礦用自卸車(chē)兩級(jí)壓力式油氣懸架特性分析

王剛鋒， 劉 湘， 杜 騰， 索雪峰， 張赟熙

(1.長(zhǎng)安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 陜西西安 710064；2.陜西同力重工股份有限公司， 陜西咸陽(yáng) 712000)

引言

工程車(chē)輛的載重量大且作業(yè)環(huán)境非常惡劣，懸架性能的優(yōu)劣對(duì)車(chē)輛行駛穩(wěn)定性與平順性至關(guān)重要。與傳統(tǒng)型板簧懸架相比，油氣懸架剛度和阻尼的非線(xiàn)性特征對(duì)整車(chē)行駛平順性的改善效果十分顯著[1-3]。蓄能器內(nèi)充氣體積與充氣壓力是影響懸架輸出特性的重要因素。王靖岳等[4]應(yīng)用MATLAB和LabVIEW研究蓄能器初始充氣體積與初始充氣壓力對(duì)兩級(jí)壓力式油氣懸架高壓蓄能器開(kāi)啟時(shí)間點(diǎn)的影響，建立了合理的數(shù)學(xué)模型。SHA L等[5]和劉同昊等[6]均通過(guò)搭建單氣室油氣懸架的AMESim模型，分析了蓄能器初始充氣壓力以及體積對(duì)懸架油缸動(dòng)態(tài)特性的影響，其中懸架剛度的變化最為明顯。蓄能器內(nèi)初始充氣壓力和充氣體積也是影響雙氣室油氣懸架剛度的主要因素[7-8]。

另外，懸架的剛度還與油缸各腔室的面積有關(guān)，陳林山[9]采用Simulink對(duì)油氣懸架建模分析，結(jié)果表明懸架剛度與無(wú)桿腔面積成正相關(guān)，與有桿腔面積成負(fù)相關(guān)。蓄能器內(nèi)氣體(氮?dú)?的多變過(guò)程同樣影響油氣懸架的剛度，王云超等[10]通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究發(fā)現(xiàn)，氣體體積壓縮速率和體積壓縮率是影響氣體實(shí)際多變過(guò)程的2個(gè)主要因素。懸架的輸出特性與阻尼孔直徑以及路面輸入激勵(lì)也有較大關(guān)系，增大阻尼孔直徑可以改善行駛平順性，而減小阻尼孔直徑則可以提高行駛穩(wěn)定性，在設(shè)計(jì)過(guò)程中，阻尼孔尺寸應(yīng)根據(jù)車(chē)輛實(shí)際使用需求來(lái)確定[11-12]。此外，考慮懸架系統(tǒng)的局部壓力損失和管道沿程壓力損失時(shí)可以更好地分析懸架的輸出特性[13-14]。

由上述研究成果分析可知，油氣懸架的輸出特性與蓄能器內(nèi)氣體體積和壓力、活塞桿直徑、阻尼孔直徑等因素有關(guān)。本研究設(shè)計(jì)一種新型礦用自卸車(chē)兩級(jí)壓力式油氣懸架，并通過(guò)仿真和實(shí)驗(yàn)分析在通過(guò)路面障礙時(shí)油氣懸架的系統(tǒng)輸出特性。

1 兩級(jí)壓力式油氣懸架工作原理

兩級(jí)壓力式油氣懸架主要由缸筒、活塞桿、低壓蓄能器和高壓蓄能器組成，缸筒和兩蓄能器之間通過(guò)橡膠軟管連接，如圖1所示。

圖1 兩級(jí)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

在車(chē)輛行駛過(guò)程中，當(dāng)輪胎受到外部激勵(lì)時(shí)，油氣缸處于壓縮行程，Ⅰ腔內(nèi)油液通過(guò)單向閥和阻尼孔流向Ⅱ腔,同時(shí)部分油液通過(guò)橡膠軟管流向蓄能器，該過(guò)程中蓄能器開(kāi)始儲(chǔ)能。當(dāng)油液壓力小于高壓蓄能器設(shè)定壓力時(shí)，僅低壓蓄能器打開(kāi)參與工作，當(dāng)壓力大于等于設(shè)定壓力時(shí)，高壓蓄能器介入工作。

當(dāng)油氣缸處于拉伸行程時(shí)，Ⅱ腔內(nèi)油液通過(guò)阻尼孔流向Ⅰ腔，此時(shí)單向閥關(guān)閉，產(chǎn)生較大阻尼力，同時(shí)蓄能器內(nèi)油液通過(guò)管道流向Ⅰ腔，該過(guò)程蓄能器釋放能量。

2 油氣懸架特性理論分析

2.1 懸架輸出力

假設(shè)油液不可壓縮，且設(shè)活塞桿在高壓蓄能器開(kāi)啟前的相對(duì)位移為x1，高壓蓄能器開(kāi)啟后的相對(duì)位移為x2，則這2個(gè)階段蓄能器的氣體體積變化量ΔV為：

(1)

式中， ΔA—— 活塞桿面積

p—— 懸架油缸壓力

ph—— 高壓蓄能器開(kāi)啟壓力

當(dāng)高壓蓄能器開(kāi)啟時(shí)，低壓蓄能器已處于壓縮狀態(tài)，此時(shí)低壓蓄能器的體積Vz為：

(2)

式中，Vl—— 低壓蓄能器初始充氣體積

pl—— 低壓蓄能器初始?jí)毫?/p>

r—— 氣體多變指數(shù)

從而懸架系統(tǒng)的油缸壓力p為：

(3)

式中，Vh為高壓蓄能器初始體積。

懸架輸出力F為：

(4)

由公式F=ma可解出缸筒加速度a：

(5)

式中，m為簧上質(zhì)量。

2.2 懸架剛度

聯(lián)立式(1)和式(4)并對(duì)位移x求偏導(dǎo)即可解出懸架剛度k：

(6)

由式(6)可得到如圖2所示的懸架剛度變化曲線(xiàn)。圖中位移x正值表示壓縮行程，負(fù)值表示拉伸行程。由圖2可知，當(dāng)車(chē)輛滿(mǎn)載時(shí)兩級(jí)壓力式油氣懸架的高壓蓄能器介入工作后，懸架剛度迅速降低，可有效解決單氣室油氣懸架系統(tǒng)在滿(mǎn)載時(shí)剛度過(guò)高的問(wèn)題。

圖2 懸架剛度變化曲線(xiàn)Fig.2 Stiffness change curve of hydro-pneumatic suspension

由懸架固有頻率f可表示為：

(7)

可知，當(dāng)簧上質(zhì)量一定時(shí)，懸架固有頻率僅由剛度值決定，且與其平方根成正比。

2.3 懸架阻尼力

根據(jù)活塞桿和缸筒的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，流量Q可表示為：

(8)

A2—— 有桿腔面積

(9)

式中， Δp—— 有桿腔和無(wú)桿腔壓力差

聯(lián)立式(8)和式(9)可得：

(10)

又因懸架阻尼力：

Fz=ΔpA2

(11)

聯(lián)立式(10)和式(11)可解得懸架阻尼力為：

(12)

可見(jiàn)，在懸架尺寸固定時(shí)，阻尼力大小僅和活塞與缸筒的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度有關(guān)[16]。

3 仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)分析

利用AMESim仿真軟件搭建如圖3所示的單氣室與兩級(jí)壓力式油氣懸架仿真模型，兩油氣懸架的主要參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 兩油氣懸架主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of two hydro-pneumatic suspension

圖3 油氣懸架仿真模型Fig.3 Simulation model of hydro-pneumatic suspension

本研究利用仿真模擬單氣室油氣懸架與兩級(jí)壓力式油氣懸架在車(chē)輛滿(mǎn)載條件下通過(guò)如圖4所示的高度120 mm的路面障礙物時(shí)的系統(tǒng)輸出特性，并與路面行駛實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析。

圖4 路面障礙物模型Fig.4 Road obstacle model

實(shí)驗(yàn)時(shí)在油氣懸架上安裝壓力傳感器和位移傳感器，安裝位置如圖5所示。通過(guò)DEWE-2600多通道數(shù)據(jù)采集儀獲取懸架的壓力與位移信息。

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

3.1 壓力特性分析

油氣懸架壓力特性曲線(xiàn)如圖6所示。由圖可知，兩級(jí)壓力式油氣懸架的壓力仿真值與實(shí)驗(yàn)測(cè)試值的最大相對(duì)誤差為4.60%，處于合理范圍內(nèi)，驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性。通過(guò)仿真分析得到，單氣室油氣懸架壓力峰值為12.57 MPa，兩級(jí)兩級(jí)壓力式油氣懸架壓力峰值為10.99 MPa，新型油氣懸架的油缸壓力峰值降低了12.54%。

圖6 油缸壓力變化曲線(xiàn)Fig.6 Change curve of cylinder pressure

3.2 位移特性分析

活塞相對(duì)缸筒的位移變化曲線(xiàn)如圖7所示。圖中正值表示壓縮行程，負(fù)值表示拉伸行程。兩級(jí)壓力式油氣懸架的活塞相對(duì)位移仿真值與實(shí)驗(yàn)值的最大相對(duì)誤差為6.56%，處于允許范圍。由仿真分析可知，在活塞壓縮行程中，單氣室油氣懸架的最大位移為28 mm，兩級(jí)壓力式油氣懸架的最大位移為65 mm，最大相對(duì)位移增加了37 mm，這將更有利于保持車(chē)身姿態(tài)，提高車(chē)輛防側(cè)傾能力。

圖7 活塞桿相對(duì)缸筒的位移變化曲線(xiàn)Fig.7 Displacement curve of piston rod relative to cylinder

3.3 速度特性分析

活塞相對(duì)缸筒的速度變化曲線(xiàn)如圖8所示。從圖中可知，車(chē)輛通過(guò)路面障礙時(shí)由于高壓蓄能器的介入作用，兩級(jí)壓力式油氣懸架的活塞相對(duì)速度峰值更大且振蕩衰減更快，1.2 s以后隨著壓力逐漸降低，高壓蓄能器對(duì)系統(tǒng)的影響逐漸減小，兩種懸架的速度變化趨向接近。這表明兩級(jí)壓力式油氣懸架反應(yīng)更靈敏、響應(yīng)時(shí)間更短，可有效防止輪胎跳離地面，使輪胎具有更好的抓地性。

圖8 活塞桿相對(duì)缸筒的速度變化曲線(xiàn)Fig.8 Velocity curve of piston rod relative to cylinder

3.4 加速度時(shí)域變化及頻譜分析

油氣懸架的加速度時(shí)域變化曲線(xiàn)如圖9所示。從圖中可知，兩級(jí)壓力式油氣懸架的加速度峰值為6.948 m·s-2，相比于單氣室油氣懸架的加速度峰值9.402 m·s-2，降低了26.10%。

圖9 加速度時(shí)域變化曲線(xiàn)Fig.9 Acceleration time domain curve

將加速度時(shí)域變化曲線(xiàn)進(jìn)行傅里葉變換，可得如圖10所示的加速度功率頻譜密度曲線(xiàn)。由圖10可知，兩級(jí)壓力式油氣懸架的功率譜密度峰值為0.79 m2·s-3，相比于單氣室油氣懸架的功率譜密度峰值1.09 m2·s-3，降低了27.52%。新型油氣懸架的峰值頻率由原來(lái)單氣室懸架的1.47 Hz降至1.30 Hz。這說(shuō)明改進(jìn)的兩級(jí)壓力式油氣懸架的車(chē)輛行駛平順性得到明顯改善。

圖10 加速度功率頻譜密度曲線(xiàn)Fig.10 Acceleration power spectral density curve

4 結(jié)論

以某礦用自卸車(chē)1/4油氣懸架為模型，在原單氣室油氣懸架基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)了兩級(jí)壓力式油氣懸架，分析研究了在車(chē)輛滿(mǎn)載條件下通過(guò)高度120 mm路面障礙時(shí)的油氣懸架系統(tǒng)輸出特性。由仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析得到：

(1) 改進(jìn)后的兩級(jí)壓力式油氣懸架油缸峰值壓力降低了12.54%；

(2) 兩級(jí)壓力式油氣懸架在車(chē)輛滿(mǎn)載時(shí)的剛度明顯降低，在通過(guò)路面障礙時(shí)，新型油氣懸架活塞壓縮行程的最大位移增加37 mm，更有利于保持車(chē)身姿態(tài)，提高車(chē)輛防側(cè)傾能力；

(3) 兩級(jí)壓力式油氣懸架的車(chē)輛振動(dòng)加速度峰值降低了26.10%，功率譜密度峰值降低了27.52%，峰值頻率由原來(lái)單氣室懸架的1.47 Hz降至1.30 Hz，車(chē)輛行駛平順性得到改善。