越野車油氣懸架的建模與試驗研究

劉 剛，陳思忠，王文竹，榮 剛

(1.北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛工程學(xué)院，北京 100081; 2.沈陽航空航天大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，沈陽 110136)

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2015161

越野車油氣懸架的建模與試驗研究

劉 剛1,2，陳思忠1，王文竹2，榮 剛2

(1.北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛工程學(xué)院，北京 100081; 2.沈陽航空航天大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，沈陽 110136)

在考慮沿程壓力損失、局部壓力損失和活塞桿與密封裝置間的動摩擦等情況下，建立了某越野車用油氣懸架非線性模型。通過仿真，研究阻尼閥系的參數(shù)對油氣懸架阻尼特性的影響。結(jié)果表明，在其他參數(shù)不變的情況下，可通過更換具有不同錐角的閥芯，方便地獲得不同的阻尼特性。仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)基本吻合，驗證了所建油氣懸架數(shù)學(xué)模型的正確性。

油氣懸架；試驗與仿真；阻尼特性

前言

越野車輛設(shè)計時須同時考慮其在鋪裝路面和非鋪裝路面的機(jī)動性，這給設(shè)計帶來一定難度。油氣懸架具有變剛度特性，即剛度隨簧載質(zhì)量的增加而提高，既能改善車輛在一般路面上的行駛平順性，又能防止在大起伏路面上行駛時出現(xiàn)懸架被擊穿的情況，較適合越野車輛使用。目前，國內(nèi)外學(xué)者對油氣懸架的研究主要集中在兩個方面：(1)精準(zhǔn)、合理油氣懸架數(shù)學(xué)模型的建立和試驗研究。如文獻(xiàn)[1]和文獻(xiàn)[2]中對重型車輛主動油氣懸架進(jìn)行了建模和仿真；文獻(xiàn)[3]中建立了油氣懸架長通孔紊流阻尼模型。(2)開發(fā)新型的油氣懸架結(jié)構(gòu)形式，以避免傳統(tǒng)懸架在車輛行駛平順性和操縱穩(wěn)定性之間的折中設(shè)計[4-5]。如文獻(xiàn)[6]和文獻(xiàn)[7]中介紹了連通式油氣懸架的幾種連接方式，并對其性能進(jìn)行了對比分析。

1 油氣懸架結(jié)構(gòu)和工作原理

油氣懸架是以油液傳遞壓力，以氣體(如氮?dú)?作為彈性介質(zhì)的彈性元件。同時，油液通過阻尼閥時，又產(chǎn)生阻尼力，可見，油氣懸架就是一種帶有液力阻尼的氣體彈簧。根據(jù)越野車輛的行駛路況和駕駛特點(diǎn)設(shè)計的油氣懸架，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。它主要由懸架缸組件、阻尼閥組和蓄能器組成。安裝于活塞桿上的活塞，其周向均勻分布6個直徑達(dá)9.5mm的通孔，雖然活塞把懸架缸分為Ⅰ腔和Ⅱ腔，但由于通孔直徑較大，節(jié)流作用非常小，可認(rèn)為懸架往復(fù)運(yùn)動時Ⅰ腔和Ⅱ腔的壓力基本相同，活塞只起導(dǎo)向作用。這樣設(shè)計的優(yōu)點(diǎn)是活塞兩側(cè)受到的壓力差較小，且無須考慮活塞、活塞桿與缸筒之間產(chǎn)生的泄漏，降低設(shè)計要求。

當(dāng)阻尼閥內(nèi)置時，車輛在壞路上行駛時就會遇到散熱問題，油液溫度過高不僅會造成黏度降低，而且會改變蓄能器內(nèi)氣體的性能，從而影響到油氣懸架的動態(tài)特性。外置阻尼閥組主要由常通孔、壓縮閥和復(fù)原閥組成。當(dāng)油氣彈簧兩端相對運(yùn)動速度較低時，油液只流經(jīng)常通孔，避免了壓縮閥和復(fù)原閥的頻繁開閉，改善了阻尼閥的動態(tài)特性且能提高其使用壽命。

2 油氣懸架非線性數(shù)學(xué)模型的建立

油氣懸架的特性與其零部件的磨損情況、工作時環(huán)境溫度、油液黏度和油液在油氣懸架內(nèi)流動狀態(tài)等有關(guān)，影響因素較多，因此在建立油氣懸架數(shù)學(xué)模型時，須根據(jù)具體情況做出如下相應(yīng)假設(shè)[8]。

(1) 各密封環(huán)節(jié)工作可靠，系統(tǒng)沒有外泄漏。(2)不考慮在油液流動過程中由于壓降產(chǎn)生的氣穴現(xiàn)象的影響。(3)Ⅰ腔和Ⅱ腔的壓力相等。(4)在整個拉伸、壓縮工作過程中，油液溫度保持不變。(5)油液的體積彈性模量為常數(shù)。(6)忽略壓力變化引起的系統(tǒng)剛性構(gòu)件的彈性變形。

根據(jù)油氣懸架系統(tǒng)的工作原理可知，油氣懸架在外界激勵作用下，其輸出力主要有氣體彈性力、油液阻尼力和活塞與缸筒之間的摩擦力。如圖1所示，以滿載靜平衡位置為原點(diǎn)，假設(shè)活塞桿固定，作用在懸架缸上的力為F，懸架缸的位移為x，懸架缸的受力平衡方程為

F=(P1-Pg)Ag+PgAg+Ff=Fd+Fg+Ff

(1)

式中：P1為Ⅰ腔內(nèi)的壓力，Pa；Pg為蓄能器內(nèi)氣體壓力，Pa；Ag為活塞桿的截面積，m2；Fd為阻尼力，N；Fg為彈性力，N；Ff為摩擦力，N。

在通常情況下，由于油氣懸架工作時處于振顫的狀態(tài)，潤滑良好，摩擦力較小。油氣懸架的主要功能性作用力為前兩者[3]。由于摩擦力的值相對于油氣懸掛缸的輸出力而言并不很大，故在研究過程中常用試驗法來確定其值，本文中在經(jīng)過大量試驗測定后，油氣懸掛缸摩擦力Ff大小的變化范圍為0.5～1kN。

2.1 蓄能器特性分析

根據(jù)熱力學(xué)定律，蓄能器中氣體的狀態(tài)方程為

(2)

Vg=Vj-Agx

(3)

式中：Vj為靜平衡時，蓄能器內(nèi)氣體體積；Pj為靜平衡時，蓄能器內(nèi)氣體壓力；Vg為位移x時，蓄能器內(nèi)氣體體積；r為氣體多變指數(shù)；由蓄能器的結(jié)構(gòu)可知，Pg=P5為蓄能器油室內(nèi)的壓力。

2.2 非線性阻尼特性分析

油氣懸架是利用油液黏性阻尼衰減振動的，阻尼的產(chǎn)生主要來自3個方面：工作液流經(jīng)阻尼孔的流體阻尼、流經(jīng)蓄能器出口的流體阻尼和活塞與缸壁相對滑動產(chǎn)生的摩擦阻尼。流體流經(jīng)阻尼孔的流動狀態(tài)為純紊流，這已被大量的試驗所驗證[3]。

外置阻尼閥組的結(jié)構(gòu)如圖2所示。由于錐閥閥口關(guān)閉時為線密封，因此錐閥不僅密封性能好，而且開啟閥口時無“死區(qū)”，閥芯稍有位移閥口即開啟，動作靈敏。因此，壓縮閥和復(fù)原閥均采用錐閥結(jié)構(gòu)型式。同時，為充分實(shí)現(xiàn)彈性緩沖作用，壓縮閥閥孔的直徑dy大于伸張閥閥孔的直徑ds。

2.2.1 阻尼閥開閥前數(shù)學(xué)模型的建立

以壓縮行程為例建立油氣懸架的數(shù)學(xué)模型，復(fù)原行程模型建立過程與之相同。

當(dāng)油氣彈簧兩端相對運(yùn)動速度較低時，系統(tǒng)總流量q亦較小，此時油液僅通過常通孔進(jìn)入蓄能器。此時常通孔流量與總流量相等，油液流經(jīng)常通孔滿足薄壁小孔的流量公式，可得

(4)

式中：P2為阻尼閥入(出)口處壓力，Pa；P3為阻尼閥出(入)口處壓力，Pa；q為系統(tǒng)總流量，m3/s；q0為常通孔流量，m3/s；ρ為油液密度，kg/m3；Cd0為常通孔流量系數(shù)；A0為常通孔面積，m2；v為油氣彈簧兩端的相對運(yùn)動速度，m/s。

2.2.2 阻尼閥部分開閥后數(shù)學(xué)模型的建立

錐閥結(jié)構(gòu)示意圖如圖3所示。從閥的結(jié)構(gòu)可知，閥內(nèi)液流速度、壓力呈軸對稱，作用于閥上的各種力在徑向上自相平衡，因此在討論中只須考慮沿軸線方向上的力。

作用在閥芯上的力平衡方程為

(5)

式中：P2-3=P2-P3，Pa；ky為壓縮閥彈簧剛度，N/m；hy0為彈簧預(yù)壓縮量，m；h為閥口開度，m；G為閥芯重力，N；Fw=CdxπdyhP2-3sin2θ，為穩(wěn)態(tài)液動力[9]，N；θ為液流角，rad；Cdx為壓縮閥流量系數(shù)。

忽略閥芯重力和流體與側(cè)壁間的黏性力，則壓差與開度的關(guān)系式為

(6)

當(dāng)油氣彈簧兩端相對運(yùn)動速度較高時，系統(tǒng)流量q亦較大，根據(jù)式(4)，阻尼閥兩側(cè)壓差達(dá)到開啟壓力時，阻尼閥部分打開，總的節(jié)流面積隨壓差的增加而增大。此時油液分別流經(jīng)常通孔和壓縮閥進(jìn)入蓄能器。壓縮閥兩側(cè)的壓差與常通孔兩側(cè)的壓差相等，則其流量公式為

(7)

式中：qy為壓縮閥流量，m3/s；Ay為壓縮閥通流面積，m2。

2.2.3 阻尼閥全開時數(shù)學(xué)模型的建立

當(dāng)系統(tǒng)流量q繼續(xù)增大時，壓縮閥達(dá)到最大開度，再度形成固定通道節(jié)流，為車輛提供較大阻尼，主要抑制車輪高頻共振并防止懸架擊穿，以適應(yīng)車輛安全性的阻尼匹配需要。此時的流量公式為

(8)

式中hymax為壓縮閥最大開度。

2.2.4 沿程壓力損失

油液由油缸到蓄能器或由蓄能器流回油缸的過程中，沿途須克服各種阻力，引起壓力損失，即沿程損失。按照達(dá)西-韋斯巴赫(Darcy-Weisbach)公式計算：

(9)

式中：P4為蓄能器接口處壓力，Pa；λ為沿程阻力系數(shù)，與雷諾數(shù)、管路內(nèi)徑和管壁粗糙度有關(guān)；Lp為管路長度，m；Dp為管路內(nèi)徑，m；Sp為管路截面積，m2。

2.2.5 局部壓力損失

油液流經(jīng)油氣彈簧管路中的油管接頭等部件時，引起的流動損失，即為局部壓力損失。把各接頭處的局部壓力損失都折算到蓄能器接口處，忽略了其他接口處的局部壓力損失，則有P1=P2。

(10)

式中：ξ為局部壓力損失系數(shù)，主要與局部的形狀有關(guān)；Sa為蓄能器接口處截面積，m2。

3 油氣懸架性能仿真分析

油氣懸架的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)和物理參數(shù)見表1。根據(jù)所建立的數(shù)學(xué)模型，利用Matlab進(jìn)行仿真分析。仿真時采用振幅為0.05m，頻率分別為0.4，0.95，2.5，3.1和3.5Hz的正弦激勵。

表1 油氣彈簧非線性數(shù)學(xué)模型仿真參數(shù)

研究阻尼閥系參數(shù)的變化對油氣懸架阻尼特性的影響，可為阻尼可調(diào)油氣懸架的設(shè)計提供理論依據(jù)[10]。通過仿真可以很方便地研究各閥系參數(shù)的影響，由于篇幅所限，這里只給出液流角的變化對阻尼特性的影響曲線，如圖8和圖9所示?？梢?，當(dāng)液流角由π/6增大到π/2(由錐閥變?yōu)槠介y)時，壓縮行程和伸張行程的阻尼力都逐漸變小。對于不同噸位的車輛，可在其他參數(shù)不變的情況下，通過更換具有不同錐角的閥芯，獲得相應(yīng)的阻尼特性。

4 油氣懸架性能試驗驗證

為驗證此油氣懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性和上述數(shù)學(xué)模型的正確性，選用北京佛力公司生產(chǎn)的懸架試驗臺對該懸架進(jìn)行試驗驗證。試驗中采用標(biāo)準(zhǔn)的正弦信號作為激勵信號，以3種振幅(0.02，0.04和0.05m)，3種頻率(0.5，1.67和3.1Hz)分多組進(jìn)行試驗。

由于篇幅所限，文中僅給出頻率為3.1Hz，振幅為0.05m時的試驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果的對比，如圖10所示。由圖可見，仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)基本吻合。

5 結(jié)論

(1) 仿真與試驗曲線基本吻合，說明所建立的油氣懸架非線性數(shù)學(xué)模型基本正確，可用來分析閥系參數(shù)的影響。

(2) 可在其他參數(shù)不變的情況下，通過更換具有不同錐角的閥芯，方便地獲得不同的阻尼特性，形成系列化。

[1]MicheleIeluzzi,PatrizioTurco,MauroMontiglio.DevelopmentofaHeavyTruckSemi-activeSuspensionControl[J].ControlEngineeringPractice,2006,14(3):302-312.

[2]GaoB,DarlingJ,TilleyD,etal.ControlofaHydroPneumaticActiveSuspensionBasedonaNon-linearQuarter-carModel[J].JournalofSystems&ControlEngineering,2006,220(1):15-31.

[3] 孫濤,喻凡,鄒游.工程車輛油氣懸架非線性特性的建模與仿真研究[J].系統(tǒng)仿真學(xué)報,2005,17(3):210-213.

[4]ZhangN,SmithWA,JeyakumaranJ.HydraulicallyInterconnectedVehicleSuspension:BackgroundandModelling[J].VehicleSystemDynamics,2010,48(1):17-40.

[5]SmithWadeA,ZhangNong,HuWilliam.HydraulicallyInterconnectedVehicleSuspension:HandlingPerformance[J].VehicleSystemDynamics,2011,49(1-2):87-106.

[6]CaoD,RakhejaS,SuCY.PropertyAnalysisofanX-coupledSuspensionforSportUtilityVehicles[C].SAEPaper2008-01-1149.

[7]CaoD,RakhejaS,SuCY.PitchPlaneAnalysisofaTwin-gas-chamberStrutSuspension[J].ProceedingsoftheInstitutionofMechanicalEngineers,PartD:JournalofAutomobileEngineering,2008,222(8):1313-1335.

[8] 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.

[9] 楊杰.基于油氣懸架的阻尼可調(diào)技術(shù)研究[D].北京:北京理工大學(xué),2009.

[10] 楊杰,陳思忠,吳志成,等.閥系參數(shù)對油氣懸架阻尼特性的影響[J].北京理工大學(xué)學(xué)報,2009(5):398-402.

Modeling and Experimental Study on the Hydro-pneumaticSuspension of Off-road Vehicles

Liu Gang1,2, Chen Sizhong1, Wang Wenzhu2& Rong Gang2

1.SchoolofMechanicalEngineering,BeijingInstituteofTechnology,Beijing100081; 2.CollegeofMechanical&ElectricalEngineering,ShenyangAerospaceUniversity,Shenyang110136

With considerations of the piping losses，local losses and dynamic friction between piston stem and sealing, a nonlinear model for the hydro-pneumatic suspension of a off-road vehicle is built, with a simulation conducted to investigate the effects of the parameters of damping valves on the damping characteristics of hydro-pneumatic suspension. The results show that, when other parameters remain unchanged, different damping characteristics can be handily obtained by changing the valve cores with different flow angle. The simulation results basically agree well with test data, verifying the correctness of hydro-pneumatic suspension model built.

hydro-pneumatic suspensions; test and simulation; damping characteristics

原稿收到日期為2013年2月5日，修改稿收到日期為2014年2月26日。