陳哲吾，向家佑，戴巨川，郭 勇，胥小強(qiáng)

(1.湖南科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院， 湖南 湘潭 411201； 2.蘇州韋博試驗(yàn)儀器有限公司， 江蘇 蘇州 215000)

1 引言

履帶車輛因其良好的機(jī)動(dòng)性能，被廣泛的應(yīng)用到軍事領(lǐng)域[1]對(duì)于高速行駛的軍用履帶車輛而言，其減振系統(tǒng)的性能對(duì)行進(jìn)間武器設(shè)計(jì)精度、乘員的舒適性、持續(xù)工作效能以及儀器設(shè)備的可靠性都有重要影響[2]。在履帶車輛發(fā)展的早期階段，主要依靠車輛的道路試驗(yàn)和零部件臺(tái)架試驗(yàn)的方法進(jìn)行研究[3]；隨著計(jì)算機(jī)和信息技術(shù)的發(fā)展[4]，數(shù)字化仿真方法成為高速履帶車輛研發(fā)的重要技術(shù)手段，其仿真計(jì)算的準(zhǔn)確性主要受限于試驗(yàn)技術(shù)和設(shè)備的數(shù)據(jù)支撐不足。

在高速履帶車輛的振動(dòng)環(huán)境模擬臺(tái)架試驗(yàn)中，由于高速履帶車輛懸掛系統(tǒng)平衡肘的特殊結(jié)構(gòu)，使其負(fù)重輪在產(chǎn)生豎直方向運(yùn)動(dòng)的同時(shí)必然產(chǎn)生水平方向運(yùn)動(dòng)，但由于履帶的連結(jié)作用[5]，激振臺(tái)面與履帶、負(fù)重輪之間存在運(yùn)動(dòng)干涉，導(dǎo)致難以對(duì)高速履帶車輛整車進(jìn)行振動(dòng)激勵(lì)試驗(yàn)測(cè)試?，F(xiàn)有高速履帶車輛振動(dòng)環(huán)境模擬臺(tái)架試驗(yàn)研究中[6-11]，都是采用摘除履帶直接對(duì)負(fù)重輪進(jìn)行激振的方式進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試研究，無(wú)法充分考慮履帶對(duì)車輛減振系統(tǒng)性能的影響，大大降低了減振系統(tǒng)性能測(cè)試的準(zhǔn)確性，制約了高速履帶車輛減振系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化。

針對(duì)高速履帶車輛振動(dòng)模擬試驗(yàn)臺(tái)受限于履帶、負(fù)重輪之間的運(yùn)動(dòng)干涉，無(wú)法帶履帶進(jìn)行振動(dòng)試驗(yàn)測(cè)試的難題，本文提出了基于曲柄移動(dòng)導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)原理的高速履帶車輛振動(dòng)激勵(lì)解耦裝置，建立了虛擬樣機(jī)仿真模型，通過(guò)試驗(yàn)和仿真驗(yàn)證了該機(jī)構(gòu)的解耦性能，實(shí)現(xiàn)了高速履帶車輛帶履帶的振動(dòng)環(huán)境模擬實(shí)驗(yàn)測(cè)試，對(duì)提升高速履帶車輛試驗(yàn)測(cè)試能力具有重大促進(jìn)作用

2 激勵(lì)解耦裝置工作原理及結(jié)構(gòu)

2.1 激勵(lì)解耦裝置工作原理

高速履帶車輛大多采用平衡肘作為導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的懸掛結(jié)構(gòu)形式，在平衡肘的導(dǎo)向作用下，負(fù)重輪繞平衡肘鉸鏈做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)[13]，使負(fù)重輪相對(duì)于車體產(chǎn)生水平和豎直2個(gè)方向的運(yùn)動(dòng)。由于履帶在水平方向的牽扯作用，激振臺(tái)面與履帶、負(fù)重輪之間存在水平方向的運(yùn)動(dòng)干涉影響，現(xiàn)有的激振裝置無(wú)法直接對(duì)帶有履帶的高速履帶車輛減震系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)激勵(lì)加載，需要摘除履帶才能進(jìn)行振動(dòng)環(huán)境模擬實(shí)驗(yàn)。而摘除履帶的實(shí)驗(yàn)方式，明顯不能完全真實(shí)反映高速履帶車輛減振系統(tǒng)的實(shí)際性能。因此，為實(shí)現(xiàn)帶履帶的逼真模擬，使激振力作用線始終垂直通過(guò)負(fù)重輪中心，本文提出了如圖1所示的基于曲柄移動(dòng)導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)原理的高速履帶車輛振動(dòng)激勵(lì)解耦裝置，利用導(dǎo)桿將激振臺(tái)面與負(fù)重輪的水平方向自由度聯(lián)動(dòng)起來(lái)，采用圓柱面接觸激振的方式避免激振臺(tái)面與履帶、負(fù)重輪之間的運(yùn)動(dòng)干涉。

在圖1所示的激勵(lì)解耦裝置中，平衡肘相對(duì)車體繞扭桿彈簧轉(zhuǎn)動(dòng)構(gòu)成曲柄；安裝在平衡肘上的負(fù)重輪輪軸與豎直聯(lián)動(dòng)桿之間構(gòu)成滑、轉(zhuǎn)復(fù)合運(yùn)動(dòng)副；在水平方向上，豎直聯(lián)動(dòng)桿和機(jī)架形成水平方向的移動(dòng)副；激振輪與豎直聯(lián)動(dòng)桿之間設(shè)置一個(gè)移動(dòng)副，使激振輪可以延豎直聯(lián)動(dòng)桿豎直方向滑動(dòng)。當(dāng)平衡肘擺動(dòng)時(shí)，負(fù)重輪產(chǎn)生水平和豎直方向的運(yùn)動(dòng)；豎直聯(lián)動(dòng)桿作為移動(dòng)導(dǎo)桿從中分解出水平方向的運(yùn)動(dòng)，并帶動(dòng)激振輪同步產(chǎn)生水平運(yùn)動(dòng)，同時(shí)保證激振輪在豎直方向上始終正對(duì)著負(fù)重輪；考慮到履帶式裝甲車輛振動(dòng)模擬試驗(yàn)時(shí)，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(shí)負(fù)重輪還有可能產(chǎn)生垂直于圖中平面的位移，在豎直聯(lián)動(dòng)桿上再增加一個(gè)橫向滑塊，使其能適應(yīng)一定的橫向位移。

1-履帶，2-平衡肘(曲柄)，3-負(fù)重輪， 4-豎直聯(lián)動(dòng)桿(移動(dòng)導(dǎo)桿)，5-激振輪圖1 激勵(lì)解耦裝置原理示意圖Fig.1 Schematic diagram of mechanism

2.2 激勵(lì)解耦裝置機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

圖2所示為激勵(lì)解耦裝置試驗(yàn)臺(tái)三維模型，該測(cè)試機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)主要由液壓作動(dòng)器、激振輪組件、導(dǎo)塊組件、豎直聯(lián)動(dòng)桿組件組成。

1-導(dǎo)塊箱，2-橫向解耦滑塊，3-承重導(dǎo)軌1，4-縱向運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌，5-承重滑塊1，6-豎直聯(lián)動(dòng)桿，7-支撐叉，8-負(fù)重輪，9-平衡肘，10-負(fù)載箱，11-承重滑塊2，12-承重導(dǎo)軌2，13-激振輪，14-激振輪支架，15-支撐導(dǎo)軌，16-縱向運(yùn)動(dòng)滑塊，17-液壓作動(dòng)器，18-支撐滑塊

當(dāng)高速履帶車輛減振系統(tǒng)進(jìn)行性能測(cè)試時(shí)，液壓作動(dòng)器做不同頻率的正弦運(yùn)動(dòng)，通過(guò)激振輪組件把力傳遞至負(fù)重輪，在平衡肘作用下，負(fù)重輪產(chǎn)生平行于X方向的位移，與負(fù)重輪相連的支撐叉穿過(guò)豎直聯(lián)動(dòng)桿，使負(fù)重輪和豎直聯(lián)動(dòng)桿桿在X方向的位移保持同步，豎直聯(lián)動(dòng)桿帶動(dòng)導(dǎo)塊組件和激振輪組件在平行于X方向跟隨負(fù)重輪移動(dòng)，使得激振輪組件在水平方向的運(yùn)動(dòng)與平衡肘在水平方向的運(yùn)動(dòng)保持同步，實(shí)現(xiàn)了對(duì)平衡肘擺動(dòng)的解耦，保證激振力在豎直方向上一直作用于負(fù)重輪。

3 激勵(lì)解耦裝置動(dòng)力學(xué)建模

3.1 模型假設(shè)

在不影響模型精度和準(zhǔn)確性的情況下對(duì)模型進(jìn)行適簡(jiǎn)化，忽略構(gòu)件的微小變形和導(dǎo)軌滑塊之間的摩擦做出如下假設(shè)：

1) 忽略構(gòu)件微小形變對(duì)模型的影響，僅考慮豎直聯(lián)動(dòng)桿的彈性變形，假設(shè)模型中其他小變形構(gòu)件為剛性體；

2) 試驗(yàn)臺(tái)所采用的是高精密重負(fù)荷直線導(dǎo)軌、滑塊，滑塊和導(dǎo)軌間的摩擦力較小且對(duì)于豎直聯(lián)動(dòng)桿的運(yùn)動(dòng)影響甚微，模型中忽略滑動(dòng)副的摩擦；

3) 液壓作動(dòng)器主要做不同頻率的正弦運(yùn)動(dòng)來(lái)模擬車輛在路面行駛的情況，假設(shè)液壓作動(dòng)器僅作豎向運(yùn)動(dòng)；

4) 根據(jù)履帶車輛懸掛系統(tǒng)彈性元件和阻尼元件的結(jié)構(gòu)和工作特點(diǎn)[12]，將其簡(jiǎn)化為彈性-阻尼系統(tǒng)。

3.2 模型建立

將三維模型導(dǎo)入Adams中，添加模型的質(zhì)量屬性和運(yùn)動(dòng)副。機(jī)架與地面之間添加固定副，在液壓作動(dòng)器的活塞桿與缸筒之間添加一個(gè)豎直方向滑移副，激振輪組件中的支撐導(dǎo)軌和液壓作動(dòng)器工作臺(tái)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(yùn)動(dòng)滑塊和豎直聯(lián)動(dòng)桿組件中的縱向運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌之間添加豎直方向的滑移副，豎直聯(lián)動(dòng)桿中的承重滑塊1和導(dǎo)塊組件中的承重導(dǎo)軌1之間添加水平方向滑移副，導(dǎo)塊組件中的橫向解耦滑塊和支架上的橫向解耦導(dǎo)軌之間添加水平方向滑移副，負(fù)載箱上的承重滑塊2和支架上的承重導(dǎo)軌2之間添加豎直方向的滑移副，平衡肘和負(fù)重輪之間添加旋轉(zhuǎn)副，平衡肘和車體之間添加旋轉(zhuǎn)副，激振輪和負(fù)重輪之間添加碰撞接觸，支撐叉和豎直聯(lián)動(dòng)桿之間添加碰撞接觸，將平衡肘、負(fù)重輪和車體之間的油氣懸掛裝置簡(jiǎn)化為彈性-阻尼系統(tǒng)。一共使用9個(gè)約束，其中1個(gè)固定副，6個(gè)滑移副，2個(gè)旋轉(zhuǎn)副；定義了2個(gè)接觸。

3.3 模型參數(shù)的設(shè)置

負(fù)重輪和激振輪、支撐叉和豎直聯(lián)動(dòng)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(shù)定義，計(jì)算公式為：

(1)

(2)

(3)

(4)

根據(jù)式(2)，式(3)，式(4)可得：

(5)

根據(jù)式(5)可得兩接觸物體的接觸剛度系數(shù)

(6)

式中:R1、R2為2個(gè)接觸物體在接觸點(diǎn)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(yàn)用負(fù)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(fù)重輪和激振輪的接觸剛度系數(shù)K=1 165.7 N/mm。

試驗(yàn)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(lián)動(dòng)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(fù)重輪和支撐叉的接觸剛度系數(shù)K=3.95×105N/mm。

試驗(yàn)臺(tái)懸掛系統(tǒng)簡(jiǎn)化為的彈簧-滑移副系統(tǒng)，其中重要的參數(shù)是彈簧的剛度和阻尼。根據(jù)試驗(yàn)臺(tái)懸掛結(jié)構(gòu)，采用馬星國(guó)等履帶車輛懸掛系統(tǒng)當(dāng)量化理論[13]，計(jì)算試驗(yàn)臺(tái)懸掛系統(tǒng)等效剛度為K=210 N/mm，C=6.3 Ns/mm。有關(guān)試驗(yàn)臺(tái)的主要參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 試驗(yàn)臺(tái)的主要參數(shù)

4 功能試驗(yàn)與性能分析

在Adams中對(duì)模型進(jìn)行參數(shù)設(shè)置，分別進(jìn)行實(shí)物振動(dòng)加載試驗(yàn)和振動(dòng)仿真。在現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)中，液壓作動(dòng)器施加不同頻率和位移的振動(dòng)激勵(lì)，在支撐叉上安裝丹麥B&K4914型振動(dòng)加速度傳感器。

4.1 激勵(lì)解耦裝置試驗(yàn)驗(yàn)證條件

相關(guān)的實(shí)驗(yàn)和仿真數(shù)據(jù)表明：高速履帶車輛在4種典型路面上行駛時(shí)的路面激勵(lì)時(shí)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(duì)較大頻率0.5 Hz和1 Hz，對(duì)應(yīng)振動(dòng)幅值25 mm和50 mm進(jìn)行試驗(yàn)加載，將試驗(yàn)和仿真中支撐叉的加速度進(jìn)行對(duì)比。取液壓作動(dòng)器施加的位移激勵(lì)為25*sin(π*t)和50*sin(2π*t)，支撐叉上試驗(yàn)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(dāng)液壓作動(dòng)器的位移激勵(lì)為25*sin(π*t)時(shí)，除去峰值處誤差，仿真加速度和試驗(yàn)加速度的最大誤差為9.05%；當(dāng)液壓作動(dòng)器的位移激勵(lì)為50*sin(2π*t)時(shí)，除去峰值誤差，仿真加速度和試驗(yàn)加速度的最大誤差為8.93%。試驗(yàn)加速度峰值遠(yuǎn)大于模擬加速度峰值，造成該結(jié)果的原因主要是由液壓作動(dòng)器運(yùn)動(dòng)方向轉(zhuǎn)變?cè)斐傻臎_擊。試驗(yàn)加速度略小于仿真加速度主要由液壓作動(dòng)器的實(shí)際位移激勵(lì)達(dá)不到額定的位移激勵(lì)造成。從中可以看出仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果誤差小于10%，在Adams中建立的解耦懸掛仿真模型可以用來(lái)分析解耦懸掛裝置。

圖3 位移激勵(lì)25*sin(π*t)試驗(yàn)和仿真加速度時(shí)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(lì)50*sin(2π*t)試驗(yàn)和 仿真加速度時(shí)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(cè)試機(jī)構(gòu)性能分析

高速履帶車輛懸掛系統(tǒng)中，由于平衡肘的擺動(dòng)，在對(duì)懸掛系統(tǒng)進(jìn)行性能測(cè)試時(shí)，負(fù)重輪會(huì)產(chǎn)生水平和豎直2個(gè)方向的運(yùn)動(dòng)。平衡肘運(yùn)動(dòng)過(guò)程中產(chǎn)生的水平和豎直方向位移分別為：

(7)

式中:L為平衡肘長(zhǎng)度;θ0為在靜平衡時(shí)平衡肘與水平方向的夾角；θ1為在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中平衡肘與水平方向的夾角。激振輪組件與豎直聯(lián)動(dòng)桿通過(guò)縱向運(yùn)動(dòng)滑塊導(dǎo)軌相連接，在水平方向上，激振輪組件與豎直聯(lián)動(dòng)桿的運(yùn)動(dòng)保持同步；當(dāng)平衡肘擺動(dòng)時(shí)，負(fù)重輪跟隨平衡肘擺動(dòng)，以與負(fù)重輪相連穿過(guò)豎直聯(lián)動(dòng)桿的支撐叉作為中間構(gòu)件，將負(fù)重輪的擺動(dòng)分解為豎直聯(lián)動(dòng)桿的水平運(yùn)動(dòng)和支撐叉在豎直聯(lián)動(dòng)桿中豎直運(yùn)動(dòng)，從而帶動(dòng)激振輪做同步水平運(yùn)動(dòng)，保證支撐力作用線通過(guò)負(fù)重輪中心，以真實(shí)模擬實(shí)車振動(dòng)情況。將平衡肘和豎直聯(lián)動(dòng)桿在水平方向的位移作為評(píng)價(jià)解耦懸架測(cè)試機(jī)構(gòu)性能的標(biāo)準(zhǔn)，二者在水平方向的位移越一致說(shuō)明解耦性能越好。

試驗(yàn)臺(tái)中平衡肘的長(zhǎng)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(dòng)器施加的激勵(lì)為25*sin(π*t)、50*sin(2π*t)時(shí)，平衡肘的擺動(dòng)角度、平衡肘在x方向位移和豎直聯(lián)動(dòng)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(dòng)桿位移曲線Fig.5 Balance elbow swing angle and displacement and vertical linkage rod displacement

在運(yùn)動(dòng)初始階段機(jī)構(gòu)存在沖擊，取系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)狀態(tài)平衡肘擺角，平衡肘和豎直聯(lián)動(dòng)桿x方向位移數(shù)據(jù)。當(dāng)位移激勵(lì)為25*sin(π*t)時(shí)，平衡肘的最大擺動(dòng)角度為2.08°，平衡肘在x方向的最大位移為5.22 mm，豎直聯(lián)動(dòng)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(dāng)位移激勵(lì)為50*sin(2π*t)時(shí)，平衡肘的最大擺動(dòng)角度14.15°，平衡肘在x方向的最大位移為39.36 mm，豎直聯(lián)動(dòng)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(lián)動(dòng)桿在x方向位移出現(xiàn)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(lián)動(dòng)桿所設(shè)置的碰撞接觸參數(shù)有關(guān)。在位移峰值位置處時(shí)，平衡肘的擺角達(dá)到峰值且在x方向的位移最大，此時(shí)豎直聯(lián)動(dòng)桿切入支撐叉中，造成了豎直聯(lián)動(dòng)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(guò)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(guò)平衡肘在x方向位移的0.62%。支撐叉和豎直聯(lián)動(dòng)桿之間存在0.2 mm間距，豎直聯(lián)動(dòng)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(lián)動(dòng)桿的解耦懸掛測(cè)試機(jī)構(gòu)，能夠?qū)崿F(xiàn)對(duì)平衡肘擺動(dòng)的解耦，使豎直聯(lián)動(dòng)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(duì)懸掛系統(tǒng)進(jìn)行性能測(cè)試提供新的途徑。

5 激勵(lì)載荷傳遞有效性分析

由于激勵(lì)解耦裝置液壓作動(dòng)器的激勵(lì)載荷不是直接作用到負(fù)重輪上，液壓作動(dòng)器載荷經(jīng)過(guò)激勵(lì)解耦裝置傳遞到負(fù)重輪上會(huì)存在一定程度的失真，需要進(jìn)行載荷傳遞特性分析，以保證激勵(lì)載荷通過(guò)解耦裝置仍能有效傳遞到負(fù)重輪上。

5.1 激振輪輸入激勵(lì)載荷

履帶車輛的激勵(lì)載荷主要來(lái)自地面，而路面不平度則是履帶車輛產(chǎn)生垂向振動(dòng)的主要因素，對(duì)車輛的平順性和穩(wěn)定性等有重要影響[14]。其衡量指標(biāo)通常用路面不平度來(lái)表示，即路面相對(duì)基準(zhǔn)平面高度沿道路走向長(zhǎng)度的變化。

本文中引入國(guó)軍標(biāo)GJB59.15—88規(guī)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(shù)功率譜密度的諧波疊加法，建立時(shí)域路面激勵(lì)數(shù)學(xué)模型，將其表示為：

(8)

式中：ak為路面不平度輸入的幅值系數(shù)；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(qū)間內(nèi)服從均勻分布，且和k=1,2,3,…,N中的N個(gè)φk相位角彼此獨(dú)立。本文以硬地面假設(shè)為基礎(chǔ)，將路面不平度按照車輛的行駛速度換算為液壓作動(dòng)器隨時(shí)間變化的垂向位移輸入，設(shè)履帶車輛行以車速v行駛。通過(guò)研究負(fù)重輪輸出振動(dòng)響應(yīng)特性，對(duì)比激振輪的輸入激勵(lì)載荷，分析激勵(lì)解耦裝置設(shè)計(jì)的合理性。

5.2 負(fù)重輪響應(yīng)特性分析

假設(shè)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(jì)算仿真得到負(fù)重輪的振動(dòng)加速度。不同車速下的負(fù)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(fù)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(dòng)器激勵(lì)輸入下，負(fù)重輪加速度響應(yīng)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(shí)，對(duì)比激勵(lì)解耦裝置負(fù)重輪加速度均方根和激振輪加速度均方根值可以得到，負(fù)重輪和激振輪加速度均方根誤差如表2所示，從振動(dòng)激勵(lì)從激振輪傳遞到負(fù)重輪上的整體誤差不是很大(最大誤差為8.63%)，說(shuō)明激振輪的輸入能量能夠有效傳遞到負(fù)重輪上。

表2 負(fù)重輪和激振輪加速度均方根誤差

如圖7所示，對(duì)比各典型路面激勵(lì)下負(fù)重輪和激振輪加速度功率譜數(shù)據(jù)，可以發(fā)現(xiàn)負(fù)重輪響應(yīng)的加速度功率譜數(shù)據(jù)確比整體激振輪的功率譜數(shù)據(jù)更小，說(shuō)明激勵(lì)解耦裝置在載荷傳遞過(guò)程中可能存在能量損失，分析其原因是由于激勵(lì)載荷傳遞過(guò)程中存在各種接觸碰撞，造成激振輪與負(fù)重輪之間的能量損失，應(yīng)該屬于正常能量流失，具體能量損失有待進(jìn)一步研究。為了進(jìn)一步確認(rèn)激勵(lì)解耦裝置載荷傳遞特性，可以對(duì)比各典型路面激勵(lì)下負(fù)重輪和激振輪加速度頻域數(shù)據(jù)。提取典型路面激勵(lì)下不同車速行駛條件負(fù)重輪加速度和激振輪加速度的頻域數(shù)據(jù)如圖8所示。

圖7 路面激勵(lì)下負(fù)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(lì)下負(fù)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(shù)據(jù)對(duì)比可以看到，負(fù)重輪響應(yīng)加速度頻域數(shù)據(jù)與激振輪輸入數(shù)據(jù)出現(xiàn)了幅值的差別，說(shuō)明激勵(lì)解耦裝置的引入對(duì)負(fù)重輪的載荷還是產(chǎn)生了一定的影響。同時(shí)分析負(fù)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(nèi)的。

6 結(jié)論

1) 基于曲柄移動(dòng)導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)的激勵(lì)解耦懸掛測(cè)試裝置，使履帶車輛負(fù)重輪水平位移和豎直聯(lián)動(dòng)桿水平位移之差最大不超過(guò)0.3 mm，有效實(shí)現(xiàn)了平衡肘擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)的解耦；

2) 建立了激勵(lì)解耦懸掛測(cè)試機(jī)構(gòu)虛擬樣機(jī)模型，對(duì)比分析了正弦激勵(lì)下支撐叉(負(fù)重輪)的振動(dòng)響應(yīng)，支撐叉(負(fù)重輪)上試驗(yàn)測(cè)試加速度和仿真分析加速度結(jié)果誤差小于10%，驗(yàn)證了虛擬樣機(jī)模型的合理性；

3) 建立了4種典型路面不同車速下的激勵(lì)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(fù)重輪輸出響應(yīng)，兩者數(shù)據(jù)吻合較好，驗(yàn)證了激勵(lì)解耦裝置對(duì)地面激勵(lì)載荷傳遞的有效性。