基于曲柄移動導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)的高速履帶車輛振動激勵解耦裝置設(shè)計(jì)

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)動性能，被廣泛的應(yīng)用到軍事領(lǐng)域[1]對于高速行駛的軍用履帶車輛而言，其減振系統(tǒng)的性能對行進(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環(huán)境模擬臺架試驗(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)動的同時必然產(chǎn)生水平方向運(yùn)動，但由于履帶的連結(jié)作用[5]，激振臺面與履帶、負(fù)重輪之間存在運(yùn)動干涉，導(dǎo)致難以對高速履帶車輛整車進(jìn)行振動激勵試驗(yàn)測試?，F(xiàn)有高速履帶車輛振動環(huán)境模擬臺架試驗(yàn)研究中[6-11]，都是采用摘除履帶直接對負(fù)重輪進(jìn)行激振的方式進(jìn)行試驗(yàn)測試研究，無法充分考慮履帶對車輛減振系統(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。

針對高速履帶車輛振動模擬試驗(yàn)臺受限于履帶、負(fù)重輪之間的運(yùn)動干涉，無法帶履帶進(jìn)行振動試驗(yàn)測試的難題，本文提出了基于曲柄移動導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)原理的高速履帶車輛振動激勵解耦裝置，建立了虛擬樣機(jī)仿真模型，通過試驗(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環(huán)境模擬實(shí)驗(yàn)測試，對提升高速履帶車輛試驗(yàn)測試能力具有重大促進(jìn)作用

2 激勵解耦裝置工作原理及結(jié)構(gòu)

2.1 激勵解耦裝置工作原理

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[13]，使負(fù)重輪相對于車體產(chǎn)生水平和豎直2個方向的運(yùn)動。由于履帶在水平方向的牽扯作用，激振臺面與履帶、負(fù)重輪之間存在水平方向的運(yùn)動干涉影響，現(xiàn)有的激振裝置無法直接對帶有履帶的高速履帶車輛減震系統(tǒng)進(jìn)行振動激勵加載，需要摘除履帶才能進(jìn)行振動環(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負(fù)重輪中心，本文提出了如圖1所示的基于曲柄移動導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)原理的高速履帶車輛振動激勵解耦裝置，利用導(dǎo)桿將激振臺面與負(fù)重輪的水平方向自由度聯(lián)動起來，采用圓柱面接觸激振的方式避免激振臺面與履帶、負(fù)重輪之間的運(yùn)動干涉。

在圖1所示的激勵解耦裝置中，平衡肘相對車體繞扭桿彈簧轉(zhuǎn)動構(gòu)成曲柄；安裝在平衡肘上的負(fù)重輪輪軸與豎直聯(lián)動桿之間構(gòu)成滑、轉(zhuǎn)復(fù)合運(yùn)動副；在水平方向上，豎直聯(lián)動桿和機(jī)架形成水平方向的移動副；激振輪與豎直聯(lián)動桿之間設(shè)置一個移動副，使激振輪可以延豎直聯(lián)動桿豎直方向滑動。當(dāng)平衡肘擺動時，負(fù)重輪產(chǎn)生水平和豎直方向的運(yùn)動；豎直聯(lián)動桿作為移動導(dǎo)桿從中分解出水平方向的運(yùn)動，并帶動激振輪同步產(chǎn)生水平運(yùn)動，同時保證激振輪在豎直方向上始終正對著負(fù)重輪；考慮到履帶式裝甲車輛振動模擬試驗(yàn)時，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)動桿上再增加一個橫向滑塊，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)動桿(移動導(dǎo)桿)，5-激振輪圖1 激勵解耦裝置原理示意圖Fig.1 Schematic diagram of mechanism

2.2 激勵解耦裝置機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

圖2所示為激勵解耦裝置試驗(yàn)臺三維模型，該測試機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)主要由液壓作動器、激振輪組件、導(dǎo)塊組件、豎直聯(lián)動桿組件組成。

1-導(dǎo)塊箱，2-橫向解耦滑塊，3-承重導(dǎo)軌1，4-縱向運(yùn)動導(dǎo)軌，5-承重滑塊1，6-豎直聯(lián)動桿，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)動滑塊，17-液壓作動器，18-支撐滑塊

當(dāng)高速履帶車輛減振系統(tǒng)進(jìn)行性能測試時，液壓作動器做不同頻率的正弦運(yùn)動，通過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豎直聯(lián)動桿，使負(fù)重輪和豎直聯(lián)動桿桿在X方向的位移保持同步，豎直聯(lián)動桿帶動導(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，使得激振輪組件在水平方向的運(yùn)動與平衡肘在水平方向的運(yùn)動保持同步，實(shí)現(xiàn)了對平衡肘擺動的解耦，保證激振力在豎直方向上一直作用于負(fù)重輪。

3 激勵解耦裝置動力學(xué)建模

3.1 模型假設(shè)

在不影響模型精度和準(zhǔn)確性的情況下對模型進(jìn)行適簡化，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)件微小形變對模型的影響，僅考慮豎直聯(lián)動桿的彈性變形，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于豎直聯(lián)動桿的運(yùn)動影響甚微，模型中忽略滑動副的摩擦；

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

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)動副。機(jī)架與地面之間添加固定副，在液壓作動器的活塞桿與缸筒之間添加一個豎直方向滑移副，激振輪組件中的支撐導(dǎo)軌和液壓作動器工作臺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)動滑塊和豎直聯(lián)動桿組件中的縱向運(yùn)動導(dǎo)軌之間添加豎直方向的滑移副，豎直聯(lián)動桿中的承重滑塊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化為彈性-阻尼系統(tǒng)。一共使用9個約束，其中1個固定副，6個滑移副，2個旋轉(zhuǎn)副；定義了2個接觸。

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)臺懸掛系統(tǒng)簡化為的彈簧-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)臺懸掛結(jié)構(gòu)，采用馬星國等履帶車輛懸掛系統(tǒng)當(dāng)量化理論[13]，計(jì)算試驗(yàn)臺懸掛系統(tǒng)等效剛度為K=210 N/mm，C=6.3 Ns/mm。有關(guān)試驗(yàn)臺的主要參數(shù)見表1。

表1 試驗(yàn)臺的主要參數(shù)

4 功能試驗(yàn)與性能分析

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

4.1 激勵解耦裝置試驗(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的路面激勵時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較大頻率0.5 Hz和1 Hz，對應(yīng)振動幅值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)行對比。取液壓作動器施加的位移激勵為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)液壓作動器的位移激勵為25*sin(π*t)時，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)液壓作動器的位移激勵為50*sin(2π*t)時，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器運(yùn)動方向轉(zhuǎn)變造成的沖擊。試驗(yàn)加速度略小于仿真加速度主要由液壓作動器的實(shí)際位移激勵達(dá)不到額定的位移激勵造成。從中可以看出仿真與實(shí)測結(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分析解耦懸掛裝置。

圖3 位移激勵25*sin(π*t)試驗(yàn)和仿真加速度時域曲線Fig.3 The displacement excitation at 25*sin(π*t) test and simulation acceleration time domain diagram

圖4 位移激勵50*sin(2π*t)試驗(yàn)和 仿真加速度時域曲線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，在對懸掛系統(tǒng)進(jìn)行性能測試時，負(fù)重輪會產(chǎn)生水平和豎直2個方向的運(yùn)動。平衡肘運(yùn)動過程中產(chǎn)生的水平和豎直方向位移分別為：

(7)

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

試驗(yàn)臺中平衡肘的長度L為279.28 mm,平衡肘與水平方向的初始夾角θ0為28.82°液壓作動器施加的激勵為25*sin(π*t)、50*sin(2π*t)時，平衡肘的擺動角度、平衡肘在x方向位移和豎直聯(lián)動桿在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桿位移曲線Fig.5 Balance elbow swing angle and displacement and vertical linkage rod displacement

在運(yùn)動初始階段機(jī)構(gòu)存在沖擊，取系統(tǒng)運(yùn)動平穩(wěn)狀態(tài)平衡肘擺角，平衡肘和豎直聯(lián)動桿x方向位移數(shù)據(jù)。當(dāng)位移激勵為25*sin(π*t)時，平衡肘的最大擺動角度為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)位移激勵為50*sin(2π*t)時，平衡肘的最大擺動角度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，平衡肘的擺角達(dá)到峰值且在x方向的位移最大，此時豎直聯(lián)動桿切入支撐叉中，造成了豎直聯(lián)動桿在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平衡肘在x方向位移的0.62%。支撐叉和豎直聯(lián)動桿之間存在0.2 mm間距，豎直聯(lián)動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)動桿的解耦懸掛測試機(jī)構(gòu)，能夠?qū)崿F(xiàn)對平衡肘擺動的解耦，使豎直聯(lián)動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懸掛系統(tǒng)進(jìn)行性能測試提供新的途徑。

5 激勵載荷傳遞有效性分析

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

5.1 激振輪輸入激勵載荷

履帶車輛的激勵載荷主要來自地面，而路面不平度則是履帶車輛產(chǎn)生垂向振動的主要因素，對車輛的平順性和穩(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表示，即路面相對基準(zhǔn)平面高度沿道路走向長度的變化。

本文中引入國軍標(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，建立時域路面激勵數(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器隨時間變化的垂向位移輸入，設(shè)履帶車輛行以車速v行駛。通過研究負(fù)重輪輸出振動響應(yīng)特性，對比激振輪的輸入激勵載荷，分析激勵解耦裝置設(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器激勵輸入下，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，對比激勵解耦裝置負(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，從振動激勵從激振輪傳遞到負(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，對比各典型路面激勵下負(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，說明激勵解耦裝置在載荷傳遞過程中可能存在能量損失，分析其原因是由于激勵載荷傳遞過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)激勵解耦裝置載荷傳遞特性，可以對比各典型路面激勵下負(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，說明激勵解耦裝置的引入對負(fù)重輪的載荷還是產(chǎn)生了一定的影響。同時分析負(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) 基于曲柄移動導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)的激勵解耦懸掛測試裝置，使履帶車輛負(fù)重輪水平位移和豎直聯(lián)動桿水平位移之差最大不超過0.3 mm，有效實(shí)現(xiàn)了平衡肘擺動運(yùn)動的解耦；

2) 建立了激勵解耦懸掛測試機(jī)構(gòu)虛擬樣機(jī)模型，對比分析了正弦激勵下支撐叉(負(fù)重輪)的振動響應(yīng)，支撐叉(負(fù)重輪)上試驗(yàn)測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)證了激勵解耦裝置對地面激勵載荷傳遞的有效性。