礦用自卸車兩級壓力式油氣懸架特性分析

王剛鋒， 劉 湘， 杜 騰， 索雪峰， 張赟熙

(1.長安大學道路施工技術與裝備教育部重點實驗室， 陜西西安 710064；2.陜西同力重工股份有限公司， 陜西咸陽 712000)

引言

工程車輛的載重量大且作業環境非常惡劣，懸架性能的優劣對車輛行駛穩定性與平順性至關重要。與傳統型板簧懸架相比，油氣懸架剛度和阻尼的非線性特征對整車行駛平順性的改善效果十分顯著[1-3]。蓄能器內充氣體積與充氣壓力是影響懸架輸出特性的重要因素。王靖岳等[4]應用MATLAB和LabVIEW研究蓄能器初始充氣體積與初始充氣壓力對兩級壓力式油氣懸架高壓蓄能器開啟時間點的影響，建立了合理的數學模型。SHA L等[5]和劉同昊等[6]均通過搭建單氣室油氣懸架的AMESim模型，分析了蓄能器初始充氣壓力以及體積對懸架油缸動態特性的影響，其中懸架剛度的變化最為明顯。蓄能器內初始充氣壓力和充氣體積也是影響雙氣室油氣懸架剛度的主要因素[7-8]。

另外，懸架的剛度還與油缸各腔室的面積有關，陳林山[9]采用Simulink對油氣懸架建模分析，結果表明懸架剛度與無桿腔面積成正相關，與有桿腔面積成負相關。蓄能器內氣體(氮氣)的多變過程同樣影響油氣懸架的剛度，王云超等[10]通過實驗研究發現，氣體體積壓縮速率和體積壓縮率是影響氣體實際多變過程的2個主要因素。懸架的輸出特性與阻尼孔直徑以及路面輸入激勵也有較大關系，增大阻尼孔直徑可以改善行駛平順性，而減小阻尼孔直徑則可以提高行駛穩定性，在設計過程中，阻尼孔尺寸應根據車輛實際使用需求來確定[11-12]。此外，考慮懸架系統的局部壓力損失和管道沿程壓力損失時可以更好地分析懸架的輸出特性[13-14]。

由上述研究成果分析可知，油氣懸架的輸出特性與蓄能器內氣體體積和壓力、活塞桿直徑、阻尼孔直徑等因素有關。本研究設計一種新型礦用自卸車兩級壓力式油氣懸架，并通過仿真和實驗分析在通過路面障礙時油氣懸架的系統輸出特性。

1 兩級壓力式油氣懸架工作原理

兩級壓力式油氣懸架主要由缸筒、活塞桿、低壓蓄能器和高壓蓄能器組成，缸筒和兩蓄能器之間通過橡膠軟管連接，如圖1所示。

圖1 兩級壓力式油氣懸架結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of two-stage pressure hydro-pneumatic suspension structure

在車輛行駛過程中，當輪胎受到外部激勵時，油氣缸處于壓縮行程，Ⅰ腔內油液通過單向閥和阻尼孔流向Ⅱ腔,同時部分油液通過橡膠軟管流向蓄能器，該過程中蓄能器開始儲能。當油液壓力小于高壓蓄能器設定壓力時，僅低壓蓄能器打開參與工作，當壓力大于等于設定壓力時，高壓蓄能器介入工作。

當油氣缸處于拉伸行程時，Ⅱ腔內油液通過阻尼孔流向Ⅰ腔，此時單向閥關閉，產生較大阻尼力，同時蓄能器內油液通過管道流向Ⅰ腔，該過程蓄能器釋放能量。

2 油氣懸架特性理論分析

2.1 懸架輸出力

假設油液不可壓縮，且設活塞桿在高壓蓄能器開啟前的相對位移為x1，高壓蓄能器開啟后的相對位移為x2，則這2個階段蓄能器的氣體體積變化量ΔV為：

(1)

式中， ΔA—— 活塞桿面積

p—— 懸架油缸壓力

ph—— 高壓蓄能器開啟壓力

當高壓蓄能器開啟時，低壓蓄能器已處于壓縮狀態，此時低壓蓄能器的體積Vz為：

(2)

式中，Vl—— 低壓蓄能器初始充氣體積

pl—— 低壓蓄能器初始壓力

r—— 氣體多變指數

從而懸架系統的油缸壓力p為：

(3)

式中，Vh為高壓蓄能器初始體積。

懸架輸出力F為：

(4)

由公式F=ma可解出缸筒加速度a：

(5)

式中，m為簧上質量。

2.2 懸架剛度

聯立式(1)和式(4)并對位移x求偏導即可解出懸架剛度k：

(6)

由式(6)可得到如圖2所示的懸架剛度變化曲線。圖中位移x正值表示壓縮行程，負值表示拉伸行程。由圖2可知，當車輛滿載時兩級壓力式油氣懸架的高壓蓄能器介入工作后，懸架剛度迅速降低，可有效解決單氣室油氣懸架系統在滿載時剛度過高的問題。

圖2 懸架剛度變化曲線Fig.2 Stiffness change curve of hydro-pneumatic suspension

由懸架固有頻率f可表示為：

(7)

可知，當簧上質量一定時，懸架固有頻率僅由剛度值決定，且與其平方根成正比。

2.3 懸架阻尼力

根據活塞桿和缸筒的運動關系，流量Q可表示為：

(8)

A2—— 有桿腔面積

(9)

式中， Δp—— 有桿腔和無桿腔壓力差

聯立式(8)和式(9)可得：

(10)

又因懸架阻尼力：

Fz=ΔpA2

(11)

聯立式(10)和式(11)可解得懸架阻尼力為：

(12)

可見，在懸架尺寸固定時，阻尼力大小僅和活塞與缸筒的相對運動速度有關[16]。

3 仿真結果與實驗分析

利用AMESim仿真軟件搭建如圖3所示的單氣室與兩級壓力式油氣懸架仿真模型，兩油氣懸架的主要參數見表1。

表1 兩油氣懸架主要參數Tab.1 Main parameters of two hydro-pneumatic suspension

圖3 油氣懸架仿真模型Fig.3 Simulation model of hydro-pneumatic suspension

本研究利用仿真模擬單氣室油氣懸架與兩級壓力式油氣懸架在車輛滿載條件下通過如圖4所示的高度120 mm的路面障礙物時的系統輸出特性，并與路面行駛實驗測試結果進行對比分析。

圖4 路面障礙物模型Fig.4 Road obstacle model

實驗時在油氣懸架上安裝壓力傳感器和位移傳感器，安裝位置如圖5所示。通過DEWE-2600多通道數據采集儀獲取懸架的壓力與位移信息。

圖5 傳感器安裝位置Fig.5 Sensor installation position

3.1 壓力特性分析

油氣懸架壓力特性曲線如圖6所示。由圖可知，兩級壓力式油氣懸架的壓力仿真值與實驗測試值的最大相對誤差為4.60%，處于合理范圍內，驗證了仿真模型的準確性。通過仿真分析得到，單氣室油氣懸架壓力峰值為12.57 MPa，兩級兩級壓力式油氣懸架壓力峰值為10.99 MPa，新型油氣懸架的油缸壓力峰值降低了12.54%。

圖6 油缸壓力變化曲線Fig.6 Change curve of cylinder pressure

3.2 位移特性分析

活塞相對缸筒的位移變化曲線如圖7所示。圖中正值表示壓縮行程，負值表示拉伸行程。兩級壓力式油氣懸架的活塞相對位移仿真值與實驗值的最大相對誤差為6.56%，處于允許范圍。由仿真分析可知，在活塞壓縮行程中，單氣室油氣懸架的最大位移為28 mm，兩級壓力式油氣懸架的最大位移為65 mm，最大相對位移增加了37 mm，這將更有利于保持車身姿態，提高車輛防側傾能力。

圖7 活塞桿相對缸筒的位移變化曲線Fig.7 Displacement curve of piston rod relative to cylinder

3.3 速度特性分析

活塞相對缸筒的速度變化曲線如圖8所示。從圖中可知，車輛通過路面障礙時由于高壓蓄能器的介入作用，兩級壓力式油氣懸架的活塞相對速度峰值更大且振蕩衰減更快，1.2 s以后隨著壓力逐漸降低，高壓蓄能器對系統的影響逐漸減小，兩種懸架的速度變化趨向接近。這表明兩級壓力式油氣懸架反應更靈敏、響應時間更短，可有效防止輪胎跳離地面，使輪胎具有更好的抓地性。

圖8 活塞桿相對缸筒的速度變化曲線Fig.8 Velocity curve of piston rod relative to cylinder

3.4 加速度時域變化及頻譜分析

油氣懸架的加速度時域變化曲線如圖9所示。從圖中可知，兩級壓力式油氣懸架的加速度峰值為6.948 m·s-2，相比于單氣室油氣懸架的加速度峰值9.402 m·s-2，降低了26.10%。

圖9 加速度時域變化曲線Fig.9 Acceleration time domain curve

將加速度時域變化曲線進行傅里葉變換，可得如圖10所示的加速度功率頻譜密度曲線。由圖10可知，兩級壓力式油氣懸架的功率譜密度峰值為0.79 m2·s-3，相比于單氣室油氣懸架的功率譜密度峰值1.09 m2·s-3，降低了27.52%。新型油氣懸架的峰值頻率由原來單氣室懸架的1.47 Hz降至1.30 Hz。這說明改進的兩級壓力式油氣懸架的車輛行駛平順性得到明顯改善。

圖10 加速度功率頻譜密度曲線Fig.10 Acceleration power spectral density curve

4 結論

以某礦用自卸車1/4油氣懸架為模型，在原單氣室油氣懸架基礎上設計了兩級壓力式油氣懸架，分析研究了在車輛滿載條件下通過高度120 mm路面障礙時的油氣懸架系統輸出特性。由仿真與實驗結果分析得到：

(1) 改進后的兩級壓力式油氣懸架油缸峰值壓力降低了12.54%；

(2) 兩級壓力式油氣懸架在車輛滿載時的剛度明顯降低，在通過路面障礙時，新型油氣懸架活塞壓縮行程的最大位移增加37 mm，更有利于保持車身姿態，提高車輛防側傾能力；

(3) 兩級壓力式油氣懸架的車輛振動加速度峰值降低了26.10%，功率譜密度峰值降低了27.52%，峰值頻率由原來單氣室懸架的1.47 Hz降至1.30 Hz，車輛行駛平順性得到改善。