徐國(guó)英， 王 闖， 姚新民， 王 濤， 張炳喜

(裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系， 北京 100072)

異軸式坦克減振器的聯(lián)動(dòng)杠桿機(jī)構(gòu)對(duì)阻尼特性的影響

徐國(guó)英， 王 闖， 姚新民， 王 濤， 張炳喜

(裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系， 北京 100072)

從減小沖擊車輛的角度，初步分析了當(dāng)負(fù)重輪以較高速度抬升時(shí)車輛對(duì)減振器阻尼特性的總體要求。根據(jù)液力式和摩擦式 2 種減振器的阻尼特性，針對(duì)2種車型的減振器聯(lián)動(dòng)杠桿機(jī)構(gòu)，用圖解法分別分析了負(fù)重輪在相同擺動(dòng)速度和相同受力條件下，經(jīng)聯(lián)動(dòng)杠桿作用后減振器擺臂運(yùn)動(dòng)速度和受力的變化趨勢(shì)，并據(jù)此對(duì)這2種車型和2種形式的減振器阻尼與車體阻尼需求的匹配情況進(jìn)行了評(píng)述。結(jié)果表明：聯(lián)動(dòng)杠桿對(duì)減振器性能的發(fā)揮存在影響，所分析的2種車型的桿系和使用的減振器性能配合不夠理想。

減振器；阻尼；聯(lián)動(dòng)杠桿；懸掛系統(tǒng)

減振器是坦克裝甲車輛懸掛系統(tǒng)的耗能部件，用于消耗車輛行駛時(shí)由路面和駕駛所引起的振動(dòng)能量。在安裝位置上，與扭力軸使用同一個(gè)旋轉(zhuǎn)軸心的減振器稱為同軸式減振器(如豹II和M1坦克)，其他稱為異軸式減振器[1-3]。由于受車輛總體布局的限制，異軸式減振器的使用更為普遍。異軸安裝時(shí)，減振器通常通過杠桿機(jī)構(gòu)連接在平衡肘上，如圖1所示，其中：連桿和減振器擺臂統(tǒng)稱為聯(lián)動(dòng)杠桿機(jī)構(gòu)。

圖1 異軸式減振器安裝方式

車輛行駛時(shí)，受地面不平度和駕駛員駕駛動(dòng)作的影響，負(fù)重輪相對(duì)于車體上下運(yùn)動(dòng)，帶動(dòng)平衡肘繞扭力軸中心擺動(dòng)。鉸接在平衡肘上的連桿帶動(dòng)減振器擺臂運(yùn)動(dòng)，從而使減振器產(chǎn)生阻尼而消耗能量。減振器的阻尼作用通過連桿反作用于平衡肘，影響車體的振動(dòng)特性?，F(xiàn)有研究多見于對(duì)聯(lián)動(dòng)杠桿機(jī)構(gòu)本身[4]和減振器自身阻尼特性的獨(dú)立分析，鮮見對(duì)二者的聯(lián)合分析。為此，筆者以2種車型為例，分析負(fù)重輪抬升過程中聯(lián)動(dòng)杠桿機(jī)構(gòu)對(duì)減振器阻尼特性的影響。

1 減振器的阻尼特性

減振器的阻尼特性與其構(gòu)造及工作原理有關(guān)。目前，在坦克上獨(dú)立使用的減振器內(nèi)部主要工作部分呈圓形，由固定和活動(dòng)2大部分構(gòu)成，其中：活動(dòng)部分和外部的擺臂固聯(lián)在一起，工作時(shí)，外部擺臂帶動(dòng)內(nèi)部的活動(dòng)部分繞減振器軸心旋轉(zhuǎn)，與固定部分發(fā)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生阻尼。

根據(jù)活動(dòng)部分和固定部分的作用機(jī)理，減振器分為摩擦式和液力式2種，其阻尼特性也不同[3]。摩擦式減振器的活動(dòng)部分和固定部分之間形成摩擦副，擺臂擺動(dòng)時(shí)，摩擦副上的正壓力發(fā)生變化，從而產(chǎn)生摩擦阻尼,其中：減振器擺臂從0位置開始擺動(dòng)的角度越大，摩擦副上的正壓力越大，產(chǎn)生的摩擦阻尼越大。液力式減振器的活動(dòng)部分和固定部分之間形成含有工作液體的工作腔，擺臂擺動(dòng)時(shí)，工作液體受壓迫從高壓腔流到低壓腔，從而產(chǎn)生阻尼，其與液體的種類及流動(dòng)速度、腔室間的間隙及通道等有關(guān)，即擺臂運(yùn)動(dòng)速度越快，高壓腔的壓力越大，液體的流動(dòng)速度越快，阻尼也越大；反之，則阻尼越小。

減振器的阻尼特性是緩解車輛振動(dòng)的基礎(chǔ)，異軸安裝時(shí)并不能直接用于分析，而是要通過聯(lián)動(dòng)杠桿折算到負(fù)重輪上才能反映其對(duì)車輛懸掛系統(tǒng)阻尼特性的貢獻(xiàn)。

2 車輛對(duì)阻尼的需求

車輛低速行駛時(shí)，振動(dòng)相對(duì)較小，對(duì)減振器的要求相對(duì)較低。車輛高速行駛或從較高的位置跌落、負(fù)重輪以較高的速度產(chǎn)生較大幅度的抬升時(shí)，需要減振器提供較大的阻尼，消耗彈性元件不能吸收的能量。從能量轉(zhuǎn)換的角度來(lái)看，只要彈性元件吸收的能量和阻尼元件消耗的能量之和等于振動(dòng)能量，振動(dòng)就是無(wú)害的。

但從對(duì)車體產(chǎn)生的沖擊力角度分析，阻尼施加的時(shí)機(jī)是有影響的?？紤]到對(duì)車體的沖擊僅發(fā)生在負(fù)重輪抬升時(shí)，因此，本文僅就負(fù)重輪的抬升過程進(jìn)行分析。根據(jù)沖量定理可知：當(dāng)負(fù)重輪受沖擊抬升時(shí)，若扭力軸剛度小，則負(fù)重輪接受沖擊的時(shí)間長(zhǎng)，沖擊力小，車體所受沖擊也小；反之，則沖擊力大。如果在負(fù)重輪抬升初期，減振器就提供較大的阻尼或迅速提供阻尼，則相當(dāng)于增加了扭力軸的剛度，從而增大了沖擊力。圖2為車輛勻速通過障礙時(shí)，扭力軸在有、無(wú)阻尼介入時(shí)車體垂直方向所受的沖擊載荷。

圖2 車輛通過障礙時(shí)車體所受沖擊載荷

由圖2可以看出：有阻尼介入時(shí)，車體所受沖擊較無(wú)阻尼時(shí)大。因此，阻尼較晚介入或由小變大有利于減小沖擊力。

摩擦式減振器的阻尼隨擺臂擺動(dòng)幅度的增加而增大，其可等效為隨負(fù)重輪的抬升阻尼逐漸增大，這與車體對(duì)阻尼的要求總體上保持一致。

液力式減振器的阻尼隨擺臂擺動(dòng)速度的增大而增大。假設(shè)其擺臂和負(fù)重輪直接相連。在負(fù)重輪抬升初期，由于扭力軸扭轉(zhuǎn)的角度較小，所產(chǎn)生的負(fù)重輪抬升阻力矩較小，因此負(fù)重輪容易產(chǎn)生較高的抬升加速度，使速度迅速增大而產(chǎn)生較大阻尼，進(jìn)而將較大的地面沖擊力傳遞到車體。隨著負(fù)重輪的抬升，扭力軸扭轉(zhuǎn)角度變大，扭轉(zhuǎn)阻力矩增大，負(fù)重輪抬升速度變慢，減振器提供的阻尼隨之變小。這種情況和減小沖擊所要求的阻尼介入需求有差距。盡管現(xiàn)代車輛的液力減振器通常設(shè)置一個(gè)單向閥，使負(fù)重輪抬升過程中的阻尼小于回程阻尼，以減小抬升時(shí)的沖擊，但并不影響減振器阻尼隨速度的變化規(guī)律。也就是說(shuō)，液力減振器雖能消耗振動(dòng)能量，但自身的阻尼特性并不能有效減小車輛所受的沖擊。

3 聯(lián)動(dòng)杠桿對(duì)阻尼特性的影響

對(duì)于異軸式減振器，由于增加了聯(lián)動(dòng)杠桿，減振器傳遞到負(fù)重輪處的阻尼特性必然會(huì)發(fā)生變化?；蛘哒f(shuō)，由負(fù)重輪經(jīng)聯(lián)動(dòng)杠桿傳遞來(lái)的使減振器產(chǎn)生阻尼的特征量也會(huì)發(fā)生變化。特征量的變化會(huì)改變阻尼的介入時(shí)機(jī)和變化趨勢(shì)，產(chǎn)生的具體影響需要結(jié)合確定的桿系進(jìn)行分析。本文以 A型、B型2車的聯(lián)動(dòng)杠桿為例進(jìn)行分析。

3.1 桿系結(jié)構(gòu)及減振器特征量

將平衡肘、連桿和減振器擺臂作為1個(gè)桿系，則2車桿系簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)分別如圖3、4所示。

圖3 A型車聯(lián)動(dòng)杠桿簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)

圖4 B型車聯(lián)動(dòng)杠桿簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)

圖中：O點(diǎn)為扭力軸的安裝中心，同時(shí)也是直角坐標(biāo)系的原點(diǎn)；x軸指向水平方向；y軸指向豎直方向；C點(diǎn)為減振器的安裝中心；OA段為扭力軸安裝中心到平衡肘上連桿鉸接點(diǎn)的長(zhǎng)度；AB段為連桿的長(zhǎng)度；BC段為減振器擺臂的長(zhǎng)度；OA和x軸的夾角為車輛靜平衡時(shí)OA段所處的位置，用位置1表示；虛線和x軸的夾角為OA段繞O點(diǎn)逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)所能到達(dá)的極限位置，用位置3表示；OA段處于水平狀態(tài)時(shí)記作位置2。

摩擦式減振器的阻尼力與摩擦副的正壓力有關(guān)，只要用力抬升擺臂就產(chǎn)生阻尼力，所以選力作為特征量；液力減振器阻尼力和速度有關(guān)，則選速度作為特征量。車輛從高處跌落或高速通過障礙時(shí)，由于跌落高度、車輛行駛速度及障礙不同，作用在負(fù)重輪上使其抬升的力及抬升速度也不確定，因此不便于具體分析。

為簡(jiǎn)化分析過程，假設(shè)作用在負(fù)重輪上的力和速度均不變化，因關(guān)注負(fù)重輪抬升較高時(shí)的工況，故下列分析從車輛靜平衡位置開始。設(shè)桿系中的負(fù)重輪在相同的垂直作用力F作用下上移和以相同的擺動(dòng)速度V上擺，把速度和力等效在A點(diǎn)上，用圖解法求得2個(gè)桿系作用在減振器擺臂最外端B點(diǎn)的速度和力。

3.2 桿系對(duì)力的影響

圖5、6分別為2個(gè)桿系中不同位置對(duì)力的影響結(jié)果。由圖5可知：3個(gè)不同位置上B點(diǎn)的垂直力分別為中、小、大，即在位置1上，減振器擺臂所受垂直力大于作用在負(fù)重輪上的垂直力；在位置2上，減振器擺臂所受垂直力小于作用在負(fù)重輪上的垂直力；在位置3上，減振器擺臂所受垂直力最大。由圖6

圖5 A型車桿系對(duì)力的影響

圖6 B型桿系對(duì)力的影響

可以看出：3個(gè)位置上減振器擺臂處的力分別為大、中、小，其中，位置1上減振器擺臂所受垂直力大于作用在負(fù)重輪上的垂直力，其他2個(gè)位置上減振器擺臂所受垂直力均小于作用在負(fù)重輪上的垂直力。擺臂上所受垂直力的大小反映了聯(lián)動(dòng)杠桿對(duì)減振器提供轉(zhuǎn)動(dòng)力矩的大小。轉(zhuǎn)動(dòng)力矩的變化趨勢(shì)對(duì)摩擦阻尼的貢獻(xiàn)情況分析如下。

一旦聯(lián)動(dòng)杠桿尺寸及位置確定后，減振器擺臂的擺動(dòng)范圍就確定了。根據(jù)現(xiàn)有摩擦式減振器的構(gòu)造可知：減振器擺臂的擺動(dòng)范圍決定了彈子盤的旋轉(zhuǎn)范圍，從而確定了彈簧的壓縮量，也就確定了作用在摩擦副上的正壓力。換言之，摩擦副上的正壓力取決于擺臂的行程，看似與在擺臂上施加的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩沒有關(guān)系，但是由正壓力而產(chǎn)生的減振器的摩擦力矩必須小于擺臂上的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩，這樣擺臂才可以向上運(yùn)動(dòng)。由于擺臂向上運(yùn)動(dòng)過程中，彈簧壓縮量逐漸增大，導(dǎo)致正壓力也逐漸增大，因此在理想情況下，擺臂上的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩應(yīng)與此保持同步，這樣既有利于在負(fù)重輪抬升過程中逐漸增大阻尼，也有利于負(fù)重輪回程初期在減振器上產(chǎn)生較大的啟動(dòng)力矩，使負(fù)重輪順利回位。如果設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩不與摩擦力矩同步，而是雖有大小變化但始終大于摩擦力矩，也能保證擺臂上揚(yáng)，但是減振器的潛能就得不到充分發(fā)揮。從這個(gè)角度看，通過聯(lián)動(dòng)杠桿的作用后，上述 2 型車減振器的優(yōu)點(diǎn)都沒有充分發(fā)揮。相比較而言，A型車減振器擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)力矩到后期逐漸增大，滿足要求，優(yōu)于B型車桿系結(jié)構(gòu)。

3.3 桿系對(duì)速度的影響

圖7、8分別為2個(gè)桿系中不同位置對(duì)速度的影響情況。由圖7可以看出：1)3個(gè)位置上減振器擺臂處的速度分別為中、大、小，其中位置3上的速度小于負(fù)重輪的運(yùn)動(dòng)速度,即在負(fù)重輪抬升過程中，減振器擺臂的擺動(dòng)速度有一個(gè)由小變大再變小的過程;2)對(duì)于液力減振器，由于阻尼特性與速度相關(guān)，因此對(duì)應(yīng)的減振器阻尼也呈現(xiàn)相同的變化規(guī)律,負(fù)重輪抬升初期阻尼由小變大符合降低沖擊的總體需求，但由小變大提升的速度較快，相當(dāng)于平衡肘每抬高1°，速度平均增加0.017V,減小沖擊效果不太理想；3)當(dāng)負(fù)重輪抬升到后期,阻尼由大變小則與降低沖擊的總體要求不符，因?yàn)楫?dāng)負(fù)重輪以較高速度抬升很高時(shí),意味著振動(dòng)能量很大，需要減振器發(fā)揮阻尼作用，此時(shí)阻尼減小意味著減振器作用減小了。

圖7 A型車桿系對(duì)速度的影響

圖8 B型車桿系對(duì)速度的影響

由圖8可以看出：1)在1、2、3位置上，減振器擺臂處的速度逐漸增大，在位置1上小于負(fù)重輪抬升速度，在其他2個(gè)位置上大于負(fù)重輪抬升速度，且在位置3上最大;2)對(duì)應(yīng)的液力減振器阻尼也是由小到大變化，尤其是由位置1回位置2擺動(dòng)的過程中，速度增加較慢，相當(dāng)于平衡肘每抬高1°，速度平均增加0.014V，這是一種較A型車更合理的阻尼變化規(guī)律;3)從位置2到位置3時(shí)，平衡肘每抬高1°，速度平均增加0.006V，低于前期增長(zhǎng)速度。因此，若把位置2到位置3的速度增加規(guī)律和位置1到位置2的對(duì)調(diào)，則較為理想。從總的減振趨勢(shì)上看，B型車桿系優(yōu)于A型車桿系。

3.4 桿系結(jié)構(gòu)調(diào)整對(duì)速度和力的影響

若要取得較為理想的運(yùn)動(dòng)特性，需要對(duì)桿系的一些參數(shù)進(jìn)行調(diào)整。以A型車為例，平衡肘、扭力軸和減振器的幾何參數(shù)均不變，僅變動(dòng)連桿，即AB桿的長(zhǎng)度為60 mm就可將3個(gè)位置的速度變化規(guī)律調(diào)整到小、中、大的趨勢(shì)。調(diào)整后，負(fù)重輪從平衡位置抬升到極限位置時(shí)，減振器擺臂的擺動(dòng)角度為48°，約減小了3°，并不影響減振器的整體工作。圖9為桿系結(jié)構(gòu)調(diào)整后對(duì)速度的影響情況。

同理，調(diào)整B型車的桿系，使減振器位置右移50 mm，即增加了減振器擺臂的長(zhǎng)度，可得到力逐漸增大的結(jié)果，如圖10所示?？梢姡何恢糜乙撇⒉挥绊戃囕v懸掛系統(tǒng)的總體布局。

圖9 縮短AB桿長(zhǎng)度后A型車桿系對(duì)速度的影響

圖10 右移減振器位置后B型車桿系對(duì)力的影響

上述2個(gè)調(diào)整僅考慮桿系的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，并沒有密切關(guān)聯(lián)參數(shù)調(diào)整后對(duì)整個(gè)車輛懸掛系統(tǒng)布局的影響。實(shí)際上,A型車連桿變短會(huì)影響負(fù)重輪向下擺動(dòng)的幅度。由分析可知:不同的聯(lián)動(dòng)杠桿可以把減振器自身的阻尼特性和需要的阻尼特性進(jìn)行有效的關(guān)聯(lián)。通常，扭力軸的位置、平衡肘的長(zhǎng)度與靜平衡位置的角度等所受約束較多，此時(shí)可通過適當(dāng)調(diào)整減振器的位置、擺臂的長(zhǎng)度和起始位置、聯(lián)動(dòng)杠桿的長(zhǎng)度等來(lái)獲取所需的懸掛系統(tǒng)阻尼特性。

上述分析立足于恒速和恒力，反映了減振器擺臂運(yùn)動(dòng)速度和回轉(zhuǎn)力矩隨負(fù)重輪位置變化的總體規(guī)律。實(shí)車使用過程中，隨著沖擊形式的變化，負(fù)重輪的速度規(guī)律是多樣的。如果隨著負(fù)重輪的抬升，阻尼也變大，這樣的阻尼特性是符合要求的。如果隨著負(fù)重輪的抬升，速度和力變小，由此帶來(lái)阻尼絕對(duì)值的減小，也不能否定減振器的作用，只要阻尼對(duì)于相同速度和力的相對(duì)值在增加，就符合減小沖擊的總要求。上述分析并沒有考慮鉸接點(diǎn)間隙及磨損量的影響。

4 結(jié)論

異軸安裝的減振器，其自身的阻尼特性通過聯(lián)動(dòng)杠桿機(jī)構(gòu)傳遞到負(fù)重輪時(shí)會(huì)發(fā)生變化。摩擦式減振器和液力式減振器因阻尼產(chǎn)生機(jī)理的不同，對(duì)減小沖擊和提供阻尼的要求也不同，因而對(duì)桿系設(shè)計(jì)的要求也不同。同一桿系通常不能同時(shí)滿足2種所分析類型減振器的需求。合理設(shè)計(jì)聯(lián)動(dòng)杠桿機(jī)構(gòu)，有助于發(fā)揮減振器性能，減小車輛高速行駛或從高處跌落時(shí)車體受到的沖擊。A、B這2個(gè)車型的聯(lián)動(dòng)杠桿機(jī)構(gòu)與減振器的配合情況尚不理想。

[1] 劉維平，孫偉. 坦克裝甲車輛構(gòu)造學(xué)[M]. 北京：兵器工業(yè)出版社，2001：177.

[2] 孫偉. 裝甲車輛構(gòu)造學(xué)[M]. 北京：兵器工業(yè)出版社，2006：140.

[3] 閆清東，張連第，劉輝. 坦克構(gòu)造與設(shè)計(jì)：下冊(cè)[M]. 北京：北京理工大學(xué)出版社，2006：475-486.

[4] 馬德軍，陳亞寧. 裝甲裝備常用機(jī)構(gòu)及零部件的設(shè)計(jì)與分析[M]. 北京：兵器工業(yè)出版社，2006：1-9.

(責(zé)任編輯: 尚菲菲)

Damping Characteristics Analysis of Non-coaxial Tank Shock Absorber with Linkage Lever Mechanism

XU Guo-ying, WANG Chuang, YAO Xin-min, WANG Tao, ZHANG Bing-xi

(Department of Mechanical Engineering, Academy of Armored Force Engineering, Beijing 100072, China)

In terms of reducing shock on running vehicle, general requirements for shock absorber damping characteristics are analyzed when road wheels rapidly uplift. Based on damping characteristics of two types of shock absorber, i.e. hydraulic and friction, variation of velocity and force of swing arm for the linkage lever mechanisms of two types of vehicles under the same swing velocity and force of road wheel is analyzed with graphical method. Problems of matching absorbers’ damping characteristics with vehicles’ requirements are discussed. The results show that the linkage lever mechanisms have influence on shock absorber property, and the linkage lever mechanisms of two types of vehicles aren’t matching well with the shock absorber characteristics.

shock absorber; damping; linkage lever; suspension system

1672-1497(2015)05-0044-05

2015-03-31

徐國(guó)英(1965-)，男，副教授，博士。

TJ81+0.3

A

10.3969/j.issn.1672-1497.2015.05.010