油氣彈簧缸設(shè)計與特性分析

1、前言車輛作為一種現(xiàn)代化交通工具，人們對其機動性能要求越來越高，而其平均行駛速度、行駛平順性、橫向穩(wěn)定性、緩沖可靠性及乘坐舒適性是其機動性能的幾個重要指標(biāo)。車輛的乘坐舒適性和車身的固有振動特性有關(guān)，而車身的固有振動特性又與懸架的特性密切相關(guān)。懸架是車架（或承載式車身）與車橋（或車輪）之間的一切傳力連接裝置的總稱，一般有彈性元件、減振器、導(dǎo)向機構(gòu)三部分組成。其作用是把路面作用于車輪上的垂直反力（支乘力）、縱向反力（驅(qū)動力和制動力）和側(cè)向反力以及這些反力所造成的力矩傳遞到車架上，以保證汽車正常行駛。按車輛在行使過程中懸架的性能是否受到控制，可將懸架分為被動懸架、半主動懸架和主動懸架三種基本類型。凡不

2、需要輸入能量進行控制的懸架稱為被動懸架；輸入少量能量調(diào)節(jié)阻尼系數(shù)的可控阻尼懸架稱為半主動懸架；通過輸入外部能量實現(xiàn)控制力調(diào)節(jié)的可控懸架叫做主動懸架。傳統(tǒng)的機械式被動懸架系統(tǒng)大都由減振器和螺旋彈簧或者是鋼板彈簧組成。彈簧剛度通常是一個定值,為了保證在不同路面上車輛行駛的平順性,需要懸架的剛度較軟,因而需要較大的懸架空間。為此在被動懸架系統(tǒng)中人們設(shè)計了不同的變剛度彈簧來解決這一問題。比如變中徑、變節(jié)距的螺旋彈簧,主副鋼板彈簧懸架等等。油氣懸架系統(tǒng)由于其剛度的非線性,與其他型式的被動懸架相比較有著顯著的優(yōu)越性。油氣懸架類屬于被動懸架，但油氣懸架又具有主動懸架的結(jié)構(gòu)型式，具有只有主動懸架才能實現(xiàn)的部分

3、功能和性能。所謂油氣懸架是指以油液傳遞壓力、用惰性氣體（通常為氮氣）作為彈性介質(zhì)的一種懸架，它的彈性元件為蓄能器，減振元件則為懸架缸內(nèi)部的節(jié)流孔、單向閥等。而油氣彈簧缸（又稱為油氣懸架缸），作為油氣懸架最重要的部件，決定著整個油氣懸架的主要性能。因此，對油氣彈簧缸的研究便成為了首要任務(wù)。目前，國外在這方面的研究比較成熟，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過國內(nèi)的研究水平。本論文將通過粗略的結(jié)構(gòu)設(shè)計，重點對油氣彈簧缸進行數(shù)學(xué)建模和對其性能進行仿真分析研究。為進一步詳細(xì)準(zhǔn)確的結(jié)構(gòu)設(shè)計和同類相關(guān)研究提供參考。1 緒論1.1 油氣懸架系統(tǒng)概述懸架系統(tǒng)是提高車輛行駛平順性和操縱穩(wěn)定性、減少動載荷引起零部件損壞的關(guān)鍵。但基于經(jīng)典隔振

4、理論的傳統(tǒng)懸架無法同時兼顧這幾方面的要求，全主動懸架能滿足這一要求，但因價格昂貴而不能付諸工程實際，自1996年以來該系統(tǒng)的研究已經(jīng)中斷。而油氣懸架不僅能滿足車輛乘坐動力學(xué)的要求，且造價遠(yuǎn)比全主動懸架低得多。油氣懸架本身并不是一個新概念，它最早使用在飛機的起落架上，用來提高飛機著陸的平穩(wěn)性。50年代后期，人們才逐漸將它應(yīng)用到車輛中來，以提高車輛舒適性、操縱穩(wěn)定性等性能。油氣懸架是將油和氣結(jié)合，利用氣體的可壓縮性作為懸架的彈性元件，利用油液的流動阻力實現(xiàn)減振，同時又利用油液的不可壓縮性實現(xiàn)較為準(zhǔn)確的運動和力的傳遞，利用油液流動的易控性實現(xiàn)各種大功率的控制。因此，油氣懸架不僅具有較好的彈性特性，更

5、重要的是它能方便地實現(xiàn)汽車運動姿態(tài)等的良好控制。為提高車輛行駛平順性，國外小客車、載重卡車及工程機械上早已采用了油氣懸架系統(tǒng)，特別在礦山自卸載重卡車上用的更為普遍。當(dāng)車輛在不平道路上行駛時可以減少地面?zhèn)鬟f給車身的沖擊力，當(dāng)采用電鏟裝載礦石時可減少礦石下落時對汽車的沖擊，特別在空載時可得到較小的振動頻率。由于空載和滿載載荷變化幅度大，車身高度變化較大，此時如裝有能隨載荷變化可自動調(diào)節(jié)車身高度的油氣懸架則可獲得理想的彈性特性而使車輛具有良好的平順性，從而改善駕駛員的勞動條件，提高車輛的平均行駛速度和車輛的運輸生產(chǎn)率。我國自行設(shè)計的礦山載重汽車SH380，采用了油氣懸架，美國WABCO公司生產(chǎn)的礦山

6、載重汽車35C（載重313kN）、75B（載重666.82kN）、120（載重980.67kN）、前蘇聯(lián)別拉斯540、日本小松HD320、法國TX40及意大利伯里尼公司生產(chǎn)的礦山載重汽車等也都采用了油氣懸架。對牽引形工程機械來說，由于它本身工作的特點，在行駛狀態(tài)需要有良好的彈性懸架以保證較高的平均行駛速度，而在作業(yè)狀態(tài)則希望將彈性懸架變成剛性懸架。油氣懸架可以做到在作業(yè)狀態(tài)將彈性消除，而在行駛狀態(tài)又能恢復(fù)其彈性。美國UETA和UETEZ萬能工程履帶牽引車就具有這種性能。如采用一般的扭桿懸架，要將彈性懸架變成剛性懸架，其結(jié)構(gòu)會很復(fù)雜1。1.2 油氣懸架的特征1) 非線性剛度傳統(tǒng)的懸架因彈性元件的

7、剛度大多為線性的而使其剛度基本保持不變，而在油氣懸架中，彈性元件的剛度具有非線性、漸增（減）的特點，這就可以實現(xiàn)車輛在平坦路面上行駛平順，在劣質(zhì)路面上因懸架吸收較多的沖擊能量而使其保持一定的行駛速度。2) 非線性阻尼可迅速抑制車架的振動，具有很好的減振性。3) 車身高度自由調(diào)節(jié)通過懸架缸的同時或單獨調(diào)節(jié)，車架高度可上下升降、前后升降或左右升降，這對改善車輛的通過性能和行駛性能十分重要。4) 剛性閉鎖通過切斷液壓缸與蓄能器及其它液壓元件的連接油路，利用油液壓縮性較小的特點，可使油氣懸架處于剛性狀態(tài)，在這種條件下車輛可承受較大載荷并能緩慢移動。5) 改善車輛運動性能通過懸架縱橫交錯的不同連接可以改

8、善車輛的某些運動性能（如側(cè)傾運動、俯仰運動），解決車輛啟動和剎車時的點頭現(xiàn)象等。6) 單位儲能比大這一特點對重型車輛特別有利，可以有效地減輕懸架質(zhì)量和結(jié)構(gòu)尺寸。但油氣懸架也有不足之處：1）油氣懸架布置在車外，防護性較差。2）成本一般較扭桿懸架要高，據(jù)國外資料統(tǒng)計，其成本約高2025 3）油氣懸架壓力較高，對油和氣的密封裝置要求較高，零部件加工精度要求較嚴(yán)，否則會因漏油、漏氣而不能使用。4）油氣懸架一般較難在-40度的氣溫下正常工作，它對油液和橡膠的低溫性能要求較高。1.3 油氣懸架的實際應(yīng)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

9、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(dāng)普遍，甚至在轎車上已逐漸采用油氣懸架。下圖表示出了美國底特律市從1962年以來生產(chǎn)的轎車油氣懸架情況。美國底特律市生產(chǎn)油氣懸架的情況目前，油氣懸架應(yīng)用的主要領(lǐng)域有以下幾個方面：1) 軍事車輛意大利生產(chǎn)的“半人馬座”輪式裝甲車、法國生產(chǎn)的AMX-10RC輪式輸送車、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

10、重機、日本鋼鐵株式會社生產(chǎn)的RK系列起重機、徐州重型機械廠生產(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有限公司生產(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；上海重型汽車制造廠SH380、SH382型大型礦用自卸車等。6) 其他車輛1.4 油氣懸架國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及亟待解決的問題1.4.1 國外研究現(xiàn)狀國內(nèi)外學(xué)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)型式及性能進行了大量的理論分析和試驗研究，取

11、得了很多成果。目前已經(jīng)發(fā)展到主動懸架的初步應(yīng)用階段，開發(fā)了一些采用主動油氣懸架控制的產(chǎn)品，應(yīng)用范圍也大為拓寬。當(dāng)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(xué)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(xué)模型中，使得理論懸架系統(tǒng)符合實際，成為非線性系統(tǒng)。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(yīng)用。利用油氣懸架阻尼相對剛度易調(diào)的優(yōu)勢，調(diào)節(jié)阻尼實現(xiàn)懸架的半主動和主動控制。如圖1是半主動控制的原理圖，控制

12、單元對各類傳感器采集的信號進行處理，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1半主動控制原理圖 國內(nèi)研究現(xiàn)狀國內(nèi)在油氣懸架技術(shù)研究方面起步較晚，80年代初才引起國內(nèi)研究人員的關(guān)注。與國外差距較大，從文獻上，武漢水運工程學(xué)院陶又同教授的文章是較早用示功圖法研究油氣懸架的文獻。1984年上海重型汽車制造廠通過參考美國樣機設(shè)計的油氣懸架應(yīng)用到該廠的SH380、SH382礦用自卸車上，但使用效果較差，后來，徐州工程機械集團有限公司（1992年）、湖南浦沅工程機械廠（1994

13、年）先后從德國利勃海爾公司引進了LTM1025、LTM1032、LTM1050全地面起重機，促進了油氣懸架技術(shù)的推廣應(yīng)用，有關(guān)高校也開展了這方面的研究，如北京理工大學(xué)、同濟大學(xué)、大連理工大學(xué)、武漢水運工程學(xué)院等。但從總體上看，國內(nèi)在油氣懸架技術(shù)研究方面主要集中在原理介紹、應(yīng)用分析、計算機仿真分析上，目前還沒有形成一套簡單易行、切實可靠的方法和理論去指導(dǎo)油氣懸架的設(shè)計，還處于國外樣機類比、參考設(shè)計、試驗修改的階段。 研究油氣懸架國內(nèi)亟待解決的問題對比國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀可以看出，國外處于應(yīng)用階段，國內(nèi)還處于理論研究階段，差距明顯，需在以下方面努力：1) 系統(tǒng)性、基礎(chǔ)性研究。2) 加強結(jié)構(gòu)設(shè)計和優(yōu)化設(shè)

14、計方面的研究。如剛度特性、阻尼特性、頻率特性的定性定量說明，懸架減振效果的定性定量說明等。3) 油氣懸架的優(yōu)化設(shè)計。不單純是油氣懸架參數(shù)的優(yōu)化，還應(yīng)該包括不同的油氣懸架結(jié)構(gòu)性能差異的對比以及對車輛各種性能的影響，并在設(shè)計油氣懸架時將優(yōu)化結(jié)果納入其中，從而大幅度提高車輛性能。4) 制定通用的研究設(shè)計規(guī)則。5) 整車、多橋油氣懸架系統(tǒng)虛擬樣機的研制，實現(xiàn)參數(shù)化、可視化設(shè)計，并開發(fā)專門的油氣懸架的計算機仿真軟件。6) 從被動懸架技術(shù)向半主動懸架、主動懸架技術(shù)發(fā)展，其中微處理器的應(yīng)用是一個必然的選擇，采用電腦控制，最終形成主動自適應(yīng)智能控制系統(tǒng)。2. 油氣彈簧的結(jié)構(gòu)及工作原理2.1 油氣懸架系統(tǒng)的分類

15、油氣懸架有多種形式。按單缸蓄能器形式，分為單氣室、雙氣室、兩級壓力式等；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入分為被動油氣懸架、半主動油氣懸架和主動油氣懸架。目前，國外油氣懸架系統(tǒng)已商品化，應(yīng)用于各類特殊底盤的結(jié)構(gòu)中，如自卸汽車、全地面起重機等，采用的形式也各有不同。自卸汽車多采用獨立式油氣懸架，利勃海爾全地面起重機系列在路況好的情況下采用獨立式懸架，而在路況惡劣的情況下采用連通式懸架，極大地增強了車輛的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。2.2 油氣彈簧工作原理 單氣室油氣彈簧原理單氣室油氣彈簧又分為油氣分隔式和油氣不分隔式兩種。前者可防止油液乳化，且便

16、于充氣。如圖2-1為單氣室油氣懸架結(jié)構(gòu)原理圖，在活塞桿的內(nèi)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(dāng)車輛受到不平路面激勵時，活塞及活塞桿組件會相對于缸筒作往復(fù)運動，若活塞及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內(nèi)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。若活塞及活塞桿相對缸筒伸張，則B腔的油液受到壓縮，迫使B腔的油液通過阻尼孔向A腔流動（此時單向閥處于關(guān)閉狀態(tài)），同時因A腔增大的體積大于B腔縮小的體積，結(jié)果會導(dǎo)致蓄能器的部分油液在氣體壓力作用下進入A腔。在前一種情形下，因

17、單向閥開啟，活塞及活塞桿組件相對缸筒運動時受到的阻尼力較小，這相當(dāng)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，活塞及活塞桿組件相對缸筒運動時受到的阻尼力較大，這相當(dāng)于傳統(tǒng)懸架中的減振器作用。圖2-1 單氣室油氣懸架結(jié)構(gòu)原理圖雙氣室油氣彈簧原理圖2-2所示的是雙氣室懸架液壓缸結(jié)構(gòu)，液壓缸的內(nèi)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（反壓氣室）相通，A腔通過管路僅與右蓄能器（主氣室）相通。當(dāng)活塞及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單向閥進入B腔；相

18、反地當(dāng)活塞及活塞桿相對缸筒伸張時，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。由于反壓氣室的作用，使懸架在伸張行程時的剛度比單氣室懸架的剛度要大得多。只要對兩氣室氣壓和容積參數(shù)選擇適當(dāng)，就可以使懸架剛度保持合適的變化規(guī)律，使懸架具有較理想的彈性特性。圖2-2 雙氣室油氣懸架結(jié)構(gòu)原理圖兩級壓力式油氣彈簧原理兩級壓力式油氣懸架是國外另一種新型的油氣懸架，其結(jié)構(gòu)原理如圖2-3所示。它的特點是在活塞上部具有兩個并列氣室，但其工作壓力不同。其中之一稱為主氣室A，充有氣壓與正常單氣室油氣懸架相近的氮氣；另一氣室稱為補償氣室B，其中充有比主氣

19、室氣壓高的氮氣。兩個氣室都用橡膠隔膜將氣體與油液隔開。兩個氣室的作用就像鋼板彈簧中主簧與副簧的作用一樣。1活塞；2第一級壓力缸；3、4橡膠隔膜；5第二級壓力缸圖2-3兩級式油氣懸架簡圖由于懸架中的補償氣室氣壓高于主氣室的氣壓，因此，當(dāng)懸架上載荷增加時，先是主氣室參加工作。當(dāng)載荷增加到一定程度時，補償氣室才參加工作。把補償氣室開始工作時的懸架載荷稱為臨界載荷，當(dāng)懸架上載荷超過臨界載荷時，補償氣室和主氣室一起工作。雙級壓力式油氣懸架由于兩個氣室不是同時參加工作，而是根據(jù)汽車載荷的變化先后參加工作，因而使懸架剛度的變化更加符合懸架性能的要求，從而保證汽車空載與滿載時懸架有大致相等的固有振動頻率，從而

20、提高了汽車行駛的平順性。這種結(jié)構(gòu)在意大利礦用汽車（佩爾利尼S-30型）上采用過。3. 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3.1 概述油氣彈簧以其優(yōu)越的非線性特性和良好的減振性能，在各種車輛上得到了越來越廣泛的應(yīng)用。隨著車輛載荷的增加、速度的提高，改善油氣彈簧在更高的工作壓力下的動態(tài)密封性能，延長其使用壽命和準(zhǔn)確設(shè)計其減振性能參數(shù)，已經(jīng)成為油氣彈簧設(shè)計中的主要問題。本文主要針對帶有反壓氣室的油氣彈簧進行研究。3.2 雙氣室油氣彈簧理論模型1-活塞桿2-上蓄能器3-液壓缸筒4-下蓄能器5-活塞6-單向孔7-阻尼孔圖3-1 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

21、彈簧系統(tǒng)進行簡化，可得到圖3-1所示的油氣彈簧系統(tǒng)示意圖，它主要由液壓缸和上下兩個蓄能器組成。液壓缸中有A、B、C三個油腔,其中充滿油液,A腔和B腔油液通過阻尼孔7及單向閥6相連通,而C腔油液與A、B兩腔油液由活塞隔離。上下兩個蓄能器E和D分別與B腔和C腔相通,蓄能器內(nèi)充入高壓氮氣,高壓氮氣由氣囊與油液相隔離。油氣懸掛系統(tǒng)工作過程可以分為復(fù)原行程和壓縮行程兩個部分。在復(fù)原行程(即活塞桿向上運動時),A腔油液壓力升高,該腔油液通過阻尼孔7壓入B腔,B腔與蓄能器E相通,B腔油液再壓入蓄能器E,使蓄能器E內(nèi)的氮氣得到壓縮?；钊蛏线\動使C腔油液壓力降低,與C腔相通的蓄能器D在高壓氮氣的壓力作用下將油

22、液壓入C腔;在壓縮行程(即活塞向下運動時),A腔油液壓力降低,蓄能器E內(nèi)高壓氮氣在壓力作用下將油液壓入B腔,B腔油液通過阻尼孔7和單向閥6向A腔補油?；钊蛳逻\動使C腔油液壓力升高,將該腔油液壓入蓄能器D,使蓄能器D內(nèi)的氮氣得到壓縮。當(dāng)車輛行駛時,路面起伏引起活塞在缸筒內(nèi)上、下運動,這樣,使A、B兩腔的油液在壓差的作用下往復(fù)地通過一些阻尼孔和單向閥孔,具有壓差的油液流過阻尼孔和單向閥孔時消耗能量,衰減汽車的振動,這一過程就形成了油氣懸掛系統(tǒng)的阻尼特性。而與上下油腔相連的蓄能器內(nèi)充滿封閉的高壓氮氣,通過高壓氮氣的彈性變形來承受載荷,減輕地面對車輛的沖擊,這一過程就形成了油氣懸掛系統(tǒng)的彈性特性。為

23、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3-2所示標(biāo)有一些主要尺寸的簡易結(jié)構(gòu)圖。圖3-2 帶反壓氣室油氣彈簧結(jié)構(gòu)簡圖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(yù)設(shè)，、，行程，則 C腔圓面積 A腔圓環(huán)面積 面積差 假設(shè)當(dāng)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(yīng)該滿足要求，即。這里初設(shè)蓄能器D的初始體積。假設(shè)當(dāng)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(yīng)該滿足要求，即。這里初設(shè)蓄能器E的初始體積。若取=110，則0.0095，263；若取=60，則0.0028，3

24、57?；钊麠U缸的壁厚為15，屬于中厚壁。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。3.5 油氣彈簧結(jié)構(gòu)設(shè)計關(guān)鍵問題結(jié)構(gòu)設(shè)計及制造技術(shù)要求為了保證油氣彈簧運動靈活、密封可靠，合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計和制造技術(shù)要求顯得非常重要。如下幾個方面值得特別提及。1） 相對滑動的內(nèi)外缸筒配合間隙應(yīng)該嚴(yán)格滿足密封件間隙要求。2） 對相對滑動的內(nèi)外配合表面粗糙度要求：內(nèi)孔表面輪廓算術(shù)偏差Ra；外圓表面輪廓算術(shù)偏差Ra。3） 相對滑動的內(nèi)外配合表面圓柱度要求在7級以上。4） 安裝密封件時，初始接觸的缸筒等零件端頭應(yīng)該有15度左右倒角；倒角和圓柱面相交處應(yīng)該圓弧過渡；防止安裝時損壞密封件。5） 所有零件

25、應(yīng)該去毛刺，不得存留雜質(zhì)和污物。6） 安裝時，工具表面應(yīng)該光滑，且保持清潔；密封件應(yīng)該涂以潤滑劑。 密封件的選用油氣懸架的工作特點是往復(fù)運動頻繁,沖擊大,頻率較高,頻帶較寬,因而對于密封技術(shù)是元件能否長期有效地工作的關(guān)鍵技術(shù)。油氣懸架易漏油和密封件壽命低是其突出的缺點,成為幾十年來國內(nèi)外研究的關(guān)鍵技術(shù)問題。一般常規(guī)密封件為O形密封圈,應(yīng)用廣泛,但在活塞運動時容易造成密封圈的滾動和扭曲,失效嚴(yán)重,漏油明顯。對于Y形密封圈,是單向密封,缺口朝著高壓方向,壓力越高,缺口越張開,密封越緊,有自封作用,在密封效果上有所增強,但是加大了運動過程中的摩擦力。為了進一步提高油氣懸架的工作可靠性,一種新型油氣懸

26、架缸密封結(jié)構(gòu)如圖3-3所示,由斯特封與彈性O(shè)形圈構(gòu)成滑環(huán)式組合密封結(jié)構(gòu),用于油氣懸架的活塞桿與懸架缸筒的密封,也可用于活塞與缸筒的密封。密封圈的幾何形狀是階梯形,可以達到零泄漏,密封圈下有2個帶預(yù)壓縮量的O形橡膠圈作為彈性體,用以補償密封圈的磨損。這種密封具有良好的自潤滑性、防爬性和耐腐蝕性,且摩擦系數(shù)低。1-活塞桿2-懸架缸筒3-O形密封圈4-斯特封圖3-3 油氣彈簧密封結(jié)構(gòu)這種密封環(huán)采用直接成型工藝制成,具有以下優(yōu)點:(1) 摩擦系數(shù)低,動、靜摩擦系數(shù)相同,起動無黏滯,起動力小,運行無爬行;(2) 耐磨性好,抗蠕變性能強;(3) 使用溫度范圍寬(-10+130),壓力等級高(1640 MP

27、a);(4) 密封效果好,適用于各高、中、低壓力的場合,具有快速的壓力反應(yīng)和較低的污染敏感性。此外,該組合密封形式充分發(fā)揮了彈性體與滑環(huán)的各自特點,使其性能更佳?；h(huán)的耐磨性高,但彈性不足,因而靠內(nèi)部O形圈的彈性擴張補償磨損間隙;由于滑環(huán)與相對運動部件為圓柱面接觸,避免了單獨使用O形圈時易扭曲的現(xiàn)象。同時,滑環(huán)密封件對密封間隙要求不高,可達到0.250.5 mm的間隙,因而降低了對工件的加工工藝要求?；顒娱g隙的加大還有利于減小運動中硬質(zhì)污物劃傷缸壁的可能性,提高了元件的壽命。導(dǎo)向?qū)挾鹊倪x擇導(dǎo)向部分在油氣彈簧往復(fù)運動時起導(dǎo)向支撐作用，承受活塞桿因外力引起的沖擊、彎曲和振動，對油氣彈簧的性能有相當(dāng)

28、大的影響。當(dāng)油氣彈簧拉伸至設(shè)計允許最大長度時，兩導(dǎo)向部分中心點之間的距離稱為最小導(dǎo)向長度H，如圖3-4所示。如果導(dǎo)向長度過短，即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。而導(dǎo)向長度有往往受到結(jié)構(gòu)的限制。因此設(shè)計中必須保證一定的最小長度。圖3-4一般來說，最小導(dǎo)向長度應(yīng)該滿足下式要求（）式中 油氣彈簧工作行程，液壓缸直徑，導(dǎo)向部分寬度A和B可以相等，也可以不等，一般其取值為：當(dāng)時，、當(dāng)時，、式中 D液壓缸外徑d液壓缸內(nèi)徑臺架試驗確定阻尼孔油氣彈簧的阻尼是由油液經(jīng)過阻尼孔產(chǎn)生熱量而形成的。另外還有密封件和缸筒的摩擦力的貢獻。由于油液運動極為復(fù)雜，摩擦力計算也不準(zhǔn)確，要精確地確定阻尼孔尺寸

29、，往往需要做臺架試驗。1）最小二乘法計算線性阻尼系數(shù)確定阻尼孔的臺架試驗的目的是使實際阻尼值和設(shè)計值相一致。實際上阻尼值和速度成非線性關(guān)系，而理論上計算將阻尼和速度之間假定為正比關(guān)系為便，即。因此，我們在臺架試驗中可以用最小二乘法求出線性阻尼系數(shù)C。設(shè)試驗中測的n個數(shù)據(jù)對:（、），（、）（、），線性阻尼系數(shù)，則誤差的平方和為：取，則圖3-52）確定阻尼孔的臺架試驗的步驟(1) 選擇某一阻尼孔徑。(2) 以同一規(guī)定頻率、不同振幅分別激振油氣彈簧，測試其示功圖，分別求出各個最大速度點，的復(fù)原阻力，。(3) 最小二乘法求出相當(dāng)線性阻尼系數(shù)。(4) 對比設(shè)計阻尼系數(shù)和相當(dāng)線性阻尼系數(shù)。若兩者之差在工程

30、允許范圍之內(nèi)，則所選阻尼孔尺寸滿足使用要求；反之，另選適當(dāng)阻尼孔尺寸，重復(fù)（1）（4），直到滿足要求為止89。4 帶反壓氣室油氣彈簧數(shù)學(xué)模型4.1 數(shù)學(xué)模型簡化條件建模時，取活塞平衡時的狀態(tài)為模型的初始位置。設(shè)活塞桿在正弦激勵作用下往復(fù)運動，活塞的速度為，式中A和分別為激勵信號的振幅和頻率，位移方向取復(fù)原行程(向上)時活塞運動方向為正。為簡化計算，作如下假設(shè)：1) 由于油氣彈簧缸經(jīng)常處于振顫狀態(tài)，且潤滑良好，所以忽略摩擦阻力的影響。2) 通常液壓油粘度會受到溫度的影響，但在溫度變化較小時，粘度變化不大10。本文不考慮溫度對液壓油粘度的影響。3) 各密封環(huán)節(jié)工作可靠,系統(tǒng)沒有內(nèi)泄漏和外泄漏。4)

31、 假設(shè)剛性構(gòu)件沒有彈性變形。5) 蓄能器密封性能良好，氣體質(zhì)量不變。6) 帶反壓氣室油氣彈簧缸蓄能器內(nèi)的氣體為惰性氣體氮氣，許多文獻認(rèn)為它的特性與理想氣體接近，因此本文假定氣體為理想氣體。（即忽略溫度變化對系統(tǒng)的影響）4.2 理想氣體狀態(tài)方程氣體的狀態(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10。理想氣體狀態(tài)方程為： （4-1）式中 理想氣體的氣體壓強，Pa；理想氣體的氣體體積，m3；理想氣體的氣體質(zhì)量，kg；理想氣體的氣體常數(shù)，J/(kgK)；理想氣體的氣體絕對溫度，K。氣體的多變狀態(tài)方程為 (4-2)式中 氣體多變指數(shù)。對于理想氣體，在等溫過程時r=1，絕

32、熱過程時4；理想氣體初始?xì)怏w壓強，Pa；理想氣體初始?xì)怏w體積，m3。當(dāng)封閉容器的氣體被壓縮時，氣體體積減小，壓強和溫度升高，儲存能量。反之，釋放能量。在這個過程中，由于氣體與其周圍環(huán)境的溫度差導(dǎo)致能量損失。當(dāng)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(dāng)快速加載時，氣體來不及與外界進行熱交換，對應(yīng)氣體的狀態(tài)變化過程近似為一個絕熱過程。在壓強、溫度等變化范圍較大的情況下不能把氮氣作為理想氣體研究，而應(yīng)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，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13。

33、4.3 雙氣室油氣彈簧數(shù)學(xué)模型為了研究油氣懸架的性能，建立描述其本質(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(xué)物理模型的基礎(chǔ)上，建立了圖4-1所示的模型。圖4-1 帶反壓氣室油氣彈簧缸的物理模型為了能夠較為準(zhǔn)確描述油氣彈簧動態(tài)特性的數(shù)學(xué)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。在對系統(tǒng)的分析過程中，假設(shè)缸筒固定不動，同時忽略活塞與缸壁、活塞桿與缸壁之間的摩擦力和粘性阻力的作用。設(shè)油氣彈簧桿筒受到正弦波位移激勵，式中和分別為激勵信號的振幅和頻率。取激勵信號向上為正方向（即復(fù)原行程位移為正），對

34、活塞進行受力分析，油氣彈簧活塞桿的輸出力方程為： （4-3）式中油氣彈簧缸輸出力，N；A腔的圓環(huán)面積，m2；C腔圓面積，m2；A腔的油液壓力，Pa；C腔的油液壓力，Pa。由圖4-1可知，A、B兩腔的油液通過阻尼孔和單向閥相互流動，根據(jù)節(jié)流小孔理論，可以建立 A 腔油液壓力和B腔油液壓力間的關(guān)系方程，即 （4-4）式中 流量系數(shù)，取值為0.6； 阻尼孔截面積，m2； 單向閥有效過流面積，m2； 單位時間內(nèi)A、B兩腔間油液流量, m3/s; 活塞相對于缸筒的運動速度，當(dāng)缸筒固定時，即為活塞的運動速度（設(shè)活塞相對于缸筒向上運動（復(fù)原行程）時，速度為正，反之，在壓縮行程，速度為負(fù)），m/s； 符號函數(shù)

35、，定義為 （4-6）考慮油液壓縮性，有： （4-7） （4-8）式中 A腔油液的壓縮量，m3； B腔油液的壓縮量，m3； 油液的壓縮系數(shù)，取值為，；平衡狀態(tài)時A腔油液體積，m3；平衡狀態(tài)時B腔油液體積，m3；A腔的油液壓力，Pa；B腔的油液壓力，Pa；平衡狀態(tài)時A腔油液壓力，Pa；平衡狀態(tài)時B腔油液壓力，Pa；流過單向閥和阻尼孔的液體流量為： （4-9）蓄能器E與活塞桿腔B間通過浮動活塞相隔，所以有 （4-10）取蓄能器E腔內(nèi)的氮氣為研究對象，它的性質(zhì)與理想氣體相似，因此用理想氣體狀態(tài)方程，由于車輛懸架振動是一個快速過程,氣體狀態(tài)變化可認(rèn)為是絕熱的,所以用多變過程方程式來描述： （4-11）式

36、中 E 腔氣體平衡位置時氣體壓力，Pa；E 腔氣體平衡位置時氣體體積，m3；E 腔氣體初始?xì)怏w壓力，Pa；E 腔氣體初始?xì)怏w體積，m3；蓄能器E腔中氣體的體積可由下式確定 （4-12）由式（4-4）（4-12）可求得A腔內(nèi)油液壓力隨位移激勵的變化。同理，對蓄能器D內(nèi)氣體根據(jù)氣體狀態(tài)方程有： （4-13）式中 D 腔氣體平衡位置時氣體壓力，Pa； D 腔氣體平衡位置時氣體體積，m3；D腔氣體初始?xì)怏w壓力，Pa； E 腔氣體初始?xì)怏w體積，m3；考慮液體壓縮性，C腔油液壓縮量為： （4-14）式中平衡位置時C腔油液體積，m3；C 腔油液的壓縮量，m3；蓄能器D腔中氣體體積為： （4-15）由圖4-1

37、，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腔內(nèi)氣體壓力的關(guān)系為（4-16）式中 流量系數(shù)，一般取0.6； C腔與D腔間阻尼孔截面積，m2； C腔與D腔間單向閥有效過流面積，m2；C腔與D腔間細(xì)長圓孔的長度，m；C腔與D腔間細(xì)長圓孔的直徑，m；、油管與蓄能器出口油液壓力損失系數(shù)，當(dāng)油液由油管向蓄能器內(nèi)流動時，??；當(dāng)油液從蓄能器向油管流動時，??； 單位時間內(nèi)C腔與蓄能器D間的油液流量，m3/s； （4-17）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

38、（4-16），其中雷諾數(shù)Re通過下式計算 （4-18）式中，液壓油運動粘度，m2/s； C腔與D腔間細(xì)長圓孔內(nèi)油液平均流速，m/s，用下式計算 （4-19）由（4-13）（4-19）即可確定C腔內(nèi)油液壓力，將、代入式（4-3），求得液壓缸的輸出力F。由此，式（4-3）（4-19）組成了描述油氣彈簧性能的復(fù)雜非線性數(shù)學(xué)模型?？梢钥闯鍪潜容^復(fù)雜的，難以確定力F與位移及速度的直接表達式，應(yīng)用該模型可以分析油氣懸掛的剛度特性、阻尼特性、頻率特性，從而可以分析車輛的舒適性、平順性等性能。5 油氣彈簧剛度特性和阻尼特性分析5.1 概述油氣彈簧的特性除了位移特性和速度特性外，還有剛度特性和阻尼特性。研究油氣

39、彈簧參數(shù)對其剛度特性和阻尼特性的影響，是自主設(shè)計、自主進行油氣彈簧產(chǎn)品開發(fā)中合理選擇和確定系統(tǒng)參數(shù)的前提。同時，對影響油氣彈簧特性的參數(shù)進行分析和計算，可以預(yù)測和判斷其性能特性，對進一步實驗研究也具有重要意義。影響油氣彈簧特性的參數(shù)主要分為以下三類：1) 蓄能器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，包括初始充氣壓力，蓄能器額定充氣體積等。由于油氣彈簧依靠蓄能器充入惰性氣體起彈性作用，因而蓄能器的結(jié)構(gòu)參數(shù)主要影響系統(tǒng)的剛度特性。2) 彈簧缸本身的結(jié)構(gòu)參數(shù)，包括彈簧缸直徑、阻尼孔和單向閥有效過流面積等。因為彈簧缸除了通過液體壓力傳遞彈性力外，又起到了減振器的作用。除了主要影響油氣彈簧的阻尼特性外，也影響油氣彈簧的剛度特性。

40、3) 環(huán)境參數(shù)，包括環(huán)境溫度或工作溫度以及油液品質(zhì)等因素的影響。溫度的變化會引起油液品質(zhì)（運動粘度、粘滯阻力等）以及惰性氣體壓力的變化，進而影響到懸架的輸出特性。5.2 油氣彈簧剛度特性分析剛度特性是油氣彈簧系統(tǒng)的一個重要的性質(zhì)，直接影響到車輛的平順性、懸架動行程以及輪胎動載荷。剛度特性是指活塞桿上所受的力（不包含阻尼力）與活塞相對于液壓缸行程的關(guān)系，有靜剛度和動剛度特性。靜剛度特性是指活塞桿相對于液壓缸移動緩慢時，活塞桿上所受力與活塞相對于液壓缸行程之間的關(guān)系，這種情況下氣體的變化可看作等溫變化，氣體多變指數(shù)；動剛度特性是指活塞桿相對于液壓缸快速移動時，活塞桿上所受力與活塞相對于液壓缸行程之

41、間的關(guān)系，這種情況下氣體的變化過程比較復(fù)雜，因此綜合后取。由于車輛動力學(xué)主要研究車輛的動態(tài)特性，因而本文僅就油氣彈簧的動剛度特性進行研究。 彈性力和剛度系數(shù)的計算因為油液的體積彈性模量遠(yuǎn)大于氣體體積的彈性模量，因此，在分析系統(tǒng)剛度特性時忽略油液壓縮性對系統(tǒng)剛度的影響。分析油氣懸架剛度時不考慮阻尼影響。從前面的仿真可知，在蓄能器內(nèi)氣體溫度變化不大時，溫度對懸架系統(tǒng)特性影響較小，為了計算方便，假設(shè)蓄能器內(nèi)氣體按絕熱狀態(tài)變化，采用理想氣體狀態(tài)方程。因不考慮阻尼影響，則 ，因此活塞桿的輸出力為： （5-1）式中 油氣懸架缸輸出力，N；A腔的圓環(huán)面積，m2；C腔圓面積，m2；A腔的油液壓力，Pa；C腔的

42、油液壓力，Pa。 D腔內(nèi)氣體狀態(tài)方程為： （5-2）式中 D 腔氣體平衡位置時氣體壓力，Pa； D 腔氣體平衡位置時氣體體積，m3；E腔內(nèi)氣體狀態(tài)方程為： （5-3）式中 E 腔氣體平衡位置時氣體壓力，Pa； E 腔氣體平衡位置時氣體體積，m3；令彈簧缸活塞從靜平衡位置移動距離（正方向如圖41），則D、E兩腔氣體的工作體積、分別為： （5-4） （5-5）設(shè)懸掛質(zhì)量為M，靜平衡狀態(tài)蓄能器內(nèi)的氣體壓力為 （5-6）由于油氣彈簧安裝完成后，從自由狀態(tài)壓縮到靜平衡位置的過程可以認(rèn)為是等溫過程，因此氣體多變指數(shù)此時取=1，有： （5-7） （5-8）綜合式（5-1）（5-8）得 （5-9）對式（5-9

43、）求導(dǎo)，則可以得到油氣彈簧的剛度，即 （5-10） 基于MATLAB Simulink的系統(tǒng)剛度特性仿真油氣彈簧缸的初始參數(shù)如表5-1所示：表5-1 初始參數(shù)參數(shù)名稱符號初始值單位蓄能器E初始充氣壓力Pa蓄能器E初始充氣體積蓄能器D初始充氣壓力Pa蓄能器D初始充氣體積缸筒內(nèi)徑m桿筒外徑m單筒懸掛質(zhì)量6000KgC腔圓面積A腔圓環(huán)面積重力加速度油氣彈簧缸系統(tǒng)剛度MATLAB Simulink仿真模型如圖5-1所示，按照公式(5-10)仿真得到如圖5-2所示的油氣彈簧缸系統(tǒng)剛度特性曲線。圖5-1剛度MATLAB Simulink仿真模型 m，Y=k N/m m，Y=k N/m(a)f=0.1 HZ

44、,A=10 mm (b) f=0.1 HZ,A=30 mm圖5-2 剛度特性曲線圖5-2所示結(jié)果表明，油氣彈簧剛度并不是輸入位移激勵的線性函數(shù)，而是具有非線性特性，并隨著位移激勵幅值的增加，剛度系數(shù)值明顯增加。油氣彈簧缸這一剛度特性同傳統(tǒng)的線剛度懸架有明顯區(qū)別。當(dāng)懸架的位移變化較小時，其剛度值較小，且變化較小，使車輛在較好路面上行駛時具有了較好的平順性；當(dāng)懸架位移變化較大時，其剛度也迅速增加，使車輛在較差路面行駛時具有較好的抗沖擊能力。這一特點反映了采用油氣懸架的車輛能夠在上述兩種差別甚大的路面行駛時，都能保持較高的行駛速度，因此，其特性要比一般的傳統(tǒng)懸架優(yōu)良。圖5-3為激勵信號f=0.1 H

45、Z,A=30 mm時,改變蓄能器D、E初始充氣壓力對油氣懸架剛度的影響，圖中曲線表明，蓄能器初始壓力值越低，油氣懸架的剛度隨位移的增加上升快；初始充氣壓力值越高，油氣懸架的剛度越趨于平緩，位移達到一定值才會快速上升。上述分析表明，通過改變蓄能器的初始充氣壓力，可以有效調(diào)節(jié)油氣懸架的剛度，控制油氣懸架剛度的變化趨勢。同時由曲線特征可以看出,油氣彈簧剛度特性主要表現(xiàn)在壓縮行程,而對相應(yīng)的拉伸行程表現(xiàn)不明顯。圖中曲線程序為:r=1.33;ve0=1e-3;vd0=2e-3;m=6000;g=9.8;ac=0.0095;aa=0.0031;t=0:0.2:10;pd0=3e6 3.5e6 4e6;pe

46、0=pd0;x=0.03.*sin(0.2*pi).*t);for j=1:3k=r*pd0(j)*(vd0r)*(ac2)./(pd0(j)*vd0*(ac-aa)/(m*g)+ac.*x).(r+1)+r*pe0(j)*(ve0r)*(aa2)./(pe0(j)*ve0*(ac-aa)/(m*g)-aa.*x).(r+1);plot(x,k);hold on;endgtext('4MParightarrow','fontsize',14);gtext('leftarrow3.5MPa','fontsize',14);gtext

47、('leftarrow3.0MPa','fontsize',14);xlabel('x(m)');ylabel('k (N/m)');圖5-3蓄能器D、E初始充氣壓力對剛度特性的影響圖5-4蓄能器D初始充氣體積對剛度特性的影響圖5-4為改變蓄能器初始充氣體積（初始充氣壓力不變）對系統(tǒng)剛度的影響。圖示結(jié)果表明，其變化趨勢與改變蓄能器初始充氣壓力相似，隨蓄能器的容積增大，油氣懸架隨位移的變化明顯趨于平緩。利用這一特點，可以合理設(shè)計或選用蓄能器，合理分配車橋載荷，使車橋達到均載。圖中曲線程序為:r=1.33;ve0=1e-3;vd0=1

48、.5e-3 2e-3 2.5e-3;m=6000;g=9.8;ac=0.0095;aa=0.0031;t=0:0.2:10;pd0=3.5e6;pe0=3.5e6;x=0.03.*sin(0.2*pi).*t);for j=1:3k=r*pd0*(vd0(j)r)*(ac2)./(pd0*vd0(j)*(ac-aa)/(m*g)+ac.*x).(r+1)+r*pe0*(ve0r)*(aa2)./(pe0*ve0*(ac-aa)/(m*g)-aa.*x).(r+1);plot(x,k);hold on;endgtext('rightarrow','fontsize'

49、;,14);gtext('leftarrow','fontsize',14);gtext('leftarrow','fontsize',14);xlabel('x (m)');ylabel('k (N/m)');圖5-5為懸掛質(zhì)量對剛度特性的影響，從圖可以看出，油氣懸架剛度隨懸掛質(zhì)量不同而發(fā)生變化。分析式（5-8）不難發(fā)現(xiàn)，油氣懸架剛度隨懸掛質(zhì)量的增加而增加。在其它結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的情況下，質(zhì)量增加，剛度相應(yīng)增加，這是一般車輛設(shè)計中致力追求的目標(biāo)之一。但傳統(tǒng)的線性被動懸架卻沒有這一性質(zhì)，所以說，油氣懸架

50、隨著懸掛質(zhì)量的增加改變剛度的特點既符合車輛平順性的要求，也符合車輛安全性的要求。圖示曲線程序為:圖5-5懸掛質(zhì)量對剛度特性的影響圖5-6缸筒直徑對剛度特性的影響圖5-6表示了彈簧缸內(nèi)徑變化對系統(tǒng)剛度的影響。圖上曲線表明，隨著彈簧缸直徑的增大，A、C腔截面積也相應(yīng)增大，系統(tǒng)剛度增加。這一結(jié)果表明了最初確定彈簧缸直徑和活塞桿直徑尺寸參數(shù)的重要性。5.3 油氣彈簧系統(tǒng)阻尼特性分析阻尼特性是油氣彈簧的另一個重要特性，它直接影響到車輛行駛的平順性。油氣，彈簧系統(tǒng)的阻尼主要來自三個部分：第一部分為彈簧缸阻尼孔和單向閥引起的阻尼，這是主要的阻尼；第二部分是活塞組件和缸筒之間的摩擦力，包括庫侖摩擦力和粘性摩擦

51、力。由于彈簧缸經(jīng)常處于振顫狀態(tài)，且潤滑良好，故摩擦力的數(shù)值很小，通常將其忽略不計；第三部分主要是油液在管道中流動產(chǎn)生的沿程壓力損失和局部壓力損失，蓄能器的出口處也有一定的局部壓力損失。第三部分以壓力損失形成的阻尼力，其數(shù)值主要與液體在管道中流動的速度有關(guān)，是油液流速的函數(shù)。若彈簧缸激勵的幅值大、頻率高，油液在管套內(nèi)流動的速度就大，這部分阻尼力的影響就大些。反之，影響就小些。根據(jù)有關(guān)研究，完全忽略第三部分阻尼的影響是不合適的。但要對其進行具體的測試和計算又十分困難，因此，在頻率較低時不考慮其影響。根據(jù)圖4-1的油氣彈簧缸物理模型簡化圖，A、B兩腔之間和C、D兩腔之間都設(shè)有阻尼孔和單向閥等阻尼結(jié)構(gòu)

52、，當(dāng)油氣彈簧處于壓縮狀態(tài)時，單向閥和阻尼孔中都有油液流過，油液的速率比較低，彈簧缸產(chǎn)生的阻尼力比較低。當(dāng)油氣彈簧處于復(fù)原狀態(tài)時，單向閥關(guān)閉，油液只能通過阻尼孔流經(jīng)，這樣使油液流速加大，彈簧缸產(chǎn)生較大的阻尼力。正是在復(fù)原行程中產(chǎn)生了較大的阻尼力，抑制了復(fù)原運動，并迅速的衰減振動。 阻尼力和阻尼系數(shù)的計算本文中油氣彈簧結(jié)構(gòu)中，A腔與B腔之間以及C腔和D腔之間分別采用了如圖5-7和圖5-8所示的阻尼結(jié)構(gòu)，二者的原理相同，都可以看作阻尼孔和單向閥并聯(lián)的結(jié)構(gòu)。圖5-7 A腔與B腔之間盤形阻尼器結(jié)構(gòu)圖5-8 C腔與D腔之間盤形阻尼器結(jié)構(gòu)盤形阻尼器等效結(jié)構(gòu)如圖5-9所示。流體流經(jīng)阻尼孔的流動狀態(tài)為存紊流，這

53、已經(jīng)被大量的試驗工作所驗證。當(dāng)阻尼孔長度較小時可利用薄壁小孔理論對其進行阻尼分析，為了計算方便在此忽略油液的可壓縮性。圖5-9 盤形阻尼器等效結(jié)構(gòu)設(shè)彈簧缸活塞上下運動的速度為，則A、B腔間油液的流量為： （5-11）式中 A、B兩腔間的油液流量，m3/s；C、D腔間油液的流量為： （5-12）式中 C、D兩腔間的油液流量，m3/s。1) 復(fù)原行程中，單向閥關(guān)閉，油液只經(jīng)阻尼孔流動，根據(jù)實際液體的伯努利方程，經(jīng)過節(jié)流孔的流量公式16為 （5-13）復(fù)原行程的阻尼力，其表達式為： （5-14）A腔與B腔間的液壓差為： （5-15）式中 流量系數(shù)，通常?。蛔枘峥卓偨孛娣e，m2； 油液密度，因假設(shè)油液不可壓縮，所以其值為常數(shù)，/m3。C腔與D腔間的液壓差為： （5-16）式中 C腔與D腔間阻尼孔截面積，m2；由（5-14）（5-16）可得油氣彈簧復(fù)原行程阻尼力為： （5-17）2) 壓縮行程中，單向閥開啟，油液同時流經(jīng)阻尼孔和單向閥，流量公式為 （5-18）式中 單向閥的有效過流面積。同理易得油氣彈簧壓縮行程阻尼力為： （5-19）式中A、B腔間單向閥有效過流面積，m2；C腔與D腔間單向閥有效過流面積，m2；公式（5-17）、（5-19）分別表示了油氣彈簧復(fù)原行程和壓縮行程的阻尼力。復(fù)原行程和壓縮行程阻尼力