementation of an Active Suspension, Preview Controller for Improved Ride Comfort [D]. US: The University of California at Berkeley, 2001.

[13] Colin P.The Development of Active Suspension Systems[EB/OL]. [2014-01-01]. http:// www. IQPC.de

[14] Weeks D A, Beno J H, Guenin A M,et al. Electromechanical Active Suspension Demonstration for Off-road Vehicles [J]. SAE Technical Paper 2000-01-0102,2000,doi:10.4271/2000-01-0102.

[15] Hoogterp F B, Beno J H, Weeks D A. An Energy Efficient Electromagnetic Active Suspension System [J]. SAE Technical Paper 970385,1997,doi:10.4271/970385.