李佳圣,彭永紅,馬張健,齊可鑫,殷 翔

(上海機(jī)電工程研究所,上海 201109)

近年來(lái),激光定向能類高精度打擊武器的發(fā)射指向精度要求通常高至微弧度級(jí)[1],這對(duì)發(fā)射平臺(tái)的隔振、減振和穩(wěn)定性都提出了更高的要求。同時(shí)隨著該類高精度武器系統(tǒng)整車一體化集成度的提升,武器系統(tǒng)與柴油發(fā)電機(jī)組(以下簡(jiǎn)稱油機(jī))共底盤集成成為主流。油機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的振動(dòng)傳遞到發(fā)射裝置上,難免會(huì)對(duì)該類武器發(fā)射指向精度造成一定影響。如何分析油機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)振動(dòng)對(duì)此類高精度武器發(fā)射車的不利影響,進(jìn)而制定相應(yīng)的隔振、減振措施,是研制此類單車一體化集成高精度武器發(fā)射車的關(guān)鍵。目前,國(guó)內(nèi)車輛專業(yè)對(duì)車輛振動(dòng)的研究多聚焦于發(fā)動(dòng)機(jī)自身振動(dòng)分析[2]及車輛在外部振動(dòng)激勵(lì)下的舒適度[3]影響,對(duì)導(dǎo)彈發(fā)射車、裝甲車輛的相關(guān)研究多側(cè)重于路面不平度、懸架類型對(duì)車體響應(yīng)特性的影響[4-7]。上述文獻(xiàn)中外部激勵(lì)引起的導(dǎo)彈武器發(fā)射車姿態(tài)變化尚未達(dá)到微弧度級(jí)精度,針對(duì)油機(jī)振動(dòng)對(duì)激光武器類高精度武器指向精度影響的相關(guān)研究尚缺。為此,針對(duì)發(fā)射車在油機(jī)工作激勵(lì)下的振動(dòng)傳遞特性和動(dòng)態(tài)耦合特性進(jìn)行特別分析,對(duì)此類高精度武器發(fā)射車集成設(shè)計(jì)、穩(wěn)定性優(yōu)化設(shè)計(jì)具有重要指導(dǎo)價(jià)值。

本文將以油機(jī)和發(fā)射裝置共底盤集成的某輕型輪式發(fā)射車(以下簡(jiǎn)稱發(fā)射車)為研究對(duì)象,利用剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)建模方法,綜合考慮發(fā)射車底盤的懸架、輪胎彈性和油機(jī)支架結(jié)構(gòu)柔性,以及平臺(tái)鎖固機(jī)構(gòu)內(nèi)部接觸,摩擦對(duì)振動(dòng)的衰減、吸收作用,構(gòu)建其動(dòng)力學(xué)模型。根據(jù)油機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)發(fā)射車動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行載荷施加和模型校正。對(duì)發(fā)射車駐車發(fā)射時(shí),油機(jī)振動(dòng)在發(fā)射車上的傳遞特性,以及油機(jī)振動(dòng)、底盤姿態(tài)響應(yīng)、隨動(dòng)調(diào)轉(zhuǎn)對(duì)發(fā)射裝置指向精度的影響進(jìn)行仿真分析。

1 發(fā)射車結(jié)構(gòu)和受力分析

高精度武器和油機(jī)單車集成時(shí),油機(jī)集成安裝在與底盤車架固連的油機(jī)支架上一側(cè),其他設(shè)備配置在安裝平臺(tái)上。油機(jī)安裝支架為鋼管桁架結(jié)構(gòu),固定安裝于駕駛室后部的底盤車架上。安裝平臺(tái)為各設(shè)備安裝空間,以及發(fā)射裝置安裝基座,位于發(fā)射車后部。

作戰(zhàn)時(shí),發(fā)射車處于駐車狀態(tài),不存在路面不平度沖擊影響,由底盤懸架和輪胎共同實(shí)現(xiàn)對(duì)發(fā)射平臺(tái)的支承;油機(jī)開啟,為整車設(shè)備提供大功率電力供應(yīng)。油機(jī)的振動(dòng)從安裝支架傳遞至底盤車架,通過(guò)底盤懸架和輪胎的吸收衰減,再經(jīng)由鎖緊銷座傳遞至安裝平臺(tái),最終通過(guò)安裝平臺(tái)結(jié)構(gòu)傳遞至發(fā)射裝置處。

發(fā)射車的結(jié)構(gòu)布局和油機(jī)振動(dòng)傳遞路徑如圖1所示,并按照?qǐng)D中所示定義發(fā)射車坐標(biāo)系方向。

圖1 發(fā)射車結(jié)構(gòu)和振動(dòng)傳遞路徑示意圖

2 底盤動(dòng)力學(xué)建模

2.1 懸架與輪胎建模

由于整個(gè)武器系統(tǒng)采用輪式底盤集成,發(fā)射車底盤懸架機(jī)構(gòu)和輪胎的彈性特性在一定程度上決定了發(fā)射車上振動(dòng)的傳遞特性。因此,需專項(xiàng)考慮發(fā)射車的底盤懸架機(jī)構(gòu)和輪胎彈性,開展底盤動(dòng)力學(xué)建模。

發(fā)射車底盤采用三軸六輪驅(qū)動(dòng),前后懸架均為雙橫臂式獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)。單個(gè)懸架的拓?fù)潢P(guān)系如圖2所示,車架、擺臂以及彈簧、阻尼元件等組成一個(gè)彈性機(jī)構(gòu)。

圖2 底盤懸架拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)示意

懸架動(dòng)力學(xué)建模時(shí),懸架上擺臂和下擺臂分別與底盤車架、轉(zhuǎn)向節(jié)以旋轉(zhuǎn)副連接;轉(zhuǎn)向節(jié)與輪胎以旋轉(zhuǎn)副連接;下擺臂與底盤車架之間添加彈簧阻尼系統(tǒng);底盤車架與上裝結(jié)構(gòu)以固定副連接。

單個(gè)輪胎采用“魔術(shù)公式”輪胎模型建模,進(jìn)而構(gòu)建輪式發(fā)射車底盤動(dòng)力學(xué)模型。其中,輪胎“魔術(shù)公式”表達(dá)式為

Y(X)=Dsin{Carctan}

(1)

式中:Y代表縱向力、側(cè)向力和回正力矩;X分別對(duì)應(yīng)輪胎滑移率或側(cè)偏角;B表示剛度因子;C表示形狀因子;D表示峰值因子;E表示曲率因子。

2.2 底盤懸架和輪胎參數(shù)的設(shè)置

懸架和輪胎的彈性特性決定了底盤動(dòng)力學(xué)響應(yīng),因此需對(duì)懸架和輪胎參數(shù)進(jìn)行準(zhǔn)確設(shè)定。

前期通過(guò)同類兩軸底盤發(fā)射車路障沖擊試驗(yàn)和路障沖擊仿真對(duì)懸架輪胎參數(shù)設(shè)定進(jìn)行了驗(yàn)證[8]。由于兩軸四輪底盤和發(fā)射車底盤采用通用部件(底盤懸架結(jié)構(gòu)、輪胎規(guī)格一致),因此采用相同懸架、輪胎彈性參數(shù)所建立的輪式車輛底盤動(dòng)力學(xué)特性可以具有較高的可信度和準(zhǔn)確性。發(fā)射車懸架和輪胎參數(shù)[9-10]設(shè)置如表1所示。

表1 底盤懸架和輪胎參數(shù)

3 發(fā)射車動(dòng)力學(xué)建模

相比而言,雙橫臂式獨(dú)立懸架機(jī)構(gòu)和輪胎的剛度明顯小于懸架擺臂結(jié)構(gòu)和車架結(jié)構(gòu)的剛度,阻尼大于結(jié)構(gòu)件阻尼,其對(duì)振動(dòng)的吸收、衰減更為明顯。由于本文所研究發(fā)射車的發(fā)射裝置結(jié)構(gòu)剛性遠(yuǎn)高于傳統(tǒng)火炮或?qū)椢淦鞯陌l(fā)射導(dǎo)向結(jié)構(gòu),因此,發(fā)射車動(dòng)力學(xué)仿真暫不考慮底盤車架、懸架結(jié)構(gòu)件以及發(fā)射裝置結(jié)構(gòu)柔性影響。油機(jī)振動(dòng)首先作用于油機(jī)支架上,考慮到支架柔性對(duì)油機(jī)振動(dòng)的衰減和吸收作用,將油機(jī)支架作為柔性體建模。

根據(jù)發(fā)射車實(shí)際結(jié)構(gòu)對(duì)模型進(jìn)行裝配,并定義相關(guān)約束和運(yùn)動(dòng)副,建立發(fā)射車的動(dòng)力學(xué)模型[11]。

3.1 鎖緊銷座鎖緊力的設(shè)置

安裝平臺(tái)與底盤車架之間通過(guò)鎖緊銷座實(shí)現(xiàn)固定和解鎖。鎖緊銷座結(jié)構(gòu)如圖3所示。

圖3 鎖緊銷座連接結(jié)構(gòu)示意圖

由于鎖緊銷座內(nèi)部間隙的存在,插銷和銷孔之間會(huì)存在微小滑移。鎖緊銷座中插銷與銷孔之間的碰撞力和摩擦力也會(huì)對(duì)振動(dòng)起到吸收和衰減作用。

為此,采用改進(jìn)的含微小間隙接觸模型來(lái)計(jì)算插銷與銷孔之間的接觸剛度[12-13]?？捎煞蔷€性等效彈簧阻尼系統(tǒng)來(lái)等效碰撞力的大小,其廣義形式可表示為

(2)

對(duì)于該類銷孔配合結(jié)構(gòu)的Hertz接觸模型,其接觸區(qū)域正下方的應(yīng)力σz為

(3)

式中:p為接觸表面壓力,z為距接觸表面的深度,a為接觸區(qū)半寬度。在小變形接觸條件下,可以求得微弧段ds上由接觸變形引起的法向接觸力dFn,即

dFn=pds=3Kδ[1-(α/α0)2]cosαdα

(4)

式中:α,α0分別為接觸前半角和接觸半角;K為體積模量,可表示為

式中:E1,E2分別為鎖緊銷和鎖緊座材料的彈性模量;μ1,μ2分別為鎖緊銷和鎖緊座的泊松比;d為鎖緊銷和鎖緊座之間銷孔的半徑間隙。

鎖緊銷座內(nèi)非線性接觸剛度為

k=dFn/dδ

(5)

鎖緊銷、鎖緊座均采用不銹鋼材料,按照其彈性模量206 GPa、泊松比0.3計(jì)算鎖緊銷座內(nèi)的等效碰撞力剛度和阻尼。結(jié)合鎖緊座內(nèi)動(dòng)、靜摩擦系數(shù)以及式(4)、式(5),將鎖緊銷座內(nèi)的接觸力和摩擦力等效施加為3個(gè)正交方向上的非線性剛度和阻尼。

3.2 油機(jī)振動(dòng)激勵(lì)的設(shè)置

3.2.1 油機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)

油機(jī)電站動(dòng)力源是柴油機(jī),柴油機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的主要激勵(lì)包括柴油機(jī)傾倒力矩、柴油機(jī)慣性力和慣性力矩,以及其他設(shè)備的慣性離心力。對(duì)油機(jī)工作振動(dòng)進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試,可以準(zhǔn)確獲得油機(jī)對(duì)發(fā)射車的振動(dòng)激勵(lì)特性,并用所測(cè)得的振動(dòng)加速度數(shù)據(jù)進(jìn)行發(fā)射車動(dòng)力學(xué)載荷施加和模型校驗(yàn)。

在發(fā)射車上沿車縱向方向從前向后布置高低方向加速度測(cè)試傳感器,如圖4所示。其中:

①測(cè)試點(diǎn)1布置于油機(jī)底座上,反映油機(jī)振動(dòng)激勵(lì)特性;

②測(cè)試點(diǎn)2布置于車架上的鎖緊銷座上,反映安裝平臺(tái)下方車架上受到的振動(dòng)沖擊特性;

③測(cè)試點(diǎn)3布置于安裝平臺(tái)內(nèi)部底部,反映安裝平臺(tái)內(nèi)設(shè)備安裝面受到的振動(dòng)沖擊特性;

④測(cè)試點(diǎn)4布置于安裝平臺(tái)頂部發(fā)射裝置基座上,反映發(fā)射裝置基座受到的振動(dòng)沖擊特性。

圖4 發(fā)射車油機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)測(cè)試點(diǎn)布置

測(cè)試點(diǎn)1實(shí)測(cè)測(cè)得的油機(jī)在高低方向上5 s時(shí)間段內(nèi)的振動(dòng)特性結(jié)果曲線如圖5所示。

圖5 油機(jī)高低方向振動(dòng)特性測(cè)試結(jié)果

3.2.2 油機(jī)振動(dòng)激勵(lì)載荷的施加

測(cè)試點(diǎn)1布置于油機(jī)外殼與油機(jī)支架固結(jié)處,獲取油機(jī)工作振動(dòng)對(duì)油機(jī)支架的沖擊影響。根據(jù)油機(jī)振動(dòng)質(zhì)量換算出油機(jī)振動(dòng)沖擊力,以周期正弦交變作用力形式施加于油機(jī)上,即

F(t)=mamsin(2πft)

(7)

式中:F為油機(jī)振動(dòng)作用力;t為振動(dòng)時(shí)間;m為油機(jī)振動(dòng)質(zhì)量;am為振動(dòng)加速度峰值;f為油機(jī)工作振動(dòng)頻率,油機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)定工作轉(zhuǎn)速為3 000 r/min,則油機(jī)振動(dòng)沖擊頻率f=50 Hz。

4 發(fā)射車振動(dòng)特性仿真分析

4.1 模型驗(yàn)證

根據(jù)油機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)中測(cè)試點(diǎn)布置位置,在發(fā)射車動(dòng)力學(xué)模型中設(shè)定相同位置的測(cè)試點(diǎn)。對(duì)發(fā)射車受到油機(jī)振動(dòng)激勵(lì)下的振動(dòng)加速度進(jìn)行仿真分析,仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比如表2所示。

表2 振動(dòng)加速度均方根值對(duì)比

由表3中結(jié)果可以看出,仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的符合度較高,并由此可知:

①油機(jī)振動(dòng)通過(guò)油機(jī)支架、底盤懸架和輪胎向車體后部設(shè)備傳遞,傳遞至鎖緊銷座上時(shí)振動(dòng)衰減85.4%,傳遞至安裝平臺(tái)內(nèi)底面和發(fā)射裝置基座處振動(dòng)衰減88.9%。油機(jī)支架結(jié)構(gòu)柔性和底盤懸架、輪胎柔性對(duì)振動(dòng)的衰減、吸收效果明顯?？紤]發(fā)射車底盤懸架和輪胎的彈性作用,以及油機(jī)支架的柔性,所建立的發(fā)射車動(dòng)力學(xué)模型可以較為準(zhǔn)確地反映油機(jī)支架對(duì)油機(jī)振動(dòng)的衰減和吸收作用。

②將安裝平臺(tái)與車架之間的鎖緊銷座作用按照軸套力約束建模,并考慮其間隙特征設(shè)定合適的剛度和阻尼,可以有效模擬鎖緊銷座內(nèi)部滑移、接觸和摩擦對(duì)振動(dòng)的吸收、衰減作用。

由上可知,針對(duì)油機(jī)振動(dòng)仿真的發(fā)射車動(dòng)力學(xué)建模方法可行,所建模型能夠有效反映油機(jī)振動(dòng)在發(fā)射車上的傳遞特性,具備較好的準(zhǔn)確性和可信度。

4.2 油機(jī)振動(dòng)-底盤耦合動(dòng)態(tài)特性分析

以50 Hz周期力的形式,在油機(jī)上施加高低方向的作用力,對(duì)油機(jī)對(duì)發(fā)射車的振動(dòng)沖擊影響進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析。

油機(jī)啟動(dòng)后,油機(jī)振動(dòng)激勵(lì)下的發(fā)射車底盤姿態(tài)在x,y,z方向上的角位移曲線如圖6所示。

圖6 油機(jī)振動(dòng)激勵(lì)下的底盤姿態(tài)角位移對(duì)比

由圖6中結(jié)果可以看出,油機(jī)開啟后的振動(dòng)會(huì)引起發(fā)射車底盤姿態(tài)的變化,進(jìn)而引起發(fā)射裝置安裝平臺(tái)的姿態(tài)變化。受到油機(jī)偏置車體一側(cè)安裝的影響,油機(jī)振動(dòng)引起的發(fā)射車底盤在左右和高低方向上的姿態(tài)角度變化明顯大于另外2個(gè)方向。對(duì)其姿態(tài)角響應(yīng)進(jìn)行頻譜分析,結(jié)果表明姿態(tài)角響應(yīng)主要體現(xiàn)為1.34 Hz和50 Hz的姿態(tài)角變化,前者為與底盤懸架和輪胎柔性相關(guān)的底盤在左右方向上的自由振動(dòng),后者為油機(jī)工作振動(dòng)所導(dǎo)致的強(qiáng)迫振動(dòng)。

油機(jī)振動(dòng)引起的發(fā)射裝置在高低、方位方向上的初始指向振動(dòng)角速度如圖7所示。

圖7 發(fā)射裝置高低、方位指向角速度

從圖7的仿真結(jié)果可以看出,油機(jī)的振動(dòng)傳遞至安裝平臺(tái)上,再傳遞至發(fā)射裝置上。盡管振動(dòng)有所衰減,在振動(dòng)穩(wěn)定后,仍會(huì)引起發(fā)射裝置方位和高低初始指向振動(dòng)。由于油機(jī)偏置車體一側(cè)安裝,振動(dòng)穩(wěn)定后方位方向上的角速度波動(dòng)幅值為高低方向上的2倍。

4.3 復(fù)合激勵(lì)下的發(fā)射車動(dòng)態(tài)特性分析

在發(fā)射車實(shí)際作戰(zhàn)過(guò)程中,油機(jī)振動(dòng)、發(fā)射裝置調(diào)轉(zhuǎn)慣性力,以及底盤懸架和輪胎柔性之間始終在進(jìn)行耦合作用。復(fù)合激勵(lì)引起發(fā)射車底盤姿態(tài)和發(fā)射裝置基座姿態(tài)變化,并改變發(fā)射裝置的指向精度。

按照發(fā)射裝置的隨動(dòng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)要求,定義發(fā)射裝置隨動(dòng)運(yùn)動(dòng)為先進(jìn)行高低、方位大調(diào)轉(zhuǎn)(0～3 s),隨后進(jìn)行高低、方位方向上的穩(wěn)定跟蹤(勻速調(diào)轉(zhuǎn),3～8 s),最后運(yùn)動(dòng)停止并對(duì)目標(biāo)定點(diǎn)指向(8～10 s)。將該運(yùn)動(dòng)以旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)約束加載于發(fā)射裝置隨動(dòng)部分。同時(shí),施加油機(jī)振動(dòng)載荷,對(duì)復(fù)合激勵(lì)下的發(fā)射車動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行仿真計(jì)算,得到油機(jī)振動(dòng)、底盤柔性以及隨動(dòng)調(diào)轉(zhuǎn)耦合作用時(shí)發(fā)射裝置的指向角度偏差。

穩(wěn)定跟蹤階段,發(fā)射裝置在發(fā)射車橫滾方向上的角速度曲線如圖8所示。

圖8 復(fù)合激勵(lì)下發(fā)射裝置基座橫滾角速度對(duì)比

在油機(jī)振動(dòng)、底盤柔性以及發(fā)射裝置調(diào)轉(zhuǎn)慣性力的耦合作用下,發(fā)射裝置的指向角度偏差如圖9所示。

圖9 發(fā)射裝置指向角度偏差

在發(fā)射裝置隨動(dòng)穩(wěn)定跟蹤過(guò)程中,油機(jī)振動(dòng)引起的發(fā)射裝置指向角度偏差變化量如圖10所示。

圖10 油機(jī)振動(dòng)激勵(lì)下的發(fā)射裝置指向角度偏差變化量

由圖8中結(jié)果可知,當(dāng)發(fā)射車油機(jī)未開啟時(shí),在穩(wěn)定跟蹤階段內(nèi)發(fā)射裝置隨動(dòng)運(yùn)動(dòng)所引起的基座橫滾角速度波動(dòng)范圍為-0.236～+0.152 mrad·s-1,而當(dāng)油機(jī)開啟后,發(fā)射裝置基座橫滾角速度波動(dòng)范圍增大至-4.271～+4.192 mrad·s-1,說(shuō)明油機(jī)偏置安裝以及油機(jī)振動(dòng)激勵(lì)明顯降低了發(fā)射裝置基座的穩(wěn)定性。

由圖9中結(jié)果可知,隨動(dòng)調(diào)轉(zhuǎn)和油機(jī)振動(dòng)引起發(fā)射車底盤和安裝平臺(tái)姿態(tài)角度變化,造成發(fā)射裝置的指向角度偏差。對(duì)結(jié)果頻譜分析可知,指向角度偏差主要體現(xiàn)為由調(diào)轉(zhuǎn)慣性力引起的底盤姿態(tài)變化相關(guān)的低頻振動(dòng)(不超過(guò)2 Hz),50 Hz的油機(jī)振動(dòng)所占比重很微小。

在3～5 s內(nèi),發(fā)射裝置指向車頭方向,5 s后發(fā)射裝置指向車側(cè)。由于發(fā)射車底盤縱向支承剛度相對(duì)橫向支承剛度更高,故圖10中3～5 s時(shí)間段內(nèi)發(fā)射裝置指向角度偏差的變化量較小。對(duì)圖10中發(fā)射裝置指向角度偏差變化量曲線進(jìn)行標(biāo)準(zhǔn)差分析后可知,當(dāng)油機(jī)振動(dòng)開啟后,油機(jī)振動(dòng)與隨動(dòng)調(diào)轉(zhuǎn)的慣性力疊加作用,導(dǎo)致相比于無(wú)油機(jī)振動(dòng)影響時(shí),發(fā)射裝置指向精度增大6.17 μrad。在該發(fā)射裝置隨動(dòng)穩(wěn)定跟蹤試驗(yàn)中,開啟油機(jī)后發(fā)射裝置指向精度相對(duì)未開啟油機(jī)時(shí)增大7.22 μrad,說(shuō)明采用本文所建立的發(fā)射車動(dòng)力學(xué)模型具備較高的置信度。

5 結(jié)論

通過(guò)對(duì)發(fā)射車在油機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)激勵(lì)下的典型工況進(jìn)行動(dòng)力學(xué)建模和仿真,得到了發(fā)射車在油機(jī)振動(dòng)激勵(lì)下的振動(dòng)傳遞特性,以及在油機(jī)振動(dòng)、底盤懸架和輪胎柔性、發(fā)射裝置隨動(dòng)調(diào)轉(zhuǎn)三者復(fù)合激勵(lì)下的發(fā)射車動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性。得出以下結(jié)論:

①考慮底盤懸架、輪胎柔性,將油機(jī)支架作為柔性體建模,考慮鎖緊銷座內(nèi)部間隙特征以及鎖緊銷座內(nèi)部摩擦和接觸力,所建立的發(fā)射車動(dòng)力學(xué)模型能夠具備較好的置信度。

②受底盤懸架、輪胎以及油機(jī)支架結(jié)構(gòu)柔性以及鎖緊銷座內(nèi)部摩擦作用,油機(jī)振動(dòng)在向車體后部設(shè)備的傳遞過(guò)程中逐漸被吸收和衰減。其中發(fā)射車底盤懸架彈性運(yùn)動(dòng)、輪胎柔性和油機(jī)支架結(jié)構(gòu)柔性對(duì)油機(jī)振動(dòng)的衰減和吸收作用明顯。

③油機(jī)振動(dòng)傳遞至發(fā)射裝置上的殘余振動(dòng)沖擊引起的發(fā)射裝置指向偏差,對(duì)高精度武器發(fā)射裝置的指向精度影響不可忽略。