呂寶占，王 爽，胡愛

(1.河南理工大學(xué)機(jī)械與動力工程學(xué)院，河南焦作 454000；2.南京農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院，江蘇南京 210031)

由于受惡劣的行駛路面狀況和簡陋的車輛懸架系統(tǒng)配置等因素的影響，非公路車輛(如農(nóng)用車輛、工程車輛、礦用自卸車等)的振動相比公路車輛(如轎車、載重汽車等)來說要劇烈得多。隨著非公路車輛作業(yè)速度和人們對駕乘舒適性要求的提高，非公路車輛的減振問題受到越來越多的關(guān)注。相關(guān)研究表明，油氣懸架具有單位蓄能能力大、易于實現(xiàn)剛性閉鎖等優(yōu)點，并能使車身振動的固有頻率保持基本不變，保證車輛具有良好的行駛平順性，安裝合適的油氣懸架系統(tǒng)是改善非公路車輛振動特性的有效方法之一[1]，通過改變油氣懸架系統(tǒng)的剛度和阻尼，可以使車輛的作業(yè)性能與平順性、操縱穩(wěn)定性在各種不同工況下達(dá)到最佳組合。

近年來，國內(nèi)外學(xué)者對非公路車輛油氣懸架的研究取得了一定的成果。Solomon等將1個主動阻尼器與1個氣體彈簧并聯(lián)使用，提出了1種用于履帶式車輛的半主動油氣懸架系統(tǒng)，通過試驗證明，該系統(tǒng)在不影響被動懸架車輛行駛性能和承載能力的基礎(chǔ)上提高了乘坐舒適性[2]；Cao等構(gòu)建了載重汽車1/4車體非線性模型，驗證了全車互聯(lián)式油氣懸架在提高車輛平順性和操縱穩(wěn)定性方面的性能潛力[3]；甄龍信等通過礦用自卸車單氣室油氣懸架的仿真與試驗，在不同的充氣壓力下，對單氣室油氣懸架進(jìn)行臺架試驗研究，分別測得油氣懸架的輸出力和缸筒相對于活塞桿的位移[4-5]；陳思忠等設(shè)計了1種越野車輛外置串聯(lián)閥式阻尼可調(diào)雙氣室油氣懸架，建立了油氣懸架非線性數(shù)學(xué)模型，并研究了閥系參數(shù)對油氣懸架阻尼特性的影響[6]；趙敬凱等在考慮懸架快速加載和油液通道的附加阻力、進(jìn)口局部阻力、彎道阻力的基礎(chǔ)上，仿真得到油氣懸架非線性力學(xué)特性，建立了包含柔性化車架的整車剛?cè)狁詈夏Ｐ停芯亢蛢?yōu)化了礦用自卸車油氣懸架的懸架力學(xué)特性[7]。

針對國產(chǎn)某半車架拖拉機(jī)的振動特性，考慮整體結(jié)構(gòu)特點，筆者設(shè)計了1種可用于前軸的阻尼可調(diào)式油氣懸架[8]，通過分析其工作原理，對阻尼可調(diào)式油氣懸架的剛度特性進(jìn)行理論分析和試驗研究，得到各參數(shù)對該油氣懸架剛度特性的影響規(guī)律，并為開發(fā)適用的前軸油氣懸架系統(tǒng)提供有效依據(jù)。

1 油氣懸架的結(jié)構(gòu)與工作原理

阻尼可調(diào)式油氣懸架結(jié)構(gòu)原理如圖1所示，該結(jié)構(gòu)為單氣室分離式油氣懸架，由油氣彈簧本體和間接測量裝置組成。液壓閥組是由單向閥和節(jié)流閥(球閥)串聯(lián)后與另一節(jié)流閥(球閥)并聯(lián)而成，開關(guān)閥1為常開式，當(dāng)在特殊作業(yè)場合(如須要提高整機(jī)剛度)須關(guān)閉油氣懸架時使用。開關(guān)閥2在油氣懸架工作時處于關(guān)閉狀態(tài)。

活塞桿末端與車架連接，懸架缸底端與車橋(或車軸)連接。假設(shè)活塞位置固定，當(dāng)車輪駛上凸起或滾出凹坑時，缸筒相對活塞桿向上運動，無桿腔內(nèi)油液壓力升高，有桿腔內(nèi)油液壓力降低，油氣懸架處于壓縮行程，無桿腔內(nèi)一部分油液通過活塞上的阻尼孔流入有桿腔，填充有桿腔后剩余的油液通過節(jié)流閥1(錐閥)進(jìn)入蓄能器的液壓油腔，另一部分油液通過單向閥組流入蓄能器的液壓油腔，由于此行程下活塞阻尼孔、單向閥組、可調(diào)節(jié)流閥同時打開，油氣懸架產(chǎn)生的阻尼力較小，充分發(fā)揮蓄能器內(nèi)氣體的彈性作用，相當(dāng)于傳統(tǒng)懸架的彈簧作用；當(dāng)車輪駛下凸起或滾入凹坑時，無桿腔內(nèi)油液壓力降低，油氣懸架處于還原行程，蓄能器液壓油腔內(nèi)的油液經(jīng)節(jié)流閥1(錐閥)流入懸架缸缸筒的有桿腔，同時，有桿腔內(nèi)的油液通過活塞阻尼孔流入無桿腔，由于此行程下單向閥和節(jié)流閥2處于關(guān)閉狀態(tài)，僅活塞阻尼孔和節(jié)流閥1連通，油氣懸架產(chǎn)生的阻尼力比較大，能夠迅速衰減振動，這一過程相當(dāng)于傳統(tǒng)懸架的阻尼器作用。

2 油氣懸架的數(shù)學(xué)模型

無桿腔的活塞有效工作面積為：

A1=πD2/4。

(1)

式中：D為缸筒內(nèi)徑，mm。

有桿腔的活塞有效工作面積為：

A2=π(D2-d2)/4。

(2)

式中：d為活塞桿外徑，mm。

缸筒內(nèi)徑與活塞桿外徑的面積比為：

ζ=(D2-d2)/D2。

(3)

油氣懸架的預(yù)緊力為：

F0=P0(A1-A2)。

(4)

式中：P0為蓄能器氮氣腔的初始充氣壓力，Pa。

氮氣按理想氣體狀態(tài)方程計算，可得油氣懸架輸出力：

(5)

式中：V0為蓄能器氮氣腔的初始充氣容積，m3；r為氣體的多變指數(shù)。

將式(5)對x求微分，可得到油氣懸架剛度的表達(dá)式：

(6)

忽略各液壓閥液阻及摩擦力，不考慮蓄能器膠囊伸縮耗能的影響，有下式成立：

(7)

ΔV3=ΔV4=(A1-A2)x。

(8)

當(dāng)計算油氣懸架的靜剛度時，取r=1，計算油氣懸架的動剛度時r=1.73[9]。

取油氣懸架的參數(shù)為D=50 mm，d=26 mm，ζ=0.73，P0=4.7 MPa，V0=78 mL，代入式(6)，懸架缸活塞偏離平衡位置的位移與油氣懸架的靜剛度與動剛度如圖2所示。

3 油氣懸架的剛度試驗

3.1 試驗條件

試驗中采用的設(shè)備為深圳市新三思材料檢測有限公司CMT5105型電子萬能試驗機(jī)，試驗軟件為Power Test V 3.0，試驗參數(shù)為活塞桿工作行程80 mm、缸筒內(nèi)徑50 mm、活塞桿外徑26 mm、氮氣室初始體積68、78、88 mL，氮氣室初始壓力 4.2、4.7、5.2 MPa，試驗軟件操作界面如圖3所示[10]。

3.2 試驗數(shù)據(jù)分析

由于缸筒與活塞之間存在摩擦等因素，油氣懸架在壓縮行程和還原行程的輸出力曲線并不重合，在氮氣室初始?xì)怏w體積為V0=78 mL，初始?xì)怏w壓力為P0=4.7 MPa時，繪制油氣懸架在壓縮行程和還原行程的靜特性曲線。由圖4可以看出，油氣懸架的輸出力表現(xiàn)出較明顯的非線性特征，而且油氣懸架的摩擦力與氣室內(nèi)氣體的壓力變化沒有明顯關(guān)系，基本為定值。

作如下2個定義：

Fs=(Fc+Fr)/2；

(9)

fs=(Fc-Fr)/2。

(10)

式中：Fs為油氣懸架的輸出力，N；fs為油氣懸架的摩擦力，N；Fc為油氣懸架壓縮行程輸出力，N；Fr為油氣懸架還原行程輸出力，N。

3.3 氮氣室初始參數(shù)對油氣懸架剛度的影響

圖5為在蓄能器氮氣室內(nèi)氣體初始工作體積一定時，不同初始工作壓力下的靜態(tài)輸出力的理論值與試驗值的比較曲線。由圖5可以看出，試驗值和理論值是基本吻合的，油氣懸架的試驗靜剛度略大于其理論值，分析其原因主要在于試驗過程中油液在各腔的緩慢流動而產(chǎn)生的阻尼對懸架的靜剛度造成了一定的影響。

圖6為在蓄能器氮氣室內(nèi)氣體初始工作壓力一定時，不同氣體初始工作體積下的靜態(tài)輸出力特性的理論值與試驗值的比較曲線。由圖6可以看出，試驗值和理論值是基本吻合的，由于試驗過程中油液在各腔的緩慢流動而產(chǎn)生的阻尼對懸架的靜剛度造成了一定的影響，使油氣懸架的試驗靜剛度試驗值略大于其理論值。

3.4 氮氣室初始參數(shù)對油氣懸架摩擦力的影響

由圖7可以看出，油氣懸架的摩擦力隨氣體初始壓力的增加整體呈增加的趨勢，但在數(shù)值大小上變化不大，在壓力變化范圍不大的情況下，油氣懸架的摩擦力基本可以認(rèn)為是一個常數(shù)。

由圖8可以看出，油氣懸架的摩擦力隨氣體初始體積的增加整體呈減小的趨勢，但數(shù)值變化不大，在氣體初始體積變化范圍不大的情況下，油氣懸架的摩擦力基本可以認(rèn)為是一個常數(shù)。

4 結(jié)論

在建立的阻尼可調(diào)油氣懸架數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上，理論分析農(nóng)用車輛油氣懸架的靜剛度和動剛度特性，并通過試驗研究不同參數(shù)對油氣懸架剛度和摩擦力的影響規(guī)律，將試驗數(shù)據(jù)與理論計算結(jié)果進(jìn)行對比，得出以下主要結(jié)論：(1)油氣懸架的剛度具有明顯的非線性特征，試驗數(shù)據(jù)與理論計算結(jié)果基本一致，說明數(shù)學(xué)模型是正確的；(2)油氣懸架的剛度隨氮氣室內(nèi)氣體初始壓力的增加而增加，初始壓力對油氣懸架剛度的非線性特性影響不明顯；(3)油氣懸架的剛度隨氮氣室內(nèi)氣體初始體積的增加而減小，而且初始體積對油氣懸架剛度的非線性特性影響明顯；(4)活塞與懸架缸之間的摩擦力基本為定值。

[1]Mazhei A A，Uspenskiy A A，Ermalenok V G.Dynamic analysis of the hydro-pneumatic front axle suspension of agriculture tractor[R].SAE Technical Paper，2006.

[2]Solomon U，Padmanabhan C.Semi-active hydro-gas suspension system for a tracked vehicle[J].Journal of Terramechanics，2011，48(3)：225-239.

[3]Cao D，Rakheja S，Su C Y.Roll-and pitch-plane-coupled hydro-pneumatic suspension.Part 2：Dynamic response analyses[J].Vehicle System Dynamics，2010，48(4)：507-528.

[4]甄龍信.油氣懸架系統(tǒng)仿真、優(yōu)化與設(shè)計計算研究[D].北京：北京科技大學(xué)，2005.

[5]甄龍信，張文明.單氣室油氣懸架的仿真與試驗研究[J].機(jī)械工程學(xué)報，2009，45(5)：290-294.

[6]陳思忠，楊 杰，吳志成，等.外置串聯(lián)閥式阻尼可調(diào)油氣彈簧研究[J].汽車工程，2007，29(8)：680，719-722.

[7]趙敬凱，谷正氣，張 沙，等.礦用自卸車油氣懸架力學(xué)特性研究與優(yōu)化[J].機(jī)械工程學(xué)報，2015，51(10)：112-118，128.

[8]呂寶占，劉志懷，朱思洪.利用MATLAB/Simulink的油氣懸架輸出力分析[J].現(xiàn)代制造工程，2014(5)：31-36.

[9]吳仁智.混合與分離式油氣懸架動力學(xué)試驗研究[D].上海：同濟(jì)大學(xué)，2003.

[10]呂寶占.非公路車輛前軸油氣懸架系統(tǒng)動力學(xué)特性研究[D].南京：南京農(nóng)業(yè)大學(xué)，2008.