王剛鋒, 王萬汀, 索雪峰, 杜 騰, 劉 湘

(1.長安大學 道路施工技術(shù)與裝備教育部重點實驗室, 陜西 西安 710064;2.陜西同力重工股份有限公司, 陜西 咸陽 712000)

引言

大型工程車輛的作業(yè)工況較為惡劣,油氣懸架具有良好的非線性剛度和阻尼特性,在工程車輛上得到廣泛應用[1-2]。油氣懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化會導致懸架剛度與阻尼特性的改變,對懸架性能起著決定性的作用。通過分析油氣懸架的結(jié)構(gòu)參數(shù)對懸架性能的影響,以合理地選擇油氣懸架結(jié)構(gòu)參數(shù),對車輛平順性與行駛穩(wěn)定性至關(guān)重要[3-4]。

在單氣室油氣懸架性能研究上,房穎等[5]搭建單缸油氣懸架AMESim仿真模型,通過設置模型中液壓缸、阻尼閥、蓄能器等元件參數(shù),研究了參數(shù)變化對阻尼孔兩端壓差和活塞桿受力的影響;劉同昊等[6]建立了單氣室油氣懸架輸出力數(shù)學模型,通過仿真研究了蓄能器充氣體積對懸架行程與輸出力的影響,結(jié)果表明行程與充氣體積成正比,與輸出力成反比;馬志國等[7]搭建ADAMS/AMESim/ Simulink聯(lián)合分析模型,研究了缸筒內(nèi)徑、活塞桿外徑、單向閥直徑等參數(shù)對簧上載荷的振動加速度均方根值的影響;袁加奇等[8]建立了油氣懸架剛度和阻尼的數(shù)學模型,通過仿真表明節(jié)流孔徑變化會引起油氣懸架阻尼力的改變。此外,已有研究表明油氣懸架剛度與氣室體積、氣室壓力以及活塞面積有關(guān)[9-11],改變蓄能器直徑可改善裝載壓力最大偏差值,更好的保護車身和懸架[12]。單氣室油氣懸架在重載工況下會出現(xiàn)剛度過高現(xiàn)象,兩級壓力式油氣懸架可較好解決此問題,程斐等[13]設計了兩級蓄能器結(jié)構(gòu)的油氣懸架系統(tǒng),通過與液壓彈簧懸架對比分析表明,兩級蓄能器油氣懸架可以顯著改善車輛行駛的平順性和穩(wěn)定性;李仲興等[14]提出一種越野車用兩級壓力式油氣懸架,相對于單氣室油氣懸架,車身加速度和輪胎相對動載荷得到改善,滿足車輛使用要求。

總體而言,以往研究多關(guān)注于單氣室油氣懸架參數(shù)變化對懸架性能的影響,以及兩級壓力式油氣懸架與單氣室懸架性能的對比,而關(guān)于兩級壓力式自身結(jié)構(gòu)參數(shù)對懸架性能影響的研究較少。為了合理地選擇兩級壓力式油氣懸架的結(jié)構(gòu)參數(shù),本研究以某型礦用自卸車1/4油氣懸架為研究對象,在AMESim中搭建兩級壓力式油氣懸架模型,通過仿真分析研究其結(jié)構(gòu)參數(shù)對油氣懸架性能的影響。

1 兩級壓力式油氣懸架結(jié)構(gòu)

兩級壓力式油氣懸架結(jié)構(gòu)如圖1所示,該系統(tǒng)主要由低壓蓄能器、高壓蓄能器、阻尼孔、單向閥、活塞桿、缸筒以及液壓油組成。

圖1 兩級壓力式油氣懸架結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of two-stage pressure hydro-pneumatic suspension structure

在兩級壓力式油氣懸架壓縮行程中,活塞桿受到外部激勵上移,Ⅱ腔壓力變大,油液由Ⅱ腔通過單向閥和阻尼孔進入Ⅰ腔,一部分油液流入蓄能器。當Ⅱ腔壓力小于高壓蓄能器開啟壓力時,只有低壓蓄能器工作;當Ⅱ腔壓力大于高壓蓄能器開啟壓力時,高、低壓蓄能器共同工作。

在懸架拉伸行程中,Ⅰ腔壓力變大,單向閥為關(guān)閉狀態(tài),Ⅰ腔油液通過阻尼孔流入Ⅱ腔,產(chǎn)生較大的阻尼力,同時蓄能器內(nèi)油液在氣體壓力推動下流向Ⅱ腔。

2 懸架特性評價指標理論分析

2.1 油缸壓力

假設油液不可壓縮,當只有低壓蓄能器工作時,設活塞位移為x1,則此時低壓蓄能器內(nèi)的氣體體積為:

VL=V1-Ax1

(1)

式中,V1—— 懸架平衡時,低壓蓄能器初始體積

A—— 活塞桿面積

(2)

式中,p1—— 懸架平衡時,低壓蓄能器初始壓力

r—— 氣體多變指數(shù)

當高、低壓蓄能器一起工作時,設活塞位移為x2,低壓蓄能器氣體體積的變化量為ΔV1,高壓蓄能器氣體體積的變化量為ΔV2,則懸架的氣體總變化量為:

ΔV=ΔV1+ΔV2=Ax2

(3)

高、低壓蓄能器氣體變化方程分別為:

(4)

式中,p2,V2—— 懸架平衡時,高壓蓄能器初始壓力、初始體積

聯(lián)立式(3)和式(4)可得,高、低壓蓄能器共同工作時的油缸壓力:

(5)

所以任意時刻的油缸壓力為:

(6)

2.2 車身垂直加速度

由油缸壓力可得懸架輸出力:

(7)

由牛頓第二定律可得車身垂直加速度:

(8)

式中,m—— 簧上質(zhì)量

2.3 阻尼力

(9)

式中,ρ—— 油液密度

Δp—— 油缸有桿腔與無桿腔壓力差

根據(jù)懸架單向閥參數(shù)可計算出有效節(jié)流面積Ad,單向閥結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。

圖2 單向閥結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Structural diagram of one-way valve

(10)

式中,σ—— 單向閥開度

d4—— 單向閥直徑

R—— 向球閥半徑

從式(10)可以看出,增大單向閥直徑可以增大節(jié)流面積,從而影響懸架性能。

因流量Q又可由缸筒和活塞桿的運動關(guān)系導出:

(11)

式中,A1—— 油缸有桿腔面積

聯(lián)立式(9)和式(11)可得油缸無桿腔和有桿腔壓力差:

(12)

所以阻尼力為:

(13)

3 兩級壓力式油氣懸架仿真建模

3.1 懸架仿真模型建立

利用AMESim仿真軟件搭建如圖3所示的兩級壓力式油氣懸架動態(tài)仿真模型。

圖3 兩級壓力式油氣懸架動態(tài)仿真模型Fig.3 Dynamic simulation model of two-stage pressure hydro-pneumatic suspension

元件1模擬路面障礙激勵,元件2活塞桿參數(shù)設為0,用來模擬Ⅰ腔,元件3活塞桿直徑設置為180 mm,模擬Ⅱ腔。模塊4模擬單向閥,考慮到標準液壓庫中的單向閥模型無法設置其幾何尺寸,故使用液壓元件庫建立單向閥模型,通過調(diào)節(jié)單向閥直徑研究其對懸架性能的影響。元件5模擬阻尼孔,元件6、7分別模擬高、低壓蓄能器。油氣懸架的主要參數(shù)見表1,路面障礙物模型如圖4所示。

表1 兩級壓力式油氣懸架主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of two-stage pressure hydro-pneumatic suspension

圖4 路面障礙物模型Fig.4 Road obstacle model

3.2 仿真與實驗對比

實驗時在兩級壓力式油氣懸架上分別安裝壓力傳感器和位移傳感器,通過DEWE-2600多通道數(shù)據(jù)采集儀獲得懸架的壓力和位移數(shù)據(jù)。傳感器安裝位置如圖5所示。

圖5 傳感器安裝位置Fig.5 Sensors installation position

在以上相同的參數(shù)條件下,對比兩級壓力式油氣懸架仿真模型和實驗的輸出特性,包括油缸壓力和活塞相對位移的變化曲線,結(jié)果如圖6所示。

圖6 仿真模型和實驗的輸出特性Fig.6 Output characteristics of simulation models and experiments

從圖6中可以看出,油缸壓力的仿真與實驗峰值相對誤差為3.10%,活塞相對位移的仿真與實驗峰值相對誤差為5.37%。在懸架輸出特性上,仿真模型與實驗的變化曲線經(jīng)衰減震蕩,最終穩(wěn)定在一平衡位置,說明所搭建的兩級壓力式油氣懸架仿真模型是準確的。

4 結(jié)構(gòu)參數(shù)對兩級壓力式懸架特性影響分析

應用以上所建立的兩級壓力式油氣懸架動態(tài)仿真模型,分別改變缸筒內(nèi)徑d1,活塞桿外徑d2,阻尼孔直徑d3,單向閥直徑d4,高、低壓蓄能器初始體積V2、V1與高壓蓄能器初始壓力p2,研究結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對懸架特性評價指標的影響,評價指標包括車身垂直加速度a、阻尼力FZ、懸架動行程x與油缸壓力p。數(shù)據(jù)處理過程中車身垂直加速度與懸架動行程取均方根值,油缸壓力與阻尼力取峰值。

4.1 缸筒內(nèi)徑

保持其他結(jié)構(gòu)參數(shù)、車輛行駛速度及外載荷不變,分別對缸筒內(nèi)直徑d1等差取7個值進行仿真,d1的取值范圍在195～255 mm之間,分析結(jié)果如圖7所示。

圖7 不同缸筒內(nèi)徑對懸架特性影響Fig.7 Effect of different cylinder bore diameters on suspension characteristics

在圖7中,隨著缸筒內(nèi)徑由小變大,車身垂直加速度均方根值先減小后增大,懸架動行程均方根值逐漸減小,阻尼力峰值變大,油缸壓力峰值減小。分析原因,缸筒內(nèi)徑變大,懸架動作時流入環(huán)形腔油液的體積增大,懸架的阻尼力和阻尼比變大。在阻尼比增大過程中會出現(xiàn)最優(yōu)值,此時懸架振動特性最好,車身加速度最小。車身總質(zhì)量不變,缸筒內(nèi)徑增大導致受力面積增大,所以油缸壓力減小以保證懸架的支撐力不變。由懸架性能變化趨勢可知,缸筒內(nèi)徑在205～215 mm之間時,加速度均方根較小,車輛行駛平順性較好;同時懸架動行程較大,車輛有一定的防側(cè)傾能力。

4.2 活塞桿外徑

保持其他結(jié)構(gòu)參數(shù)、車輛行駛速度及外載荷不變,分別對活塞桿外徑d2等差取7個值進行仿真,d2的取值范圍在175～205 mm之間,分析結(jié)果如圖8所示。

圖8 不同活塞桿外徑對懸架特性影響Fig.8 Effect of different piston rod outer diameter on suspension characteristics

在圖8中,隨著活塞桿外徑變大,車身垂直加速度與懸架動行程均方根值增大,趨于陡峭;阻尼力峰值降低,油缸壓力峰值呈增大趨勢。分析原因,活塞桿外徑變大,懸架動作時流入環(huán)形腔油液的體積減小,懸架的阻尼力變小,車身加速度增大;活塞桿外徑增大使得蓄能器氣體變化量增大,蓄能器壓力增大,所以油缸壓力增大。由懸架性能變化趨勢可知,活塞桿外徑增加,加速度均方根值由1.16 m·s-2增加到1.80 m·s-2,車輛行駛平順性惡化,但動行程由5.58 mm提高到12.20 mm,車輛防側(cè)傾能力提升。為使懸架有良好的綜合性能,活塞桿外徑取值范圍可控制在185～190 mm。

4.3 阻尼孔直徑

保持其他結(jié)構(gòu)參數(shù)、車輛行駛速度及外載荷不變,對阻尼孔直徑d3等差取7個值進行仿真,d3的取值范圍在3～9 mm之間,分析結(jié)果如圖9所示。

圖9 不同阻尼孔直徑對懸架特性影響Fig.9 Effect of different damping hole diameters on suspension characteristics

在圖9中,隨著阻尼孔直徑由小變大,車身垂直加速度與懸架動行程均方根值先減小后增大,阻尼力峰值減小,油缸壓力峰值呈增大趨勢。分析原因,阻尼孔直徑增大,懸架的阻尼力和阻尼比持續(xù)變小。阻尼比減小過程中會出現(xiàn)最優(yōu)值,此時車身加速度最小。再增大阻尼孔直徑,懸架振動特性惡化,車身加速度增大。由懸架性能變化趨勢可知,阻尼孔直徑為7 mm時,加速度均方根值最小,為1.12 m·s-2,車輛平順性最好;阻尼孔直徑為7～8 mm時,動行程由7.3 mm增大到8.6 mm,車輛防側(cè)傾能力提高。所以活塞桿外徑的取值范圍在7～8 mm時,懸架的綜合性能較好。

4.4 單向閥直徑

保持其他結(jié)構(gòu)參數(shù)、車輛行駛速度及外載荷不變,對單向閥當量直徑d4取7個值進行仿真,d4的取值范圍在3～9 mm之間,分析結(jié)果如圖10所示。

圖10 不同單向閥直徑對懸架特性影響Fig.10 Effect of different one-way valve diameters on suspension characteristics

在圖10中,隨著單向閥直徑增加,車身垂直加速度均方根值與阻尼力峰值減小,趨于平緩;懸架動行程均方根值與油缸壓力峰值增大,同樣趨于平緩。分析原因,在懸架伸張過程中,單向閥關(guān)閉,不起作用;在懸架壓縮過程中,隨著單向閥直徑的增大,阻尼力變小,車身加速度降低,懸架振動特性變好。由懸架性能變化趨勢可知,單向閥直徑增加,加速度均方根值由1.18 m·s-2降低到1.14 m·s-2,動行程由5.71 mm增加到6.96 mm,車輛平順性和防側(cè)傾能力提高?？梢园l(fā)現(xiàn),單向閥直徑改變對懸架性能的影響趨勢與阻尼孔直徑相似。

4.5 蓄能器初始體積

保持其他結(jié)構(gòu)參數(shù)、車輛行駛速度與外載荷不變,同時增大高、低壓蓄能器的初始體積V2,V1,取7個值進行仿真,V2的取值范圍在2.5～4.3 L之間,V1的取值范圍在5.9～7.7 L之間,分析結(jié)果如圖11所示。

圖11 不同蓄能器初始體積對懸架特性影響Fig.11 Effect of different accumulator initial volumes on suspension characteristics

在圖11中,隨著蓄能器初始體積的增大,車身垂直加速度均方根值逐漸減小,阻尼力與油缸壓力峰值減小,懸架動行程均方根值增大。分析原因,蓄能器初始體積增大會使懸架工作時的氣體體積增大,且懸架工作時氣體體積的變化率要高于初始體積的變化率,根據(jù)氣體變化方程,油缸壓力會降低。同時懸架輸出力減少,車身垂直加速度降低。由懸架性能變化趨勢可知,高、低壓蓄能器初始體積增大,加速度均方根值由1.245 m·s-2降低到1.095 m·s-2,動行程均方根值由5.96 mm增加到6.55 mm,車輛行駛平順性變好,防側(cè)傾能力提高,即高、低壓蓄能器初始體積應適當取較大值。

4.6 蓄能器初始壓力

保持其他結(jié)構(gòu)參數(shù)、車輛行駛速度和外載荷不變,分別對高壓蓄能器初始壓力p2取7個值進行仿真,p2的取值范圍在6.4～8.8 MPa之間,分析結(jié)果如圖12所示。

圖12 不同蓄能器初始壓力對懸架特性影響Fig.12 Effect of different accumulator initial pressures on suspension characteristics

在圖12中,隨著高壓蓄能器初始壓力的增大,車身垂直加速度均方根值增大,油缸壓力峰值逐漸增大,阻尼力峰值呈增大趨勢, 懸架動行程均方根值減小。

分析原因,高壓蓄能器初始壓力增大會使懸架工作時氣體壓力增大,從而懸架輸出力增大,車身垂直加速度增大。由懸架性能變化趨勢可知,高壓蓄能器初始壓力增加,加速度均方根值由1.15 m·s-2增加到1.43 m·s-2,動行程均方根值由5.91 mm降低至5.61 mm,車輛行駛平順性變差,防側(cè)傾能力降低。因此,當?shù)蛪盒钅芷鞒跏級毫Υ_定時,在確保懸架不發(fā)生沖擊限位器情況下,可適當降低高壓蓄能器的初始壓力,以提升車輛行駛平順性。

5 結(jié)構(gòu)參數(shù)對懸架性能的靈敏度分析

靈敏度分析可以評價系統(tǒng)輸出對系統(tǒng)參數(shù)的響應程度,分析方法主要包括擾動分析法、有限元差分法與直接求導法等。擾動分析法中常用的是Morris分析法。Morris方法通過選取模型中一個變量pi,其余參數(shù)值固定不變,在修正方法中采用參數(shù)自變量pi以設定好的變幅變化,得到目標函數(shù)y(p)=y(p1,p2,p3,…,pn)的值,用影響值Si判斷參數(shù)變化對輸出值的影響程度,Si的計算公式為:

(14)

(15)

式中,yi—— 參數(shù)變化后的輸出值

y0—— 參數(shù)變化前的輸出值

p0—— 初始參數(shù)值

Δi—— 參數(shù)變化的幅度

靈敏度判別因子S取多個影響值Si的平均值:

(16)

影響因子S數(shù)值越大,說明該參數(shù)變化對系統(tǒng)輸出的影響越大[15-16]。為了反應兩級壓力式油氣懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)對懸架性能的影響,采用Morris方法進行靈敏度分析。表2為各個結(jié)構(gòu)參數(shù)對懸架特性影響因子的具體數(shù)值。

表2 結(jié)構(gòu)參數(shù)對懸架特性的影響因子Tab.2 Influence factors of structure parameters on suspension characteristics

從表2中可以看出,活塞桿外徑對車身垂直加速度的靈敏度較大,影響因子可達2.943,其次是缸筒內(nèi)徑、阻尼孔直徑、蓄能器初始體積與高壓蓄能器初始壓力,單向閥直徑對加速度的靈敏度較小,影響因子只有0.038,因此改變活塞桿外徑對改善車輛行駛平順性與操縱穩(wěn)定性有著重要影響;缸筒內(nèi)徑與活塞桿外徑對阻尼力的靈敏度較大,懸架其他結(jié)構(gòu)參數(shù)對阻尼力的靈敏度較小;缸筒內(nèi)徑的變化對懸架動行程與油缸壓力有著顯著的影響,在保持車身姿態(tài)、提高車輛防側(cè)傾能力上應優(yōu)先考慮。整體來看,缸筒內(nèi)徑與活塞桿外徑對懸架總體特性影響較大,阻尼孔直徑、蓄能器初始體積、高壓蓄能器初始壓力次之,而單向閥直徑對懸架總體特性影響相對較小。

6 結(jié)論

以某型礦用自卸車1/4油氣懸架為研究對象,對兩級壓力式油氣懸架的性能評價指標進行理論分析,利用AMESim建立兩級壓力式油氣懸架動態(tài)仿真模型并與實驗結(jié)果對比,表明仿真模型的準確性。通過仿真得到了油氣懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對懸架性能的影響趨勢,分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)對懸架性能的靈敏度,研究結(jié)果表明:

(1) 在該仿真條件下,缸筒內(nèi)徑、活塞桿外徑與阻尼孔直徑的合理取值范圍分別為205～215 mm,185～190 mm,7～8 mm,高、低壓蓄能器初始體積應分別控制在4～4.3 L與7.4～7.7 L;

(2) 活塞桿外徑和缸筒內(nèi)徑為影響兩級壓力式油氣懸架性能的敏感因素。懸架動行程與活塞桿外徑呈正相關(guān)、與缸筒內(nèi)徑呈負相關(guān),阻尼力與活塞桿外徑呈負相關(guān)、與缸筒內(nèi)徑呈正相關(guān)。在保證車輛平順性前提下,合理增大活塞桿外徑、減小缸筒內(nèi)徑可提高車輛防側(cè)傾能力;

(3) 在懸架性能優(yōu)化及改進時,當某些結(jié)構(gòu)參數(shù)受約束而不可改變,則可調(diào)節(jié)蓄能器的初始壓力。在兩級壓力式油氣懸架仿真中,當?shù)蛪盒钅芷鞯某跏級毫Σ蛔?高壓蓄能器的初始壓力處于6.4～6.8 MPa時,車身加速度較低,車輛的平順性較好。