自上世紀(jì)80年代以來在我國的一些工程車輛上開始引進該項技術(shù)，隨后我國的一些研究人員對此項技術(shù)開始了研究，并取得了一些成果油氣懸架技術(shù)始于上世紀(jì)60年代特·卡爾朋發(fā)明的油氣懸掛，與傳統(tǒng)的懸架(鋼板彈簧式)相比具有單位儲能比大、剛度阻尼的非線性、結(jié)構(gòu)緊湊、控制方便等優(yōu)點，在國外的工程車輛及特種車輛上獲得了廣泛應(yīng)用。。但仍有以下問題：[1] [2] [3]
(1)設(shè)計油氣懸架時，迄今尚未有簡單易行的計算公式以供工程設(shè)計人員在設(shè)計和校核時選擇和使用。
(2)目前已經(jīng)開展的研究工作大都停留在理論上，仿真較多，試驗較少。
(3)目前國內(nèi)進行的研究工作都是針對某一車型(引進)的油氣懸架所展開的，缺少對油氣懸架的基礎(chǔ)性、系統(tǒng)性研究。
鑒于以上問題，對油氣懸架技術(shù)進行理論分析和試驗研究是適時和有必要的，本文以最基本的單氣室油氣分離式油氣懸架為研究對象，對其進行理論建模及試驗研究，以期揭示油氣懸架的基本特性。
1 單氣室油氣懸架的工作原理
圖1為單氣室油氣分離式油氣懸架的結(jié)構(gòu)原理圖。整個懸架缸內(nèi)部形成3個腔，即懸架缸無桿腔(Ⅰ腔)；懸架缸有桿腔(Ⅱ腔)；活塞桿的內(nèi)壁形成的空腔——中心腔?；钊麠U及活塞組件2上設(shè)有單向閥3和阻尼孔4使中心腔與Ⅱ腔相連通。當(dāng)懸架處在壓縮行程(活塞桿向上運動)時，Ⅰ腔和中心腔的油液受到壓縮向兩個方向運動，一部分油液經(jīng)過單向閥3和阻尼孔4流入Ⅱ腔；另一部分油液進入蓄能器，使氣室容積減小，氮氣壓力升高。在這一過程中由于單向閥3和阻尼孔4同時使中心腔與Ⅱ腔連通，油液流經(jīng)單向閥3和阻尼孔4的流速較低，產(chǎn)生的油液阻尼力比較小，因此主要由蓄能器內(nèi)的氣體受到壓縮產(chǎn)生彈性作用來抑制活塞桿的向上運動，相當(dāng)于傳統(tǒng)懸架系統(tǒng)的彈性原件——彈簧。
當(dāng)懸架處于伸張行程(活塞桿向下運動)時，單向閥3處于關(guān)閉狀態(tài)，Ⅱ腔的油液受到壓縮，迫使Ⅱ腔的油液通過阻尼孔4向中心腔流動。油液只經(jīng)過阻尼孔流動，流速較高，產(chǎn)生較大的阻尼力，抑制了活塞桿的向下運動，從而迅速地衰減振動，相當(dāng)于傳統(tǒng)懸架系統(tǒng)的阻尼元件——減振器。
2 單氣室油氣懸架的數(shù)學(xué)模型的建立
建立數(shù)學(xué)模型時遵循以下假設(shè)：
(1)流體流動為定常流動
(2)忽略溫度變化對系統(tǒng)的影響
(3)忽略運動時的庫侖摩擦力和粘性摩擦力
圖2為單氣室油氣分離式油氣懸架物理模型。
圖中符號：
ｐ1、A1為無桿腔壓力、截面積
V1為無桿腔和中心腔油液的總?cè)莘e
ｐ2、A2、V2為有桿腔壓力、截面積和總?cè)莘e
ｐ3、V3為蓄能器內(nèi)氣體壓力、容積
F 為懸架缸缸筒輸出力，拉力為正，壓力為負(fù)
ｘ為懸架缸活塞桿的位移，向下為正
假設(shè)懸架缸筒固定不動，活塞桿及活塞組件相對缸筒運動。
輸出力方程：
F=ｐ2A2－ｐ1A1 (1)
流經(jīng)阻尼孔和單向閥的總流量：
Ｑ=A2－ (2)
dV2=(3)
式中：dV2——Ⅱ腔內(nèi)液體因油液壓縮性而引起 的在時間dｔ內(nèi)的體積變化量
Ｋ——油液的體積彈性模量
流經(jīng)阻尼孔的流量：
Ｑ1=CdA01ｓiｇｎ()(4)
式中：Cd——流量系數(shù)
A01—— 阻尼孔的過流面積
ｓiｇｎ()=(5)
ρ——油液密度
流經(jīng)單向閥的流量：
Ｑ2=CdA02ｓiｇｎ() (6)
式中：A02——單向閥的過流面積
對于蓄能器內(nèi)氣體有
ｐ3V3ｒ＝ｐ30V３０ｒ (7)
式中： ｐ30，V30蓄能器內(nèi)氣體初始壓力和體積
ｒ——氣體多變指數(shù)。對理想氣體，在等 溫過程時ｒ=1，絕熱過程時ｒ=1.4。而實際氣體的多變指數(shù)在絕熱過程中可取到1.7[4]
V3=V30+(A1－A2)ｘ+ΔV1+ΔV2(8)
式中：ΔV1，ΔV2分別為大小腔內(nèi)液體由于油液壓縮引起的體積變化量且有：
ΔV１＝(9)
ΔV２＝ (10)
而對于大小腔液體有：
V1=V10+A2ｘ－ΔV1－ΔV2(11)
V2=V20－A2ｘ (12)
式中：V10 、 V20分別為大小腔液體初始體積
對于蓄能器出口有：
ｐ3－ｐ1=ξｐｓiｇｎ(13)
式中：ξ——壓力損失系數(shù)
A3——蓄能器出口處油管斷面積
Ｑ3——流經(jīng)蓄能器管口的流量
Ｑ3=(A1－A2)(14)
式(1)～(14)即為單氣室油氣分離式油氣懸架的非線性數(shù)學(xué)模型，想求出上述非線性方程組的解析解是不可能的，只有運用仿真解法求其數(shù)值解。
3 單氣室油氣懸架的試驗研究
為驗證以上數(shù)學(xué)模型的正確性，需對油氣懸架進行臺架試驗。懸架的試驗臺架原理可參考文獻4。
本文的試驗設(shè)備是徐州工程機械集團有限公司技術(shù)中心結(jié)構(gòu)振動疲勞試驗室的整車道路模擬試驗臺。整套設(shè)備和儀器是德國卡爾申克公司生產(chǎn)的多軸激勵電液伺服試驗系統(tǒng)。該套設(shè)備可實時產(chǎn)生正弦波、隨機波等各種幅值和頻率的信號，作為驅(qū)動信號。試驗臺采用S59 數(shù)字控制設(shè)備和VAX工作站進行控制和記錄， 是專門進行油氣懸架試驗研究的高精尖設(shè)備[5]。
試驗中采用標(biāo)準(zhǔn)正弦信號作為激勵信號，具體參數(shù)見表1，通過工作站記錄輸出信號。
4 試驗與仿真結(jié)果的比較
以液壓缸參數(shù)作為輸入?yún)?shù)，應(yīng)用MATLAB軟件進行仿真。模型中參數(shù)選取見表2。
由于篇幅所限本文僅給出頻率ｆ=0.5，1.67，5 Hz，幅值A=20 mm時的試驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果的對比圖(見圖3，4，5)。
5 結(jié)論
(1)油氣彈簧懸架試驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果基本吻合，說明所建立的油氣彈簧懸架的非線性數(shù)學(xué)模型是基本正確的，可以用該模型進行油氣懸架的特性仿真。
(2)在低頻激勵時，試驗數(shù)據(jù)在速度為零處有明顯的的突變，突變值約為3 000 N，與仿真結(jié)果相比有明顯的誤差。經(jīng)分析，主要原因為數(shù)學(xué)模型中沒有考慮液壓缸的靜摩擦力。據(jù)文獻6的研究，此種典型減振器的靜態(tài)摩擦力為500~5 000 N，由于本試驗所用液壓缸為新液壓缸，故靜態(tài)摩擦力值應(yīng)較大，這從圖3中可以較清楚地看出。而在高頻激勵時，液壓缸處于震顫狀態(tài)，靜態(tài)摩擦力很小，此時液壓缸輸出力很大，相對誤差較小，因而在圖上看不出明顯的突變。
(3)在高頻激勵時仿真的特性曲線與試驗數(shù)據(jù)在走勢上有一定的誤差，經(jīng)分析，其原因為所建立的數(shù)學(xué)模型中沒有考慮液壓系統(tǒng)的溫升。但從比較圖中可以看出，誤差較小，對于一般的理論分析與工程應(yīng)用，所建立的數(shù)學(xué)模型已經(jīng)能滿足精度要求。
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（轉(zhuǎn)載）
