某車油氣彈簧前懸架設計

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It elastically links the frame(or body) with the axle(or wheel). Conventional suspension consists of elastic component, damper, guide device, buffer block and lateral stabilizer. This kind of suspension has simple structure and high reliability, which is widely used. However, it does have some inevitable disadvantages, e.g. the ground clearance of vehicles and the frequency of car body will change greatly when the load increases and the height of the front suspension and the rear suspension is not equal. Hydro-pneumatic suspension successfully overcomes these shortcomings. It has nonlinear stiffness and damping characteristics, which can keep the bias frequency at different loads. Besides, hydro-pneumatic suspension is able to lift or drop the car body by means of pumping or releasing the oil, therefore greatly improving the ride comfort and passing performance of the vehicle. Because of the incomparable advantages, the hydro-pneumatic suspension has developed rapidly in recent years, and its application rate on vehicle has also increased. In this paper, the suspension structure is used as the double wishbone independent suspension and the ADAMS software is used to determine the hard points of the suspension. Hydro-pneumatic spring is the essential component of the hydro-pneumatic suspension. Therefore, starting from the structural principle of hydro-pneumatic spring, the structure and characteristics of the damping valve system are studied in this paper. Based on the theoretical knowledge of fluid mechanics and engineering thermodynamics, mathematical models for nonlinear stiffness and damping characteristics of hydro-pneumatic springs are established. And by using MATLAB software, the feature simulation of the stiffness, damping have been completed. Keywords hydro-pneumatic suspension structural design feature simulation 目錄 目錄 第一章 緒論 1 1.1 課題研究背景及意義 1 1.2 油氣彈簧結構及工作原理 2 1.2.1 單氣室油氣彈簧 2 1.2.2 雙氣室油氣彈簧 3 1.2.3 兩級壓力式油氣彈簧 4 1.2.4 油氣彈簧工作原理 5 1.3 油氣懸架的特點 5 1.3.1 油氣懸架的優(yōu)點[2] 6 1.3.2 油氣懸架的不足[2] 7 1.4 國內外研究現(xiàn)狀 7 1.4.1 國外研究現(xiàn)狀 7 1.4.2 國內研究現(xiàn)狀 10 1.5 國內亟待解決的問題 13 1.6 雙橫臂懸架 15 1.7 本章小結 15 第二章 懸架主要參數(shù)的確定 17 2.1 懸架靜撓度[27] 17 2.2 懸架動撓度[27] 18 2.3 懸架彈性特性 19 2.4 車輛懸架系統(tǒng)的阻尼匹配[28] 19 2.4.1 單輪二自由度懸架系統(tǒng)的頻響函數(shù) 20 2.4.2 車身垂直加速度均方值 21 2.4.3 基于舒適性的車輛懸架最佳阻尼比 22 2.4.4 基于安全性的車輛懸架最佳阻尼比 22 2.5 懸架的剛度設計[28] 23 2.5.1 剛度設計 23 2.5.2 剛度驗證 23 2.6 懸架減振器的阻尼特性 24 I 本科生畢業(yè)論文 2.7 本章小結 26 第三章 雙橫臂懸架導向機構設計及強度校核 27 3.1 設計要求[27] 27 3.2 導向機構的布置[27] 27 3.2.1 側傾中心 27 3.2.2 縱傾中心 29 3.2.3 抗制動縱傾性（抗制動前俯角） 29 3.2.4 抗驅動縱傾性（抗驅動后仰角） 30 3.2.5 橫臂的空間定位角 30 3.3 上下橫臂軸的布置 31 3.3.1 縱向平面內的布置 31 3.3.2 橫向平面內的布置 32 3.3.3 在水平面上的布置 32 3.3.4 上下橫臂長度的選擇 33 3.3.5 上下橫臂直徑與厚度的選擇 34 3.4 參數(shù)確定 36 3.5 本章小結 41 第四章 油氣彈簧設計 43 4.1 基本參數(shù) 43 4.2 氣室與液壓缸尺寸[30] 43 4.3 壁厚的計算 44 4.4 節(jié)流閥系的計算[2] 46 4.5 導向裝置的設計 49 4.6 端蓋厚度設計 50 4.7 連接螺釘?shù)倪x擇 50 4.8 連接體上的螺紋強度校核 51 4.9 本章小結 52 第五章 油氣彈簧數(shù)學模型的建立及仿真 53 5.1 油氣彈簧彈性特性模型 53 5.2 油氣彈簧初始氣壓值 55 5.3 油氣彈簧初始氣柱高度 55 5.4 油氣彈簧阻尼力模型 55 II 目錄 5.5 四分之一車輛模型 56 5.6 路面不平度時間域模型 58 5.7 MATLAB/simulink 仿真 61 5.8 本章小結 62 第六章 工藝分析[35] 63 6.1 浮動活塞的用途 63 6.2 技術要求 63 6.3 分析工藝性 64 6.4 選擇毛坯 64 6.5 確定各表面的加工方案 64 6.6 加工階段的劃分 65 6.7 確定工藝路線 65 6.8 確定工序尺寸及加工余量 65 6.9 本章小結 67 結論 69 參考文獻 71 附錄 75 致謝 77 英文原文 79 中文翻譯 97 電算說明書 111 III 第一章 緒論 第一章 緒論 1.1 課題研究背景及意義 汽車懸架，對于它的定義，不同文獻的描述不盡相同，但總的概括起來就是指連接汽車車架與車橋的裝置。其主要任務是傳遞作用力，即在車輪和車架 （或車身）之間的全部力和力矩；汽車在高速運動時，路面的凹凸會極大地沖擊車輪，進而傳給車架。此時，若沒有懸架的保護，車架將會受到極大的損壞， 因此懸架可以保證汽車在行駛時可以做到足夠平順；保證汽車的操縱穩(wěn)定性， 使汽車獲得高速行駛能力[1]。不論汽車處在哪種狀態(tài)（起步、轉彎、制動、上坡、下坡、行駛），懸架都發(fā)揮著非常重要的作用。因此在任何車輛中，懸架都是非常重要的總成之一。 只不過，遺憾的是，汽車的行駛平穩(wěn)舒適性和操縱可靠穩(wěn)定性，這兩個性能他們對車輛懸架的命令是背道而馳的。平適性需要剛度小的懸架；而操穩(wěn)性需要硬懸。所以，只有綜合考慮這兩個互成悖論的因素，才可以加強汽車懸架的整體性能。 本文主要進行車用油氣彈簧的設計與分析和雙橫臂懸架參數(shù)的選定的研 究。油氣彈簧是油氣懸架首當其沖的部件，它以氣體（一般為惰性氣體氮氣） 作為產生彈性的物質，而使用油液作為傳遞作用力的介質。它一般是由氣體彈 簧和相當于液力減振器的液壓缸所組成，這是在空氣彈簧的基礎上發(fā)展而來的。它擁有車輛需要的較為理想的非線性剛度特性，良好的減震性能和比較完備的 調節(jié)功能，從而可以提高汽車的乘坐舒適性。 不僅如此，油氣懸架還可以通過充放油改變車身離地間隙來改善車輛的通過性，這對于在壞路面上行駛的越野車輛是至關重要的。目前，在國內，油氣 1 本科生畢業(yè)論文 懸架還正處于科學研究階段，應用到實際車輛上還較少。但是在國外，特別是歐美的一些國家，油氣懸架已經得到了初步應用。 由于國內引入國外的油氣懸架的時間比較晚（20 實際 90 年代），我們自主研發(fā)的油氣彈簧，其工作效能與國外的同類產品相比，還存在較大的差距。無論是其設計階段或是應用到實際的過程中，都沒有形成系統(tǒng)，規(guī)范的通則。因此，完善油氣懸架系統(tǒng)的技術研究和在實際使用方面的技術是十分關鍵的。 1.2 油氣彈簧結構及工作原理 油氣彈簧是以氮氣作為彈性物質，液壓油液作為傳遞作用力物質。油氣彈簧的形式主要有單氣室、雙氣室以及兩級壓力式等幾種組成[2]。 1.2.1 單氣室油氣彈簧 單氣室油氣彈簧又分為油氣分離式和油氣不分離式。 單氣室油氣分離式油氣彈簧 其結構如圖 1.1 所示 上面和下面兩個半球形狀的容室構成的球形氣室固定裝在工作液壓油缸上，球形氣體室的內 腔用橡膠薄膜分開，在上半球氣室內充入高壓氣（多為氮氣），下半球與工作缸則通過阻尼閥連通，在下半球內也充滿了液壓油液。用于分離油液和氮氣的分離膜可以保證工作液壓油不被氮氣所乳化，而且也易于維護和保養(yǎng)[1] 。 2 第一章 緒論 單氣室油氣不分離式油氣彈簧 其結構如圖 1.2 所示 其工作缸固定的安裝在車架上，而其活塞的下部與車輛的轉向節(jié)上端連接。油簧活塞內腔以及活塞與工作缸壁間環(huán)形腔內，都充滿著液壓油。而在管形活塞頭的上部也存在著一部分液壓油，而在該油層上方就是高壓氮氣室， 氣體和液壓油之間沒有分離膜。 圖 1.2 單氣室油氣彈簧的結構形式簡單，性能可靠，制造工藝也比其他形式的油氣彈簧簡單，維護方便。但是，單氣室 油氣彈簧在伸張行程中的剛度較低，這導致的懸架在跳動過程中的動行程較大， 易使活塞碰撞到工作缸的底部，更有甚者，會使活塞從缸體中被拉出。 1.2.2 雙氣室油氣彈簧 其結構如圖 1.3 所示 具有兩個氣室的油氣彈簧，它與一個氣室的油簧相比多了一個具有相反作用力的反氣壓室和一個漂浮在氣體與油液之間的小活塞。當油氣彈簧壓縮時，主氣室中的主活塞 向上運動，是得主氣室中的氣壓上升，彈簧的硬度增加，即彈簧的剛度增加了。而與此同時，在反氣壓室中的小活塞，在其容室氣壓力的作用下，會被迫向下走，使得處在其下方的液壓油經過通道流入另一容室的下方，補充該容室中因活塞上移而產生的空間。當油氣彈簧伸張時，主氣室的活塞下移，處在主活塞下方的油液經過通道被壓入另一容室活塞的下端，并推動小活塞向上運動，導致該容室的氣壓升高，從而大大提高了油簧在拉伸復原時的剛度。這種結構可以防止油簧在伸張復原時，它的活塞與缸體底部發(fā)生接觸，甚至是撞擊。 3 本科生畢業(yè)論文 上述的一個氣室與兩個氣室的油簧，他們剛度變動的程度并不是十分的理想，所以在油簧的載荷變化較大時，懸架系統(tǒng)的固有頻率還是會發(fā)生較大程度的變化。若要使車輛在空載和滿載時，它的懸架的固有頻率始終都能平穩(wěn)地保持在某一理想值的附近，則需要將油氣彈簧的結構設計的過大，這樣又會使得在車身下的布置困難。 1.2.3 兩級壓力式油氣彈簧 其結構如圖 1.4 所示 與兩個氣室和一個氣室油簧相比，具有兩重壓力的油簧的最大相異點在于，設計人員在它的活塞的上方設置了兩個并列的容積室，只不過兩個容積室的壓力設置得不一樣罷了。其主要容積室內的氣體壓力設 圖 1.4 置得不算高，與一個容室油簧的氣室壓力相近，而次要容室中的氣體壓力則較高。由此可見，兩個并聯(lián)安 裝的容積室并不是同時開始工作的。其作用相當于鋼板彈簧的主副簧。在所受的載荷較小時，只有主氣室工作，其氣室的壓力隨著載荷的增加而上升。在某一時刻，當油氣彈簧的載荷增加到使得主氣室內的氣壓稍稍大于補償氣室壓力時，次要容室的工作才開始。之后，若載荷繼續(xù)增加，則兩個氣室可以共同工作。 這種結構使得油氣彈簧的剛度變化更能滿足懸架的需求，保證車輛在空滿載室的固有頻率基本保持不變。 4 第一章 緒論 1.2.4 油氣彈簧工作原理 如圖 1.5 所示，油氣彈簧由活塞桿、缸體、浮動活塞和節(jié)流閥片組成。其 中，活塞桿為空心桿，其內部空間被浮動活塞分隔成內部油腔和高壓氣室，外缸體又分為上、下油腔。當活塞桿與缸體之間產生相對運動時， 油液在上下油腔中往復運動，其上下腔的體積 圖 1.5 差由氣室中的氣體的體積變化來補償。當活塞桿和缸體之間產生相對的運動，并且這個運動速度 也不大時，即油液的運動速度也較慢，此時上下腔中的油液通過阻尼閥的節(jié)流環(huán)縫，由流體力學中的知識可知，此時油液與縫隙之間會產生節(jié)流壓差，進而會產生節(jié)流阻力；當兩者的相對運動的程度較激烈，即運動的速度較大的時候， 此時油液的運動速度也較快，油液將會迅速的流過環(huán)縫，為了增大流量，油液使節(jié)流閥片彎曲，從而增大節(jié)流縫隙，當活塞桿和缸體的相對速度達到一定值時，閥片向上向下的變形增加到等于其厚度時，阻尼閥便可以視作開閥[3]。 1.3 油氣懸架的特點 油氣懸架已經在許多不同型號的特種軍用車輛或工程機械車輛上得到了應用，并極大的提升了車輛的各種性能。油氣彈簧具有非線性的剛度和阻尼特性，當懸架所受的載荷增加時，懸架的剛度也會急劇增大，由此將會降低懸架碰到車架的可能性。這樣汽車的行駛平順性就可以得到保證。另外，現(xiàn)在也已出現(xiàn)了主動油氣懸架，這種新型油氣懸架除了具有較為理想的非線性特性外， 還具備較為完善的調節(jié)功能，例如在空滿載時，都可以使得車輛的離地間隙保持不變等。 5 本科生畢業(yè)論文 1.3.1 油氣懸架的優(yōu)點[2] 1. 非線性剛度彈性特性。油氣懸架的剛度會發(fā)生變化，并且變化規(guī)律是非線性的，并且是漸增性的，這與其他普通螺旋彈簧懸架有所區(qū)別。當汽車在較為平整的路上行駛時，輪胎受到的來自路面的激勵較小，而由此產生的懸架的動撓度也不大，氣體被壓縮的程度也較小，所以剛度也小，汽車懸架較“軟”，即平順性好；但是當汽車在較差的路面上行駛時，車輪受到的來自地面的激勵也大，因此懸架的動撓度也大，氣體被壓縮的較多，其壓力就急劇上升，反應出來的便是彈簧的彈性力非常大，剛度很大，可以吸收較多的沖擊，避免發(fā)生懸架碰撞到車架，即“懸架擊穿”。 2. 非線性的阻尼特性。油氣彈簧采用節(jié)流孔式或節(jié)流閥片式阻尼閥，這兩者的阻尼特性具有良好的非線性。其阻尼特性可以應車輛要求，迅速的衰減車體的振動。 3. 單位儲存能量比大。若油氣彈簧使用高強度鋼材作為缸體和氣室，可以將氣體的壓力上限提高到很大。在氮氣充氣壓力為 6 兆帕的條件下，油氣彈簧的單位質量的存儲能量將很大，足足是普通鋼板彈簧的 3000 多倍，這樣的優(yōu)點將大大地減小懸架的質量和結構尺寸。 4. 車體調節(jié)。油氣彈簧可以進行充放油的操作，當與高度控制閥相結合時， 組成主動油氣懸架，通過充油和放油可以控制車體高度和姿態(tài)的調整，這將使車輛的道路通過性得到極大的改善。并且，還可以單獨控制各個懸架的油氣彈簧，實現(xiàn)車身的前后高度控制或左右高度控制，這使得車輛在傾斜路面上行駛時，也可以保持車身的水平，減輕車內人員的不適感。另外， 還可以改變油氣彈簧缸筒內的油液量和氣室的初始氣壓值，由此便可得到不同的非線性剛度特性，這樣可以滿足不同重量（噸位）的車輛的對懸架的要求。 6 第一章 緒論 5. 鎖閉功能。如上述提及的，在油氣彈簧中，油缸和儲能器（氣室）之間可以直接相連，但也可以用連接油路相連。在后者形式中，可以將缸筒與儲能器之間的連接油路掐斷，即在管路上增加一個截止閥，從而實現(xiàn)油氣懸架的閉鎖。閉鎖之后，油液便不會再壓縮氣體，而油液自身又可以近似看作不可壓縮，這樣整個懸架就相當于一個剛體，不能被壓縮。這種特點， 對于軍用車輛和工程車輛十分重要。如導彈車發(fā)射導彈時，產生的后座力會使車輛的姿態(tài)發(fā)生很大的變化，嚴重影響導彈的發(fā)射精度，而剛性懸架將使車輛的姿態(tài)的變化控制在很小的范圍內，從而保證射擊精度。 1.3.2 油氣懸架的不足[2] 油氣彈簧也并非沒有缺點，例如： 1. 油氣彈簧非線性的特性，雖然有可觀的效果，但是若要實現(xiàn)這個非線性特性需要一個相對復雜的系統(tǒng)。在設計研究階段，要對一個復雜系統(tǒng)進行特性分析和數(shù)學建模是十分困難的； 2. 主動油氣彈簧中的油液和氣體的供應，需要車輛加設一套供油和供氣裝置，如油泵、氣泵、各種控制閥等； 3. 由于油氣彈簧內的氣體和油液的工作壓力很高，故大大增加了對缸體和氣室的密封要求，對其加工工藝的要求也很高。 1.4 國內外研究現(xiàn)狀 1.4.1 國外研究現(xiàn)狀 自上世紀 50 年代開始，美國的威伯科最先開始對油氣彈簧進行研究工作。 并在 1952 年，法國的汽車公司雪鐵龍公司生產出了世界上第一輛搭配了油氣彈簧的汽車。至此，國外從事汽車研究的學者對油氣懸架進行了大量的研究工作，對油氣彈簧的阻尼特性、非線性剛度特性、密封性能等進行了改善。另外， 國外專家在油氣彈簧結構方面的設計研究也進行了大量的工作，并且碩果累累。 7 本科生畢業(yè)論文 此后，從上世紀 60 年代中后期開始，油氣懸架開始逐漸投入到實際車輛中去， 并集中在賽車和轎車上。 目前，國外的研究方向主要集中在兩個方面： [1] 對油氣懸架的數(shù)學模型進行完善和探索。 油氣懸架是一個十分復雜的系統(tǒng)，以氣體為彈性元件，液體為傳力介質， 要將這兩者的特性都統(tǒng)一到一個數(shù)學模型里，是十分困難的。高壓氮氣的壓縮和膨脹，油液的節(jié)流阻尼，還有容器的塑形，油液不可忽略的壓縮性等都是十分復雜的。要將這些都歸結到一個數(shù)學模型中，才能使懸架的模型能最大限度地符合實際。而現(xiàn)階段，在國外建立油氣彈簧數(shù)學模型的方法主要可以分為參數(shù)化和非參數(shù)化這兩種方法。通過對單氣室油氣彈簧深入研究，美國學者沃登較為全面的介紹了對其進行參數(shù)化和非參數(shù)化的方法。他指出，對油氣彈簧進行參數(shù)化建模，該模型可以較為準確地對油氣彈簧內部的運動狀態(tài)進行模擬， 并且可以對任何一個參數(shù)進行分析，得出每個因素對油氣懸架系統(tǒng)的影響。但是，既然要對每個可能影響系統(tǒng)的參數(shù)都進行描述，計算量十分巨大，這樣的方法必然會耗時耗力；而非參數(shù)化方法，計算量就相對減少了許多。利用這種方法對系統(tǒng)進行建模時，研究者可以對系統(tǒng)內部的情況全然不知，即將系統(tǒng)當成一個“黑箱”，只要對它輸入可控信號，得出結果，利用試驗的方法得到大量油氣彈簧的外特性數(shù)據(jù)后，再用一個函數(shù)來進行擬合，從而得到其外特性數(shù)學模型。這個方法不要求研究者對油氣彈簧內部各個因素的相互影響關系一清二楚，因此這個方法要相對簡單些，只是做試驗所需的人力物力也不容小覷。所以兩個方法都有其限制，所以要取長補短。若能有效的結合兩個方法，就既能減少計算量，又能減少試驗時間。不能盲目地對所有參數(shù)進行理論數(shù)學建模， 又不能全用試驗的方法的進行擬合，我們需要對每個具體參數(shù)進行理性分析， 8 第一章 緒論 判斷哪個參數(shù)適合理論分析，哪些參數(shù)適合試驗擬合。下面通過查閱文獻整理出了有代表性的關于油氣彈簧理論建模的國外研究。 美國學者科恩拉德通過研究獨立式油氣懸架的結構形式，認為可以將相關物理定律引入到油氣懸架的數(shù)學建模中，通過這個方法建立油氣彈簧的初始數(shù)學模型，再利用試驗的方法對這個模型進行參數(shù)化識別，從而可以有效的建立油氣懸架的參數(shù)化模型[4]。而韓國學者李廣津則建立了油氣彈簧的單氣室數(shù)學模型，并且通過給予該模型一個高速激勵，得出了關于油氣彈簧產生氣穴的主要影響因素，因為油氣彈簧的相對運動速度過大，導致節(jié)流孔或節(jié)流閥片兩端的壓差過大，使得液壓油腔的壓強降低過多，并低于液壓油的氣化壓強，這才使得油液產生氣化現(xiàn)象，這將會嚴重影響油氣彈簧的工作性能。不僅如此，他還對油氣懸架在不同溫度環(huán)境下進行了臺架試驗，最終得到了油氣彈簧在不同溫度下的輸出力-位移曲線[5]。英國學者優(yōu)塞菲則另辟蹊徑，他認為若將油氣彈簧的非線性特性進行線性化處理，就能大大簡化油氣懸架的建模工作。他利用了一種低階近似的擬合方法對油氣懸架進行處理，并設計了一個狀態(tài)空間， 里面包含了油氣懸架模型的各個影響因素，使狀態(tài)變量和其導數(shù)的近似值均達到最小[6]。與他類似的還有美國學者弗蘭克。弗蘭克也將油氣懸架的非線性特性進行了線性化處理。只是有所不同的是，弗蘭克采用的方法是等效線性化的方法，而且他還考慮了多個非線性因素，如高壓氮氣狀態(tài)的變化過程、活塞與缸筒還有活塞桿與缸筒之間的摩擦力、液壓油液的不可忽略的可壓縮性節(jié)流阻尼孔或閥片的紊流狀態(tài)以及限位塊的壓縮變形等[7]。以上研究均是對單個油氣懸架進行分析，而對整車上的油氣懸架系統(tǒng)的相互影響關系涉及較少。在這方面，國外學者菲萊斯對互連式油氣懸架模型進行了較深入的研究。他利用一種名為功率鍵合圖的方法，為多軸起重機的互連式懸架進行了建模，指出互連式懸架系統(tǒng)的優(yōu)越性很大，比一般的獨立式懸架具有更理想的懸架特性[8]。而與 9 本科生畢業(yè)論文 此同時，英國學者里德奧特也對互連式油氣懸架系統(tǒng)開展了研究，他對該復雜的系統(tǒng)進行了動態(tài)測試，最終得到了令人滿意的結果，并以此建立了該懸架模型的線性，慣性以及雙線性模型[9][10]。 [2] 開發(fā)不同于傳統(tǒng)的新式油氣懸架以及進一步加深對其進行主動控制策略的研究。 對于傳統(tǒng)的油氣彈簧懸架，其雖然有非線性的特性，但是歸結到底，其形式仍是被動懸架的一種，其非線性特性仍然是其固有的。而今后的懸架系統(tǒng)， 為了更好地去滿足人們對于乘坐舒適性的要求，必然要向主動或半主動方向進軍。國外現(xiàn)階段就在進行大量的關于油簧懸架主動控制辦法的研究。由于在油簧的兩個不是線性變化的特性—剛度和阻尼特性中，阻尼力的控制調節(jié)相對容易，故對其進行阻尼力調節(jié)的半主動控制，相對更簡便。在主動控制方面，占主流的方法有模糊控制方法和最優(yōu)控制理論方法等。匹配有這些復雜控制理論的油氣懸架雖然性能可以得到大幅度的提高，但是其可靠性差，而且成本高， 所以普及率并不高。 由于傳統(tǒng)油氣懸架擁有十分優(yōu)越的性能，并且在國外，眾多學者對其進行了大量的研究，所以在上世紀七八十年代，國外的油氣懸架就出現(xiàn)很多成型的商品，并被廣泛應用于軍事及工程機械上。 1.4.2 國內研究現(xiàn)狀 相對于國外，中國國內對于油氣彈簧的研究開始的就比較晚。直到上世紀八十年代開始，國內的學者才開始注意到油氣懸架。首先，在 1984 年，在油氣懸架應用方面做出表率的是上海重型汽車制造廠。其將油氣懸架最先應用到兩種型號的礦用自卸車中。但令人遺憾的是，其自主研發(fā)的油氣懸架在穩(wěn)定性和密封性方面的表現(xiàn)并不理想，所以該懸架并未能廣泛的推廣[11]。 10 第一章 緒論 在此之后，國內各個汽車廠商開始對油氣懸架進行了不同程度的嘗試。湘潭電機公司引進了國外的油氣懸架，并將其安裝到不同載荷的礦用自卸車上。通過實踐，對國外的先進油氣懸架技術進行了一定程度上的消化。而到了 1992 年和 1994 年，徐工集團與湖南浦沅工程機械廠先后引進了德國的全路面起重機，這項舉措大大加快了油氣懸架技術在國內的發(fā)展，此后國內便形成了油氣懸架技術研究地高潮。 不過就總的來說，國內學者對油氣懸架的研究仍多在仿真階段，通過對國外產品的理論和結構分析，臺架試驗得出的結果對油氣懸架進行理論上的完善和原理樣機的研制。而目前仍未有可以有效地去指導油氣懸架的設計和研發(fā)的方法。 在各大高校及科研院所，也有許多專家對油氣懸架正在進行大量的研究。在國內，最早對其進行研究的是原武漢水運工程學院即現(xiàn)在的武漢理工大學的陶又同教授，陶教授早在 1985 年就采用示功圖法對油氣彈簧進行了辨識[12]。 之后直到 1994 年，上海同濟大學的孫求理教授對單氣室油氣懸架進行了研究， 并對其進行了優(yōu)化[13]。而同在 1994 年，北京大學的高凌風教授對互連式油氣 懸架進行了動力學仿真，分析了其剛度對車輛振動的影響[14]。在 1998 年，大連理工大學的趙春明教授通過研究某型號的起重機，配合以功率鍵合圖的方法探究了油氣懸架在路面激勵下的振動響應特性[15]。不過上述研究均將液壓油液視為不可壓縮的剛體。而進入 21 世紀后，浙江大學的吳仁智教授于 2000 年在 考慮了液壓油液的可壓縮性后，建立了油氣懸架數(shù)學模型[16]。而又在 2 年后， 華中科技大學的曹樹平副教授在考慮了油液的庫倫摩擦力后，建立的油氣懸架的數(shù)學模型。并以該模型為基礎，分析研究了油氣懸架的非線性剛度和阻尼特性[17]。不過在動力學仿真方面，河北工業(yè)大學的碩士馬國清于 2001 年利用MATLAB 軟件搭建了一個四分之一車輛數(shù)學模型，并將油氣懸架的數(shù)據(jù)導入到 11 本科生畢業(yè)論文 該模型中。由此，通過對模型進行動力學仿真，得到了懸架各個參數(shù)對其阻尼 剛度特性的影響[18]。幾年后，上海交大汽研所的孫濤、喻凡等人同樣利用了二 自由度車輛四分之一模型對油氣懸架進行了研究，得到了單氣室油氣懸架平順 性的仿真結果[19]。同樣是上海交大的博士莊德軍于 2006 年在油氣懸架的研究中引入了魯棒性控制理論，并以此建立了懸架的主動控制數(shù)學模型。利用該模 型，通過仿真得到了該理論對懸架側向及垂向性能的影響[20]。在 2005 年，吉林大學機械學院的周德成老師對油氣懸架的研究也做了進一步分析。周德成老 師舍棄了理想氣體方程，而是利用實際氣體狀態(tài)方程對油氣懸架剛度特性進行 建模，并利用臺架試驗驗證了該模型的正確性。不僅如此，周老師還研究了液 壓缸的摩擦力對懸架性能的影響[21]。與此同時，同時吉林大學機械學院的王智 明老師利用分形理論，針對某型號礦用車油氣懸架的輸出力特性進行了探究[22]。之后，吉林大學汽車工程學院的郭孔輝院士在 2008 年利用試驗和仿真結果， 對消扭油氣懸架的穩(wěn)定性進行了驗證[23]。一年之后，北京理工大學的吳志成， 楊杰等人對油氣懸架的阻尼閥進行了詳盡的分析，并對其進行了仿真，得到了 阻尼閥的參數(shù)對懸架阻尼特性的影響結果[24]。在 2011 年，北理的趙玉壯博士對油懸的具體部分進行了非常仔細縝密的數(shù)模的建立，并對其進行了分析，他 還將將控制阻尼的方法應用到了油懸上，還以此進行了油氣懸架的硬件設計[25]。北京航天發(fā)射技術研究所的張軍偉對互連式多支路油氣懸架系統(tǒng)進行了深入 研究。他利用分數(shù)階理論建立了油氣懸架模型，并以該模型為基礎，探究了互 連式油氣懸架的阻尼耦合問題[26]。 目前，國內對油氣懸架的研究主要集中在五個方面： 1. 油氣懸架基本理論的研究。 中國國內對這方面的研究還是相對較多的。在這方面的研究，主要集中在懸架系統(tǒng)的剛度阻尼的非線性化定性研究上， 還有對整車的行駛平順性的評價方法的探究上。 12 第一章 緒論 2. 特定或特種車輛的油氣懸架仿真以及應用。 在國內的一些高校都在利用各種復雜理論來進一步改善其油氣懸架模型，有模糊控制理論、神經網絡控制理論等。只不過，相較于外國的成熟產品，國內產品的性能表現(xiàn)差強人意，在穩(wěn)定性、平順性上都有較大的差距。而且以被動懸架居多，半主動和主動控制的懸架產品較少。 3. 對油氣懸架新結構的探索。 與國外的探索一樣，國內也有部分學者積極地在開展對油氣懸架新形式的探索。主要還是在主動或半主動形式方向進軍。 4. 油氣懸架阻尼閥的優(yōu)化設計。由于節(jié)流閥系是油氣彈簧非線性阻尼特性的最主要的保證，故對其進行優(yōu)化設計，是提高油氣懸架性能主要方式之一。目前，山東理工大學的學者在這方面做出了較多貢獻。他們利用自己建立的設計理論，根據(jù)油氣懸架的最佳阻尼特性，通過油氣彈簧的閥片開啟時的速度點、活塞的運動速度、液壓油液的流量以及節(jié)流壓力和閥片變形之間的關系，建立了油氣彈簧的節(jié)流閥系的數(shù)學模型以及最優(yōu)設計方法。在此基礎上，利用 AutoCAD 平臺以及 C 語言編程軟件，開發(fā)了油簧節(jié)流閥系設計 CAD 軟件，實現(xiàn)了現(xiàn)代化設計。 5. 以油氣彈簧試驗所得數(shù)據(jù)為基礎反過來求得油氣彈簧的各個參數(shù)。 試驗得出的數(shù)據(jù)往往是最真實最客觀的，它可以最直觀的表現(xiàn)出油氣懸架的各個特性。所以國內也有學者會利用試驗的方法，對國外的優(yōu)秀產品進行試驗，然后在反求其參數(shù)，最后再來優(yōu)化自己的理論。 1.5 國內亟待解決的問題 從上述油氣懸架的發(fā)展現(xiàn)狀可以看出，國外的技術相較于國內，已經非常成熟了，兩者的差距還很大。國內仍需要做以下幾方面的工作： 13 本科生畢業(yè)論文 1. 雖然國內對油氣懸架的研究開展的如火如荼，但仍存在著系統(tǒng)性差等問題。因此需要建立一套能被大家接受的通用的設計規(guī)范，促使油氣懸架的研究工作能更加的規(guī)范高效。 2. 目前國內在油氣懸架的研究仍集中在理論設計上，但對油氣懸架的結構設計著墨不多。要知道，一個優(yōu)秀的理論同樣需要一個優(yōu)秀可靠的載體才能發(fā)揮出其最大的優(yōu)勢。因此，在加強對油氣懸架的理論研究的同時，還要對其結構的設計及優(yōu)化多做努力。 3. 由于懸架的總體發(fā)展方向仍是向半主動和主動控制，故油氣懸架也必然會向這方面提升。所以在油氣懸架系統(tǒng)的研究工作中，從被動到主動或半主動懸架的轉變，需要廣大研究者的共同努力。 由此，對油氣懸架今后的研究工作中，需要對其工作特性建立更加準確的數(shù)學模型，加之以微處理器技術和有效地控制算法，進一步的提升其性能。 14 第一章 緒論 1.6 雙橫臂懸架 本次設計的雙橫臂懸架的結構示意圖如圖 1.6 所示。雙橫臂式獨立懸架的 上下橫臂的長度不盡相同。當車輛上搭載了上下橫臂長度相同的雙橫臂懸架時，其在路面上行駛，車輪上下 圖 1.6 運動時，它的車輪平面始終能夠保持平行，即其主銷的中心軸線的空間布 置角度也不會發(fā)生改動，其主銷軸線的傾斜角不發(fā)生變化。只不過，汽車輪胎的水平距離會發(fā)生很大變化，顯然這樣會使車輪向側面的滑動加劇，增加了輪胎的磨損。因此，該種形式的懸架應用并不廣泛。而對于上下橫臂不等長的懸架，其車輪平面和主銷軸線的角度雖然會發(fā)生變化，但若合理地去匹配兩者的長度，則可以將這種變化控制在可以接受的范圍內。其不大的輪距變化，完全可以由輪胎的彈性變形來彌補，并不會使輪胎發(fā)生側向滑移，所以可以保證汽車的行駛平順性。 1.7 本章小結 本文主要對雙橫臂式油氣彈簧懸架進行設計，著重完成下述幾個方面的工作: 1. 根據(jù)任務書給出的車輛參數(shù)，以及對懸架機構的性能要求，大致確定雙橫臂式懸架的各個硬點參數(shù)，然后利用 ADAMS/CAR 中自帶的雙橫臂式懸架模板對初步確定的硬點參數(shù)進一步地進行確認和修改，得到最終的懸架尺寸參數(shù)。 2. 利用任務書對懸架性能的要求，對油氣彈簧的整體結構形式進行設計， 并完成油氣彈簧內部具體零部件的設計。 15 本科生畢業(yè)論文 3. 利用MATLAB/SIMULINK 等軟件對油氣彈簧的剛度/阻尼特性進行分析， 最終得到油氣彈簧的剛度/阻尼特性曲線。并分析了不同參數(shù)對油氣彈簧特性的影響曲線。 4. 最后借助 SIMULINK 建立四分之一車輛模型，對油氣彈簧進行動力學分析。 16 第二章 懸架主要參數(shù)的確定 第二章 懸架主要參數(shù)的確定 2.1 懸架靜撓度[27] 懸架靜撓度的定義指的是車輛處在滿載而且靜平衡的時候，懸架所受載荷 Fw 與此刻懸架剛度c 的比值，即 fc = Fw / c （2-1） 汽車的前懸和后懸以及各自與其簧上質量形成的振動系的固有頻率，這兩個參數(shù)是主要影響車輛平順性的因素。在另一方面，由于現(xiàn)在的汽車前后的車身質量分配系數(shù)ε ≈1，那就意味著汽車前后部分的振動之間不存在聯(lián)系。所 以，可以得到汽車車身前后部分的固有頻率n1 、n 2 為： n1 = / (2p ) ； n2 = / (2p ) （2-2） 上式中， c1 和c2 分別為前懸和后懸的剛度（N/cm）； m1 和m2 分別為前懸 和后懸的簧上質量（kg）。 而且，當懸架的彈性元件的剛度為線性變化時，其前懸、后懸的靜撓度則可表示為： fc1 = m1g / c1 ； fc 2 = m2 g / c 2 （2-3） 上式中，g 是重力加速度，等于 981 cm / s2 。 若將式（2-3）代入到式（2-1）中，則可以得到： n1 = 5/ ； n2 = 5 / 17  （2-4） 本科生畢業(yè)論文 從式（2-4）可以分析得：懸架的靜撓度將會直接影響到汽車車身的振動的頻率 n。由此，若要使車輛在行駛時能平穩(wěn)舒適，其懸架靜撓度的取值至關重要。 在設計懸架參數(shù)時，首先應合理地選取前懸和后懸的靜撓度值，并且應該保證兩者之間的差別不大，而且更重要的是，最好能讓后懸的靜撓度 fc 2 的取 值比前懸的靜撓度 fc1 在數(shù)量上要少一些，即后懸架的偏頻n2 要比前懸架的n1 更大一些，這樣的搭配可以使車身在縱向平面上的角振動保持在較小范圍內變動。由于本文設計的前懸屬于輕型貨車前懸架，而考慮到貨車的前軸與后軸載荷在空滿載時的較大差別，還有乘員的舒適性，可取前后懸架的靜撓度值關系 為 fc 2 = (0.6 0.8) fc1 。 對于使用途徑不一樣的車輛，其對行駛時的平穩(wěn)舒適的需求也有較大的差異。乘用車以讓人坐乘為主要途徑，對乘坐舒適性的要求最高，而以載貨為主要目的的貨車對乘坐舒適性的要求最低。 當貨車處于滿載狀態(tài)時，需要前懸架的固有振動頻率維持在 1.50～2.10 HZ 之間，結合任務書中對該車硬點參數(shù)的要求 1.20～2.10 HZ ，本文取前懸架的偏頻為 1.80 HZ 。 由前懸的偏頻，結合式（2-4）可以算得前懸架的靜撓度為： c1 1 f = 25 / n 2 = 25 /1.82 = 7.7cm 2.2 懸架動撓度[27] 首先懸架的動撓度的定義為車輛從滿載靜平衡位置開始，懸架慢慢開始壓縮，等懸架被壓縮到最大值時，即緩沖塊壓縮到它的自由伸展尺寸的一半或三 18 第二章 懸架主要參數(shù)的確定 分之二時，此時的車輪中心相對車體的豎直位移。根據(jù)《汽車設計》要求， 車輛要有足夠大的動撓度，以使車輛在壞路面上行駛時，懸架就不太會碰擊到車架上，以提高乘坐舒適性。一般對于貨車來說，其動撓度 fd 取值為 6～9cm。 本文取貨車的前懸架動撓度 fd1 = 9cm 。 2.3 懸架彈性特性 懸架在受到豎直方向上的外力 F 時，汽車的車輪會向上跳動，車輪相對于車體的位移（即懸架的變形量），它與該外力之間的關系就是懸架的彈性特性。該曲線的斜率就為懸架的剛度。 懸架的彈性特性可以是線性變化的，但也可以不是線性變化的。線性的彈 性特性即懸架的剛度是一固定不變值。而非線性彈性特性如圖 2.1 所示。此時，懸架的剛度是變化的。其最大的特點就是在懸架的滿載位置附近，懸架的特性曲線變化較為緩慢，即懸架的剛度較小，所以懸架較“軟”，其乘坐舒適性好。但是，在離滿載位置較遠時，曲線的 斜率急劇增大，即懸架的剛度迅速增加，懸架變“硬”。這樣的變化，可以使懸架在一定的動撓度范圍內，其動容量比線性彈性懸架更大。（動容量是指懸架從滿載靜平衡位置開始，變形到結構允許的變形量最大值時，需要的能量）。 若懸架的動容量越大，則其在上下振動時撞擊甚至是擊穿緩沖塊的幾率就越小。對于空滿載時的簧上質量變化大的貨車或客車，為了使車身的振動固有頻 率以及車身的高度變化保持在較小范圍內，需要車輛搭配有剛度變化的懸架。 2.4 車輛懸架系統(tǒng)的阻尼匹配[28] 19 本科生畢業(yè)論文 2.4.1 單輪二自由度懸架系統(tǒng)的頻響函數(shù) 當懸架質量分配系數(shù)e ?1 時，我們就能將汽車簡化成二自由度模型，如圖 2.2 所示。 按圖中所示，m1 為懸架的簧下質量；m2 為懸 圖 2.2 架的簧上質量；K 為彈簧剛度；C 為減振器阻尼系數(shù)； Kt 為輪胎剛度。 車輪、車身的垂直位移為 z1和z2 ，q 為路面凹 凸顛簸產生的激勵。當上圖中各參數(shù)在坐標系中的原點選在各自的平衡位置時， 該模型的運動方程為 m2 z2 + C(z2 - z1 ) + K (z2 - z1 ) = 0 m1z1 + C(z1 - z2 ) + K (z1 - z2 ) + Kt ( z1 - q) = 0 （2-5） 將式 2-5 進行拉普拉斯變換，得到下式： m z s2 + C(z - z )s + K(z - z )=0 2 2 2 1 2 1 m z s2 + C(z - z )s + K(z - z ) + K (z - q) = 0 1 1 1 2 1 2 t 1  （2-6） 下面引入以下幾個物理量： rk = Kt / K ； rm = m2 / m1 ； w0 = ； l=w/w0 20 第二章 懸架主要參數(shù)的確定 rk 為輪胎剛度與懸架剛度的比值； rm 為簧上與簧下質量的比值；w0 為車身 固有頻率； l 為頻率比。 設 s=j w ,代入到式 2-6，可得到z1和z2 對路面激勵 q 的頻率響應函數(shù)為： z H ( jw) 1 (r - l2r )+ 2xlr j  （2-7） z H ( jw) 2 ? è m ? ? ? è m ? ?  （2-8） 由此，可得車輪和車身振動響應加速度 z1和z2 ，對路面不平度速度輸入q 的頻響函數(shù)分別為： H( jw)z q = jwH( jw)z q （2-10） 1 1 z H( jw) 2 = jwH( jw) z q 2  q （2-11） 2.4.2 車身垂直加速度均方值 當車輛在不同等級的道路上行駛時，可以把路面速度輸入譜看作白噪聲， 即 G  ( f ) = 4p 2G  (n )n2v （2-12） q q 0 0 上式中， n 為參考空間頻率， n = 0.1m-1 ；v 為車輛運動速度。 0 0 根據(jù)隨機振動理論，其響應均方值為 21 本科生畢業(yè)論文 x o 2 = +￥ H jw ò ( ) -￥ x q 2 Gq ( f ) df 2  （2-13） x q 上式中， H ( jw ) 為 x 對路面凹凸度速度輸入q 的頻響函數(shù)。其中，響應 x 可以為車輪與車身的位移、加速度以及懸架動撓度或車輪動載。 由此，根據(jù)頻響函數(shù)式 2-12、2-13，可以求得車身垂直加速度 z2 的均方 值為 w3 (1+ r + 4r r x 2 ) o 2 = p 2G (n )n2v 0 m m k z2 q 0 0 2xrm  （2-14） 2.4.3 基于舒適性的車輛懸架最佳阻尼比 z 通過對車身垂直加速度均方值s 2 2 對x 求偏導，就能得到基于舒適性的最 佳阻尼比x ，由式 2-13 可得： 當 ?x 時 ， 得 xoc = 代入車輛參數(shù)，得xoc = = = 0.2038 2.4.4 基于安全性的車輛懸架最佳阻尼比 根據(jù)車輪動載頻響函數(shù)式 2-10、式 2-12 以及式 2-13，可得到車輪動載的 均方值為  r r (r r - 2 - 2r ) + (1+ r )3 + 4r r x 2 (1+ r )2 o 2 = K 2p 2G (n ) n2v m k m k m m m k m Fd t q 0 0 2r3r2wx m k 0 （2-15） 22 第二章 懸架主要參數(shù)的確定 F 通過對車輪動載均方值s 2 d 對阻尼比x 求偏導，便可以得到基于安全性 的最佳阻尼比，由式 2-15 可得 ?s 2 當 Fd =0 時，得x = ?x os 式中， R = r r (r r - 2 - 2r ) + (1+ r )3 。 m k m k m m 代入車輛參數(shù)，得xos =0.3968 根據(jù)上述的基于舒適性和基于安全性的車輛最佳阻尼比可得，該貨車被動懸架的最佳阻尼比范圍在 0.2038～0.3968 內，則應該根據(jù)車輛類型，選擇一個合適的最佳阻尼比。對于工程車輛，行駛路面較差，故為了減小懸架動行程， 防止其撞擊到車架，應選取阻尼比大些，取x =0.3 。 2.5 懸架的剛度設計[28] 2.5.1 剛度設計 根據(jù)車輛的類型及給出的參數(shù)，加上車輛對懸架的偏頻，動、靜撓度的要求，綜合的進行懸架的剛度設計。 首先，應該依據(jù)車輛對懸架的偏頻的要求，對其懸架的剛度進行計算： c = 4p 2n 2m =4′p 2 ′1.82 ′1150 =147N / mm 1 1 1 2.5.2 剛度驗證 1. 靜撓度驗證 設計完懸架的剛度后，我們需要對懸架的靜撓度進行驗算。 f = mg / c = g / (4p 2n 2 ) = 9.81（/ 4′p 2 ′1.82）=7.67cm c1 1 1 滿足前面的設計要求。 23 本