1、、八、，前言車輛作為一種現代化交通工具，人們對其機動性能要求越來越高，而其平均行駛速度、行駛平順性、橫向穩定性、緩沖可靠性及乘坐舒適性是其機動性能的幾個重要指標。車輛的乘坐舒適性和車身的固有振動特性有關，而車身的固有振動特性又與懸架的特性密切相關。懸架是車架（或承載式車身）與車橋（或車輪）之間的一切傳力連接裝置的總稱，一般有彈性元件、減振器、導向機構三部分組成。其作用是把路面作用于車輪上的垂直反力（支乘力）、縱向反力（驅動力和制動力）和側向反力以及這些反力所造成的力矩傳遞到車架上，以保證汽車正常行駛。按車輛在行使過程中懸架的性能是否受到控制，可將懸架分為被動懸架、半主動懸架和主動懸架三種基本類

2、型。凡不需要輸入能量進行控制的懸架稱為被動懸架；輸入少量能量調節阻尼系數的可控阻尼懸架稱為半主動懸架；通過輸入外部能量實現控制力調節的可控懸架叫做主動懸架。傳統的機械式被動懸架系統大都由減振器和螺旋彈簧或者是鋼板彈簧組成。彈簧剛度通常是一個定值,為了保證在不同路面上車輛行駛的平順性,需要懸架的剛度較軟,因而需要較大的懸架空間。為此在被動懸架系統中人們設計了不同的變剛度彈簧來解決這一問題。比如變中徑、變節距的螺旋彈簧,主副鋼板彈簧懸架等等。油氣懸架系統由于其剛度的非線性,與其他型式的被動懸架相比較有著顯著的優越性。油氣懸架類屬于被動懸架，但油氣懸架又具有主動懸架的結構型式，具有只有主動懸架才能實

3、現的部分功能和性能。所謂油氣懸架是指以油液傳遞壓力、用惰性氣體（通常為氮氣）作為彈性介質的一種懸架，它的彈性元件為蓄能器，減振元件則為懸架缸內部的節流孔、單向閥等。而油氣彈簧缸（又稱為油氣懸架缸），作為油氣懸架最重要的部件，決定著整個油氣懸架的主要性能。因此，對油氣彈簧缸的研究便成為了首要任務。目前，國外在這方面的研究比較成熟，遠遠超過國內的研究水平。本論文將通過粗略的結構設計，重點對油氣彈簧缸進行數學建模和對其性能進行仿真分析研究。為進一步詳細準確的結構設計和同類相關研究提供參考。1緒論油氣懸架系統概述懸架系統是提高車輛行駛平順性和操縱穩定性、減少動載荷引起零部件損壞的關鍵。但基于經典隔振理

4、論的傳統懸架無法同時兼顧這幾方面的要求，全主動懸架能滿足這一要求，但因價格昂貴而不能付諸工程實際，自1996年以來該系統的研究已經中斷。而油氣懸架不僅能滿足車輛乘坐動力學的要求，且造價遠比全主動懸架低得多。油氣懸架本身并不是一個新概念，它最早使用在飛機的起落架上，用來提高飛機著陸的平穩性。50年代后期，人們才逐漸將它應用到車輛中來，以提高車輛舒適性、操縱穩定性等性能。油氣懸架是將油和氣結合，利用氣體的可壓縮性作為懸架的彈性元件，利用油液的流動阻力實現減振，同時又利用油液的不可壓縮性實現較為準確的運動和力的傳遞，利用油液流動的易控性實現各種大功率的控制。因此，油氣懸架不僅具有較好的彈性特性，更重

5、要的是它能方便地實現汽車運動姿態等的良好控制。為提高車輛行駛平順性，國外小客車、載重卡車及工程機械上早已采用了油氣懸架系統，特別在礦山自卸載重卡車上用的更為普遍。當車輛在不平道路上行駛時可以減少地面傳遞給車身的沖擊力，當采用電鏟裝載礦石時可減少礦石下落時對汽車的沖擊，特別在空載時可得到較小的振動頻率。由于空載和滿載載荷變化幅度大，車身高度變化較大，此時如裝有能隨載荷變化可自動調節車身高度的油氣懸架則可獲得理想的彈性特性而使車輛具有良好的平順性，從而改善駕駛員的勞動條件，提高車輛的平均行駛速度和車輛的運輸生產率。我國自行設計的礦山載重汽車SH38Q采用了油氣懸架，美國WABC公司生產的礦山載重汽

6、車35C（載重313kN）、75B（載重666.82kN）、120（載重980.67kN）、前蘇聯別拉斯540、日本小松HD320、法國TX40及意大利伯里尼公司生產的礦山載重汽車等也都采用了油氣懸架。對牽引形工程機械來說，由于它本身工作的特點，在行駛狀態需要有良好的彈性懸架以保證較高的平均行駛速度，而在作業狀態則希望將彈性懸架變成剛性懸架。油氣懸架可以做到在作業狀態將彈性消除，而在行駛狀態又能恢復其彈性。美國UE匚A和UETEZ萬能工程履帶牽引車就具有這種性能。如采用一般的扭桿懸架，要將彈性懸架變成剛性懸架，其結構會很復雜1。1.1 油氣懸架的特征1）非線性剛度傳統的懸架因彈性元件的剛度大多

7、為線性的而使其剛度基本保持不變，而在油氣懸架中，彈性元件的剛度具有非線性、漸增（減）的特點，這就可以實現車輛在平坦路面上行駛平順，在劣質路面上因懸架吸收較多的沖擊能量而使其保持一定的行駛速度。2）非線性阻尼可迅速抑制車架的振動，具有很好的減振性。3）車身高度自由調節通過懸架缸的同時或單獨調節，車架高度可上下升降、前后升降或左右升降，這對改善車輛的通過性能和行駛性能十分重要。4）剛性閉鎖通過切斷液壓缸與蓄能器及其它液壓元件的連接油路，利用油液壓縮性較小的特點，可使油氣懸架處于剛性狀態，在這種條件下車輛可承受較大載荷并能緩慢移動。5）改善車輛運動性能通過懸架縱橫交錯的不同連接可以改善車輛的某些運動

8、性能（如側傾運動、俯仰運動），解決車輛啟動和剎車時的點頭現象等。6）單位儲能比大這一特點對重型車輛特別有利，可以有效地減輕懸架質量和結構尺寸。但油氣懸架也有不足之處：1）油氣懸架布置在車外，防護性較差。2）成本一般較扭桿懸架要高，據國外資料統計，其成本約高2025%3）油氣懸架壓力較高，對油和氣的密封裝置要求較高，零部件加工精度要求較嚴，否則會因漏油、漏氣而不能使用。4）油氣懸架一般較難在-40度的氣溫下正常工作，它對油液和橡膠的低溫性能要求較高。1.3油氣懸架的實際應用由于油氣懸架的以上優點，國外的汽車大公司、研究單位都非常重視油氣懸架的開發和研究。美國WABCO威斯汀豪斯氣制動公司）從19

9、57年起就開始設計，生產HAUL-PAKHydrair系列車輛油氣懸架。目前，國外在重型汽車、自卸車、起重車上采用油氣懸架已相當普遍，甚至在轎車上已逐漸采用油氣懸架。下圖表示出了美國底特律市從1962年以來生產的轎車油氣懸架情況。美國底特律市生產油氣懸架的情況目前，油氣懸架應用的主要領域有以下幾個方面：1）軍事車輛意大利生產的“半人馬座”輪式裝甲車、法國生產的AMX-10R（輪式輸送車、瑞士生產的“鋸脂鯉”（Piranha）輪式坦克，有4x4,6x6,10x10輪多種型式。2）全地面起重機德國利勃海爾公司生產的LTM系列起重機、美國格魯夫公司生產的GMK系列起重機、日本鋼鐵株式會社生產的RK系

10、列起重機、徐州重型機械廠生產的QAY25起重機。3）鏟運機械美國卡特彼勒公司生產的TS-24B自行式鏟運機。4) 輪式挖掘機日本日立建筑機械有限公司生產的10噸輪式挖掘機。5) 礦用自卸車美國卡特彼勒(Caterpillar)公司的Cat789型大型礦用自卸車；瑞典沃爾沃(Volvo)公司的VMER9(型大型礦用自卸車；上海重型汽車制造廠SH380SH382型大型礦用自卸車等。6) 其他車輛1.4油氣懸架國內外研究現狀及亟待解決的問題1.4.1 國外研究現狀國內外學者在對油氣懸架系統進行開發的過程中，對其結構型式及性能進行了大量的理論分析和試驗研究，取得了很多成果。目前已經發展到主動懸架的初步

11、應用階段，開發了一些采用主動油氣懸架控制的產品，應用范圍也大為拓寬。當前對油氣懸架的研究主要集中在2個方面：1. 建立新型合理的油氣懸架的數學模型。主要的研究思路是把具有非線性特性的彈性元件如懸架油缸和對非線性的影響因素如油液、高壓空氣的壓縮膨脹、非線性阻尼、剛度特性納入到數學模型中，使得理論懸架系統符合實際，成為非線性系統。2. 新型結構形式的油氣懸架的開發和主動控制策略的研究。新型結構形式的油氣懸架的開發，主要是對半主動和主動油氣懸架的開發應用。利用油氣懸架阻尼相對剛度易調的優勢，調節阻尼實現懸架的半主動和主動控制。如圖1是半主動控制的原理圖，控制單元對各類傳感器采集的信號進行處理，再通過

12、調節阻尼閥口大小，改變油缸和蓄能器之間的阻尼力，實現懸架輸出力半主動控制。主動懸架則需要另加動力元件如液壓油泵等，油液通過伺服閥再進入液壓缸，實時控制懸架輸出力。圖1半主動控制原理圖Q力佶患匸逮應傍承1菲拄廉國內研究現狀國內在油氣懸架技術研究方面起步較晚，80年代初才引起國內研究人員的關注。與國外差距較大，從文獻上，武漢水運工程學院陶又同教授的文章是較早用示功圖法研究油氣懸架的文獻。1984年上海重型汽車制造廠通過參考美國樣機設計的油氣懸架應用到該廠的SH380、SH382礦用自卸車上，但使用效果較差，后來，徐州工程機械集團有限公司（1992年）、湖南浦沅工程機械廠（1994年）先后從德國利勃

13、海爾公司引進了LTM1025、LTM1032、LTM1050全地面起重機，促進了油氣懸架技術的推廣應用，有關高校也開展了這方面的研究，如北京理工大學、同濟大學、大連理工大學、武漢水運工程學院等。但從總體上看，國內在油氣懸架技術研究方面主要集中在原理介紹、應用分析、計算機仿真分析上，目前還沒有形成一套簡單易行、切實可靠的方法和理論去指導油氣懸架的設計，還處于國外樣機類比、參考設計、試驗修改的階段。研究油氣懸架國內亟待解決的問題對比國內外的發展現狀可以看出，國外處于應用階段，國內還處于理論研究階段，差距明顯，需在以下方面努力：1）系統性、基礎性研究。2）加強結構設計和優化設計方面的研究。如剛度特性

14、、阻尼特性、頻率特性的定性定量說明，懸架減振效果的定性定量說明等。3）油氣懸架的優化設計。不單純是油氣懸架參數的優化，還應該包括不同的油氣懸架結構性能差異的對比以及對車輛各種性能的影響，并在設計油氣懸架時將優化結果納入其中，從而大幅度提高車輛性能。4) 制定通用的研究設計規則。5) 整車、多橋油氣懸架系統虛擬樣機的研制，實現參數化、可視化設計，并開發專門的油氣懸架的計算機仿真軟件。6) 從被動懸架技術向半主動懸架、主動懸架技術發展，其中微處理器的應用是一個必然的選擇，采用電腦控制，最終形成主動自適應智能控制系統。2.油氣彈簧的結構及工作原理油氣懸架系統的分類油氣懸架有多種形式。按單缸蓄能器形式

15、，分為單氣室、雙氣室、兩級壓力式等；按車橋各懸架缸是否相連可分為獨立式和連通式；按車輛行駛過程中懸架控制是否需要外部能量輸入分為被動油氣懸架、半主動油氣懸架和主動油氣懸架。目前，國外油氣懸架系統已商品化，應用于各類特殊底盤的結構中，如自卸汽車、全地面起重機等，采用的形式也各有不同。自卸汽車多采用獨立式油氣懸架，利勃海爾全地面起重機系列在路況好的情況下采用獨立式懸架，而在路況惡劣的情況下采用連通式懸架，極大地增強了車輛的行駛平順性和操縱穩定性。2.1 油氣彈簧工作原理單氣室油氣彈簧原理單氣室油氣彈簧又分為油氣分隔式和油氣不分隔式兩種。前者可防止油液乳化，且便于充氣。如圖2-1為單氣室油氣懸架結構

16、原理圖，在活塞桿的內部有一個空腔，該腔通過數個阻尼孔和單向閥將液壓缸的大、小腔(A、B腔)溝通，蓄能器通過管路與液壓缸的大腔相通。當車輛受到不平路面激勵時，活塞及活塞桿組件會相對于缸筒作往復運動，若活塞及活塞桿相對缸筒收縮，則A腔的油液受到壓縮而向兩個方向移動：一是進一步壓縮蓄能器內部的氣體而進入蓄能器；二是通過阻尼孔和單向閥而進入B腔。若活塞及活塞桿相對缸筒伸張，則B腔的油液受到壓縮，迫使B腔的油液通過阻尼孔向A腔流動(此時單向閥處于關閉狀態），同時因A腔增大的體積大于B腔縮小的體積，結果會導致蓄能器的部分油液在氣體壓力作用下進入A腔。在前一種情形下，因單向閥開啟，活塞及活塞桿組件相對缸筒運

17、動時受到的阻尼力較小，這相當于傳統懸架中的彈簧作用；在后一種情形下，因單向閥關閉,活塞及活塞桿組件相對缸筒運動時受到的阻尼力較大，這相當于傳統懸架中的減振器作用。圖2-1單氣室油氣懸架結構原理圖雙氣室油氣彈簧原理圖2-2所示的是雙氣室懸架液壓缸結構，液壓缸的內部有A、B、C三個油腔，C腔一方面通過數個阻尼孔和單向閥與B腔相通，另一方面還通過管路與左蓄能器（反壓氣室）相通，A腔通過管路僅與右蓄能器（主氣室）相通。當活塞及活塞桿相對缸筒收縮時，A腔的油液會受到壓縮而進入右蓄能器，C腔的油液因B腔容積增大而受到左蓄能器氣體壓縮進而通過阻尼孔和單向閥進入B腔；相反地當活塞及活塞桿相對缸筒伸張時，B腔的

18、油液因受到壓縮而通過阻尼孔進入左蓄能器，右蓄能器的油液因A腔容積增大而受到右蓄能器氣體壓縮進而進入A腔。由于反壓氣室的作用，使懸架在伸張行程時的剛度比單氣室懸架的剛度要大得多。只要對兩氣室氣壓和容積參數選擇適當，就可以使懸架剛度保持合適的變化規律，使懸架具有較理想的彈性特性。圖2-2雙氣室油氣懸架結構原理圖兩級壓力式油氣彈簧原理兩級壓力式油氣懸架是國外另一種新型的油氣懸架，其結構原理如圖2-3所示。它的特點是在活塞上部具有兩個并列氣室，但其工作壓力不同。其中之一稱為主氣室A，充有氣壓與正常單氣室油氣懸架相近的氮氣；另一氣室稱為補償氣室B，其中充有比主氣室氣壓高的氮氣。兩個氣室都用橡膠隔膜將氣體

19、與油液隔開。兩個氣室的作用就像鋼板彈簧中主簧與副簧的作用一樣。1活塞；2第一級壓力缸；3、4橡膠隔膜；5第二級壓力缸圖2-3兩級式油氣懸架簡圖由于懸架中的補償氣室氣壓高于主氣室的氣壓，因此，當懸架上載荷增加時，先是主氣室參加工作。當載荷增加到一定程度時，補償氣室才參加工作。把補償氣室開始工作時的懸架載荷稱為臨界載荷，當懸架上載荷超過臨界載荷時，補償氣室和主氣室一起工作。雙級壓力式油氣懸架由于兩個氣室不是同時參加工作，而是根據汽車載荷的變化先后參加工作，因而使懸架剛度的變化更加符合懸架性能的要求，從而保證汽車空載與滿載時懸架有大致相等的固有振動頻率，從而提高了汽車行駛的平順性。這種結構在意大利礦

20、用汽車（佩爾利尼S-30型）上采用過。3.帶反壓氣室油氣彈簧理論模型和結構設計的關鍵問題3.1概述油氣彈簧以其優越的非線性特性和良好的減振性能，在各種車輛上得到了越來越廣泛的應用。隨著車輛載荷的增加、速度的提高，改善油氣彈簧在更高的工作壓力下的動態密封性能，延長其使用壽命和準確設計其減振性能參數，已經成為油氣彈簧設計中的主要問題。本文主要針對帶有反壓氣室的油氣彈簧進行研究。3.2雙氣室油氣彈簧理論模型1-活塞桿2-上蓄能器3-液壓缸筒4-下蓄能器5-活塞6-單向孔7-阻尼孔圖3-1帶反壓氣室油氣彈簧簡化示意圖本文對獨立式油氣懸架的帶反壓氣室油氣彈簧系統進行簡化，可得到圖3-1所示的油氣彈簧系統

21、示意圖，它主要由液壓缸和上下兩個蓄能器組成。液壓缸中有A、BC三個油腔，其中充滿油液,A腔和B腔油液通過阻尼孔7及單向閥6相連通，而C腔油液與AB兩腔油液由活塞隔離。上下兩個蓄能器E和D分別與B腔和C腔相通,蓄能器內充入高壓氮氣，高壓氮氣由氣囊與油液相隔離。油氣懸掛系統工作過程可以分為復原行程和壓縮行程兩個部分。在復原行程（即活塞桿向上運動時）,A腔油液壓力升高，該腔油液通過阻尼孔7壓入B腔,B腔與蓄能器E相通,B腔油液再壓入蓄能器E,使蓄能器E內的氮氣得到壓縮?；钊蛏线\動使C腔油液壓力降低，與C腔相通的蓄能器D在高壓氮氣的壓力作用下將油液壓入C腔;在壓縮行程（即活塞向下運動時）,A腔油液壓

22、力降低，蓄能器E內高壓氮氣在壓力作用下將油液壓入B腔,B腔油液通過阻尼孔7和單向閥6向A腔補油。活塞向下運動使C腔油液壓力升高，將該腔油液壓入蓄能器D,使蓄能器D內的氮氣得到壓縮。當車輛行駛時,路面起伏引起活塞在缸筒內上、下運動,這樣,使A、B兩腔的油液在壓差的作用下往復地通過一些阻尼孔和單向閥孔,具有壓差的油液流過阻尼孔和單向閥孔時消耗能量,衰減汽車的振動,這一過程就形成了油氣懸掛系統的阻尼特性。而與上下油腔相連的蓄能器內充滿封閉的高壓氮氣,通過高壓氮氣的彈性變形來承受載荷,減輕地面對車輛的沖擊,這一過程就形成了油氣懸掛系統的彈性特性。3.3 帶反壓氣室油氣彈簧物理模型為了簡潔地表示所設計的

23、帶反壓氣室油氣彈簧結構，繪制了如圖3-2所示標有一些主要尺寸的簡易結構圖。LL圖3-2帶反壓氣室油氣彈簧結構簡圖DddE3.4主要基本尺寸的確定為設計方便，通過參考相關資料，預設，De=110mm、dE=90mm，行程2L=200mm，貝UC腔圓面積Aee=0.0095m24A腔圓環面積Aa=（dC-d；）=0.0031m24面積差=民-Aa二0.0064m?假設當主活塞移動到最大壓縮行程的極限位置時，則C腔的油液變化量全部流入蓄能器D,那么，蓄能器D的初始體積VD0應該滿足要求VD0Ac，即VD00.0019m3。這里初設蓄能器D的初始體積Vdo=2.510m3=2.5L。假設當主活塞移動到

24、最大拉伸行程的極限位置時，則A腔的油液變化量全部流入蓄能器E,那么，蓄能器E的初始體積VE0應該滿足要求Veo，AaL，即Veo0.00062m3。這里初設蓄能器E的初始體積Veo=1.010”m3=1.0L。若取DdO叫則y=0.0095",Hdo燈=263叫二坐=357伽。Ae二坐=357伽。Ae2若取De=60伽，則Ae二一=0.0028叭heo4活塞桿缸的壁厚為15叫瞥咖6），屬于中厚壁。以上各計算參數在以后的特性仿真過程中將進行調整，以達到使用要求。3.5油氣彈簧結構設計關鍵問題結構設計及制造技術要求為了保證油氣彈簧運動靈活、密封可靠，合理的結構設計和制造技術要求顯得非常重

25、要。如下幾個方面值得特別提及。1）相對滑動的內外缸筒配合間隙應該嚴格滿足密封件間隙要求。2）對相對滑動的內外配合表面粗糙度要求：內孔表面輪廓算術偏差RcK0.5m;外圓表面輪廓算術偏差RcK0.4m。3）相對滑動的內外配合表面圓柱度要求在7級以上。4）安裝密封件時，初始接觸的缸筒等零件端頭應該有15度左右倒角；倒角和圓柱面相交處應該圓弧過渡；防止安裝時損壞密圭寸件。5）所有零件應該去毛刺，不得存留雜質和污物。6）安裝時，工具表面應該光滑，且保持清潔；密封件應該涂以潤滑劑。密封件的選用油氣懸架的工作特點是往復運動頻繁，沖擊大,頻率較高，頻帶較寬，因而對于密封技術是元件能否長期有效地工作的關鍵技術

26、。油氣懸架易漏油和密封件壽命低是其突出的缺點，成為幾十年來國內外研究的關鍵技術問題。一般常規密封件為O形密封圈，應用廣泛，但在活塞運動時容易造成密封圈的滾動和扭曲，失效嚴重，漏油明顯。對于丫形密封圈，是單向密封，缺口朝著高壓方向,壓力越高，缺口越張開，密封越緊，有自封作用，在密封效果上有所增強，但是加大了運動過程中的摩擦力。為了進一步提高油氣懸架的工作可靠性，一種新型油氣懸架缸密封結構如圖3-3所示,由斯特封與彈性O形圈構成滑環式組合密封結構,用于油氣懸架的活塞桿與懸架缸筒的密封，也可用于活塞與缸筒的密封。密封圈的幾何形狀是階梯形，可以達到零泄漏，密封圈下有2個帶預壓縮量的0形橡膠圈作為彈性體

27、，用以補償密封圈的磨損。這種密封具有良好的自潤滑性、防爬性和耐腐蝕性，且摩擦系數低。1-活塞桿2-懸架缸筒3-0形密封圈4-斯特封圖3-3油氣彈簧密封結構這種密封環采用直接成型工藝制成，具有以下優點：(1) 摩擦系數低，動、靜摩擦系數相同，起動無黏滯，起動力小，運行無爬行；(2) 耐磨性好,抗蠕變性能強；(3) 使用溫度范圍寬(-10+130C),壓力等級高(1640MPa);(4) 密封效果好，適用于各高、中、低壓力的場合，具有快速的壓力反應和較低的污染敏感性。此外,該組合密封形式充分發揮了彈性體與滑環的各自特點，使其性能更佳。滑環的耐磨性高，但彈性不足，因而靠內部0形圈的彈性擴張補償磨損間

28、隙；由于滑環與相對運動部件為圓柱面接觸，避免了單獨使用0形圈時易扭曲的現象。同時,滑環密封件對密封間隙要求不高,可達到0.250.5mm勺間隙,因而降低了對工件的加工工藝要求。活動間隙的加大還有利于減小運動中硬質污物劃傷缸壁的可能性,提高了元件的壽命。導向寬度的選擇導向部分在油氣彈簧往復運動時起導向支撐作用，承受活塞桿因外力引起的沖擊、彎曲和振動，對油氣彈簧的性能有相當大的影響。當油氣彈簧拉伸至設計允許最大長度時，兩導向部分中心點之間的距離稱為最小導向長度H,如圖3-4所示。如果導向長度過短，即使油氣彈簧因配合間隙引起的初始撓度增大，影響穩定性。而導向長度有往往受到結構的限制。因此設計中必須保

29、證一定的最小長度。圖3-4一般來說，最小導向長度應該滿足下式要求H丄20D,2(mm)式中L油氣彈簧工作行程，伽D液壓缸直徑，mm導向部分寬度A和B可以相等，也可以不等，一般其取值為：當DE80mm時，A、B=(0.61.0)D當D80mm時，A、B=(0.61.0)d式中D液壓缸外徑d一液壓缸內徑臺架試驗確定阻尼孔油氣彈簧的阻尼是由油液經過阻尼孔產生熱量而形成的。另外還有密封件和缸筒的摩擦力的貢獻。由于油液運動極為復雜，摩擦力計算也不準確，要精確地確定阻尼孔尺寸，往往需要做臺架試驗。1) 最小二乘法計算線性阻尼系數確定阻尼孔的臺架試驗的目的是使實際阻尼值和設計值相一致。實際上阻尼值和速度成非

30、線性關系，而理論上計算將阻尼和速度之間假定為正比關系為便，即p二Cv。因此，我們在臺架試驗中可以用最小二乘法求出線性阻尼系數Co設試驗中測的n個數據對：(p、：1),(p2、：2)(Pn、：n)，線性阻尼系數Cr，則誤差的平方和為：:-(Cr1-Pl)'(Cr2-P2F川(Crn-Pnf取人二-":min，則.Cr.Cr-0Pl：1*P2：2*Pn：n-2'2'HLn圖3-5N)dafs-K«2) 確定阻尼孔的臺架試驗的步驟(1) 選擇某一阻尼孔徑。(2) 以同一規定頻率、不同振幅分別激振油氣彈簧，測試其示功圖，分別求出各個最大速度點-1，:2，：n

31、的復原阻力P1，P2，Pn(3) 最小二乘法求出相當線性阻尼系數Cr(4) 對比設計阻尼系數C和相當線性阻尼系數Cr。若兩者之差在工程允許范圍之內，則所選阻尼孔尺寸滿足使用要求；反之，另選適當阻尼孔尺寸，重復(1)(4)，直到滿足要求為止。4帶反壓氣室油氣彈簧數學模型4.1數學模型簡化條件建模時，取活塞平衡時的狀態為模型的初始位置。設活塞桿在正弦激勵x=Asin2ft作用下往復運動，活塞的速度為x=2fAcos2ft，式中A和f分別為激勵信號的振幅和頻率，位移方向取復原行程（向上）時活塞運動方向為正。為簡化計算，作如下假設：1）由于油氣彈簧缸經常處于振顫狀態，且潤滑良好，所以忽略摩擦阻力的影響

32、。2）通常液壓油粘度會受到溫度的影響，但在溫度變化較小時，粘度變化不大10。本文不考慮溫度對液壓油粘度的影響。3）各密圭寸環節工作可靠，系統沒有內泄漏和外泄漏。4）假設剛性構件沒有彈性變形。5）蓄能器密圭寸性能良好，氣體質量不變。6）帶反壓氣室油氣彈簧缸蓄能器內的氣體為惰性氣體氮氣，許多文獻認為它的特性與理想氣體接近，因此本文假定氣體為理想氣體。（即忽略溫度變化對系統的影響）4.2理想氣體狀態方程氣體的狀態變化過程可以用兩種方法進行描述：理想氣體的多變狀態方程和實際氣體的狀態方程10。理想氣體狀態方程為：PV=mRT（4-1）式中P理想氣體的氣體壓強，Pa；v理想氣體的氣體體積，m；m理想氣體

33、的氣體質量，kg；R理想氣體的氣體常數，J/（kgK）;T理想氣體的氣體絕對溫度，K。氣體的多變狀態方程為(4-2)(4-2)PV=PoVor式中r氣體多變指數。對于理想氣體，在等溫過程時r=1，絕熱過程時r=1.4。而實際氣體的多變指數在絕熱過程中可取到1.7；Po理想氣體初始氣體壓強，Pa；3Vo理想氣體初始氣體體積，m。當圭寸閉容器的氣體被壓縮時，氣體體積減小，壓強和溫度升高，儲存能量。反之，釋放能量。在這個過程中，由于氣體與其周圍環境的溫度差導致能量損失。當加載速度較慢時，氣體有充分的時間與周圍的氣體進行熱交換，氣體溫度保持恒定，氣體的狀態變化過程可看作是一個等溫過程。當快速加載時，氣

34、體來不及與外界進行熱交換，對應氣體的狀態變化過程近似為一個絕熱過程。在壓強、溫度等變化范圍較大的情況下不能把氮氣作為理想氣體研究，而應該使用實際氣體的狀態方程來描述其性質，但在壓強和溫度變化不大的情況下，采用理想氣體狀態方程建模，還是能夠滿足仿真精度的要求13。4.3雙氣室油氣彈簧數學模型為了研究油氣懸架的性能，建立描述其本質的物理模型是理論研究最重要的基礎。在參照大量有關論文文獻資料所建立的數學物理模型的基礎上，建立了圖4-1所示的模型。圖4-1帶反壓氣室油氣彈簧缸的物理模型為了能夠較為準確描述油氣彈簧動態特性的數學模型，本文在液壓流流動過程中考慮液體的可壓縮性，但是這種可壓縮性只對壓強的變

35、化產生影響，而對流速產生的影響忽略不計。在對系統的分析過程中，假設缸筒固定不動，同時忽略活塞與缸壁、活塞桿與缸壁之間的摩擦力和粘性阻力的作用。設油氣彈簧桿筒受到正弦波位移激勵x二Asin（2二ft），式中A和f分別為激勵信號的振幅和頻率。取激勵信號向上為正方向（即復原行程位移為正），對活塞進行受力分析，油氣彈簧活塞桿的輸出力方程為：F=PcAc-PaAa（4-3）式中F油氣彈簧缸輸出力，N;aaa腔的圓環面積，m；acc腔圓面積，m；PAA腔的油液壓力，Pa；FCC腔的油液壓力，Pa。由圖4-1可知，A、B兩腔的油液通過阻尼孔和單向閥相互流動，根據節流小孔理論，可以建立A腔油液壓力R和B腔油液

36、壓力Pb間的關系方程，即p=p+匕q1AB2(CA01+他1-Sign(x)2¥sign(x)(4-4)式中C流量系數，取值為0.6;A1阻尼孔截面積,Ao2單向閥有效過流面積，m2;3q1單位時間內A、B兩腔間油液流量，m/s;x活塞相對于缸筒的運動速度，當缸筒固定時，即為活塞的運動速度（設活塞相對于缸筒向上運動（復原行程）時，速度為正，反之，在壓縮行程，速度為負），m/s；1rIsign(x)=0-1-0<0(4-6)sign（x）符號函數，定義為考慮油液壓縮性，有:(4-7)丄、，VasdPAVA=A、,VbsdPBVB廠A、,VbsdPBVB廠VbsPb-Pbs(4-8

37、)式中.vaa腔油液的壓縮量，m；3VbB腔油液的壓縮量，m；'-e油液的壓縮系數，取值為6.9108，Nm2；Vas平衡狀態時a腔油液體積，m；3Vbs平衡狀態時B腔油液體積，m；PAA腔的油液壓力，Pa；PbB腔的油液壓力，Pa；Pas平衡狀態時a腔油液壓力，Pa；Pbs平衡狀態時B腔油液壓力，Pa；流過單向閥和阻尼孔的液體流量為：.*也Va也Vbzq1=Aax（4-9）dtdt蓄能器E與活塞桿腔B間通過浮動活塞相隔，所以有Pb=Pe(4-10)取蓄能器E腔內的氮氣為研究對象，它的性質與理想氣體相似，因此用理想氣體狀態方程，由于車輛懸架振動是一個快速過程，氣體狀態變化可認為是絕熱的

38、,所以用多變過程方程式來描述：PeVE=PesVEs(4-11)式中PesE腔氣體平衡位置時氣體壓力，Pa；Ves-E腔氣體平衡位置時氣體體積，m;p0E腔氣體初始氣體壓力，Pa；VE03E腔氣體初始氣體體積，m;蓄能器E腔中氣體的體積可由下式確定Ve=VES(AaXVa：Vb)(4-12)由式（4-4）（4-12）可求得A腔內油液壓力隨位移激勵X的變化。)同理，對畜能器D內氣體根據氣體狀態方程有：PdVD=FDsVDs(4-13)式中PdsD腔氣體平衡位置時氣體壓力，Pa；VdsD腔氣體平衡位置時氣體體積，m;pD0D腔氣體初始氣體壓力，Pa；Vdoe腔氣體初始氣體體積，m；考慮液體壓縮性，

39、C腔油液壓縮量為：AVcsdPCVcsfPcPcs)V-'e(4-14)式中Vcs-3-平衡位置時C腔油液體積，m；Vc3C腔油液的壓縮量，m;蓄能器D腔中氣體體積為:VD二VdsAcXlVC（4-15）由圖4-1,C腔與蓄能器D相通，油液從C腔流入蓄能器D或是從蓄能器D流入C腔，之間須通過阻尼孔和單向閥，而且由于斷面積突然變化，也會產生沿程壓力損失和局部壓力損失，則C腔油液壓力PC與蓄能器D腔內氣體壓力PD的關系為p=PDq2Csignx)P2d4sigr(x)-2signx")+Pq2$卜1_sig(X$1+signX)麗八%一丿(4-16)式中C流量系數，一般取0.6；

40、9A03C腔與D腔間阻尼孔截面積，m;A04C腔與D腔間單向閥有效過流面積,A04C腔與D腔間單向閥有效過流面積,2m;iC腔與D腔間細長圓孔的長度，mdC腔與D腔間細長圓孔的直徑，m1>2油管與蓄能器出口油液壓力損失系數，當油液由油管向蓄能器內流動時，取1=1;當油液從蓄能器向油管流動時，取；=0.5；q2單位時間內C腔與蓄能器D間的油液流量，m/s；(4-17),AVcq2二Acxdt沿程阻力損失系數，理論上講=-64，實際計算時要留有余地，這Re里取唱（4-16），其中雷諾數Re通過下式計算(4-18)(4-18)c%Re=v式中，、液壓油運動粘度，m/s；C腔與D腔間細長圓孔內油

41、液平均流速，m/s,用下式計算(4-19)_q2_：d24由（4-13）（4-19）即可確定C腔內油液壓力PC，將PA、PC代入式（4-3），求得液壓缸的輸出力F。由此，式（4-3）（4-19）組成了描述油氣彈簧性能的復雜非線性數學模型。可以看出是比較復雜的，難以確定力F與位移及速度的直接表達式，應用該模型可以分析油氣懸掛的剛度特性、阻尼特性、頻率特性，從而可以分析車輛的舒適性、平順性等性能。5油氣彈簧剛度特性和阻尼特性分析5.1概述油氣彈簧的特性除了位移特性和速度特性外，還有剛度特性和阻尼特性。研究油氣彈簧參數對其剛度特性和阻尼特性的影響，是自主設計、自主進行油氣彈簧產品開發中合理選擇和確定

42、系統參數的前提。同時，對影響油氣彈簧特性的參數進行分析和計算，可以預測和判斷其性能特性，對進一步實驗研究也具有重要意義。影響油氣彈簧特性的參數主要分為以下三類：1）蓄能器的結構參數，包括初始充氣壓力，蓄能器額定充氣體積等。由于油氣彈簧依靠蓄能器充入惰性氣體起彈性作用，因而蓄能器的結構參數主要影響系統的剛度特性。2）彈簧缸本身的結構參數，包括彈簧缸直徑、阻尼孔和單向閥有效過流面積等。因為彈簧缸除了通過液體壓力傳遞彈性力外，又起到了減振器的作用。除了主要影響油氣彈簧的阻尼特性外，也影響油氣彈簧的剛度特性。3）環境參數，包括環境溫度或工作溫度以及油液品質等因素的影響。溫度的變化會引起油液品質（運動粘

43、度、粘滯阻力等）以及惰性氣體壓力的變化，進而影響到懸架的輸出特性。5.2油氣彈簧剛度特性分析剛度特性是油氣彈簧系統的一個重要的性質，直接影響到車輛的平順性、懸架動行程以及輪胎動載荷。剛度特性是指活塞桿上所受的力（不包含阻尼力）與活塞相對于液壓缸行程的關系，有靜剛度和動剛度特性。靜剛度特性是指活塞桿相對于液壓缸移動緩慢時，活塞桿上所受力與活塞相對于液壓缸行程之間的關系，這種情況下氣體的變化可看作等溫變化，氣體多變指數r=1;動剛度特性是指活塞桿相對于液壓缸快速移動時，活塞桿上所受力與活塞相對于液壓缸行程之間的關系，這種情況下氣體的變化過程比較復雜，因此綜合后取r=1.33。由于車輛動力學主要研究

44、車輛的動態特性，因而本文僅就油氣彈簧的動剛度特性進行研究。彈性力和剛度系數的計算因為油液的體積彈性模量遠大于氣體體積的彈性模量，因此，在分析系統剛度特性時忽略油液壓縮性對系統剛度的影響。分析油氣懸架剛度時不考慮阻尼影響。從前面的仿真可知，在蓄能器內氣體溫度變化不大時，溫度對懸架系統特性影響較小，為了計算方便，假設蓄能器內氣體按絕熱狀態變化，采用理想氣體狀態方程。因不考慮阻尼影響，則Pc二Pd，Pa二Pb二Pe，因此活塞桿的輸出力為：F二PdAc-PeAa（5-1）式中F油氣懸架缸輸出力，N;2AaA腔的圓環面積，m;ac腔圓面積，m；FEA腔的油液壓力，Pa；PdC腔的油液壓力，Pa。D腔內氣

45、體狀態方程為：PdV；二PdsVDs（5-2）式中FDsD腔氣體平衡位置時氣體壓力，Pa；3VdsD腔氣體平衡位置時氣體體積，m；E腔內氣體狀態方程為:式中FEsE腔氣體平衡位置時氣體壓力，Pa；VesE腔氣體平衡位置時氣體體積，m;令彈簧缸活塞從靜平衡位置移動距離令彈簧缸活塞從靜平衡位置移動距離x（正方向如圖41）,貝UDE兩腔氣體的工作體積Vd、Ve分別為:氣體的工作體積Vd、Ve分別為:Vd-Vds'ACx(5-4)VE-VES-AAX(5-5)設懸掛質量為M靜平衡狀態蓄能器內的氣體壓力為Mg：A(5-6)由于油氣彈簧安裝完成后，從自由狀態壓縮到靜平衡位置的過程可以認為是等溫過程

46、，因此氣體多變指數此時取r=1,有:PDSVDS二PD0VDO(5-7)綜合式（5-1）（5-8）得rPd°Vd°AcZFD0VdA<MgAcXPESVES=FE0VE0rPe0VE0AaPE0VE0心AMg(5-8)(5-9)對式（5-9）求導，則可以得到油氣彈簧的剛度K,即rPD0VD0Ac+-rPE0VE0aa，ZFD0VdA丄“'r卅中E0VE0AA“-AaXIMg丿IMg丿rPD0VD0Ac+-rPE0VE0aa，ZFD0VdA丄“'r卅中E0VE0AA“-AaXIMg丿IMg丿K(5-10)5.2.2 基于MATLABSimulink的系統

47、剛度特性仿真油氣彈簧缸的初始參數如表5-1所示：表5-1初始參數參數名稱符號初始值單位畜能器E初始充氣壓力PE03.5"06Pa畜能器E初始充氣體積VE01.0x103m畜能器D初始充氣壓力PD03.5如06Pa蓄能器D初始充氣體積VD02.0x103m缸筒內徑De0.11m桿筒外徑dE0.09m單筒懸掛質量M6000KgC腔圓面積Ac0.00952mA腔圓環面積Aa0.00312m重力加速度g9.8Nkg油氣彈簧缸系統剛度MATLABSimulink仿真模型如圖5-1所示，按照公式(5-10)仿真得到如圖5-2所示的油氣彈簧缸系統剛度特性曲線。Cm血玳3圖5-1剛度MATLABSi

48、mulink仿真模型X=Asin2ftm，Y=kN/mXAnisX=Asin2ftm,Y=kN/m(a)f=0.1HZ,A=10mm(b)f=0.1HZ,A=30mm圖5-2剛度特性曲線圖5-2所示結果表明，油氣彈簧剛度并不是輸入位移激勵的線性函數，而是具有非線性特性，并隨著位移激勵幅值的增加，剛度系數值明顯增加。油氣彈簧缸這一剛度特性同傳統的線剛度懸架有明顯區別。當懸架的位移變化較小時，其剛度值較小，且變化較小，使車輛在較好路面上行駛時具有了較好的平順性；當懸架位移變化較大時，其剛度也迅速增加，使車輛在較差路面行駛時具有較好的抗沖擊能力。這一特點反映了采用油氣懸架的車輛能夠在上述兩種差別甚大

49、的路面行駛時，都能保持較高的行駛速度，因此，其特性要比一般的傳統懸架優良。圖5-3為激勵信號f=0.1HZ,A=30mm時，改變蓄能器DE初始充氣壓力對油氣懸架剛度的影響，圖中曲線表明，蓄能器初始壓力值越低，油氣懸架的剛度隨位移的增加上升快；初始充氣壓力值越高，油氣懸架的剛度越趨于平緩，位移達到一定值才會快速上升。上述分析表明，通過改變蓄能器的初始充氣壓力，可以有效調節油氣懸架的剛度，控制油氣懸架剛度的變化趨勢。同時由曲線特征可以看出,油氣彈簧剛度特性主要表現在壓縮行程，而對相應的拉伸行程表現不明顯。圖中曲線程序為：r=1.33;ve0=1e-3;vd0=2e-3;m=6000;g=9.8;a

50、c=0.0095;aa=0.0031;t=0:0.2:10;pd0=3e63.5e64e6;pe0=pd0;x=0.03.*sin(0.2*pi).*t);forj=1:3k=r*pd0(j)*(vd0Ar)*(acA2)./(pd0(j)*vd0*(ac-aa)/(m*g)+ac.*x).A(r+1)+r*pe0(j)*(ve0Ar)*(aaA2)./(pe0(j)*ve0*(ac-aa)/(m*g)-aa.*x).A(r+1);plot(x,k);holdon;endgtext('4MParightarrow','fontsize',14);gtext(&#

51、39;leftarrow3.5MPa','fontsize',14);gtext('leftarrow3.0MPa','fontsize',14);xlabel('x(m)');ylabel('k(N/m)');圖5-3蓄能器D、E初始充氣壓力對剛度特性的影響圖5-4蓄能器D初始充氣體積對剛度特性的影響圖5-4為改變蓄能器初始充氣體積(初始充氣壓力不變)對系統剛度的影響。圖示結果表明，其變化趨勢與改變蓄能器初始充氣壓力相似，隨蓄能器的容積增大，油氣懸架隨位移的變化明顯趨于平緩。利用這一特點，可以合理設計或選

52、用蓄能器，合理分配車橋載荷，使車橋達到均載。圖中曲線程序為：r=1.33;ve0=1e-3;vd0=1.5e-32e-32.5e-3;m=6000;g=9.8;ac=0.0095;aa=0.0031;t=0:0.2:10;pd0=3.5e6;pe0=3.5e6;x=0.03.*sin(0.2*pi).*t);forj=1:3k=r*pd0*(vd0(j)Ar)*(acA2)./(pd0*vd0(j)*(ac-aa)/(m*g)+ac.*x).A(r+1)+r*pe0*(ve0Ar)*(aaA2)./(pe0*ve0*(ac-aa)/(m*g)-aa.*x).A(r+1);plot(x,k);h

53、oldon;endgtext('2.5Lrightarrow','fontsize',14);gtext('leftarrow2.0L','fontsize',14);gtext('leftarrow1.5L','fontsize',14);xlabel('x(m)');ylabel('k(N/m)');圖5-5為懸掛質量對剛度特性的影響，從圖可以看出，油氣懸架剛度隨懸掛質量不同而發生變化。分析式(5-8)不難發現，油氣懸架剛度隨懸掛質量的增加而增加。在其它結構參數不

54、變的情況下，質量增加，剛度相應增加，這是一般車輛設計中致力追求的目標之一。但傳統的線性被動懸架卻沒有這一性質，所以說，油氣懸架隨著懸掛質量的增加改變剛度的特點既符合車輛平順性的要求，也符合車輛安全性的要求。圖示曲線程序為：k(m)圖5-5懸掛質量對剛度特性的影響圖5-6缸筒直徑對剛度特性的影響圖5-6表示了彈簧缸內徑變化對系統剛度的影響。圖上曲線表明，隨著彈簧缸直徑DC的增大，A、C腔截面積也相應增大，系統剛度增加。這一結果表明了最初確定彈簧缸直徑和活塞桿直徑尺寸參數的重要性。5.3 油氣彈簧系統阻尼特性分析阻尼特性是油氣彈簧的另一個重要特性，它直接影響到車輛行駛的平順性。油氣，彈簧系統的阻尼

55、主要來自三個部分：第一部分為彈簧缸阻尼孔和單向閥引起的阻尼，這是主要的阻尼；第二部分是活塞組件和缸筒之間的摩擦力，包括庫侖摩擦力和粘性摩擦力。由于彈簧缸經常處于振顫狀態，且潤滑良好，故摩擦力的數值很小，通常將其忽略不計；第三部分主要是油液在管道中流動產生的沿程壓力損失和局部壓力損失，蓄能器的出口處也有一定的局部壓力損失。第三部分以壓力損失形成的阻尼力，其數值主要與液體在管道中流動的速度有關，是油液流速的函數。若彈簧缸激勵的幅值大、頻率高，油液在管套內流動的速度就大，這部分阻尼力的影響就大些。反之，影響就小些。根據有關研究，完全忽略第三部分阻尼的影響是不合適的。但要對其進行具體的測試和計算又十分

56、困難，因此，在頻率較低時不考慮其影響。根據圖4-1的油氣彈簧缸物理模型簡化圖，AB兩腔之間和CD兩腔之間都設有阻尼孔和單向閥等阻尼結構，當油氣彈簧處于壓縮狀態時，單向閥和阻尼孔中都有油液流過，油液的速率比較低，彈簧缸產生的阻尼力比較低。當油氣彈簧處于復原狀態時，單向閥關閉，油液只能通過阻尼孔流經，這樣使油液流速加大，彈簧缸產生較大的阻尼力。正是在復原行程中產生了較大的阻尼力，抑制了復原運動，并迅速的衰減振動。阻尼力和阻尼系數的計算本文中油氣彈簧結構中，A腔與B腔之間以及C腔和D腔之間分別采用了如圖5-7和圖5-8所示的阻尼結構，二者的原理相同，都可以看作阻尼孔和單向閥并聯的結構。單向閥圖5-7A腔與B腔