2.2 悬挂系统对装甲车辆机动性能的影响

悬挂系统的性能对车辆的机动性有至关重要的影响。一线装甲车辆的机动性包括战略机动性和战术机动性，由于战略机动性主要考虑的是车辆的可部署性，因此，只讨论关于装甲车辆的战术机动性。

装甲车辆的战术机动性主要包括对于复杂路况的通过能力和高速越野能力。装甲车辆的战术机动性受车辆多个系统性能的制约，主要包括动力传动系统的性能，用于提供充沛的动力；设计良好的行动系统，保证车辆有良好的越障能力；悬挂系统，保证在车辆越障和高速越野行驶时，不会对车辆系统造成损伤及影响乘员健康和持续战斗力。

为了满足车辆的机动性，车辆悬挂要满足3类指标，即舒适性指标、约束性指标和可靠性指标。

2.2.1 舒适性指标

舒适性指标和装甲车辆乘员所承受的振动加速度正相关，承受的加速度越大，舒适性越差。但由于人体本身是一个多自由的振动系统，因此，不但加速度的幅值会影响人的舒适性，而且在幅值相同的条件下，不同频率和方向的加速度对人的舒适性影响也不同。车体振动的加速度为分段稳定的随机过程，通常用加速度的均方根值来表示加速度的强弱。从1985年开始进行全面修订，到1997年公布的标准ISO2631-1:1997（E）评价长时间作用的随机振动和多输入点、多轴向振动环境对人体的影响时，能更好地符合于主观感觉。

2.2.1.1 人的受振模型

ISO2631-1:1997（E）中规定的人体坐姿受振模型如图2-3所示。

对于如图2-3所示的坐姿有三个振动输入点，坐垫输入点要考虑垂直三轴向的线振动和垂直三轴向的角振动，座椅靠背触点与脚和地板触点只要考虑各垂直三轴向的线振动。

车辆的振动越大，对车内乘员的激励也越大，车辆的舒适性也就越差。根据振动形式和持续时间可以将它划分为以下几种：

（1）瞬态和短时间的作用：固有衰减振动，车辆通过单个障碍和车辆窜动。

（2）简谐的、周期的和长时间的作用：单独的波形路面、发动机激励以及车轮和轮胎激励。

（3）随机的和长时间的作用。

因为人是一个各部分可以相对振动的机体，所以对某一振动作用的评价不是只根据其振动的强度，比如不是单单根据加速度幅值的大小，而是对同样强度、不同频率的振动有不同的感受。这就意味着，在物理测量值和主观感觉之间存在着一种与频率有关的评价关系。

2.2.1.2 振动频率对人的影响

振动的强度一般是用加速度有效值来计量的。除了强度以外，还有两个十分重要的因素：一个是振动频率；另一个是人体承受振动的持续时间（暴露时间）。实验证明，人对频率为4～8Hz的振动感觉最敏感，频率高于8Hz或低于4Hz，敏感性就会逐渐减弱。对于同样强度、同样频率的振动来说，振动的影响还同振动的暴露时间有关。短暂时间内可以容忍的振动，时间一长就很可能变成不能容忍的振动了。

振动给予人的影响，按受到振动的强度和暴露时间大致有以下4种情况：

（1）“感觉阀”，人体刚能感受到振动的信息；

（2）“不舒适阀”，人体产生不舒适反应；

（3）“疲劳阀”，人体产生生理性反应；

（4）“极限阀”（或“危险阀”），超过它人体会产生病理性损伤。

因为振动对人是一种心理和生理的影响，所以个体差异十分明显。某些人可以容忍的振动，对另一些人却可能引起强烈的反感。但是，从统计观点来看，还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倍的数量级。

国际标准化组织（ISO）曾推荐一个评价标准，这个标准经过使用和检验，除了4Hz以下难以做精确测量外，其他与目前得到的实验数据是适应的。有的学者根据大量实验对ISO标准进行了修正，图2-4所示为经过修正的ISO振动标准。在图2-4中有三个纵坐标，由左至右分别是：极限标准，相当于上述振动达到的“危险阀”；疲劳标准，振动强度超过它，人体会产生生理性疲劳，而且它还会影响人的注意力和工作效率；不舒适标准，振动在这个标准以下，人们对振动不会产生太大的反感。图2-4中横坐标的频率值（Hz）适用于单一频率的振动或适用于无规律振动的1/3倍频带中心频率（Hz）。图2-4上诸曲线的振动暴露时间为一天内累计暴露的时间。图2-4上的标准是对人受到垂直振动来说的，即人们站在振动面上或者坐在椅子上时受到上下方向的振动。人们对水平振动要比垂直振动敏感一些。

此外，振动标准还受到不同环境和工作条件的影响。上述标准适用于一般工业系统和同振动操作有关的环境，而在其他条件下，要另定标准。例如在居住建筑中如果出现超过“感觉阀”的振动，很可能引起“恐惧”和反感，这时舒适标准就应定在“感觉阀”附近；如在战争环境中，首要的任务是保存自己、消灭敌人，这时就可以越过“疲劳阀”，把标准定在“极限阀”上。

2.2.1.3 驾驶员处加速度均方根值

由于驾驶员乘坐的位置距离悬挂质量质心最远，故俯仰振动对驾驶员处的影响最大，即驾驶员处为乘员中振动环境最恶劣处，因此，驾驶员处加速度均方根值通常用于比较不同车辆的舒适性指标。

进行舒适性评价时，首先要将j点、i轴的加速度时间历程aij（t）作傅立叶变换得到Aij（f），再乘以频率加权函数Wij（f）［对应的Wu（f）］得到Wij（f）Aij（f），然后将此乘积进行傅立叶逆变换，得到频率加权加速度的时间历程aW ij（t），进一步计算该点、该轴频率加权的加速度均方根值aW ij：

式中，aW i j（t）——频率加权加速度的时间历程，m/s2；

T——振动信号测量时间，s，标准规定测量时间T最少应为108 s（相当于保证1Hz的信号可信度为90%），比较典型的情况取测量时间T＝5～10min。

人体在不同输入点、不同轴向对不同频率下的振动敏感程度不一样，该国际标准规定用6种频率加权函数Wu（下标u有c、d、e、f、k和j等6种标志）来确定j输入点、i轴向的频率加权函数Wij，其对应关系以及各个输入点不同轴向的轴加权系数Kij见表2-1。

各种频率加权函数Wu（f）均由四种传递函数模的乘积构成。

式中，Hh（f）——高通传递函数的模；

Hl（f）——低通传递函数的模；

Ht（f）——a－v变换传递函数的模；

Hs（f）——阶梯传递函数的模。

它们的表达式分别为：

各种频率加权函数Wu（f）计算公式中的参数值见表2-2。

由表2-1上各轴加权系数可以看出，座椅表面输入点xs、ys、zs三个线振动的轴加权系数Kij＝1，是12个轴向中人体最敏感处，其余各轴向的轴加权系数均小于0.8。另外，ISO2631-1:1997（E）标准还规定，当评价振动对人体健康的影响时，就考虑xs、ys、zs这三个轴向，且xs、ys两个水平轴向的轴加权系数取1.4，比垂直轴向更敏感。

当同时考虑座椅表面xs、ys、zs这三个轴向振动时，三个轴向的总加权加速度均方根值按下式计算：

当振动中存在冲击时，用加速度均方根值无法体现冲击的影响，评价方法不充分。ISO2631-1:1997（E）标准给出了一种附加评价方法：四次方振动剂量值（VDV）方法。VDV的计算公式为

式中，aW（t）——频率加权加速度时间历程；

T——测量时间。

当＞1.75时，应采用附加的评价方法来一起评价振动对人的舒适性的影响，其中aW表示频率加权加速度的分根值。

2.2.1.4 设计参数对舒适性的影响

由于路面谱可以看作是一个宽带的正态随机过程，对于简化为线性多自由的悬挂模型，舒适性指标与以下几个设计参数有关：垂直和俯仰振动的固有频率、垂直和俯仰振动的模态阻尼比以及悬挂质量和非悬挂质量的质量比。

垂直和俯仰振动的固有频率越低，悬挂的隔振性能越好，舒适性越好。但由于悬挂整体行程有限，垂直和俯仰振动的固有频率越低，意味着悬挂越软，悬挂的静行程越大，相对动行程越小，导致高速行驶时越容易出现悬挂撞击限位器的现象——悬挂击穿。同时，过低的固有频率（≤0.67Hz）会使乘员产生晕船感，降低了舒适性；过软的悬挂还会造成履带车辆行驶时，履带环的周长变化过大，容易造成脱带；轮式车辆在转向时的侧倾角度过大会影响车辆的操作稳定性。通常垂直振动固有频率取0.7～1.25Hz，俯仰振动固有频率取0.77～0.9Hz。

精确计算悬挂的垂直和俯仰振动固有频率需要求解多自由度微分方程的特征值，计算相对复杂，特别是在设计阶段存在很多未知参数，因此，可以用以下计算式进行估算。

车体垂直线振动固有频率为

车体俯仰角振动固有频率为

式中，n——车辆一侧车轮个数；

mh——车辆悬挂质量的一半；

k——悬挂刚度；

J——车身俯仰转动惯量；

li——第i个车轮到车辆质心的距离。

上述估算值与用精确方法计算的值偏差不大。

悬挂质量和非悬挂质量的比值越大，车辆的平顺性越好，因此，在设计过程中，要特别重视非悬挂质量的减重设计。

根据线性系统理论，在确定了垂直和俯仰振动固有频率后，可以计算得到垂直和俯仰振动的模态阻尼比，使得驾驶员处加权均方根值最优。这里给出二自由度悬挂系统的最优阻尼比的计算公式：

式中，μ——悬挂质量与非悬挂质量的质量之比，μ＝ms/mu；

γ——轮胎与悬挂的刚度之比，γ＝kt/k。

对于半车模型，其垂直振动和俯仰振动的最优模态阻尼比为0.15～0.25，考虑到减震器散热功率的限制，上述模态阻尼比，特别是俯仰模态阻尼比很难达到最优要求。

2.2.2 约束性指标

约束性指标包括两个方面：一是悬挂的动挠度不能超过许用的悬挂动行程；另一个是减震器的发热不能超过减震器的最大散热功率。

2.2.2.1 悬挂动行程

要满足悬挂的动挠度不超过许用的悬挂动行程，需要在设计中给悬挂留足够大的动行程，这一点在轮式车辆设计中通常容易满足，而对于履带式车辆，其悬挂的总行程等于履带环的高度减去一个负重轮的直径，动行程等于总行程减去静行程，如图2-5所示。

当车辆的垂直和俯仰固有频率设定后，悬挂的静行程已经确定，则履带环的高度由总布置确定。采用增加悬挂刚度的办法降低悬挂动挠度往往会导致垂直和俯仰固有频率增大，进而破坏舒适性，增大悬挂阻尼又容易导致减震器过热。因此，履带车辆悬挂总行程的大小直接决定了车辆悬挂的最优性能，这在总体设计中应该给予重视。如果履带环高度不变，则只能换装小直径的负重轮，其带来的潜在负面影响包括：负重轮挂胶应力以及单位里程负重轮工作循环次数的增加，对于负重轮挂胶的寿命都会有不利影响。

为保证履带式装甲车辆沿不平高度0.15～0.2m的起伏地行驶时“悬挂击穿”的概率较小，第一负重轮设计动行程［fd］应大于0.3m。

行驶过程中，当负重轮行程达到［fd］时，车底距地高度最小，其值必须大于车辙深度hcz，车底才不致触地，因而静态的车底距地高度h应为h≥［fd］+hcz。履带辗压的未铺装的道路车辙深度hcz≈0.1m，现有车辆静态车底的距地高度h为0.45～0.55m。

实际路面不平度是随机过程，为使车辆能以车速u在规定等级的路面行驶时“悬挂击穿”概率极小，在负重轮行程的均方根值为σf时，应有［fd］≥3σf。

在评价车辆的悬挂系统时，一般把车轮行程的均方根值作为评价指标，“悬挂击穿”与否取决于车轮行程的均方根值是否大于设计动行程［fd］的1/3。

表2-3所示为几种车辆负重轮动行程和车底距地高度。

在悬挂总行程一定的情况下，能够协调平顺性和限制动挠度的方法是采用刚度渐增的非线性弹性元件和采用弹性缓冲器。刚度渐增的弹性元件以油气弹簧为代表，其弹性特性曲线如图2-6所示。

具有渐增性刚度特性的悬挂在有限的动挠度范围内，比具有线性刚度特性的悬挂有更大的位能储备，其中，悬挂位能储备是指悬挂从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止所消耗的功。因此，具有非线性刚度特性的悬挂可以有效降低“悬挂击穿”的概率。

采用油气弹簧，在静平衡位置处弹簧等效刚度较低，车辆的俯仰和垂直固有频率较低，可以有较好的舒适性，而当车辆的动行程增大时，油气弹簧的等效刚度也增加，从而可将悬挂动挠度控制在需用的动行程范围内。关于油气弹簧的设计计算，将在第6章中详细介绍。增加弹性缓冲器，不会影响车辆的俯仰和垂直固有频率，当悬挂的动挠度增大到一定程度时，弹性缓冲器参与工作，相当于和悬挂弹簧并联，提高了车辆悬挂的等效刚度，从而限制了动挠度的增加。

2.2.2.2 减震器热容量

减震器是把阻尼功转变为热耗散掉实现车辆减振的器件。为使工作效果稳定，其阻尼力受温度的影响要小，并在使用寿命期内性能降低不超过允许范围，故应由合理的结构和制造质量保证。造成减震器过早失效的主要原因是减震器的能容量不能满足悬挂系统的要求，导致减震器温升过大，造成机械摩擦式减震器摩擦片压紧弹簧自动退火，或是液压减震器密封中橡胶（或塑料）件在高温高压下重塑变形失效。减震器的这类损坏在履带式装甲车辆上较为突出，这是因为这类车辆质量大，越野速度高，减震器阻尼功率大，而减震器外形尺寸及散热面积受到车体总布置的约束又较大。只有减震器的散热功率与它产生的阻尼功率在限定的温差条件平衡，才能保证其正常工作。

减震器的散热功率Ns为

式中，kT——减震器的散热系数，与减震器形式、安置位置和安装方式有关；

A——散热面积；

ΔT——减震器表面温度与环境温度的差。

减震器表面温度受到零件耐温条件的限制，当产生的阻尼功率ND大于散热功率Ns时，温度便要上升，这是个逐步积累的过程，因而阻尼功率ND应以平均功率作为衡量的依据。

1．液压减震器的阻尼功率

履带式装甲车辆上用得较多的液压减震器，产生在悬挂上的阻尼力FfD是负重轮相对车体运动速度的函数，如图2-7所示。

阻尼力FfD可近似地表示为

式中，c——悬挂系统的阻尼系数，Ns/m；

fk——液压减震器开阀时，负重轮相对车体的运动速度，m/s。

液压减震器的平均阻尼功率ND为

式中，p, p）——的概率密度函数。

阻尼系数c一定的情况下，负重轮相对车体的运动速度的均方根值σf越大，液压减震器阻尼功率ND越大。液压减震器的开阀速度不仅决定了液压减震器开阀时的悬挂阻尼力FfDk，还制约着减震器的阻尼功率ND。

液压减震器的长度决定于负重轮总行程fq＝［fd］+｜fj｜，减震器开阀的悬挂阻尼力FfDk确定后，减震器的开阀压力差Δpk和传动比i决定了减震器所需的当量面积Ah和散热面积A，从功率平衡 Ns＝ND的角度看，Δpk和［Δp］受制于减震器的散热系数kT。

为了满足最优阻尼比同时又不使减震器过热，可采用更大热容量的减震器。减震器的热容量受减震器的体积、结构形式和最高许用工作温度影响。减震器体积越大，表面积越大，同样条件下散热性越好；汽车用的双筒减震器，由于工作缸和外界之间还有一个空气夹层（储液缸），因此，散热性差，为此，装甲车辆常采用散热更好的单筒或并联式双筒减震器或叶片减震器，并将减震器紧贴在侧甲板上，从而改善减震器的散热性，但即便如此，也常常难以满足要求。

2．机械摩擦式减震器的阻尼功率

由于常规的减震器阻尼力和减震器输入端的运动速度（线速度或角速度）成正比，因此，车辆的高频振动会导致减震器产生大量的热，而从动力学角度来看，上述高频振动无须减震器耗散，因为悬挂本身就是一个低通滤波器，高频振动对舒适性影响甚微。因此，要求减震器对高频、小振幅振动不衰减或少衰减，仅衰减低频大振幅的振动，豹2系列坦克采用阻尼力和行程有关的摩擦片式减震器正是基于上述考虑。

机械摩擦式减震器在悬挂中产生的阻尼力FfD是负重轮行程f和相对车体运动速度的函数，FfD＝FfD（f, ），如图3-5所示，可近似地表达为

式中，ζ——滞变阻尼系数，无因次数；

k——悬挂刚度，N/m；

fj——负重轮静行程，m（fj是负值）；

fx——限位阻尼力的负重轮行程。

这时减震器的阻尼功率ND为

式中，p（f, f·）——f, f· 的联合概率密度函数。

在滞变阻尼系数ζ一定的情况下，σf和σf越大，阻尼功率ND越大。阻尼力限位行程fx不仅限制了悬挂系统的最大阻尼力FfDM，还制约着阻尼功率的增长。

摩擦副的摩擦系数μ由物理性能决定，在FfDM一定的情况下，许用比压［p］决定了减震器的轴向长度，从而决定了散热面积。从功率平衡Ns＝ND的角度看，［Δp］受制于kT。机械摩擦式减震器的可靠性由适当的限位行程fx和许用比压［p］来保证，从保证阻尼效果看，fx不宜小于|fj|，即要求fx≥|fj|。

2.2.3 可靠性指标

2.2.3.1 平衡肘上的动载荷

平衡肘是履带式装甲车辆悬挂中的导向元件，其作用是将履带作用在负重轮上的力传给弹性元件、阻尼元件（减震器）和行程限位器，以决定负重轮相对车体运动的轨迹。平衡肘的结构应轻巧、坚固而不产生塑性变形。

在起伏地行驶，车辆接近坎儿顶端，驾驶员未及时减少对发动机供油，车辆越过坎儿顶端后便以高速俯冲向第二个坎儿，第一负重轮受到强力冲击，平衡肘撞击行程限制器，使第一负重轮“悬挂击穿”，负重轮传来的冲击力很大一部分通过行程限制器刚性地传到车体上，使乘员感觉极不舒适。

定义“击穿力”与静载之比Fjch/Ffj为“悬挂击穿”时的动力载荷系数nD，即

式中，n——车辆一侧负重轮个数；

L——履带接地长，L＝l1－ln；

B——B＝；

li——第i个负重轮到车辆质心的距离，符号表示方向；

C——C＝1+；

D——D＝n+。

例如：已知某坦克的相关数据：

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。

计算得到：

则总载荷系数为nz＝nD+1＝13.24。

上例说明：“悬挂击穿”时，在人能承受的振动情况下，悬挂装置总载荷约为静载荷的13倍。实际负重轮胶胎和履带板的橡胶垫有弹性，能使动载荷减小一些，设计时，该值应越小越好。

2.2.3.2 车轮动载

车轮动载指的是由于悬挂和非悬挂质量振动而附加在车轮上的交变载荷。

对于双轴的装甲轮式车辆，由于车轮较少，车轮动载会影响车辆的操作稳定性，当车轮动载荷幅值超过静载荷并且和静载荷方向相反时，会使车轮短暂跳离地面，尤其在车辆高速过弯的工况下，可能会导致危险的发生。

而对于多轴车辆和履带式装甲车，由于车轮数量众多，个别车轮离地对车辆的行驶稳定性影响不大，但是对车轮及其悬挂部件的可靠性会产生不利影响。当动载荷和静载荷方向一致时，悬挂部件承受的是二者绝对值的和，上述合力有时会数倍于静载荷。对于稳态激励产生的动载荷，适当的增加悬挂刚度和阻尼系数对于减小动载荷有好处，而对于单个激励造成的冲击载荷，较软的悬挂刚度可以有效地缓冲冲击，避免悬挂部件动载荷过大，且阻尼对于弹簧缓冲有不利影响。为了避免冲击载荷造成的过大动载，可以选择压缩阻尼小于复原阻尼的减震器，减震器中必须设置安全阀，以避免车轮受到高速冲击时阻尼力大幅上升。