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1、越野車油氣懸架系統(tǒng)與其密封的設(shè)計畢業(yè)設(shè)計論文 第一章 緒論 1.1 課題研究的目的和意義 越野車輛是指可在非人工鋪設(shè)道路上行駛的移動機械，其越野性能是越野車輛機動性的一個重要指標，是指車輛在公路之外條件下繼續(xù)行駛的能力，即車輛在復雜路面上的通過性。當今，世界上針對復雜奇異地形環(huán)境下的各類越野車輛層出不窮，以美國、俄羅斯、法國和日本為首的各科技大國己經(jīng)研制出許多種適應于復雜奇異三維地形的行駛機構(gòu)，有的已經(jīng)實際應用在軍用方面。但是，在以往的研究中，考慮具有結(jié)構(gòu)化的運動環(huán)境和地形相對平坦的情形較多，地形因素對越野車輛通過性能的影響相對較小，研究者關(guān)注的重點在于如何改善越野車輛本身性能因

2、素。隨著越野車輛應用領(lǐng)域的擴展，比如安全與搜救車野外作業(yè)車、輕型裝甲車、輕型越野車、無人駕駛偵察車、導彈發(fā)射車、高機動戰(zhàn)術(shù)車、全地形越野車等，其所處的環(huán)境可能是一個未知或不完全可知的危險環(huán)境，既有巖石，又有坑洼，而且也可能是松軟地形、崎嶇不平地形，地質(zhì)條件復雜。在這種非結(jié)構(gòu)化環(huán)境下移動時，環(huán)境地形的復雜性給越野車輛的通過性能帶來很大影響，致使其可能發(fā)生滑移、傾翻等狀況，甚至無常通過，貽誤戰(zhàn)機。 懸架系統(tǒng)作為汽車的重要組成部分，在設(shè)計、使用時有著非常重要的作用。懸架系統(tǒng)應具有承受車身重量;承受并緩和車輛必要的離地間隙等功能。傳統(tǒng)汽車上使用的是由彈簧和阻尼組成的被動懸架。由于其結(jié)構(gòu)簡單、性能可靠

3、，成本低且不需附加能量，因此使用廣泛。但被動懸架的系統(tǒng)特性如彈簧剛度、阻尼系數(shù)都是不可調(diào)的，不能適應各種道路;而且其只能是在滿足主要性能要求的基礎(chǔ)上犧牲次要性能來適應不同的使用要求，不能同時獲得較好的乘坐舒適性和操縱穩(wěn)定性，特別是對于需要經(jīng)常在野外作業(yè)的特種車輛，被動懸架的有限行程與被動適應地面的能力在一定程度上限制了車輛的通過性，影響了車輛的越野性能。因此，世界各國從上世紀50年代開始了主動、半主動懸架的研究。其中主動懸架最早由美國通用汽車公司Federspiel-Labrose教授在1955年提出的。直到20世紀50年代，世界各大著名的汽車公司和生產(chǎn)廠家才競相研制開發(fā)這種懸架系統(tǒng)。TOYO

4、TA、LOTUS、VOVOL、Benz等在汽車上均進行了較為成功的試驗。結(jié)果表明，裝有主動懸架的汽車，即使在崎嶇不平的路面高速行駛時，車身同樣非常平穩(wěn)，輪胎的噪音小，轉(zhuǎn)向和制動時車身保持水平，乘坐非常舒服[70]。隨著液壓技術(shù)的發(fā)展，特別是其在工程車輛底盤上的成功應用，油氣或液壓主動懸架正逐漸受到各國研究人員的重視。1955年，法國Citroen汽車公司就研制出一種液壓空氣懸架系統(tǒng)，可以使汽車具有良好的行駛平順性，但由于其制造工藝復雜，未能普與。1982年，美國LOTUS汽車公司研制出有源液壓主動懸架系統(tǒng)，瑞典VOVOL汽車公司對LOTUS主動懸架系統(tǒng)進行了實驗。1989年，TOYOTA在Ce

5、hca車型上裝置了準主動油氣懸架系統(tǒng)。1990年，日本NISSAN汽車公司在InfiniteQ45轎車上也裝備了液壓主動懸架。采用液壓主動懸架系統(tǒng)的最顯著特點是:減震效果明顯;根據(jù)路面變化，自動調(diào)整車身:根據(jù)不同需要升高或降低車架高度，以增強車輛的通過能力和行駛性能。進入90年代，隨著電液比例控制技術(shù)的發(fā)展與各種主動控制算法的不斷出現(xiàn)等，世界各國相繼研制出了各種液壓主動懸架。1993年，英國LOTUS公司對HMMWV越野車懸架系統(tǒng)進行了改裝。該主動懸架系統(tǒng)采用的是液壓作動器。同時加利福尼亞大學在HMMWV越野車上也試驗了采用預測控制方式的液壓式主動懸架。1995年，加拿大防務(wù)研發(fā)院(DRDC-

6、suffield)應加拿大軍方要求為ILTIS越野車研制了計算機控制的全液壓主動懸架系統(tǒng)，樣車評價試驗由皇家軍事學院完成。該主動懸架使用了4個MOOG-LOTUS伺服控制液壓作動器替代原車輛的減振器，其越障速度明顯提高。2000年，英國防務(wù)評估研究機構(gòu)和Horstman公司共同研制了一套實用的可控液壓主動懸架系統(tǒng)。2002年，普利托利亞大學設(shè)計了一種具有2級阻尼和2級彈簧的液壓氣動元件，并改裝了一臺LandRove:防衛(wèi)者越野車等。由于種種原因，我國的汽車絕大部分采用被動懸架。在液壓主動懸架的研究方面起步較晚，與國外的差距大。進入21世紀后，一些高校才正式對液壓主動懸架陸續(xù)展開研究工作。 液

7、壓懸架之所以越來越受到重視，主要是由于電液控制系統(tǒng)中的液壓元件具有比功率大，可以構(gòu)成體積小、重量輕、響應速度快的大功率控制單元;液壓控制系統(tǒng)的負載剛性大，精度高;系統(tǒng)可以安全并快速地實現(xiàn)頻繁的帶負載起動和制動，進行正、反向直線或回轉(zhuǎn)運動和動力控制;且由于使用不可壓縮的油液，故其響應的靈敏度較大學博士學位論文高等優(yōu)點。并且隨著時代的發(fā)展，人類對探知野外自然環(huán)境的渴求與對高機動化作戰(zhàn)部隊的要求越來越高，液壓主動懸架必然會成為懸架系統(tǒng)的發(fā)展趨勢。 有液壓的懸架，就存在密封的問題，液壓主動懸架的發(fā)展，必然存在其密封技術(shù)的相應發(fā)展。密封技術(shù)的發(fā)展，也推動液壓主動懸架的發(fā)展。所以本項目有廣泛的應用前景。

8、 1.2 油氣懸架概述 1.2.1 油氣懸架的分類 油氣懸架有多種形式。 按單缸蓄能器形式，分為成單氣室、雙氣室、兩級氣壓式等；按車橋各懸架缸是否相連可分為獨立式和連通式；按車輛行駛過程中懸架控制是否需要外部能量輸人分為被動油氣懸架、半主動懸架和主動懸架。 按整體結(jié)構(gòu)型式，工程車輛上采用的油氣懸架系統(tǒng)主要有獨立式和互聯(lián)式兩種，如圖1所示?；ヂ?lián)式油氣懸架各懸架缸的油液通過液壓軟管相連，氣腔氣體壓強基本不變，能夠自動平衡各車橋的軸荷，這種形式油氣懸架系統(tǒng)常用于汽車起重機，而自卸汽車則較多采用獨立式油氣懸架。 按油氣是否分隔，油氣懸架分為油氣分隔式和油氣不分隔式（或稱之油氣混合式），

9、而油氣分隔式又分為活塞隔離式和氣囊隔離式。由于隔離式蓄能器具有防止油液乳化、便于充氣、易于控制充氣壓力等特點，得到較為廣泛的應用。同時，活塞式蓄能器一般與懸架缸固定連接在一起，存在結(jié)構(gòu)復雜、體積大、安裝空間較大等缺點：而皮囊式蓄能器既可做成與懸架缸固定連接的方式，也可使用液壓軟管或鋼管分開連接，具有較大的靈活性，使用更為廣泛。 a)獨立式油氣懸架 b)互聯(lián)式油氣懸架 圖1.1 油氣懸架的結(jié)構(gòu)形式 另外,按油氣懸架氣室的數(shù)目,可分為單氣室、雙氣室、兩級壓力室等類型。單氣室和雙氣室蓄能器油氣懸架都是通過氣體壓縮起緩沖作用（類似減振彈簧），通過液體從阻尼孔流動產(chǎn)生的阻尼力有效衰減

10、振動（類似減振器）。 1.2.2 油氣彈簧的基本結(jié)構(gòu)和原理 圖2為單氣室懸架液壓缸的結(jié)構(gòu)，在活塞桿的部有一個空腔，該腔通過數(shù)個阻尼孔和單向閥將液壓缸的大、小腔（A、B腔）溝通，蓄能器通過管路與液壓缸的大腔相通。當車輛受到不平路面激勵時，活塞與活塞桿組件會相對于缸筒作往復運動，若活塞與活塞桿相對缸筒收縮，則A腔的油液受到壓縮而向兩個方向移動：一是進一步壓縮蓄能器部的氣體而進入蓄能器；二是通過阻尼孔和單向閥而進入B腔。若活塞與活塞桿相對缸筒伸，則B腔的油液受到壓縮，迫使B腔的油液通過阻尼孔向! 腔流動（此時單向閥處于關(guān)閉狀態(tài)），同時因! 腔增大的體積大于B腔縮小的體積，結(jié)果會導致蓄能器的部分

11、油液在氣體壓力作用下進入A腔。 圖1.2單氣室懸架液壓缸的結(jié)構(gòu) 在前一種情形下，因單向閥開啟，活塞與活塞桿組件相對缸筒運動時受到的阻尼力較小，這相當于傳統(tǒng)懸架中的彈簧作用；在后一種情形下，因單向閥關(guān)閉，活塞與活塞桿組件相對缸筒運動時受到的阻尼力較大，這相當于傳統(tǒng)懸架中的減振器作用。 圖3所示的油氣懸架缸結(jié)構(gòu)是雙氣室結(jié)構(gòu)，液壓缸的部有A、B、C三個油腔，C腔一方面通過數(shù)個阻尼孔和單向閥與B腔相通，另一方面還通過管路與左蓄能器相通，A腔通過管路僅與右蓄能器相通。當活塞與活塞桿相對缸筒收縮時，A腔的油液會受到壓縮而進入右蓄能器，C腔的油液因B腔容積增大而受到左蓄能器氣體壓縮進而通過阻尼孔和

12、單向閥進入B腔；相反地當活塞與活塞桿相對缸筒伸時，B腔的油液因受到壓縮而通過阻尼孔進入左蓄能器，右蓄能器的油液因A腔容積增大而受到右蓄能器氣體壓縮進而進入A腔。與單氣室懸架液壓缸情形類似，在前一種情形下，因單向閥開啟，活塞與活塞桿組件相對缸筒運動時受到的阻尼力較??；在后一種情形下，因單向閥關(guān)閉，活塞與活塞桿組件相對缸筒運動時受到的阻尼力較大。 圖1.3 雙氣室懸架液壓缸的結(jié)構(gòu) 第二章 文獻綜述 2.1 國外對于油氣懸架的研究現(xiàn)狀 2.1.1國外研究現(xiàn)狀 國外學者在對油氣懸架系統(tǒng)進行開發(fā)的過程中，對其結(jié)構(gòu)型式與性能進行了大量的理論分析和試驗研究，取得了很多成果。目前已經(jīng)發(fā)

13、展到主動懸架的初步應用階段，開發(fā)了一些采用主動油氣懸架控制的產(chǎn)品，應用圍也大為拓寬。當前對油氣懸架的研究主要集中在2個方面： (1)建立新型合理的油氣懸架的數(shù)學模型。 主要的研究思路是把具有非線性特性的彈性元件如懸架油缸和對非線性的影響因素如油液、高壓空氣的壓縮膨脹、非線性阻尼、剛度特性納入到數(shù)學模型中，使得理論懸架系統(tǒng)符合實際，成為非線性系統(tǒng)。 目前建立數(shù)學模型的方式可以分為參數(shù)化和非參數(shù)化。由于參數(shù)化建模方法建立的模型能比較精確地用于描述其部工作狀態(tài)，每個參數(shù)都有明確的物理意義，適合于油氣懸架缸自身特性的研究，故參數(shù)化的設(shè)計方式較非參數(shù)化設(shè)計具有一定的優(yōu)勢。上世紀90年代開始，Kwa

14、ngjinLee和Concordia大學的研究人員先后建立了單筒單氣室油氣懸架缸的參數(shù)化計算模型和油氣懸架缸的非線性模型，采用基于能量的頻率相關(guān)等效線性化技術(shù)，建立了油氣懸架缸的等效線性參數(shù)化模型，利用參數(shù)化分析技術(shù)確定了影響油氣懸架系統(tǒng)性能的主要因素，并通過參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計來改進系統(tǒng)的性能。MDI公司開發(fā)的專業(yè)機械動力學軟件ADAMS，為非線性和參數(shù)化設(shè)計提供了一個很好的平臺，使數(shù)學模型的建立更加方便和可靠但是由于非線性系統(tǒng)結(jié)構(gòu)十分復雜，各種分析方法和識別方法有各自的特點和局限性，國外學者建議把參數(shù)化和非參數(shù)化建模方法結(jié)合起來對油氣懸架缸進行準參數(shù)化建模研究，如可以用實測的閥孔孔口壓差流量關(guān)系

15、來描述油氣懸架缸部孔口出流系數(shù)，而其它部分是基于有關(guān)物理定律建立的參數(shù)化模型，這樣就大大簡化了建模的復雜性，減少了非線性模型計算的誤差。 （2)新型結(jié)構(gòu)形式的油氣懸架的開發(fā)和主動控制策略的研究。 新型結(jié)構(gòu)形式的油氣懸架的開發(fā)，主要是對半主動和主動油氣懸架的開發(fā)應用。利用油氣懸架的阻尼相對剛度易調(diào)的優(yōu)勢，調(diào)節(jié)阻尼實現(xiàn)懸架的半主動控制和主動控制。如圖3是半主動控制的原理圖，控制單元對各類傳感器采集來的信號進行處理，再通過調(diào)節(jié)阻尼閥口大小，改變油缸和蓄能器之間的阻尼力，實現(xiàn)懸架輸出力半主動控制。主動懸架則需要另加動力元件如液壓油泵等，油液通過伺服閥再進入液壓缸，實時控制懸架輸出力。 圖2.

16、1 半主動控制原理圖 在主動控制策略研究方面，主要有最優(yōu)控制理論方法、自適應控制方法、基于神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的控制方法和模糊控制方法等。但是基于這些控制策略而設(shè)計的主動懸架，普遍成本高、可靠性差，目前僅用于高檔轎車、賽車與重要的載重車輛上。因此，當前的研究重點是如何降低成本，減少能量消耗和附加重量，設(shè)計成本合理的元件和控制系統(tǒng)，從而提高安全性與可靠性。 2.1.2國研究現(xiàn)狀 國研究人員從20世紀80年代開始對油氣懸架進行關(guān)注。1984年重型汽車廠測繪了國外的單氣室油氣懸架，并應用于重型汽車廠生產(chǎn)的SH380、SH382礦用自卸車上，但因其密封性和可靠性等原因沒能得到廣泛應用。 20世紀90年代

17、我國一些企業(yè)引進了具有油氣懸架系統(tǒng)的工程車輛，此后形成了油氣懸架技術(shù)研究的高潮，國一些高校亦開始研究油氣懸架技術(shù)。同時，徐重、中聯(lián)浦沅、重汽集團等企業(yè)也正在對油氣懸架系統(tǒng)進行不同方面的理論分析和試驗研究設(shè)計。國基于油氣懸架的研究主要集中在以下幾個方面： (1) 油氣懸架的剛度與阻尼特性的仿真研究。 國學者對這方面研究得最多，主要是油氣懸架的剛度和阻尼的非線性特性的仿真建模定性分析與對整車行駛平順性能的評價指標分析。主要的軟件工具是MATLAB中的SIMULINK模塊，如設(shè)計平衡懸架來達到整車剛度可變，實現(xiàn)改善車身傾側(cè)性能。但是多數(shù)研究缺乏對懸架系統(tǒng)特性的定性和定量的分析與試驗對模型的修正。

18、 (2)特定車型(多為引進)的油氣懸架系統(tǒng)的仿真與特性分析。 徐重、中聯(lián)浦沅等國企業(yè)進行了測繪和仿真特性研究，并建立了試驗平臺，在試驗的基礎(chǔ)上，改進自身產(chǎn)品。國部分高校也開始采用ADAMS軟件建立參數(shù)化油氣懸架機械模型，并將液壓系統(tǒng)納入模型，通過有限元分析軟件建立油氣懸架的柔性力學模型和振動模型，進行了一些靜力學和動力學分析，同時對懸架結(jié)構(gòu)進行了初步的優(yōu)化設(shè)計，但應用較少，還處于研究階段。 (3)新型結(jié)構(gòu)形式油氣懸架的開發(fā)與研究。 該項研究目前多集中于科研院所。圖4是某種車用可控剛度油氣懸架設(shè)計模型。采用了主、副2個儲氣室，副儲氣室的預充氣壓力高于主儲氣室且高于靜平衡位置時的油氣彈簧工

19、作壓力，ECU通過傳感器采集油氣懸架工作壓力等信號，根據(jù)車輛行駛狀態(tài)的判斷來確定開關(guān)閥打開與否，控制懸架的剛度隨著車身狀態(tài)而相應改變，控制懸架輸出力。 圖2.2 半主動油氣懸架工作原理示意圖 目前，國的油氣懸架技術(shù)在產(chǎn)品上的應用種類還比較少，主要集中在少數(shù)工程特種車輛上，如徐重QAY系列全地面起重機、礦用自卸車與軍事特種車輛等。產(chǎn)品性能如可靠性、可操作性、行駛平順性等和國外同類型產(chǎn)品相比，還存在較大的差距。而且采用半主動、主動控制的產(chǎn)品較少，目前只出現(xiàn)于重型越野車上。 2.2 工程車輛油氣懸架系統(tǒng)的研究趨勢 油氣懸架系統(tǒng)是以液壓傳動、控制技術(shù)和電子技術(shù)為基礎(chǔ)的綜合系統(tǒng)，油氣懸架

20、元件、結(jié)構(gòu)和控制技術(shù)的進一步研究應用是推進油氣懸架基礎(chǔ)研究的關(guān)鍵，是實現(xiàn)主動、半主動油氣懸架控制的基礎(chǔ)。 2.2.1 建模方法與性能研究 車輛油氣懸架系統(tǒng)是非線性的，根據(jù)不同的目的，建立油氣懸架的復雜非線性數(shù)學模型或者線性化作為線性數(shù)學模型，才能用于油氣懸架的性能分析與參數(shù)設(shè)計。因此，建立符合懸架系統(tǒng)實際工況，便于分析、計算的數(shù)學模型一直是油氣懸架系統(tǒng)動力學研究的基礎(chǔ)和重要容。油氣懸架缸數(shù)學模型可以分為參數(shù)化和非參數(shù)化模型，如何建立油氣懸架數(shù)學模型是目前的研究熱點。 Moulton A.E對油氣懸架乘坐舒適性和行駛穩(wěn)定性進行了研究，建立了互聯(lián)式油氣懸架系統(tǒng)的4自由度物理模型，并進行油氣

21、懸架系統(tǒng)靜態(tài)和動態(tài)特性分析，通過仿真證明互聯(lián)式油氣懸架系統(tǒng)可以提高車輛的抗側(cè)傾能力，改善懸架的阻尼特性。 Belingardi G利用功率鍵合圖法，把機械系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)統(tǒng)一到一個系統(tǒng)狀態(tài)方程，建立多軸汽車起重機油氣懸架系統(tǒng)模型。Konenrad根據(jù)獨立式油氣懸架缸的部結(jié)構(gòu)，提出首先利用有關(guān)物理定律建立油氣懸架缸初始模型，然后通過試驗數(shù)據(jù)對模型參數(shù)進行識別研究，進而建立油氣懸架缸參數(shù)化數(shù)學模型。 Concordia大學的Frank考慮了氣體的多變過程$孔口紊流出流方程與庫倫摩擦力等非線性因素，對油氣懸架缸的動力學特性進行分析，建立了油氣懸架缸的非線性模型。 水運工程學院又同教授較早提出利用

22、示功圖辨識油氣懸架系統(tǒng)模型。1998年理工大學春明利用功率鍵合圖法建立了描述全路面汽車起重機互聯(lián)式油氣懸架系統(tǒng)的動態(tài)模型，仿真分析了車輛在路面不平度激勵下的振動響應。2005,年交通大學濤等對油氣懸架系統(tǒng)進行了非線性模型的建立，以此為基礎(chǔ)對非線性懸架系統(tǒng)的特性進行研究。 到目前為止，只有很少的非線性系統(tǒng)隨機振動問題有精確解。油氣懸架在路面不平度激勵下的響應與其振動求解問題研究是一個熱點。褚亦清較早地將油氣懸架系統(tǒng)作為兼有平方和立方項的2自由度非線性系統(tǒng)，借助攝動理論，求出系統(tǒng)對于簡諧振動的周期解與頻響關(guān)系。樹平利用非線性隨機振動理論對所研究的非線性油氣彈簧模型進行了統(tǒng)計線性化分析，得到了統(tǒng)計

23、意義下的線性化數(shù)學模型以與等效線性化剛度系數(shù)和線性化阻尼系數(shù)的計算公式。 2.2.2 半主動控制技術(shù)研究 在半主動懸架的實現(xiàn)方法上，通常采用懸架阻尼的控制，如根據(jù)車輛的運動狀態(tài)來進行阻尼實時調(diào)節(jié)。這是一種比較理想的調(diào)節(jié)方式，靈活性大，但實現(xiàn)困難。在理論上，非線性系統(tǒng)的隨機控制目前還是一個有待解決的難題，另外，系統(tǒng)要求阻尼變化的響應快(一般在20Hz以上)，需要高頻響的執(zhí)行元件。根據(jù)路面隨機激勵的統(tǒng)計特性來調(diào)節(jié)懸架的阻尼，則可以減少系統(tǒng)對執(zhí)行元件的頻響要求，這種調(diào)節(jié)方式分為有級調(diào)節(jié)和無級調(diào)節(jié)兩種方式。 國外研究人員對油氣懸架半主動懸架進行了大量的研究，Margolis提出的開關(guān)控制是一種

24、分級控制，Moran和Yoshimura等人提出了神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制和模糊控制，Deprez K利用全局最優(yōu)策略對半主動懸架系統(tǒng)進行了振動性能提高的研究，這些控制策略對油氣懸架的性能均有不同程度的改善，特別是最優(yōu)預見控制和模糊控制策略得到較深入的研究。 2.2.3 新結(jié)構(gòu)新技術(shù)的試驗與應用研究 國外研究者在對油氣懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進行開發(fā)應用的同時，對其性能進行了大量的理論分析和試驗研究，并取得了很大的進展，一些研究成果已經(jīng)在工程實際中得到了應用。 車身高度調(diào)節(jié)是油氣懸架的優(yōu)點，是油氣懸架研究的一項關(guān)鍵技術(shù)，直接影響汽車的越野性能和通過性。日本岡野克彥提出一種高度調(diào)節(jié)技術(shù)，應用于日本加滕KATO

25、200t 6軸汽車起重機上。該車不僅能手動設(shè)定車身的高度，而且在設(shè)定一定高度后，系統(tǒng)能檢測車身的高度變化并自動維持在設(shè)定的高度上。 對多軸車輛懸架系統(tǒng)來說，一個重要任務(wù)就是要保證車輛在不平路面上行駛時，所有的車輪同時接觸地面，不允許出現(xiàn)車輪懸空現(xiàn)象或者各車輪間的垂直載荷分配發(fā)生大的改變。油氣彈簧平衡懸架可選左右油氣彈簧連通$同側(cè)油氣彈簧連通以與油氣彈簧分組連通等多種方式。在KATO 200t 6軸汽車起重機中，將1/2軸，3、4軸，5、6軸的油氣懸架缸分為3組，每組中縱向相鄰的2個油氣懸架缸的氣室連通，并可以通過一個開關(guān)閥的控制與另一側(cè)2個油氣懸架缸的氣室連通，還可以通過檢測各油氣懸架缸的壓

26、力來控制各油氣懸架缸的運動，從而達到平衡負載的效果。 2000年,浙江大學吳仁智對利勃海爾LTM1032型汽車起重機建立了雙氣室油氣懸架缸的數(shù)學模型，進行了計算機仿真和試驗研究2003年，大學登峰利用實際氣體狀態(tài)方程建模，在考慮溫度變化對油氣懸架缸的影響的情況下，對油氣混合式懸架缸進行了試驗研究，進一步為油氣懸架系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計與性能評估提供了有效方法。 2.3 本課題主要研究容和目標 懸架系統(tǒng)作為汽車的重要組成部分，在設(shè)計、使用時有著非常重要的作用。懸架系統(tǒng)應具有承受車身重量;承受并緩和車輛必要的離地間隙等功能。 油氣懸架系統(tǒng)的最顯著特點是:減震效果明顯;根據(jù)路面變化，自動調(diào)整車身:

27、根據(jù)不同需要升高或降低車架高度，以增強車輛的通過能力和行駛性能，液壓控制系統(tǒng)的負載剛性大，精度高;系統(tǒng)可以安全并快速地實現(xiàn)頻繁的帶負載起動和制動，進行正、反向直線或回轉(zhuǎn)運動和動力控制;且由于使用不可壓縮的油液，故其響應的靈敏度較高等優(yōu)點。并且隨著時代的發(fā)展，人類對探知野外自然環(huán)境的渴求與對高機動化作戰(zhàn)部隊的要求越來越高，液壓主動懸架必然會成為懸架系統(tǒng)的發(fā)展趨勢。 越野車油氣懸架系統(tǒng)與其密封的設(shè)計主要容包括：越野車油氣懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式與原理的選擇；油氣懸架系統(tǒng)運動學，動力學，液壓系統(tǒng)的分析計算；越野車油氣懸架系統(tǒng)與其密封的設(shè)計。 通過畢業(yè)設(shè)計，設(shè)計出是越野車在崎嶇不平的路面高速行駛時，車身同

28、樣非常平穩(wěn)，輪胎的噪音小，轉(zhuǎn)向和制動時車身保持水平，乘坐非常舒服，密封的設(shè)計，保證10萬公里的壽命，零泄漏。 第三章 油氣懸架的特點、應用與主要技術(shù)性能 3.1 油氣懸架的特點 3.1.1 油氣懸架的優(yōu)點 (1)油氣懸架以油液傳遞壓力，以惰性氣體(通常為氮氣)作為彈性介質(zhì)，懸架缸部的節(jié)流孔、單向閥等代替了通常的減振器元件，使油氣懸架集彈性元件和減振器功能于一體，徑向尺寸小，對整車的布置有利。 (2)油氣懸架具有變剛度特性，即剛度隨著簧載質(zhì)量的增加而增加，既能提高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)懸架被擊穿的情形。 (3)安裝油氣懸架的車輛可得到較低

29、的固有振動頻率，從而改善駕駛員的勞動條件和提高平均車速。 (4)改變懸架缸的充油量和蓄能器氣體的壓力可得到不同的變剛度特性，從而可以使油氣懸架的主要部件在不同噸位的汽車上通用。 􀀁􀀁(5)裝有油氣懸架系統(tǒng)的車輛便于實現(xiàn)車身高度的調(diào)節(jié)。 􀀁􀀁(6)油氣懸架的彈性元件與鋼板彈簧、螺旋彈簧等其他彈性元件相比較還有結(jié)構(gòu)緊湊、承載能力大、本身重量輕(可比鋼板彈簧輕50%，比扭桿彈簧輕20%)、緩沖減震性能好等優(yōu)點，特別適合于重型車輛。 3.1.2 油氣懸架的缺點 􀀁􀀁(1)油、氣的密封

30、性能要求高，因而加工、裝配要求高。 􀀁􀀁(2)維修、維護比較困難，并需配備一定的專用設(shè)備。 3.2 油氣懸架的應用 由于油氣懸架的以上優(yōu)點，國外的汽車大公司、研究單位都非常重視油氣懸架的開發(fā)和研究。美國WABCO（威斯汀豪斯氣制動公司）從1957年起就開始設(shè)計，生產(chǎn)HAUL-PAK Hydrair系列車輛油氣懸架。目前，國外在重型汽車、自卸車、起重車上采用油氣懸架已相當普遍，甚至在轎車上已逐漸采用油氣懸架。 目前，油氣懸架應用的主要領(lǐng)域有以下幾個方面： （1） 軍用車輛 意大利生產(chǎn)的“半人馬座”輪式裝甲車、法國生產(chǎn)的AMX-10RC輪式輸送車、

31、瑞士生產(chǎn)的“鋸脂鯉”(Piranha)輪式坦克，有4x4，6x6, 10x10輪多種型式。 （2） 全地面起重機 德國利勃海爾公司生產(chǎn)的LTM系列起重機、美國格魯夫公司生產(chǎn)的GMK系列起重機、日本鋼鐵株式會社生產(chǎn)的RK系列起重機、徐重型機械廠生產(chǎn)的QAY25起重機。 （3）鏟運機械 美國卡特彼勒公司生產(chǎn)的TS-24B自行式鏟運機。 （4） 輪式挖掘機 日本日立建筑機械生產(chǎn)的10噸輪式挖掘機。 （5） 礦用自卸車 美國卡特彼勒（Caterpillar）公司的Cat789型大型礦用自卸車、瑞典沃爾沃（Volvo）公司的VME R90型大型礦用自卸車、重型汽車制造廠SH380、SH

32、382型大型礦用自卸車等。 （6）其他車輛 第四章 油氣懸架系統(tǒng)設(shè)計 4.1 油氣懸架系統(tǒng)原理圖 圖4.1 油氣懸架系統(tǒng)原理圖 上圖4.1為油氣懸架系統(tǒng)原理圖。 1.控制單元一　 2.蓄能器 3.控制單元二　4.氣控閥組 5.懸架油缸 4.2 油氣懸架實現(xiàn)主要功能的過程與相應用途 （1）剛性閉鎖：當電磁閥Y1至Y16均處于失電狀態(tài)時，電磁閥與氣控閥均處于彈簧作用腔，相應油路為截止狀態(tài)，懸架油缸的大腔與蓄能器連接斷開，此時盡管懸架油缸的小腔仍與蓄能器相連，但由于油液的不可壓縮性（極小壓縮量），懸架油缸不能產(chǎn)生伸縮運動，整個懸架機構(gòu)處于剛性狀態(tài)。若在懸架油缸的小腔與蓄

33、能器之間增加氣控閥，則可使懸架油缸的剛性鎖定更加可靠，同時控制單元一、二中的氣控閥亦可用一樣功能的電磁閥替換。因剛性閉鎖時車輛震動所產(chǎn)生的能量只能由車輪吸收，故此功能只有在車輛停駛或極低車速時才能使用。通過電氣控制還可使底盤停駛特別是長時間停駛時油氣懸架處于剛性閉鎖狀態(tài)，這將大大提高懸架機構(gòu)的壽命。剛性閉鎖功能應用在坦克與導彈發(fā)射車上可大大減小炮彈發(fā)射時發(fā)射裝置的后座量，從而提高炮彈的命中精度。 （2）彈性承載：當電磁閥Y1 至Y12 、Y15 與Y16 均失電處于彈簧作用腔而截止，Y 1 3 得電，控制單元一、二中的氣控閥接通時，一側(cè)懸架油缸的大、小油腔分別與另一側(cè)懸架油缸的小、大油腔互相

34、溝通，且與相應的蓄能器相相連，懸架油缸可自由伸縮并壓縮蓄能器氮氣，起到緩沖和吸收振動能量的作用，整個懸架機構(gòu)既處于剛性狀態(tài)。當懸架機構(gòu)處于彈性承載狀態(tài)時，因同一軸兩側(cè)的油缸油腔相互串連，此時若車輛轉(zhuǎn)彎而使兩側(cè)車輪的載荷發(fā)生變化，則載荷增大側(cè)的懸架壓縮，其懸架油缸大腔壓力增大，因該腔與另一側(cè)懸架油缸的小腔相連，故另一側(cè)懸架油缸的小腔的壓力亦隨之增大，這樣另一側(cè)懸架也相應地壓縮，降低了車輛的側(cè)傾角，從而能保證車輛具有良好的行駛穩(wěn)定性。若將此連接用于車輛的前后軸上，則可車輛獲得良好的抗點頭性能。 （3）升降功能：當電磁閥Y13 得電，控制單元一、二中的氣控閥接通時，同時接通Y2、Y4、Y6、Y8、

35、Y10、Y12 （或Y1、Y3、Y5、Y7、Y9、Y11），則可實現(xiàn)車架的整體升高（或降低）。若同時接通Y 2 、Y 6 、Y 1 0 （或Y1、Y5、Y9），則可實現(xiàn)該側(cè)車架的升高（或降低）。若同時接通前軸懸架控制單元中相應的電磁閥，則可實現(xiàn)車架的前高后低（或前低后高）。故此功能可大大提高車輛的通過性能參數(shù)，如接近角、離去角與最小離地間隙等，同時也可以滿足車輛在特殊路面上的側(cè)傾要求。若在懸架油缸上裝上檢測開關(guān)，通過檢測懸架油缸的工作長度信號并采用計算機技術(shù)來控制控制單元中相應的電磁閥動作，則可實現(xiàn)車輛任意設(shè)定高度與傾角的自動調(diào)整工作，這將使得車輛具有采用板簧懸架系統(tǒng)所無法實現(xiàn)的主動懸架的功能

36、，因此，油氣懸架技術(shù)已不是一般意義上的被動懸架。 （4）軸荷平衡：當懸架處于彈性承載狀態(tài)時，電磁閥Y 1 4 得電，通過控制單元二中氣控閥的接通，一二軸與三四軸的懸架油缸油路在節(jié)流作用下接通，其部的壓力得到平衡，因此一、二、三、四軸的軸荷也相應地得到平衡，此功能應用在多軸車輛的軸荷平衡上比采用機械平衡的板簧懸架具有明顯的優(yōu)勢。 （5）車軸提升：當電磁閥Y13 失電時，接通電磁閥Y6與Y 8 ，可實現(xiàn)三、四軸的提升離地，此時車輛只有一二五六軸著地。當電磁閥Y 1 3 得電時，接通電磁閥Y 1 5 與Y 1 6 ，可實現(xiàn)三、四軸的下放著地。在三四橋提升離地的狀態(tài)下，車輛可實現(xiàn)增加一二五六驅(qū)動軸

37、的附著力與配合其他特殊工況。車軸提升功能應用在兩棲坦克上還可實現(xiàn)當坦克在海上行進時提升履帶底板，從而達到大大減小航行時海水的阻力，提高坦克航行速度的目的。 第五章 帶反壓氣室油氣彈簧理論模型和結(jié)構(gòu)設(shè)計的關(guān)鍵問題 5.1 概述 油氣懸架的關(guān)鍵部件油氣彈簧，是以可壓縮的氣體作為氣體彈簧和減震元件合在一起的彈性元件。油液作為中間介質(zhì)，起傳遞作用力和衰減震動的作用。具有非線性的工作特性，隨著所傳遞作用力的增加，剛度也急劇增大，這樣就避免了非懸掛部分對車體的撞擊，大大提高了車輛的行使平順性。與汽車鋼板彈簧相比，油氣彈簧為變剛度彈簧，可通過調(diào)整蓄能器的壓力改變彈簧特性，使油氣懸架具有極好的行駛平

38、順性。并且可改變車架高度和傾角，提高通過能力，還可鎖住懸架系統(tǒng)。油氣彈簧憑借其優(yōu)越的非線性特性和良好的減振性能，在各種車輛上的應用越來越廣泛。隨著人們要求的不斷提高，增加車輛載荷、提高車輛行駛速度，改善油氣彈簧在更高壓力下作業(yè)的動態(tài)密封性能，延長其使用壽命和準確設(shè)計其減振性能參數(shù)，已經(jīng)成為研究油氣彈簧系統(tǒng)的主要問題。本文主要針對帶有反壓氣室的油氣彈簧進行研究。 5.2 帶反壓氣室的油氣彈簧理論模型 1—活塞； 2—單向閥； 3—阻尼孔； 4—活塞桿 5—上蓄能器； 6—下蓄能器； 7—液壓缸筒 圖 5.1 帶反壓氣室油氣彈簧簡化示意圖 本文對獨立式油氣懸架的帶反壓氣室油氣彈簧系

39、統(tǒng)進行簡化，可得到圖 5.1 所示為油氣彈簧系統(tǒng)簡化示意圖，它主要由上下兩個蓄能器和一個液壓缸組成。液壓缸中包含三個油腔 A、B、C 腔，都充滿油液，A 腔油液在活塞 1 的作用下與 B 腔和 C 腔相隔離，而其他兩個腔 B、C 油液通過單向閥 2與阻尼孔 3 相連通。兩個蓄能器 D 和 E 分別連通與 B 腔和 A 腔，蓄能器充有高壓氮氣，高壓氮氣通過氣囊與油液相隔離。 油氣懸掛系統(tǒng)在工作過程中可分為壓縮行程和復原行程兩個部分。當活塞向下運動時，即壓縮行程，活塞桿向下運動，C 腔油液壓力下降，C 腔體積變大，需要通過單向閥 2 和阻尼孔 3 將 B 腔的油液補償給 C 腔，同時蓄能器 D

40、的油液也在高壓氮氣的壓力作用下壓入 B 腔。而此時 A 腔油液壓力升高，其油液向蓄能器 E 中壓入，使蓄能器 E 的氮氣因壓縮而壓力增大。復原行程，即活塞桿向上運動的過程，此過程與壓縮行程原理基本相反。A 腔油液壓力降低，蓄能器 E 腔的油液在高壓氮氣的壓力作用下補給 A 腔，另外 C 腔油液的壓力升高，其腔油液通過阻尼孔 3 壓入 B 腔，由于 B 腔與蓄能器 D 相通，其油液被壓入蓄能器 D 腔，此時蓄能器 D 的氮氣因被壓縮而壓力增大。 車輛行駛在路面起伏時，活塞在缸筒也隨之上、下運動。這樣，在壓力差的作用下，使得 B、C 兩腔的油液通過一些阻尼孔和單向閥往復地傳遞和補償。但由于具有壓

41、力差的油液在通過阻尼孔和單向閥孔傳遞和補償時消耗能量，衰減了汽車的振動，因此這一過程就形成了油氣彈簧系統(tǒng)的阻尼特性。而與上下油腔相連的蓄能器 D、E 均充滿高壓氮氣并且封閉，通過氣體的彈性變形來承受外力和車輛載荷，由此減輕了地面對車輛的沖擊，這就是油氣彈簧系統(tǒng)的彈性特性形成的過程。 5.3 帶反壓氣室油氣彈簧的物理模型 為了簡潔地表示所設(shè)計的帶反壓氣室油氣彈簧結(jié)構(gòu)，繪制了如圖 5.2 所示標有一些主要尺寸的簡易結(jié)構(gòu)圖。 圖5.2 帶反壓氣室油氣彈簧結(jié)構(gòu)簡圖 5.4 主要基本尺寸的確定 為設(shè)計方便，通過參考相關(guān)資料，預設(shè)，=140mm ，=110mm ，行程L=800mm ，

42、則 C腔圓面積： ==0.015386 A腔圓環(huán)面積：==0.0058875 面積差： =-=0.0094985 假設(shè)當主活塞移動到最大壓縮行程的極限位置時，則 C 腔的油液變化量全部流入蓄能器 D，那么，蓄能器 D 的初始體積應該滿足要求>，即>0.0123。這里初設(shè)蓄能器 D 的初始體積=0.015=15L。 假設(shè)當主活塞移動到最大拉伸行程的極限位置時，則 A 腔的油液變化量全部流入蓄能器 E，那么，蓄能器 E 的初始體積應該滿足要求>，即>0.00471。這里初設(shè)蓄能器 E 的初始體積=0.006=6L。 若取=146mm ,則==,==900mm ： 若取=80

43、mm ,則==0.005024,==1195mm 。 以上各計算參數(shù)在以后的特性仿真過程中將進行調(diào)整，以達到使用要求。 5.5 研究油氣彈簧結(jié)構(gòu)的關(guān)鍵問題 5.5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計與制造技術(shù)要求 為了確保系統(tǒng)密封可靠、運動靈活、拆裝方便，油氣彈簧合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計和嚴密的制造技術(shù)具有十分重要作用。以下幾點應該特別注意： (1)外缸筒相對滑動部分的配合間應隙嚴格遵守密封件間隙要求。 (2)注意相對滑動的外配合表面粗糙度誤差要求：外圓表面輪廓算術(shù)偏差 Ra≤0.4μm ；孔表面輪廓算術(shù)偏差 Ra≤0.5μm。 (3)外相對滑動的配合部分表面圓柱度按要求在 7 級以上。 (4)密封件安

44、裝時，缸筒初始接觸處零件端頭應保持約 15 度的倒角；圓柱面和倒角相交處應選用圓弧過渡；防止損壞密封件，影響整體構(gòu)件的正常運轉(zhuǎn)。 (5)所有零件要拋光去毛刺，存留的雜質(zhì)和污物應清理干凈。 (6)保持工具表面清潔、光滑，防止腐蝕；安裝時，密封件應該涂以潤滑劑，以便安裝和拆卸。 5.5.2 導向長度的設(shè)定 系統(tǒng)往復運動時，油氣彈簧的導向結(jié)構(gòu)起導向支撐作用，承受外力作用在活塞桿上時引起的沖擊、振動和彎曲，同時導向結(jié)構(gòu)也影響著油氣彈簧的性能。 在油氣彈簧的設(shè)計中，彈簧缸的最大工作行程，可根據(jù)工作機械動作要求所決定的彈簧缸最大和最小極限位置長度來確定。若用和分別表示彈簧缸的最大和最小極限位置

45、長度，則根據(jù)其差值=-，即得彈簧缸的最大工作行程。 彈簧缸的最小導向長度，是指當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中心到導向套滑動面中點的距離，用 H 表示，如圖 5.3 所示。如果導向長度過短，將使油氣彈簧因配合間隙引起的初始撓度增大，影響穩(wěn)定性。但導向長度往往受到結(jié)構(gòu)的限制，所以設(shè)計中必須確保一定的最小導向長度。 圖5.3 導向部分 一般來說，彈簧缸的最小導向長度 H 應該滿足下式要求： （mm） 式中：L－油氣彈簧的最大行程（㎜）； D－彈簧缸直徑（㎜）。 根據(jù)圖示，導向結(jié)構(gòu)中 A 和 B 兩部分的長度可以相等，也可以不等，一般其取值為：在缸筒徑D ≤80m

46、m時，取缸筒徑D的 0.6~1.0 倍；在缸筒徑D >80mm時，則取活塞桿直徑d的 0.6~1.0 倍。因此，取A=B=110mm。 5.5.3 確定阻尼孔徑 油液經(jīng)過阻尼孔時產(chǎn)生熱量，加之密封件與缸筒之間的摩擦力作用，就了形成油氣彈簧的阻尼作用。但油液運動的過程想當復雜，摩擦力的計算也存在誤差。如何確定阻尼孔的尺寸，保證一定的精確度是研究油氣彈簧阻尼作用的難點。通常需要做大量的臺架試驗來確定阻尼孔徑。 (1) 最小二乘法估算線性阻尼系數(shù) 在確定阻尼孔徑的過程中，臺架試驗目的是尋求一個合理的實際阻尼值，使之與設(shè)計值相一致。但是實際應用中阻尼值和速度之間成非線性關(guān)系，為了便于理論計算

47、，我們通常假定二者成正比關(guān)系，即p =Cv。臺架試驗中，采用最小二乘法際的線性阻尼系數(shù) C。 在試驗中，假設(shè)測定 n 組數(shù)據(jù)對：（，），（，）……（，），設(shè)線性阻尼系數(shù)為，則誤差的平方和表達為： 取，則 圖5.4 阻尼系數(shù) (2)臺架試驗的步驟 a. 從試驗中選擇某一阻尼孔徑。 b. 將同一規(guī)定頻率、不同振幅的激勵信號分別傳遞給油氣彈簧，測試出示功圖，求出各個最大速度點，，…，對應的復原阻力，，…，。 c. 利用最小二乘法計算出相當線性阻尼系數(shù)。 d. 對比相當線性阻尼系數(shù)和設(shè)計阻尼系數(shù) C 。如果兩者之間的誤差值達到工程上的允許圍，則說明所選阻尼孔徑

48、尺寸滿足使用要求；反之，則需要再選擇其他適當阻尼孔徑尺寸，按步驟 a～d 重復試驗，直到滿足要求為止。第六章 帶反壓氣室油氣彈簧數(shù)學模型 6.1 數(shù)學模型簡化條件 建模時，取活塞平衡狀態(tài)時的位置為帶反壓氣室彈簧物理模型的初始位置。設(shè)活塞桿在正弦激勵信號 x = 0.4sin ( 20πt)作用下做往復運動，其速度為x = 8πcos ( 20πt)，式中 A 和 f 分別為振幅和頻率，位移方向取復原行程時活塞運動方向為正。為簡化計算，作如下假設(shè)： (1)在工作過程中，油氣彈簧缸經(jīng)常處于振顫狀態(tài)，且具有良好的潤滑性，所以通常忽略震顫摩擦阻力對彈簧缸的影響。 (2)由于液體的壓縮性很小

49、，本文假定油液是不可壓縮的，且油液流通是連續(xù)的。 (3)通常液壓油粘度隨溫度變化而變化，但當溫度變化較小時，粘度變化不明顯。故本文不考慮溫度對液壓油粘度的影響。 (4)蓄能器密封性能良好，氣體質(zhì)量不變。 6.2 氣體狀態(tài)方程的選擇 氣體的狀態(tài)變化過程可以用兩種方法進行描述：理想氣體的多變狀態(tài)方程和實際氣體的狀態(tài)方程。 6.2.1 理想氣體的多變狀態(tài)方程 理想氣體狀態(tài)方程（也稱理想氣體定律、克拉佩龍方程）是描述理想氣體在處于平衡態(tài)時，壓強、體積、物質(zhì)的量、溫度間關(guān)系的狀態(tài)方程。它建立在波義耳定律、查理定律、蓋-呂薩克定律等經(jīng)驗定律上。雖然完全理想的氣體并不可能存在，但許多實際氣體

50、，特別是那些不容易液化、凝華的氣體（如氦、氫氣、氧氣、氮氣等）在常溫常壓下的性質(zhì)已經(jīng)十分接近于理想氣體。 帶反壓氣室油氣彈簧缸蓄能器的氣體為惰性氣體氮氣，根據(jù)上述通常把氮氣的特性近似為理想氣體的特性，其狀態(tài)變化過程視為一個多變過程，理想氣體的狀態(tài)方程表達為： 式( 6.1 ) 式中 P ——理想氣體的氣體壓強（Pa）； V ——理想氣體的氣體體積（）； m ——理想氣體的氣體質(zhì)量（kg）； R ——理想氣體的氣體常數(shù)（J/(kgK)）； T ——理想氣體的氣體絕對溫度

51、（K）。 氣體的多變狀態(tài)方程為: 式(6.2) 式中 :r ——氣體多變指數(shù)； ——理想氣體初始氣體壓強（Pa）； ——理想氣體初始氣體體積（）。 封閉容器的氣體被壓縮時，氣體體積減小，壓強和溫度升高，是儲存能量的過程。反之，是釋放能量的過程。在這個變化過程中，由于氣體與其周圍環(huán)境的溫度差導致能量損失。當加載速度較慢時，氣體有充分的時間與周圍的氣體進行熱交換，氣體溫度保持恒定，氣體的狀態(tài)變化過程可看作是一個等溫過程。當快速加載時，氣體來不與與外界進行熱交換，對應氣體的狀態(tài)變化過程近似為一個絕熱過程。雖然從理論上氣體多變指數(shù)r的圍為

52、1～1.4，但氣體多變指數(shù)受多種因素的影響，其確定過程比較困難。此外，理想氣體狀態(tài)方程假定氣體分子不占有體積，分子之間沒有相互作用力，但實際氣體的分子卻占有體積，分子間有相互作用力。因此，氮氣性能同理想氣體存在顯著的差異。氣體的多變指數(shù) r 是與外界激勵速度和頻率 有 關(guān) 的函數(shù)，通過測試實際氣體的狀態(tài)變化過程得到其指數(shù)為1.6～1.8，與理想氣體給定指數(shù)圍相差較大。另外油氣懸架工作環(huán)境比較惡劣，其氣體壓強變化圍為 2～40MPa，溫度變化圍為 220～520K，在壓強、溫度等變化圍較大的情況下不能把氮氣作為理想氣體研究，而應該使用實際氣體的狀態(tài)方程來描述其性質(zhì)，但在壓強和溫度變化不大的情況下

53、，采用理想氣體狀態(tài)方程建模，還是能夠滿足仿真精度的要求。 6.2.2 實際氣體的狀態(tài)方程 表示實際氣體的狀態(tài)方程有很多，其獲得的方法通常是從理論上提供方程的模型，再根據(jù)實際數(shù)據(jù)擬合有關(guān)經(jīng)驗常數(shù)，如德瓦爾斯的二常數(shù)半經(jīng)驗程、BWR(Benedicy-Web b-Rubin)多常數(shù)半經(jīng)驗方程和馬丁-侯（Martin-Hou）方程等。本文采用1940年提出的BWR方程，試驗表明該方程能比較準確的描述實際氣體狀態(tài)變化過程，其形式為： 式（6.3） 式中 、、、 a 、 b 、 c 、 α 和 γ 是經(jīng)驗常數(shù)，對于氮氣， BWR 方程中的八個常數(shù)值為： =136.0474619； =0.0

54、01454417； =0.001454417； a=0.115703387； b=2.96625E-6 ； c =7.3806143E-5 ； α =5.783972E-9 ； γ =6.7539311E-6 ； R ——實際氣體常數(shù)，對于氮氣 R ＝296.8 ； T ——實際氣體絕對溫度（K）； P ——實際氣體壓強（Pa）； υ——蓄能器中氣體比容（），其定義如下 υ= 式（6.4） 式中：——蓄能器中氣體質(zhì)量（kg）；

55、 V ——實際氣體體積（）。 在計算實際氣體質(zhì)量時，可根據(jù)理想氣體狀態(tài)方程粗估氣體質(zhì)量，然后根據(jù)實際氣體狀態(tài)方程校核，最終得到實際氣體質(zhì)量。 由BWR方程可以看出，氣體的狀態(tài)變化過程考慮了氣體的溫度影響，圖6.1所示曲線是在溫度是20℃時，初始壓強P為1.5Mpa，初始體積V為4L的氮氣在環(huán)境溫度Te為223.15K、293.15K和373.15K時利用實際氣體的BWR方程描述氣體壓強和體積的關(guān)系。 從圖6.1可以看出，實際氣體狀態(tài)變化過程會受到溫度變化的影響。 圖6.1 氣體壓強與體積的關(guān)系 6.3 帶反壓氣室油氣彈簧數(shù)學模型 為了研究油氣懸架的性能，建立描述其

56、本質(zhì)的物理模型是理論研究最重要的基礎(chǔ)。在參照大量有關(guān)論文文獻資料所建立的數(shù)學物理模型的基礎(chǔ)上，建立了圖6.2所示的模型。 圖6.2 帶反壓氣室油氣彈簧缸物理模型 為了能夠較為準確描述油氣彈簧動態(tài)特性的數(shù)學模型，本文在液壓流流動過程中考慮液體的可壓縮性，但是這種可壓縮性只對壓強的變化產(chǎn)生影響，而對流速產(chǎn)生的影響忽略不計。如圖6.2，油氣彈簧缸在外激勵信號作用下，桿筒和缸筒之間要產(chǎn)生相對運動，假設(shè)缸筒固定，忽略壁之間的庫侖摩擦力和粘性摩擦力的作用。以滿載狀態(tài)時平衡位置為原點，設(shè)油氣彈簧活塞桿筒受到正弦波位移激勵x=Asin(2πft)，式中A和f分別為激勵信號的振幅和頻率。 取激勵信號

57、向上為正方向（即復原行程位移為正），對活塞進行受力分析，油氣彈簧活塞桿的輸出力方程為： 式(6.5) 式中：F ——油氣彈簧缸輸出力（N）； ——A 腔的圓環(huán)面積（)； ——C 腔圓面積（）； ——A 腔的油液壓力（Pa）； ——C 腔的油液壓力（Pa）。 取蓄能器 E 腔的氮氣為研究對象，根據(jù)實際氣體狀態(tài)方程，蓄能器E 腔氣體的壓力為: 式(6.6) 式中:——蓄能器E腔中氣體的絕對溫度（K）； ——蓄能器E腔中氣體比容（），計算方法如下： 式(6.7) 式

58、中:——蓄能器E腔氣體的質(zhì)量（kg）； ——蓄能器E腔氣體的體積（）。 蓄能器E腔中氣體的體積確定方式為： 式(6.8) 式中:——車輛滿載荷處于平衡位置時蓄能器E腔氣體體積（）； ——蓄能器E腔氣體的變化量（）。 車輛行駛過程中，活塞相對于缸筒運動，A腔體積在不斷變化，油液在A、B兩腔之間通過單向閥和阻尼孔流動，從而B腔油液體積也隨之而變化。同時B腔與蓄能器E相連通，也影響著E腔中氣體體積變化，由于不考慮油液的壓縮性和液壓油管的體積變化，根據(jù)流體的連續(xù)性，E腔中氣體體積與位移激勵信號x之間的關(guān)系可表達為：

59、 式（6.9） 取油氣彈簧滿載平衡位置時x=0，復原時x為正。由式(6.6)～(6.9)可求得E腔中氣體的壓強隨位移激勵x的變化。 蓄能器E與活塞桿腔B間通過浮動活塞相隔，所以有： 式(6.10) 如圖6.2，A、B兩腔的油液通過單向閥和阻尼孔相互流動，根據(jù)節(jié)流小孔理論，建立A、B兩腔油液壓力關(guān)系方程，即: 式（6.11） 式中：——A腔油液壓力（Pa）； ——B腔油液壓力（Pa）； C——液體流量系數(shù)，取值為0.6； ——阻尼孔截面面積（）； ——單向閥有

60、效過流面積（）； ——單位時間A、B兩腔之間油液流量（），計算方式如下： 式（6.12） ——活塞相對于缸筒的運動速度，當缸筒固定時，此速度即為活塞的運動速度（設(shè)活塞相對于缸筒向上運動（復原行程）時，速度為正，反之，在壓縮行程，速度為負），（m/s）； ——符號函數(shù)，定義為： 式（6.13） 由式(6.11)確定 A腔壓力。 同樣，蓄能器D腔充滿氮氣，以其為研究對象，原理與蓄能器E腔的一樣，分析可得 D 腔氣體壓力為： 式(6.14) 式中：——蓄能器D腔中氣體的絕對

61、溫度（K）； ——蓄能器D腔中氣體比容()，計算方法如下： 式(6.15) 式中:——蓄能器D腔氣體的質(zhì)量（kg）； ——蓄能器D腔氣體的體積（），由下式確定： 式(6.16) 式中:——車輛滿載荷處于平衡位置時蓄能器D腔氣體體積（）； ——蓄能器D腔氣體的變化量（），為： = - 式（6.17） 由式(6.14)～(6.17)可求得D腔中氣體的壓強隨位移激勵 x的變化。 同理，由圖

62、6.2，C腔與蓄能器D相通，油液從C腔流入蓄能器D或是從蓄能器D流入C腔，之間須通過阻尼孔和單向閥，而且由于斷面積突然變化，也會產(chǎn)生沿程壓力損失和局部壓力損失，則C腔油液壓力與蓄能器D腔氣體壓力的關(guān)系為: 式（6.18） 式中 C——流量系數(shù)，一般取 0.

63、6； ——C腔與D腔間阻尼孔截面積（）； ——C腔與D腔間單向閥有效過流面積（）； l ——C腔與D腔間細長圓孔的長度（m）； d ——C腔與D腔間細長圓孔的直徑（m）； 、——油管與蓄能器出口油液局部阻尼力系數(shù)，當油液從油管流向蓄能器時，取=1；當油液由蓄能器向油管流動時，取=1.5； ——單位時間C、D兩腔之間油液流量（），計算方式如下： 式（6.19） λ——沿程阻力損失系數(shù)，理論上講，實際計算時要留有余地，這里取 式（6.

64、20） 其中雷諾數(shù)Re通過下式計算： 式（6.21） 式中，——液壓油運動粘度（）； ——C腔與D腔間細長圓孔油液平均流速（m/s），用下式計算： 式（6.22） 以上(6.14)～(6.22)式即可確定C腔油液壓力，將求出的壓強、代入式(6.5)，即可得液壓缸的輸出力F。綜上，式(6.5)～(6.22)組成了描述油氣彈簧性能的復雜非線性數(shù)學模型。 6.4 蓄能器溫度 工作時，油氣彈簧缸的壓縮和復原過程導致了蓄能器氣體儲存能量和釋放能量，同時阻尼孔和單向閥的

65、阻尼作用也不斷的消耗能量，這個過程將引起油氣彈簧缸和蓄能器溫度的改變，而溫度的高低直接影響著油液的動力粘度和氣體的狀態(tài)變化過程，進而影響油氣彈簧缸剛度特性和阻尼特性，因此，研究油氣彈簧缸的油溫和蓄能器壓縮氣體的溫度變化是非常必要的?？梢宰C明，油液溫度的變化，對油氣懸架系統(tǒng)的特性影響很小，同時雙氣室蓄能器油氣彈簧缸的液壓油和壓縮氣體并不互相接觸，油溫的變化對氣體溫度的變化影響較小，因此，本文不考慮油液溫度的改變。 設(shè)油氣彈簧缸開始工作時，蓄能器氣體溫度為和環(huán)境溫度一樣。將蓄能器的工作過程看成一個閉口系統(tǒng)，計算結(jié)果是足夠準確的。以蓄能器氣體為研究對象，根據(jù)熱力學第一定律有:

66、 式(6.23) 式中：——蓄能器氣體從外界接受的熱流量(W)； ——氣體對外做功的變化率(W)； ——蓄能器氣體能的變化(W)。 根據(jù)傳熱學原理有： 式（6.24） 式中：——總傳熱系數(shù)； ——蓄能器傳熱面積（）； 式（6.25） 式中：——蓄能器氣體工作壓強（Pa）； ——氣體體積的變化率，即進入蓄能器的油流量（）； 油氣彈簧缸氣體能的變化率為： 式（6.26） 式中：——氣體能的變化率(W)； ——實際氣體的質(zhì)量（kg）； ——氣體的定容比熱（）； ——氣腔氣體工作壓強（Pa）； ——氣腔氣體溫度的變化率； ——氣體體積的變化率（）。 氣體的定容比熱可表示為隨溫度而變化的經(jīng)驗公式： 式（6.27） 式中：——經(jīng)驗常數(shù)（i=1，2，3）對于氮氣： =28.90×； ＝-1.570×； =8.081×； =-28.73×； ——氣體常數(shù)，8.314×； ——氮氣的摩爾質(zhì)量，28.016。 式中是由式(6.3)中P對T求偏導數(shù)而得： 式（6.28）