越野车油气悬架的建模与试验研究

刘 刚，陈思忠，王文竹，荣 刚

(1.北京理工大学机械与车辆工程学院，北京 100081; 2.沈阳航空航天大学机电工程学院，沈阳 110136)



2015161

越野车油气悬架的建模与试验研究

刘 刚1,2，陈思忠1，王文竹2，荣 刚2

(1.北京理工大学机械与车辆工程学院，北京 100081; 2.沈阳航空航天大学机电工程学院，沈阳 110136)

在考虑沿程压力损失、局部压力损失和活塞杆与密封装置间的动摩擦等情况下，建立了某越野车用油气悬架非线性模型。通过仿真，研究阻尼阀系的参数对油气悬架阻尼特性的影响。结果表明，在其他参数不变的情况下，可通过更换具有不同锥角的阀芯，方便地获得不同的阻尼特性。仿真结果与试验数据基本吻合，验证了所建油气悬架数学模型的正确性。

油气悬架；试验与仿真；阻尼特性

前言

越野车辆设计时须同时考虑其在铺装路面和非铺装路面的机动性，这给设计带来一定难度。油气悬架具有变刚度特性，即刚度随簧载质量的增加而提高，既能改善车辆在一般路面上的行驶平顺性，又能防止在大起伏路面上行驶时出现悬架被击穿的情况，较适合越野车辆使用。目前，国内外学者对油气悬架的研究主要集中在两个方面：(1)精准、合理油气悬架数学模型的建立和试验研究。如文献[1]和文献[2]中对重型车辆主动油气悬架进行了建模和仿真；文献[3]中建立了油气悬架长通孔紊流阻尼模型。(2)开发新型的油气悬架结构形式，以避免传统悬架在车辆行驶平顺性和操纵稳定性之间的折中设计[4-5]。如文献[6]和文献[7]中介绍了连通式油气悬架的几种连接方式，并对其性能进行了对比分析。

1 油气悬架结构和工作原理

油气悬架是以油液传递压力，以气体(如氮气)作为弹性介质的弹性元件。同时，油液通过阻尼阀时，又产生阻尼力，可见，油气悬架就是一种带有液力阻尼的气体弹簧。根据越野车辆的行驶路况和驾驶特点设计的油气悬架，其结构如图1所示。它主要由悬架缸组件、阻尼阀组和蓄能器组成。安装于活塞杆上的活塞，其周向均匀分布6个直径达9.5mm的通孔，虽然活塞把悬架缸分为Ⅰ腔和Ⅱ腔，但由于通孔直径较大，节流作用非常小，可认为悬架往复运动时Ⅰ腔和Ⅱ腔的压力基本相同，活塞只起导向作用。这样设计的优点是活塞两侧受到的压力差较小，且无须考虑活塞、活塞杆与缸筒之间产生的泄漏，降低设计要求。

当阻尼阀内置时，车辆在坏路上行驶时就会遇到散热问题，油液温度过高不仅会造成黏度降低，而且会改变蓄能器内气体的性能，从而影响到油气悬架的动态特性。外置阻尼阀组主要由常通孔、压缩阀和复原阀组成。当油气弹簧两端相对运动速度较低时，油液只流经常通孔，避免了压缩阀和复原阀的频繁开闭，改善了阻尼阀的动态特性且能提高其使用寿命。

2 油气悬架非线性数学模型的建立

油气悬架的特性与其零部件的磨损情况、工作时环境温度、油液黏度和油液在油气悬架内流动状态等有关，影响因素较多，因此在建立油气悬架数学模型时，须根据具体情况做出如下相应假设[8]。

(1) 各密封环节工作可靠，系统没有外泄漏。(2)不考虑在油液流动过程中由于压降产生的气穴现象的影响。(3)Ⅰ腔和Ⅱ腔的压力相等。(4)在整个拉伸、压缩工作过程中，油液温度保持不变。(5)油液的体积弹性模量为常数。(6)忽略压力变化引起的系统刚性构件的弹性变形。

根据油气悬架系统的工作原理可知，油气悬架在外界激励作用下，其输出力主要有气体弹性力、油液阻尼力和活塞与缸筒之间的摩擦力。如图1所示，以满载静平衡位置为原点，假设活塞杆固定，作用在悬架缸上的力为F，悬架缸的位移为x，悬架缸的受力平衡方程为

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

(1)

式中：P1为Ⅰ腔内的压力，Pa；Pg为蓄能器内气体压力，Pa；Ag为活塞杆的截面积，m2；Fd为阻尼力，N；Fg为弹性力，N；Ff为摩擦力，N。

在通常情况下，由于油气悬架工作时处于振颤的状态，润滑良好，摩擦力较小。油气悬架的主要功能性作用力为前两者[3]。由于摩擦力的值相对于油气悬挂缸的输出力而言并不很大，故在研究过程中常用试验法来确定其值，本文中在经过大量试验测定后，油气悬挂缸摩擦力Ff大小的变化范围为0.5～1kN。

2.1 蓄能器特性分析

根据热力学定律，蓄能器中气体的状态方程为

(2)

Vg=Vj-Agx

(3)

式中：Vj为静平衡时，蓄能器内气体体积；Pj为静平衡时，蓄能器内气体压力；Vg为位移x时，蓄能器内气体体积；r为气体多变指数；由蓄能器的结构可知，Pg=P5为蓄能器油室内的压力。

2.2 非线性阻尼特性分析

油气悬架是利用油液黏性阻尼衰减振动的，阻尼的产生主要来自3个方面：工作液流经阻尼孔的流体阻尼、流经蓄能器出口的流体阻尼和活塞与缸壁相对滑动产生的摩擦阻尼。流体流经阻尼孔的流动状态为纯紊流，这已被大量的试验所验证[3]。

外置阻尼阀组的结构如图2所示。由于锥阀阀口关闭时为线密封，因此锥阀不仅密封性能好，而且开启阀口时无“死区”，阀芯稍有位移阀口即开启，动作灵敏。因此，压缩阀和复原阀均采用锥阀结构型式。同时，为充分实现弹性缓冲作用，压缩阀阀孔的直径dy大于伸张阀阀孔的直径ds。

2.2.1 阻尼阀开阀前数学模型的建立

以压缩行程为例建立油气悬架的数学模型，复原行程模型建立过程与之相同。

当油气弹簧两端相对运动速度较低时，系统总流量q亦较小，此时油液仅通过常通孔进入蓄能器。此时常通孔流量与总流量相等，油液流经常通孔满足薄壁小孔的流量公式，可得

(4)

式中：P2为阻尼阀入(出)口处压力，Pa；P3为阻尼阀出(入)口处压力，Pa；q为系统总流量，m3/s；q0为常通孔流量，m3/s；ρ为油液密度，kg/m3；Cd0为常通孔流量系数；A0为常通孔面积，m2；v为油气弹簧两端的相对运动速度，m/s。

2.2.2 阻尼阀部分开阀后数学模型的建立

锥阀结构示意图如图3所示。从阀的结构可知，阀内液流速度、压力呈轴对称，作用于阀上的各种力在径向上自相平衡，因此在讨论中只须考虑沿轴线方向上的力。

作用在阀芯上的力平衡方程为

(5)

式中：P2-3=P2-P3，Pa；ky为压缩阀弹簧刚度，N/m；hy0为弹簧预压缩量，m；h为阀口开度，m；G为阀芯重力，N；Fw=CdxπdyhP2-3sin2θ，为稳态液动力[9]，N；θ为液流角，rad；Cdx为压缩阀流量系数。

忽略阀芯重力和流体与侧壁间的黏性力，则压差与开度的关系式为

(6)

当油气弹簧两端相对运动速度较高时，系统流量q亦较大，根据式(4)，阻尼阀两侧压差达到开启压力时，阻尼阀部分打开，总的节流面积随压差的增加而增大。此时油液分别流经常通孔和压缩阀进入蓄能器。压缩阀两侧的压差与常通孔两侧的压差相等，则其流量公式为

(7)

式中：qy为压缩阀流量，m3/s；Ay为压缩阀通流面积，m2。

2.2.3 阻尼阀全开时数学模型的建立

当系统流量q继续增大时，压缩阀达到最大开度，再度形成固定通道节流，为车辆提供较大阻尼，主要抑制车轮高频共振并防止悬架击穿，以适应车辆安全性的阻尼匹配需要。此时的流量公式为

(8)

式中hymax为压缩阀最大开度。

2.2.4 沿程压力损失

油液由油缸到蓄能器或由蓄能器流回油缸的过程中，沿途须克服各种阻力，引起压力损失，即沿程损失。按照达西-韦斯巴赫(Darcy-Weisbach)公式计算：

(9)

式中：P4为蓄能器接口处压力，Pa；λ为沿程阻力系数，与雷诺数、管路内径和管壁粗糙度有关；Lp为管路长度，m；Dp为管路内径，m；Sp为管路截面积，m2。

2.2.5 局部压力损失

油液流经油气弹簧管路中的油管接头等部件时，引起的流动损失，即为局部压力损失。把各接头处的局部压力损失都折算到蓄能器接口处，忽略了其他接口处的局部压力损失，则有P1=P2。

(10)

式中：ξ为局部压力损失系数，主要与局部的形状有关；Sa为蓄能器接口处截面积，m2。

3 油气悬架性能仿真分析

油气悬架的具体结构参数和物理参数见表1。根据所建立的数学模型，利用Matlab进行仿真分析。仿真时采用振幅为0.05m，频率分别为0.4，0.95，2.5，3.1和3.5Hz的正弦激励。

表1 油气弹簧非线性数学模型仿真参数

研究阻尼阀系参数的变化对油气悬架阻尼特性的影响，可为阻尼可调油气悬架的设计提供理论依据[10]。通过仿真可以很方便地研究各阀系参数的影响，由于篇幅所限，这里只给出液流角的变化对阻尼特性的影响曲线，如图8和图9所示。可见，当液流角由π/6增大到π/2(由锥阀变为平阀)时，压缩行程和伸张行程的阻尼力都逐渐变小。对于不同吨位的车辆，可在其他参数不变的情况下，通过更换具有不同锥角的阀芯，获得相应的阻尼特性。

4 油气悬架性能试验验证

为验证此油气悬架结构设计的合理性和上述数学模型的正确性，选用北京佛力公司生产的悬架试验台对该悬架进行试验验证。试验中采用标准的正弦信号作为激励信号，以3种振幅(0.02，0.04和0.05m)，3种频率(0.5，1.67和3.1Hz)分多组进行试验。

由于篇幅所限，文中仅给出频率为3.1Hz，振幅为0.05m时的试验数据与仿真结果的对比，如图10所示。由图可见，仿真结果与试验数据基本吻合。

5 结论

(1) 仿真与试验曲线基本吻合，说明所建立的油气悬架非线性数学模型基本正确，可用来分析阀系参数的影响。

(2) 可在其他参数不变的情况下，通过更换具有不同锥角的阀芯，方便地获得不同的阻尼特性，形成系列化。

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

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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

原稿收到日期为2013年2月5日，修改稿收到日期为2014年2月26日。