一種收縮折疊式發射車支腿方案設計及仿真*

黃志強，鄭旺輝，董彥鵬，李雪初

(1.中國航天二院研究生院，北京 100854; 2.北京機械設備研究所，北京 100854)

0 引言

在導彈發射過程中，為得到更小振動和更高平穩精度的發射平臺，需要用支腿將發射車整體支撐起來。目前，在發射車的支腿支撐機構的設計應用中，國內基本都是上下伸縮式液壓支腿，而國外則綜合有上下伸縮式和收縮折疊式等多種支腿支撐方式。發射車的穩定性是指發射車在自重和外載荷的作用下抵抗翻倒(傾覆)的能力。根據發射車橫向傾覆的影響因素[1]，發射車穩定力矩與橫向支撐間距呈一次線性關系，增大橫向支撐間距是增強發射車抗傾覆能力和穩定性最直接的方法。某些導彈需要360°全方位發射并且需要較大的橫向傾覆力矩時，橫向支撐間距只有發射車寬度大小無法提供足夠的抗傾覆力矩。收縮折疊式支腿可以在不增加發射車整體寬度的條件下通過支腿的收縮折疊可以增強發射的抗傾覆能力，增加發射車的發射穩定性。

本文參考“愛國者”-3導彈發射車支腿方案，設計了一種收縮折疊式發射車支腿方案，將該支腿裝配于某型號發射車。建立了發射車多剛體動力學模型，進行了發射車的升降過程動力學仿真，得到了支腿反力和支腿油缸活塞推力等隨時間變化的曲線，并對上下伸縮式和收縮折疊式支腿方式進行了對比分析。

1 收縮折疊式支腿方案設計

1.1 基本要求

在發射車支腿的設計中，為增強發射車的抗傾覆性能，要求收縮折疊式支腿在展開時橫向寬度能滿足發射裝置各方位發射時的抗側傾穩定安全系數，并且支腿收縮時盡量減小發射車的整體寬度(一般2.5～3 m)。同時，要求結構質量小，油缸壓力小。

1.2 收縮折疊式支腿組成

收縮折疊式支腿機構主要由上連桿、下連桿、中間桿和油缸組成。發射車裝配為前支腿機構(左右各1個，對稱結構)、后支腿機構(左右各1個，對稱結構)。

1.3 支腿運動機構基本尺寸設計

收縮折疊式支腿機構基本尺寸設計的關鍵是根據發射車總體設計要求，確定機構各鉸接點的位置尺寸。設計中，將該收縮折疊式支腿簡化為一個四連桿機構進行機構運動規律分析。該四連桿機構由4個坐標點確定。初始設計機構如圖1所示：四桿機構由上連桿，下連桿，支撐桿和車架組成。

圖1 初始設計四連桿機構Fig.1 Initial four linker mechanism design

4個坐標點中其中一個作為固定點(即坐標原點)，另外3個坐標點，每個坐標點有x，y2個參數，共需要確定6個位置參數。

該四連桿機構中，驅動上連桿繞坐標點4作旋轉運動，帶動支撐桿運動和下連桿繞固定點1的旋轉運動。設計研究(design study)[2-4]是ADAMS中當設計變量集中只有一個變量在其變化區間內變化時目標函數變化情況的研究模塊。利用ADAMS的設計研究模塊研究這3個坐標點的6個參數位置點，以下連桿所旋轉到的與豎直方向的最小夾角為目標觀察值θ，對3個坐標點6個坐標參數在ADAMS中進行試驗研究，得到6個坐標大小與目標觀察值θ的函數關系曲線，如圖2～7所示。

圖2 θ隨坐標點2的x坐標變化曲線Fig.2 Curve of θ changed by x of coordinate 2

圖3 θ隨參坐標2的y坐標變化曲線Fig.3 Curve of θ changed by y of coordinate 2

圖4 θ隨坐標點3的x坐標變化曲線Fig.4 Curve of θ changed by x of coordinate 3

圖5 θ隨參坐標3的y坐標變化曲線Fig.5 Curve of θ changed by y of coordinate 3

圖6 θ隨坐標點4的x坐標變化曲線Fig.6 Curve of θ changed by x of coordinate 4

圖7 θ隨坐標點4的y坐標變化曲線Fig.7 Curve of θ changed by y of coordinate 4

根據這些曲線圖選取三個坐標的位置，得到比較理想的四連桿機構，機構在運行仿真過程中θ隨時間的運行曲線如圖8所示。

圖8 θ隨時間的運行曲線Fig.8 Curve of θ time changing

由圖8可見，下連桿能夠運行到0°以下，也即機構能夠滿足收縮折疊式支腿完全收縮時不增加發射車的寬度。

1.4 支腿結構設計

根據支腿的基本尺寸，結合一些外形連接要求，設計出一種收縮折疊式支腿方案，下面是支腿的三維Pro/E[5]模型(圖中已經加入液壓油缸的模型)如圖9所示。

圖9 支腿的三維Pro/E模型Fig.9 3D Pro/E model of the supporting leg

2 發射車虛擬樣機模型

導彈發射車虛擬樣機包含車架模型、懸架模型、輪胎模型、路面模型、支腿模型以及其他主要零部件設備模型。整車模型由Pro/E模型導入到ADAMS中，能夠保證其準確的質量和機構參數，在ADAMS/view環境下建立。其中路面模型和輪胎模型是調用ADAMS軟件模型庫中自帶的模型文件，根據實際參數建立，得到所需的模型。懸架模型選用某底盤三維模型，懸架減震器彈簧參數也選用該底盤實際參數輸入。支腿機構選用上文設計的模型。由于本仿真分析主要關注發射車支腿的受力分析，因此除輪胎和懸架外均為剛體模型。導彈發射車如圖10所示。

圖10 導彈發射車整車三維Pro/E模型Fig.10 3D Pro/E model of the whole launch missile vehicle

整車總體坐標系定義：坐標點在車架尾部下平面中心位置，豎直向下為z軸正方向，車尾到車頭方向為y軸正方向，依照右手定則確定x軸正方向為橫向向右(從車頭向車尾看去)。整車總質量為21 t。

2.1 懸架模型

本文導彈發射車采用一種獨立油氣懸架，共3組懸架，根據油氣懸架彈簧剛度的特性[6-7]，懸架減震器彈簧剛度及阻尼采用懸架實驗測試數據進行設定。將這2條彈簧剛度-位移曲線分別輸入到ADAMS中并用曲線包含的彈簧剛度信息定義前后懸架彈簧。圖11為懸架的三維模型圖。

圖11 懸架的三維Pro/E模型Fig.11 3D Pro/E model of the suspension

2.2 輪胎和路面模型

在ADAMS軟件中自帶了多個種類的輪胎模型文件，為仿真分析提供了很大的便利，并也提高了仿真的精度。本仿真選用521_equation.tir輪胎模型，它具有較大的幾何外形和剛度，與所選研究對象尺寸等比較相近[8]，對模型文件中的內徑、外徑、剛度等進行相應的修改，將該輪胎模型裝入導入的三維模型中。

ADAMS中也自帶有多種2D和3D的路面模型文件，本模型選用2d_flat.rdf路面模型，選用二維平坦的路面，模擬該工況下發射車支腿在支腿收縮折疊時候的受力等。

2.3 支腿底盤和地面接觸

4個支腿落地盤和地面需要設置接觸，地面一般分為硬軟路面和軟質路面2種，其剛度系數和阻尼系數等參數參照文獻[9-11]可得，如表1所示。

表1 兩種地面工況接觸參數Table 1 Contact parameters of two ground conditions

2.4 運動副

在ADAMS/view中定義了各運動零部件的運動副，為簡化計算，這些運動副均不考慮摩擦。其中，支腿油缸活塞相對缸筒滑動，定義為滑動副，并將驅動加在這個滑動副上，驅動支腿機構運動，從而使整車上升或下降。

3 仿真分析計算及結果

仿真流程為整車靜平衡-支腿收縮(降車)-支腿展開(升車)。具體為0～2 s內整車在支腿支撐下平衡；2～10 s內活塞低速運行80 mm，支腿脫離地面；10～15 s活塞運行340 mm，達到完全收縮狀態；然后進行一個逆過程，仿真時間總共為30 s。其STEP函數為STEP(time,0,0,2,0)+STEP(time,2,0,10,80)+STEP(time,10,0,15,335)+STEP(time,15,0,20,-335)+STEP(time,20,0,28,-80)+STEP(time,28,0,30,0)?；钊\行415 mm基本達到完全收縮位置。

3.1 硬質路面工況下仿真結果

輸入硬路面接觸剛度和阻尼值，按所建立的整車模型進行仿真。模型支腿油缸活塞沿油缸方向的運動位移時間和速度時間關系，如圖12和圖13。

圖12 活塞沿油缸方向運動位移時間曲線Fig.12 Curve of piston displacement along tank

圖13 活塞沿油缸方向運動速度時間變化Fig.13 Curve of piston velocity along tank

前支腿的支反力和前油缸活塞推力隨時間變化曲線，如圖14和圖15所示。

圖14 前支腿反力時間變化曲線Fig.14 Curve of reaction force of front supporting leg

圖15 前油缸活塞推力時間變化曲線Fig.15 Curve of push force of front piston

后支腿的支腿反力和后油缸活塞推力隨時間變化曲線，如圖16和17所示。

圖16 后支腿支反力時間變化曲線Fig.16 Curve of reaction force of behind supporting leg

圖17 后油缸活塞推力時間變化曲線Fig.17 Curve of push force of behind piston

車架豎直方向上的位移和振動仿真結果，如圖18和19所示。

圖18 車架豎直方向位移時間變化曲線Fig.18 Curve of frame vertical displacement

圖19 車架豎直方向振動曲線Fig.19 Curve of frame vertical vibration

3.2 軟質路面工況下仿真結果

輸入硬路面接觸剛度和阻尼值，按所建立的整車模型進行仿真。模型支腿油缸活塞沿油缸方向的運動位移時間和速度時間關系，如圖20和21所示。

圖20 活塞沿油缸方向運動位移時間曲線Fig.20 Curve of piston displacement along tank

圖21 活塞沿油缸方向運動速度時間變化Fig.21 Curve of piston velocity along tank

前支腿的支腿反力和前油缸活塞推力，如圖22和23所示。

圖22 前支腿反力時間變化曲線Fig.22 Curve of reaction force of front supporting leg

圖23 前油缸活塞推力時間變化曲線Fig.23 Curve of push force of front piston

后支腿的支腿反力和后油缸活塞推力，如圖24和25所示。

圖24 后支腿反力時間變化曲線Fig.24 Curve of reaction force of behind supporting leg

圖25 后油缸活塞推力時間變化曲線Fig.25 Curve of push force of behind piston

車架豎直方向上的位移和振動仿真結果，如圖26和27所示。

圖26 車架豎直位移時間變化曲線Fig.26 Curve of frame vertical displacement

圖27 車架豎直速度時間變化曲線Fig.27 Curve of frame vertical vibration

4 結果分析評價

經仿真分析，并分析數據可得出如下結論：

(1) 整車在支腿平穩支撐在路面上時支腿和油缸受力如表2所示，負號表示方向豎直向上，支腿反力與整車的重力直接相關。

表2數據說明收縮折疊式支腿油缸壓力大于支腿壓力(本設計中油缸的支撐位置還有待進一步的優化，以減小倍數值)，這樣提高了對油缸受力的要求，縮短了油缸的使用壽命。

(2) 整車在收縮折疊式支腿收縮脫離地面后，支腿受力和油缸受力如表3所示。

由表3可知，此時支腿和油缸受力較小，這說明，該收縮折疊式支腿在支腿脫離地面之后可以快速收縮，這在一定程度上可以縮短支腿收縮響應時間。

(3) 硬質地面工況下，收縮折疊式支腿在支腿落地盤與地面接觸時，支腿和油缸都會產生一個巨大的瞬時脈沖力；而在軟質地面下，這個瞬時脈沖力不是很明顯。

表2 整車平穩支承于地面Table 2 Vehicle stationary supported on the ground

表3 整車脫離地面后Table 3 Vehicle separated from the ground

(4) 硬質地面和軟質地面下各個受力進行對比，可以看出，軟質地面工況下支腿落地盤與地面接觸振動時間長于硬質地面工況下。

根據其他可查文獻[12]測量的某型號支腿反力結果，該仿真與文獻實驗實測結果沒有量級上的差別，從而說明該仿真具備一定的真實可靠性。

5 結束語

國內發射車上下伸縮式支腿已經比較成熟，應用比較廣泛，本文參考“愛國者”導彈發射車進行了一種收縮折疊式支腿方案設計，并進行了仿真計算。結果表明在增大抗傾覆力矩的同時，具有油缸推力大于車腿支反力的不足。

參考文獻：

[1] 張勝三.發射車穩定性分析[J]. 導彈與航天運載技術，2006(4)：2-3.

ZHANG Sheng-san.Stability Analysis of Launching Truck[J].Missiles and Space Vehicles,2006(4) ：2-3.

[2] 趙武云.ADAMS基礎與應用實例教程[M].北京：清華大學出版社，2012.

ZHAO Wu-yun. Foundation and Application Examples Tutorial of ADAMS[M].Beijing:Tsinghua University Press,2012.

[3] 李增剛.ADAMS入門詳解與實例[M].北京：國防工業出版社，2006.

LI Zeng-gang. ADAMS Detailed Introduction and Examples[M].Beijing:National Defence Industry Press,2006.

[4] 陳志偉，董月亮 .MSC Adams多體動力學仿真基礎與實例解析[M].北京：中國水利水電出版社，2012.

CHEN Zhi-wei，DONG Yue-liang.Adams Multi-Body Dynamics Simulation and Example Analysis[M].Beijing:China Water Conservancy and Hydropower Press,2012.

[5] 鐘日銘.Pro/ENGINEER Wildfire5.0從入門到精通[M].北京：機械工業出版社，2010.

ZHONG Ri-ming,et al.Pro/ENGINEER Wildfire5.0 from Entry to the Master[M].Beijing:Machinery Industry Press,2010.

[6] 王書鎮.高速履帶車輛行駛系[M]. 北京：北京工業出版社，1988.

WANG Shu-zhen.High-Speed Tracked Vehicle Driving System[M].Beijing:Beijing Industry Press,1988.

[7] 王漢平，張聘義，邵自然.混合連通式油氣懸架重型車輛的振動性能研究[J].導彈與航天運載技術，2003(4)：7-11.

WANG Han-ping，ZHANG Pin-yi，SHAO Zi-ran .The Vibration Characteristics of the Heavy Vehicle with Composite Interconnecting Oi-Air Susponsion [J].Missiles and Space Vehicles, 2003(4)：7-11.

[8] 李金平，鄭旺輝.虛擬導彈發射車動力學仿真模型研究[J].現代防御技術，2010,38(1)：27-31.

LI Jin-ping,ZHENG Wang-hui. Virtual Dynamics Model of Missile Launch Vehicle [J]. Modern Defence Technology, 2010,38(1)：27-31.

[9] 李高偉,吳衛國,朱學超.機器人腳底與沙土地面的接觸參數的測試與確定[J].機械制造，2008(1):68-70.

LI Gao-wei, WU wei-guo, ZHU Xue-chao. Testing and Determination of the Contant Panameters of Robot Between Feet Bottom and Sandy Soit Ground[J].Machineny Manufactuning, 2008(1):68-70.

[10] 董新建，文桂林，韓旭.履帶車輛高速轉向動力學仿真[J]. 計算機輔助工程，2006(15)：276-280.

DONG Xin-jian,WEN Gui-lin,HAN Xu. Dynamic Simulation of Tracked Vehicle Turning at High Speed[J] Computer Aided Engineering, 2006(15)：276-280.

[11] 鄭夕鍵，張璇，費燁,等.基于虛擬樣機技術的汽車起重機動力學分析[J].建筑機械，2009(9)：69-70.

ZHENG Xi-jian,ZHANG Xuan,FEI Ye,et al. Dynamic Analysis of Truck Crane Base on Virtual Prototype[J]. Construction Machinery， 2009(9)：69-70.

[12] 程洪杰,錢志博,趙媛,等.導彈無依托發射場坪承載能力分析[J]. 起重運輸機,2011(12)：95-100.

CHENG Hong-jie,QIAN Zhi-bo,ZHAO Yuan,et al. Analysis of Bearing Capacity of Missile Unsupported Launching Site[J]. Hoisting and Conveying Machinery, 2011(12):95-100.