(長安大學 道路施工技術與裝備教育部重點試驗室，陜西 西安 710064)

引言

油氣懸架具有剛度非線性和阻尼非線性的特點，能夠很好的起到減振吸能的作用，已經廣泛應用于各種汽車和工程車輛。燭式懸架結構簡單，成本低，承載能力強，在大噸位礦用車輛上應用越來越廣泛[1]。燭式懸架兼有主銷作用，所以有一定的安裝內傾角，內傾角會產生橫向力，造成缸筒和活塞之間摩擦阻力增大，在一定程度上影響懸架的減振性和車輛的舒適性。

懸架作為車輛減振的關鍵部件，其減振能力對車輛的舒適性有重要影響。周創(chuàng)輝等[2]為了在改善車輛平順性的同時獲得較好的饋能效果, 提出一種改進型天棚阻尼半主動控制算法, 可以有效地兼顧車輛的平順性和懸架的饋能功率。王旭等[3]分析了同側耦連油氣懸架對多軸車輛行駛平順性的影響，并和獨立懸架進行了對比，結果表明，隨機路面輸入下，同側耦連油氣懸架各油氣缸剛度特性一致，因此車身俯仰角比獨立懸架小，且能夠平衡各軸輪胎動載荷，隨著車速的增加，車身質心加權加速度和輪胎動載荷均呈增加趨勢。王連志等[4]以礦用寬體車前橋油氣懸架為研究對象，利用AMESim仿真軟件進行模型搭建，分析了油氣懸架的外特性性能及其影響因素；同時搭建了1/2 前橋整車模型，對整車動力學進行了分析，結果表明，油氣懸架具有非線性特性，同時可以根據(jù)結構參數(shù)來調節(jié)油氣懸架的外特性。

油氣懸架參數(shù)對其減振能力有重要影響[5-7]。劉建輝等[8]分析了油氣狀態(tài)對懸架性能的影響，提出了真實氣體狀態(tài)方程，并通過試驗進行了驗證。李閣強等[9]以某型號油氣懸架為研究對象，根據(jù)流體力學和熱力學理論，建立油氣懸架的數(shù)學模型，并利用Simulink進行仿真，研究了溫升對油氣懸架剛度特性的影響，結果表明，隨溫度升高油氣懸架的剛度明顯升高。王云超等[10]提出了一種基于體積壓縮率和體積壓縮速率的真實氣體多變指數(shù)模型，為更加準確地研究油氣懸架系統(tǒng)真實特性奠定了基礎。甄龍信等[11]分析油氣懸架性能時考慮了密封摩擦的影響，建立了單氣室油氣懸架的非線性數(shù)學模型，將考慮密封摩擦和不考慮密封摩擦的結果進行了比較，結果表明，考慮密封摩擦的數(shù)學模型更精確。

缸筒和活塞之間摩擦阻力與橫向力的大小有關，而橫向力的大小主要取決于油氣缸安裝內傾角的大小，安裝內傾角越大引起的橫向力就會越大，在安裝內傾角不變的情況下，橫向力還會造成活塞和缸筒之間的接觸部分產生壓縮變形，造成實際內傾角增大，從而使活塞和缸筒之間的摩擦力增大。延長活塞導向長度，會使缸筒和活塞之間的接觸面積變大，壓縮變形量減小，減小活塞和缸筒之間摩擦力，提高油氣缸的減振能力。

以上多數(shù)研究借助仿真軟件分析了油氣缸參數(shù)對其減振能力的影響，往往忽略了活塞和缸筒之間摩擦力的影響，這將使分析結果和實際情況存在一定的誤差。本研究結合上述研究成果，以某礦用自卸車燭式油氣懸架為研究對象，分析了活塞導向長度對摩擦力大小的影響，并通過試驗對比了導向長度對懸架減振能力和車輛乘坐舒適性的影響。

1 摩擦力分析

該礦用自卸車前懸架采用了燭式油氣懸架，其安裝結構如圖1所示，其中油氣缸安裝的內傾角為α。

圖1 燭式油氣懸架安裝結構圖Fig.1 Installation structure of candle-type hydro-pneumatic suspension

油氣缸的內部結構圖如圖2a所示，主要由缸筒和活塞桿兩部分組成。油氣缸分為I腔和II腔，I腔上部是惰性氣體N2，下部是油液；II腔(環(huán)形腔)內充滿油液，油液流過阻尼孔和單向閥起到衰減振動、吸收能量的作用。活塞桿隨著路面的激勵上下運動，使I腔內的氣體不斷壓縮和膨脹，起彈性元件的作用。

摩擦力是由懸架安裝內傾角產生的橫向力引起的，圖2b為活塞桿受力分析圖。

橫向力的大小為：

Fc=Mgtanα

(1)

式中，F(xiàn)c—— 理論橫向力

M—— 簧載質量

活塞和缸筒之間的橫向力會造成導向部分產生壓縮變形，增大活塞桿的內傾角，從而使橫向力產生的摩擦力增大。根據(jù)赫茲接觸可得：

圖2 油氣缸結構及受力分析Fig.2 Structure and force analysis of cylinder

(2)

式中，Re—— 綜合曲率半徑

R1—— 導向部分外徑

R2—— 缸筒內徑

(3)

式中，E—— 等效彈性模量

E1，ν1—— 導向部分材料(聚四氟乙烯)的彈性模量和泊松比

E2，ν2—— 缸筒的彈性模量和泊松比

(4)

式中，lx—— 導向部分長度

b—— 導向部分和缸筒之間的接觸面寬度

由于缸筒的壓縮變形量非常小，所以本研究中忽略不計，活塞導向部分的壓縮變形量δ為：

(5)

油氣缸內傾角增量為β，因為β角很小，可近似得出：

(6)

(7)

因活塞導向部分壓縮變形產生的摩擦力為：

(8)

因為tanβ≈sinβ，則有：

(9)

油氣缸的結構參數(shù)如表1所示，把相關參數(shù)帶入式(9)，可以得出壓縮變形產生的摩擦力與活塞導向長度之間的關系，如圖3所示，由圖可知，摩擦力大小與活塞導向長度成反比。

2 樣車試驗方案

為了驗證油氣缸導向長度對油氣懸架減振性能的影響，通過現(xiàn)場試驗進行驗證。

表1 油氣缸結構參數(shù)Tab.1 Structural parameters of cylinder

圖3 活塞導向部分壓縮變形產生的摩擦力Fig.3 Friction caused by compression deformation of piston guide

試驗樣車選擇某型號礦用自卸車，其前懸架采用了燭式油氣懸架，在實際工況下進行試驗。選取活塞導向長度分別為0.10，0.15，0.20 m的3種油氣缸，分別安裝在礦用自卸車前懸架上進行實車試驗，試驗工況為裝載試驗和礦區(qū)路面行駛試驗，試驗現(xiàn)場如圖4所示。

圖4 樣車實車試驗Fig.4 Prototype experiment

2.1 裝載試驗條件

選擇礦用自卸車實際裝料過程進行測試[12-13]，車輛載重為70 t，裝料采用10 t的電鏟，裝料7次。

試驗設備采用DEWE-2600多通道數(shù)據(jù)信號采集儀，油氣缸上、下端分別安裝了加速度傳感器，用來測試裝載過程中加速度的變化；同時安裝了壓力傳感器可以測量試驗過程中油氣缸壓力的變化，壓力傳感器安裝位置如圖5所示；裝載試驗設備清單如表2所示。

2.2 礦區(qū)路面行駛試驗條件

試驗選擇礦區(qū)路面進行測試，路段全長2.5 km，最大坡度為32%，車輛行駛速度是15 km/h，行駛速度波動范圍±10%。

表2 裝載試驗設備清單Tab.2 List of loading experiment equipment

在踏板、座椅和靠背分別安裝了三軸加速度傳感器，安裝位置如圖6所示，經過數(shù)據(jù)分析可得出總加權加速度均方根值aw，對照ISO 2631-1∶1997(E)標準可以得出油氣缸不同導向長度對應的車輛乘坐舒適性[14-15]，礦區(qū)路面行駛試驗設備清單如表3所示。

圖6 三軸加速度傳感器安裝位置Fig.6 Mounting position of three-axis acceleration sensor

表3 礦區(qū)路面行駛試驗設備清單Tab.3 List of mining road driving experiment equipment

3 試驗結果及分析

3.1 活塞導向長度對油氣缸壓力的影響

車輛在礦區(qū)路面行駛過程中油氣缸壓力變化的曲線如圖7所示：圖7a對應油氣缸的導向長度為0.10 m，可以看出車輛行駛過程中壓力變化存在“停滯”現(xiàn)象，路面沖擊較小時，缸筒和活塞之間存在短暫的“摩擦鎖死”現(xiàn)象；圖7b對應油氣缸導向長度為0.20 m，壓力連續(xù)變化，未出現(xiàn)壓力“停滯”現(xiàn)象。

圖7 路面行駛過程中油氣缸壓力變化Fig.7 Cylinder pressure changes during road driving

裝載過程油氣缸壓力變化如圖8所示，當活塞導向長度為0.10 m時，裝載7次，壓力共變化5次，且每次裝載后壓力振蕩衰減過程并不明顯，缸筒和活塞之間摩擦力比較大，存在短暫“摩擦鎖死”現(xiàn)象。

當油氣缸導向長度為0.15 m時，每次裝載油氣缸壓力都有明顯變化，但是每次裝載后壓力增量并不均勻，且油氣缸都有振動衰減過程。

當油氣缸導向長度為0.20 m時，每次裝載油氣缸壓力有明顯變化，可看出明顯的振動衰減過程，且壓力增量均勻。

從裝載過程3種不同活塞導向長度懸架壓力變化情況可以看出，油氣懸架活塞導向長度對懸架減振性能有很大影響，導向部分越長，其減振吸能效果越好。

圖8 裝載過程油氣缸壓力變化Fig.8 Cylinder pressure changes during loading

3.2 活塞導向長度對油氣缸的振動傳遞率的影響

在裝載試驗過程中對油氣缸上、下端的振動加速度進行了測試，裝載時油氣缸上端是振動的輸入端，下端是振動的輸出端，此時油氣缸是一個單輸入、單輸出的減振體。

圖9a是活塞導向長度為0.10 m裝載時油氣缸上、下端加速度的時域變化，可以看出隨著裝載次數(shù)的增加，油氣懸架上端的沖擊加速度峰值逐漸減小，每次裝載，油氣缸下端的加速度值都明顯小于其上端的加速度，油氣懸架有明顯的減振作用；圖9b是活塞導向長度為0.20 m裝載時油氣缸上、下端加速度的時域變化。通過對比可以看出，油氣缸活塞導向長度為0.20 m 時的減振能力優(yōu)于其長度為0.10 m時。

圖9 裝載時油氣缸上、下端加速度時域變化Fig.9 Time domain change of acceleration both upper and lower of cylinder during loading

為了準確地衡量油氣缸的減振性能，采用振動傳遞率對油氣缸的減振能力進行評價，它是一個無量綱的參數(shù)，表示振動響應加速度均方根值與激勵加速度均方根值之比，其數(shù)值越小說明油氣懸架減振吸能效果越好。

在車輛裝料時振動是從上往下傳遞，所以振動傳遞率指的是油氣缸下端加速度的均方根值與其上端加速度均方根值之比。

振動響應加速度的均方根值aτ：

(10)

式中，T—— 分析時間

aτ(t) —— 油氣缸下端的加速度

振動激勵加速度的均方根值av：

(11)

式中，av(t) —— 油氣缸上端的加速度

振動傳遞率Tr：

(12)

不同活塞導向長度油氣缸對應的振動傳遞率如圖10所示，由圖10可以看出，其他參數(shù)不變，當活塞導向長度由0.10 m增加至0.20 m，其振動傳遞率由0.65變?yōu)?.47，油氣缸的減振能力提高了27.7%。

圖10 活塞導向長度對油氣缸振動傳遞率的影響Fig.10 Influence of piston guide length on vibration transference of cylinder

3.3 車輛的乘坐舒適性

懸架的減振性能會影響車輛的乘坐舒適性，為了分析活塞導向長度對車輛舒適性的影響，本研究按照ISO 2631-1∶1997(E)，用車輛踏板、座椅和靠背的總加權加速度均方根值aw評價車輛的乘坐舒適性：

(13)

式中,Ga(f) —— 加速度譜密度函數(shù)

w(f) —— 各軸向頻率加權函數(shù)

圖11為活塞導向長度對總加權加速度均方根值的影響，由圖11可以看出，隨著活塞導向長度增加，車輛的總加權加速度均方根值aw減小，當導向長度由0.10 m增加到0.20 m，車輛總加速度均方根值aw由1.06 m/s2減小到0.72 m/s2，車輛的乘坐舒適性有了明顯改善。從曲線的變化趨勢來看，曲線越來越平，說明隨著活塞導向長度增加總加速度均方根值的變化率越來越小。

4 結論

通過理論分析了燭式油氣懸架缸筒和活塞之間摩擦力大小的影響因素，得出了延長活塞導向長度可以減小缸筒和活塞之間摩擦力的結論。通過試驗對活塞導向長度分別為0.10，0.15，0.20 m的3種油氣缸的減振能力和車輛的乘坐舒適性進行了對比，結果表明延長活塞導向長度可以提高懸架的減振能力，改善車輛的乘坐舒適性，具體結果如下：

圖11 活塞導向長度對總加權加速度均方根值的影響Fig.11 Influence of piston guide length on RMS value of total weighted acceleration

(1) 延長活塞導向長度可以避免出現(xiàn)壓力“停滯”，防止缸筒和活塞之間出現(xiàn)“摩擦鎖死”現(xiàn)象；

(2) 當活塞導向長度由0.10 m增加至0.20 m，油氣缸的振動傳遞率由0.65變?yōu)?.47，油氣缸的減振能力提高27.7%；

(3) 當活塞導向長度由0.10 m增加至0.20 m，車輛的總加權加速度均方根值由1.06 m/s2減小到0.72 m/s2，降低了32.1%，車輛乘坐舒適性明顯提高。