2.2 懸掛系統(tǒng)對裝甲車輛機動性能的影響

懸掛系統(tǒng)的性能對車輛的機動性有至關重要的影響。一線裝甲車輛的機動性包括戰(zhàn)略機動性和戰(zhàn)術機動性，由于戰(zhàn)略機動性主要考慮的是車輛的可部署性，因此，只討論關于裝甲車輛的戰(zhàn)術機動性。

裝甲車輛的戰(zhàn)術機動性主要包括對于復雜路況的通過能力和高速越野能力。裝甲車輛的戰(zhàn)術機動性受車輛多個系統(tǒng)性能的制約，主要包括動力傳動系統(tǒng)的性能，用于提供充沛的動力；設計良好的行動系統(tǒng)，保證車輛有良好的越障能力；懸掛系統(tǒng)，保證在車輛越障和高速越野行駛時，不會對車輛系統(tǒng)造成損傷及影響乘員健康和持續(xù)戰(zhàn)斗力。

為了滿足車輛的機動性，車輛懸掛要滿足3類指標，即舒適性指標、約束性指標和可靠性指標。

2.2.1 舒適性指標

舒適性指標和裝甲車輛乘員所承受的振動加速度正相關，承受的加速度越大，舒適性越差。但由于人體本身是一個多自由的振動系統(tǒng)，因此，不但加速度的幅值會影響人的舒適性，而且在幅值相同的條件下，不同頻率和方向的加速度對人的舒適性影響也不同。車體振動的加速度為分段穩(wěn)定的隨機過程，通常用加速度的均方根值來表示加速度的強弱。從1985年開始進行全面修訂，到1997年公布的標準ISO2631-1:1997（E）評價長時間作用的隨機振動和多輸入點、多軸向振動環(huán)境對人體的影響時，能更好地符合于主觀感覺。

2.2.1.1 人的受振模型

ISO2631-1:1997（E）中規(guī)定的人體坐姿受振模型如圖2-3所示。

對于如圖2-3所示的坐姿有三個振動輸入點，坐墊輸入點要考慮垂直三軸向的線振動和垂直三軸向的角振動，座椅靠背觸點與腳和地板觸點只要考慮各垂直三軸向的線振動。

車輛的振動越大，對車內(nèi)乘員的激勵也越大，車輛的舒適性也就越差。根據(jù)振動形式和持續(xù)時間可以將它劃分為以下幾種：

（1）瞬態(tài)和短時間的作用：固有衰減振動，車輛通過單個障礙和車輛竄動。

（2）簡諧的、周期的和長時間的作用：單獨的波形路面、發(fā)動機激勵以及車輪和輪胎激勵。

（3）隨機的和長時間的作用。

因為人是一個各部分可以相對振動的機體，所以對某一振動作用的評價不是只根據(jù)其振動的強度，比如不是單單根據(jù)加速度幅值的大小，而是對同樣強度、不同頻率的振動有不同的感受。這就意味著，在物理測量值和主觀感覺之間存在著一種與頻率有關的評價關系。

2.2.1.2 振動頻率對人的影響

振動的強度一般是用加速度有效值來計量的。除了強度以外，還有兩個十分重要的因素：一個是振動頻率；另一個是人體承受振動的持續(xù)時間（暴露時間）。實驗證明，人對頻率為4～8Hz的振動感覺最敏感，頻率高于8Hz或低于4Hz，敏感性就會逐漸減弱。對于同樣強度、同樣頻率的振動來說，振動的影響還同振動的暴露時間有關。短暫時間內(nèi)可以容忍的振動，時間一長就很可能變成不能容忍的振動了。

振動給予人的影響，按受到振動的強度和暴露時間大致有以下4種情況：

（1）“感覺閥”，人體剛能感受到振動的信息；

（2）“不舒適閥”，人體產(chǎn)生不舒適反應；

（3）“疲勞閥”，人體產(chǎn)生生理性反應；

（4）“極限閥”（或“危險閥”），超過它人體會產(chǎn)生病理性損傷。

因為振動對人是一種心理和生理的影響，所以個體差異十分明顯。某些人可以容忍的振動，對另一些人卻可能引起強烈的反感。但是，從統(tǒng)計觀點來看，還是可以找出其平均值以及高限值和低限值的。高限和低限的差值一般是1倍的數(shù)量級。

國際標準化組織（ISO）曾推薦一個評價標準，這個標準經(jīng)過使用和檢驗，除了4Hz以下難以做精確測量外，其他與目前得到的實驗數(shù)據(jù)是適應的。有的學者根據(jù)大量實驗對ISO標準進行了修正，圖2-4所示為經(jīng)過修正的ISO振動標準。在圖2-4中有三個縱坐標，由左至右分別是：極限標準，相當于上述振動達到的“危險閥”；疲勞標準，振動強度超過它，人體會產(chǎn)生生理性疲勞，而且它還會影響人的注意力和工作效率；不舒適標準，振動在這個標準以下，人們對振動不會產(chǎn)生太大的反感。圖2-4中橫坐標的頻率值（Hz）適用于單一頻率的振動或適用于無規(guī)律振動的1/3倍頻帶中心頻率（Hz）。圖2-4上諸曲線的振動暴露時間為一天內(nèi)累計暴露的時間。圖2-4上的標準是對人受到垂直振動來說的，即人們站在振動面上或者坐在椅子上時受到上下方向的振動。人們對水平振動要比垂直振動敏感一些。

此外，振動標準還受到不同環(huán)境和工作條件的影響。上述標準適用于一般工業(yè)系統(tǒng)和同振動操作有關的環(huán)境，而在其他條件下，要另定標準。例如在居住建筑中如果出現(xiàn)超過“感覺閥”的振動，很可能引起“恐懼”和反感，這時舒適標準就應定在“感覺閥”附近；如在戰(zhàn)爭環(huán)境中，首要的任務是保存自己、消滅敵人，這時就可以越過“疲勞閥”，把標準定在“極限閥”上。

2.2.1.3 駕駛員處加速度均方根值

由于駕駛員乘坐的位置距離懸掛質(zhì)量質(zhì)心最遠，故俯仰振動對駕駛員處的影響最大，即駕駛員處為乘員中振動環(huán)境最惡劣處，因此，駕駛員處加速度均方根值通常用于比較不同車輛的舒適性指標。

進行舒適性評價時，首先要將j點、i軸的加速度時間歷程aij（t）作傅立葉變換得到Aij（f），再乘以頻率加權函數(shù)Wij（f）［對應的Wu（f）］得到Wij（f）Aij（f），然后將此乘積進行傅立葉逆變換，得到頻率加權加速度的時間歷程aW ij（t），進一步計算該點、該軸頻率加權的加速度均方根值aW ij：

式中，aW i j（t）——頻率加權加速度的時間歷程，m/s2；

T——振動信號測量時間，s，標準規(guī)定測量時間T最少應為108 s（相當于保證1Hz的信號可信度為90%），比較典型的情況取測量時間T＝5～10min。

人體在不同輸入點、不同軸向?qū)Σ煌l率下的振動敏感程度不一樣，該國際標準規(guī)定用6種頻率加權函數(shù)Wu（下標u有c、d、e、f、k和j等6種標志）來確定j輸入點、i軸向的頻率加權函數(shù)Wij，其對應關系以及各個輸入點不同軸向的軸加權系數(shù)Kij見表2-1。

各種頻率加權函數(shù)Wu（f）均由四種傳遞函數(shù)模的乘積構成。

式中，Hh（f）——高通傳遞函數(shù)的模；

Hl（f）——低通傳遞函數(shù)的模；

Ht（f）——a－v變換傳遞函數(shù)的模；

Hs（f）——階梯傳遞函數(shù)的模。

它們的表達式分別為：

各種頻率加權函數(shù)Wu（f）計算公式中的參數(shù)值見表2-2。

由表2-1上各軸加權系數(shù)可以看出，座椅表面輸入點xs、ys、zs三個線振動的軸加權系數(shù)Kij＝1，是12個軸向中人體最敏感處，其余各軸向的軸加權系數(shù)均小于0.8。另外，ISO2631-1:1997（E）標準還規(guī)定，當評價振動對人體健康的影響時，就考慮xs、ys、zs這三個軸向，且xs、ys兩個水平軸向的軸加權系數(shù)取1.4，比垂直軸向更敏感。

當同時考慮座椅表面xs、ys、zs這三個軸向振動時，三個軸向的總加權加速度均方根值按下式計算：

當振動中存在沖擊時，用加速度均方根值無法體現(xiàn)沖擊的影響，評價方法不充分。ISO2631-1:1997（E）標準給出了一種附加評價方法：四次方振動劑量值（VDV）方法。VDV的計算公式為

式中，aW（t）——頻率加權加速度時間歷程；

T——測量時間。

當＞1.75時，應采用附加的評價方法來一起評價振動對人的舒適性的影響，其中aW表示頻率加權加速度的分根值。

2.2.1.4 設計參數(shù)對舒適性的影響

由于路面譜可以看作是一個寬帶的正態(tài)隨機過程，對于簡化為線性多自由的懸掛模型，舒適性指標與以下幾個設計參數(shù)有關：垂直和俯仰振動的固有頻率、垂直和俯仰振動的模態(tài)阻尼比以及懸掛質(zhì)量和非懸掛質(zhì)量的質(zhì)量比。

垂直和俯仰振動的固有頻率越低，懸掛的隔振性能越好，舒適性越好。但由于懸掛整體行程有限，垂直和俯仰振動的固有頻率越低，意味著懸掛越軟，懸掛的靜行程越大，相對動行程越小，導致高速行駛時越容易出現(xiàn)懸掛撞擊限位器的現(xiàn)象——懸掛擊穿。同時，過低的固有頻率（≤0.67Hz）會使乘員產(chǎn)生暈船感，降低了舒適性；過軟的懸掛還會造成履帶車輛行駛時，履帶環(huán)的周長變化過大，容易造成脫帶；輪式車輛在轉(zhuǎn)向時的側(cè)傾角度過大會影響車輛的操作穩(wěn)定性。通常垂直振動固有頻率取0.7～1.25Hz，俯仰振動固有頻率取0.77～0.9Hz。

精確計算懸掛的垂直和俯仰振動固有頻率需要求解多自由度微分方程的特征值，計算相對復雜，特別是在設計階段存在很多未知參數(shù)，因此，可以用以下計算式進行估算。

車體垂直線振動固有頻率為

車體俯仰角振動固有頻率為

式中，n——車輛一側(cè)車輪個數(shù)；

mh——車輛懸掛質(zhì)量的一半；

k——懸掛剛度；

J——車身俯仰轉(zhuǎn)動慣量；

li——第i個車輪到車輛質(zhì)心的距離。

上述估算值與用精確方法計算的值偏差不大。

懸掛質(zhì)量和非懸掛質(zhì)量的比值越大，車輛的平順性越好，因此，在設計過程中，要特別重視非懸掛質(zhì)量的減重設計。

根據(jù)線性系統(tǒng)理論，在確定了垂直和俯仰振動固有頻率后，可以計算得到垂直和俯仰振動的模態(tài)阻尼比，使得駕駛員處加權均方根值最優(yōu)。這里給出二自由度懸掛系統(tǒng)的最優(yōu)阻尼比的計算公式：

式中，μ——懸掛質(zhì)量與非懸掛質(zhì)量的質(zhì)量之比，μ＝ms/mu；

γ——輪胎與懸掛的剛度之比，γ＝kt/k。

對于半車模型，其垂直振動和俯仰振動的最優(yōu)模態(tài)阻尼比為0.15～0.25，考慮到減震器散熱功率的限制，上述模態(tài)阻尼比，特別是俯仰模態(tài)阻尼比很難達到最優(yōu)要求。

2.2.2 約束性指標

約束性指標包括兩個方面：一是懸掛的動撓度不能超過許用的懸掛動行程；另一個是減震器的發(fā)熱不能超過減震器的最大散熱功率。

2.2.2.1 懸掛動行程

要滿足懸掛的動撓度不超過許用的懸掛動行程，需要在設計中給懸掛留足夠大的動行程，這一點在輪式車輛設計中通常容易滿足，而對于履帶式車輛，其懸掛的總行程等于履帶環(huán)的高度減去一個負重輪的直徑，動行程等于總行程減去靜行程，如圖2-5所示。

當車輛的垂直和俯仰固有頻率設定后，懸掛的靜行程已經(jīng)確定，則履帶環(huán)的高度由總布置確定。采用增加懸掛剛度的辦法降低懸掛動撓度往往會導致垂直和俯仰固有頻率增大，進而破壞舒適性，增大懸掛阻尼又容易導致減震器過熱。因此，履帶車輛懸掛總行程的大小直接決定了車輛懸掛的最優(yōu)性能，這在總體設計中應該給予重視。如果履帶環(huán)高度不變，則只能換裝小直徑的負重輪，其帶來的潛在負面影響包括：負重輪掛膠應力以及單位里程負重輪工作循環(huán)次數(shù)的增加，對于負重輪掛膠的壽命都會有不利影響。

為保證履帶式裝甲車輛沿不平高度0.15～0.2m的起伏地行駛時“懸掛擊穿”的概率較小，第一負重輪設計動行程［fd］應大于0.3m。

行駛過程中，當負重輪行程達到［fd］時，車底距地高度最小，其值必須大于車轍深度hcz，車底才不致觸地，因而靜態(tài)的車底距地高度h應為h≥［fd］+hcz。履帶輾壓的未鋪裝的道路車轍深度hcz≈0.1m，現(xiàn)有車輛靜態(tài)車底的距地高度h為0.45～0.55m。

實際路面不平度是隨機過程，為使車輛能以車速u在規(guī)定等級的路面行駛時“懸掛擊穿”概率極小，在負重輪行程的均方根值為σf時，應有［fd］≥3σf。

在評價車輛的懸掛系統(tǒng)時，一般把車輪行程的均方根值作為評價指標，“懸掛擊穿”與否取決于車輪行程的均方根值是否大于設計動行程［fd］的1/3。

表2-3所示為幾種車輛負重輪動行程和車底距地高度。

在懸掛總行程一定的情況下，能夠協(xié)調(diào)平順性和限制動撓度的方法是采用剛度漸增的非線性彈性元件和采用彈性緩沖器。剛度漸增的彈性元件以油氣彈簧為代表，其彈性特性曲線如圖2-6所示。

具有漸增性剛度特性的懸掛在有限的動撓度范圍內(nèi)，比具有線性剛度特性的懸掛有更大的位能儲備，其中，懸掛位能儲備是指懸掛從靜載荷的位置起，變形到結構允許的最大變形為止所消耗的功。因此，具有非線性剛度特性的懸掛可以有效降低“懸掛擊穿”的概率。

采用油氣彈簧，在靜平衡位置處彈簧等效剛度較低，車輛的俯仰和垂直固有頻率較低，可以有較好的舒適性，而當車輛的動行程增大時，油氣彈簧的等效剛度也增加，從而可將懸掛動撓度控制在需用的動行程范圍內(nèi)。關于油氣彈簧的設計計算，將在第6章中詳細介紹。增加彈性緩沖器，不會影響車輛的俯仰和垂直固有頻率，當懸掛的動撓度增大到一定程度時，彈性緩沖器參與工作，相當于和懸掛彈簧并聯(lián)，提高了車輛懸掛的等效剛度，從而限制了動撓度的增加。

2.2.2.2 減震器熱容量

減震器是把阻尼功轉(zhuǎn)變?yōu)闊岷纳⒌魧崿F(xiàn)車輛減振的器件。為使工作效果穩(wěn)定，其阻尼力受溫度的影響要小，并在使用壽命期內(nèi)性能降低不超過允許范圍，故應由合理的結構和制造質(zhì)量保證。造成減震器過早失效的主要原因是減震器的能容量不能滿足懸掛系統(tǒng)的要求，導致減震器溫升過大，造成機械摩擦式減震器摩擦片壓緊彈簧自動退火，或是液壓減震器密封中橡膠（或塑料）件在高溫高壓下重塑變形失效。減震器的這類損壞在履帶式裝甲車輛上較為突出，這是因為這類車輛質(zhì)量大，越野速度高，減震器阻尼功率大，而減震器外形尺寸及散熱面積受到車體總布置的約束又較大。只有減震器的散熱功率與它產(chǎn)生的阻尼功率在限定的溫差條件平衡，才能保證其正常工作。

減震器的散熱功率Ns為

式中，kT——減震器的散熱系數(shù)，與減震器形式、安置位置和安裝方式有關；

A——散熱面積；

ΔT——減震器表面溫度與環(huán)境溫度的差。

減震器表面溫度受到零件耐溫條件的限制，當產(chǎn)生的阻尼功率ND大于散熱功率Ns時，溫度便要上升，這是個逐步積累的過程，因而阻尼功率ND應以平均功率作為衡量的依據(jù)。

1．液壓減震器的阻尼功率

履帶式裝甲車輛上用得較多的液壓減震器，產(chǎn)生在懸掛上的阻尼力FfD是負重輪相對車體運動速度的函數(shù)，如圖2-7所示。

阻尼力FfD可近似地表示為

式中，c——懸掛系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，Ns/m；

fk——液壓減震器開閥時，負重輪相對車體的運動速度，m/s。

液壓減震器的平均阻尼功率ND為

式中，p, p）——的概率密度函數(shù)。

阻尼系數(shù)c一定的情況下，負重輪相對車體的運動速度的均方根值σf越大，液壓減震器阻尼功率ND越大。液壓減震器的開閥速度不僅決定了液壓減震器開閥時的懸掛阻尼力FfDk，還制約著減震器的阻尼功率ND。

液壓減震器的長度決定于負重輪總行程fq＝［fd］+｜fj｜，減震器開閥的懸掛阻尼力FfDk確定后，減震器的開閥壓力差Δpk和傳動比i決定了減震器所需的當量面積Ah和散熱面積A，從功率平衡 Ns＝ND的角度看，Δpk和［Δp］受制于減震器的散熱系數(shù)kT。

為了滿足最優(yōu)阻尼比同時又不使減震器過熱，可采用更大熱容量的減震器。減震器的熱容量受減震器的體積、結構形式和最高許用工作溫度影響。減震器體積越大，表面積越大，同樣條件下散熱性越好；汽車用的雙筒減震器，由于工作缸和外界之間還有一個空氣夾層（儲液缸），因此，散熱性差，為此，裝甲車輛常采用散熱更好的單筒或并聯(lián)式雙筒減震器或葉片減震器，并將減震器緊貼在側(cè)甲板上，從而改善減震器的散熱性，但即便如此，也常常難以滿足要求。

2．機械摩擦式減震器的阻尼功率

由于常規(guī)的減震器阻尼力和減震器輸入端的運動速度（線速度或角速度）成正比，因此，車輛的高頻振動會導致減震器產(chǎn)生大量的熱，而從動力學角度來看，上述高頻振動無須減震器耗散，因為懸掛本身就是一個低通濾波器，高頻振動對舒適性影響甚微。因此，要求減震器對高頻、小振幅振動不衰減或少衰減，僅衰減低頻大振幅的振動，豹2系列坦克采用阻尼力和行程有關的摩擦片式減震器正是基于上述考慮。

機械摩擦式減震器在懸掛中產(chǎn)生的阻尼力FfD是負重輪行程f和相對車體運動速度的函數(shù)，FfD＝FfD（f, ），如圖3-5所示，可近似地表達為

式中，ζ——滯變阻尼系數(shù)，無因次數(shù)；

k——懸掛剛度，N/m；

fj——負重輪靜行程，m（fj是負值）；

fx——限位阻尼力的負重輪行程。

這時減震器的阻尼功率ND為

式中，p（f, f·）——f, f· 的聯(lián)合概率密度函數(shù)。

在滯變阻尼系數(shù)ζ一定的情況下，σf和σf越大，阻尼功率ND越大。阻尼力限位行程fx不僅限制了懸掛系統(tǒng)的最大阻尼力FfDM，還制約著阻尼功率的增長。

摩擦副的摩擦系數(shù)μ由物理性能決定，在FfDM一定的情況下，許用比壓［p］決定了減震器的軸向長度，從而決定了散熱面積。從功率平衡Ns＝ND的角度看，［Δp］受制于kT。機械摩擦式減震器的可靠性由適當?shù)南尬恍谐?span id="vuqwjil" class="italic">fx和許用比壓［p］來保證，從保證阻尼效果看，fx不宜小于|fj|，即要求fx≥|fj|。

2.2.3 可靠性指標

2.2.3.1 平衡肘上的動載荷

平衡肘是履帶式裝甲車輛懸掛中的導向元件，其作用是將履帶作用在負重輪上的力傳給彈性元件、阻尼元件（減震器）和行程限位器，以決定負重輪相對車體運動的軌跡。平衡肘的結構應輕巧、堅固而不產(chǎn)生塑性變形。

在起伏地行駛，車輛接近坎兒頂端，駕駛員未及時減少對發(fā)動機供油，車輛越過坎兒頂端后便以高速俯沖向第二個坎兒，第一負重輪受到強力沖擊，平衡肘撞擊行程限制器，使第一負重輪“懸掛擊穿”，負重輪傳來的沖擊力很大一部分通過行程限制器剛性地傳到車體上，使乘員感覺極不舒適。

定義“擊穿力”與靜載之比Fjch/Ffj為“懸掛擊穿”時的動力載荷系數(shù)nD，即

式中，n——車輛一側(cè)負重輪個數(shù)；

L——履帶接地長，L＝l1－ln；

B——B＝；

li——第i個負重輪到車輛質(zhì)心的距離，符號表示方向；

C——C＝1+；

D——D＝n+。

例如：已知某坦克的相關數(shù)據(jù)：

l1＝2.688 m, L＝5.045 m, lp＝2 m，

i 1＝1.147m, ＝18.4m2, ［fd］/fj＝－2.5，

n＝6, ρ＝2.474 m。

計算得到：

則總載荷系數(shù)為nz＝nD+1＝13.24。

上例說明：“懸掛擊穿”時，在人能承受的振動情況下，懸掛裝置總載荷約為靜載荷的13倍。實際負重輪膠胎和履帶板的橡膠墊有彈性，能使動載荷減小一些，設計時，該值應越小越好。

2.2.3.2 車輪動載

車輪動載指的是由于懸掛和非懸掛質(zhì)量振動而附加在車輪上的交變載荷。

對于雙軸的裝甲輪式車輛，由于車輪較少，車輪動載會影響車輛的操作穩(wěn)定性，當車輪動載荷幅值超過靜載荷并且和靜載荷方向相反時，會使車輪短暫跳離地面，尤其在車輛高速過彎的工況下，可能會導致危險的發(fā)生。

而對于多軸車輛和履帶式裝甲車，由于車輪數(shù)量眾多，個別車輪離地對車輛的行駛穩(wěn)定性影響不大，但是對車輪及其懸掛部件的可靠性會產(chǎn)生不利影響。當動載荷和靜載荷方向一致時，懸掛部件承受的是二者絕對值的和，上述合力有時會數(shù)倍于靜載荷。對于穩(wěn)態(tài)激勵產(chǎn)生的動載荷，適當?shù)脑黾討覓靹偠群妥枘嵯禂?shù)對于減小動載荷有好處，而對于單個激勵造成的沖擊載荷，較軟的懸掛剛度可以有效地緩沖沖擊，避免懸掛部件動載荷過大，且阻尼對于彈簧緩沖有不利影響。為了避免沖擊載荷造成的過大動載，可以選擇壓縮阻尼小于復原阻尼的減震器，減震器中必須設置安全閥，以避免車輪受到高速沖擊時阻尼力大幅上升。