毕业设计（论文）汽车油气弹簧缸设计及其动态特性仿真.doc

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1、前言车辆悬架系统是影响汽车性能的重要因素。良好的悬架系统设计可以有效地隔离路面的振动,抑制车轮与车身的共振,提供良好的乘坐舒适性、行驶平顺性;同时还可以提供良好的操纵稳定性和行驶安全性, 提高汽车的平均行驶车速。普通汽车上采用的机械式被动悬架系统大都由减振器和螺旋弹簧或者是钢板弹簧组成。弹簧刚度通常是一个定值,为了保证在不同路面上车辆行驶的平顺性,需要悬架的刚度较软,因而需要较大的悬架空间。为此在被动悬架系统中人们设计了不同的变刚度弹簧来解决这一问题。比如变中径、变节距的螺旋弹簧,主副钢板弹簧悬架等等。油气悬架系统由于其刚度的非线性,与其他型式的被动悬架相比较有着显著的优越性。油气悬架最早应用

2、于重型矿用自卸汽车的后悬架,以及坦克的首尾两处,以后逐渐扩展应用到重型越野车和多轴重型吊车上。采用油气悬架系统可得到较低的固有振动频率,而且容易实现车身高度调节及车身姿态调节。大吨位的自卸汽车,尤其是工地和矿山用车,其工作的道路条件和装载条件都很恶劣,采用油气悬架后,可显著地缓和冲击,减少颠簸,改善驾驶员的劳动条件和提高平均车速。油气弹簧缸（又称为油气悬架缸），作为油气悬架最重要的部件，决定着整个油气悬架的主要性能，使得油气悬架具有其他悬架所不能比拟的特性。因此，对油气弹簧缸的研究便成为了首要任务。到目前为止，国外在这方面的研究比较成熟，远远超过国内的研究水平。本论文将通过粗略的结构设计，重点

3、对油气弹簧缸进行数学建模和对其性能进行仿真分析研究。为进一步详细准确的结构设计和同类相关研究提供参考。1 绪论1.1 油气悬架系统概述 油气悬架技术始于上世纪60年代特卡尔朋发明的油气减振器，并首先在赛车和轿车上得到应用。七十年代后期出现了集减振器与支撑弹簧于一体的油气悬架系统。现代工程车辆其发动机功率及单位车重的功率较以前有很大提高，但其悬架系统却改进不大，而提高车辆的机动性在很大程度上取决于悬架系统的性能。目前提高工程车辆的平均行驶速度常受悬架性能的限制，车辆在一定路面以一定速度行驶时，车体的颠簸和振动的大小取决于悬架系统的结构和其性能的好坏。车辆在高速行驶时常因悬架系统性能较差，颠簸很大

4、而不得不降低车速，即使装备了大功率的发动机的车辆也不能充分利用发动机的功率，这样就降低了车辆的重要性能最大速度的发挥，也降低了平均行驶速度，因此改进悬架系统结构对提高车辆性能具有重要的意义。目前工程车辆大多采用扭杆弹簧，其悬架特性基本上是线性的，悬架刚性基本上是不变的。具有这种悬架的车辆在平坦路面行驶时，悬架的刚性就显得较大，振动频率较高，行驶平稳性差，持续行驶时乘员容易疲劳。 在凹凸不平地面行驶，来自地面的冲击很大，车体振动猛烈，要求有足够大的悬架刚性和动行程来吸收振动能量，而此时悬架刚性又显得太小，吸收振动能量不大，缓冲性能太差，因此经常发生平衡肘撞击限制器的现象，此时振动加速度很大，影响

5、了行驶速度的提高。理想的悬架装置当车辆在较好的路面行驶时，负重轮振动行程较小，并有较低的悬架刚性，此时行驶平稳性较好。在起伏路面行驶时负重轮行程振动较大，悬架刚性较大，则吸振缓冲能力较强，允许高速行驶。这种悬架系统其悬架刚性应该是可变的，悬架特性是非线性的。油气悬架系统就具有这种特性。为提高车辆行驶平顺性，国外小客车、载重卡车及工程机械上早已采用了油气悬架系统，特别在矿山自卸载重卡车上用的更为普遍。当车辆在不平道路上行驶时可以减少地面传递给车身的冲击力，当采用电铲装载矿石时可减少矿石下落时对汽车的冲击，特别在空载时可得到较小的振动频率。由于空载和满载载荷变化幅度大，车身高度变化较大，此时如装有

6、能随载荷变化可自动调节车身高度的油气悬架则可获得理想的弹性特性而使车辆具有良好的平顺性，从而改善驾驶员的劳动条件，提高车辆的平均行驶速度和车辆的运输生产率。我国自行设计的矿山载重汽车SH380，采用了油气悬架，美国WABCO公司生产的矿山载重汽车35C（载重313kN）、75B（载重666.82kN）、120（载重980.67kN）、前苏联别拉斯540、日本小松HD320、法国TX40及意大利伯里尼公司生产的矿山载重汽车等也都采用了油气悬架。对牵引形工程机械来说，由于它本身工作的特点，在行驶状态需要有良好的弹性悬架以保证较高的平均行驶速度，而在作业状态则希望将弹性悬架变成刚性悬架。油气悬架可以

7、做到在作业状态将弹性消除，而在行驶状态又能恢复其弹性。美国UETA和UETEZ万能工程履带牵引车就具有这种性能。如采用一般的扭杆悬架，要将弹性悬架变成刚性悬架，其结构会很复杂1。1.2 油气悬架系统优点231）油气悬架具有非线性、变刚性、渐增性的特性，它可实现平坦路面行驶，即动行程较小时，悬架刚性较小，行驶平稳性较好，而在起伏地面行驶时，则随着负重轮动行程的增大，悬架刚性变大，故它能吸收较多的冲击能量，避免产生刚性撞击。这样可较好地满足了车辆行驶平稳性和缓冲可靠性的要求，并能提高车辆的行驶速度，改善了车辆的机动性。2）带油气悬架系统的车辆振动周期较大，振动频率较低，有较好的行驶平稳性。3）可调

8、式油气悬架车体可以上、下升降及前后俯仰和左右倾斜，因此可以提高车辆的通过性。4）油气悬架还可以实现悬架闭锁及车体调平。液压闭锁可使弹性悬架变成刚性悬架，在车辆爬坡和紧急制动时还可防止横向侧滑。5）油气悬架改善了乘员的舒适性，能防止精密电子仪器因振动加速度过大而损坏、失效。装油气悬架的车辆在起伏地面行驶时，振动频率较小，振动周期较大，振动加速度较小，提高了乘员持续工作的能力。6）对履带式车辆与扭杆悬架相比，油气悬架在回复行程终点前段有较大的弹力。如回复行程阻尼力较小，则负重轮对履带压紧作用力较大，每个负重轮犹如有源的履带张紧器，在动态情况可使履带的松弛度减到最小，改善了对履带的诱导作用，使履带不

9、易脱落。7）油气悬架可省去单独的减振器。在油气弹簧内部油液往返流动的通道上设置阻尼孔和限压阀，具有减振器的功能。8）采用油气悬架可减少车体的高度及其重量。9）油气悬架只要改变油气弹簧气室的充气压力，在不同负载的变型车辆上就可以应用，故部件的通用性较好。10）可调式油气悬架可使行驶系统维修方便。 但油气悬架也有下列不足之处：1）油气悬架布置在车外，防护性较差。2）成本一般较扭杆悬架要高，据国外资料统计，其成本约高2025 3）油气悬架压力较高，对油和气的密封装置要求较高，零部件加工精度要求较严，否则会因漏油、漏气而不能使用。4）油气悬架一般较难在-40度的气温下正常工作，它对油液和橡胶的低温性能

10、要求较高。1.3 油气悬架的实际应用及研究状况 1.3.1 油气悬架的实际应用31) 军事特种车轮式装甲车，例如意大利生产的“半人马座”轮式装甲车，24T，8x8轮，最大时速108km/h； 轮式输送车，例如法国生产的AMX-10RC轮式输送车，15T，8x8 轮，车辆正常最小离地距离0.35m，可在0.21-0.47m范围内调节；轮式坦克，例如瑞士生产的“锯脂鲤”(Piranha)轮式坦克，有4x4，6x6, 10x10轮多种型式。 2) 运载车辆如国产6桥和8桥导弹运载车辆。3) 全地面底盘汽车起重机德国利勃海尔（Liebherr）公司生产的LTM系列（1025、1032、1050、112

11、5、1160)全地面底盘汽车起重机等；德国克虏伯（Krupp）公司生产的KMK系列（5090、5110）起重机等；美国格鲁夫（Grove）公司生产的AT系列(1100、1400)全地面底盘汽车起重机。日本神户（KOBELCO）钢铁株式会社生产的RK250、RK350、RK450、越野轮胎起重机。4) 铲运机械美国卡特彼勒（Caterpillar）公司生产的TS-24B自行式铲运机。5) 轮式挖掘机日本日立建筑机械有限公司（Hitachi Construction Machinery Ltd.）生产的10吨轮式挖掘机。 6) 赛车和高级轿车法国雪铁龙（Citroen）公司的赛车Citroen D

12、S1-19，ID-19 型赛车。7) 大型矿用自卸车美国卡特彼勒（Caterpillar）公司的Cat789型大型矿用自卸车；瑞典沃尔沃（Volvo）公司的VME R90型大型矿用自卸车；上海重型汽车制造厂SH380、SH382型大型矿用自卸车等。8) 其它车辆1.3.2 油气悬架的研究状况34油气悬架国外研究的较早，已经形成了较成熟的产品，应用到各种工程车辆和特种车辆中，如德国、美国、英国、日本、法国等，都在此方面进行了一定的研究和应用。国内在油气悬架技术研究方面起步较晚，80年代初才引起国内研究人员的关注。与国外差距较大，从文献上，武汉水运工程学院陶又同教授的文章是较早用示功图法研究油气悬

13、架的文献。1984年上海重型汽车制造厂通过参考美国样机设计的油气悬架应用到该厂的SH380、SH382矿用自卸车上，但使用效果较差，后来，徐州工程机械集团有限公司（1992年）、湖南浦沅工程机械厂（1994年）先后从德国利勃海尔公司引进了LTM1025、LTM1032、LTM1050全地面起重机，促进了油气悬架技术的推广应用，有关高校也开展了这方面的研究，如北京理工大学、同济大学、大连理工大学、武汉水运工程学院等。但从总体上看，国内在油气悬架技术研究方面主要集中在原理介绍、应用分析、计算机仿真分析上，目前还没有形成一套简单易行、切实可靠的方法和理论去指导油气悬架的设计，还处于国外样机类比、参考

14、设计、试验修改的阶段。从国内油气悬架的研究和应用来看，存在以下几个问题：1）应用油气悬架的车辆品种极少，且车辆生产商不掌握技术；2）对油气弹簧的研究以仿真较多，仿真的作用对理解油气悬架的参数影响是有用的，但不能指导设计和生产，因为假设条件太多；3）缺少油气悬架系统性和基础性的研究。主要是缺少试验设备和经费；4）结构设计以及系统方面的研究还很少。2 油气弹簧的结构和工作原理2.1 油气悬架系统分类油气悬架是以油液传递压力、气体作为弹性介质的一种悬架系统，其中油液除传递压力外，它还具有调节车体高度、车体减振、悬架刚度闭锁、辅助密封气体、润滑零件及调节气室容积等多种功能。而起缓冲吸收振动冲击能量的则

15、是作为弹性介质的高压气体。油气悬架根据结构形式分为独立式油气悬架系统和连通式油气悬架系统。如图21所示。油气悬架根据作用原理分为：单气室（单气室油气不分隔式，单气室油气分隔式），双气室（或称带反压气室的），两级压力式。1车架；2液压缸；3蓄能器；4蓄能器与液压缸油路；5车桥；6液压缸间回路图21独立式油气悬架（左）和连通式油气悬架（右）Fig.2-1 Independent hydro-pneumatic suspension (left) and non-independent hydro-pneumatic suspension (right)2.1.1 独立式油气悬架系统独立式油气悬架系

16、统，同一车桥上左右两侧的悬架缸之间互不连通，不同桥上的悬架缸之间也互不连通。即各个油气悬架相互独立，互不影响。独立式油气悬架可以实现车身高度的上下调整，在路面较差、坡度大时，伸长悬架液压缸，使车身高度提高，增大接近角和离去角。车辆涉水时也需要提高车架悬架高度。在平坦的路面上行驶时，可以缩短悬架液压缸， 降低整车重心，便于高速行驶。车身高度的降低，对于车辆通过有高度限制的桥涵、隧道是极为有利的。当车辆在横向倾斜的路面上行驶时，还可以控制一侧液压缸伸长，另一侧液压缸缩短，从而使整车仍保持水平。独立式油气悬架主要应用在重型自卸车辆中。2.1.2 连通式油气悬架系统连通式油气悬架系统，同一车桥上左右两

17、侧的悬架缸之间相互连通，不同车桥上的悬架缸之间也相互连通。连通式油气悬架不仅具有独立式油气悬架的优点，而且当车辆在高低不平的路面上行驶时，可以控制全部液压缸组连通，其悬架依路面高低而伸长或缩短，载荷在各车轮上均匀分布，整车仍保持水平状态。连通式油气悬架是近期发展起来的油气悬架形式， 主要应用在多轴车辆上。2.2 悬架的油气弹簧原理562.2.1 单气室油气弹簧原理1工作缸；2活塞；3活塞杆；4压缩阀；5伸张阀；6橡皮膜图2-2几种油气悬架简图Fig.2-2 The diagram of Several hydro-pneumatic suspensions图22中a)为油气不分隔式单气室油气弹

18、簧缸示意图。它由固定在车架上的缸筒组件和连接在车桥上的运动部分活塞杆组件两大部分组成。在缸筒内活塞上腔充以一定压力和容积的氮气作为弹性介质，承受整车振动的冲击载荷。由于气体本身在振动过程中不能起阻尼作用，所以在缸内充满了一定容积的油液，而油液在通过缸内的阻尼阀时就起到阻尼作用，所以这种弹簧又起到减振作用。当汽车在不平路面上行驶，在压缩行程时（即车桥与车架相接近行程），缸筒内氮气被压缩，以缓和整车的冲击载荷。此时，压缩阀打开，伸张阀关闭。在伸张行程时（即车桥与车架远离的行程），缸内被压缩气体膨胀，此时，压缩阀关闭，伸张阀打开。在压缩行程与伸张行程时，由于油液通过压缩阀和伸张阀的阻尼作用是不相同的

19、，从而形成了双作用不等阻尼的液压减振系统。伸张行程时，伸张阀的阻尼作用远大于压缩行程时压缩阀的阻尼作用，所以汽车的减振过程主要在伸张行程完成。图2-2中b)所示为油气分隔式单气室油气弹簧缸。它的特点是气体与油液用橡皮膜隔开，即使在高温和高压下气体也不溶解在油液内，从而保证了性能的稳定。当弹簧缸所承受的载荷发生变化时，气体状态也随之发生变化。对弹簧缸加载时，弹簧缸被压缩，气体容积减小，气体压力增加；反之，当载荷减小时，气体容积增加，气体压力降低。气体压力随容积变化的规律， 称为油气弹簧缸的特性。在研究油气弹簧的静特性时，气体状态的变化接近于等温过程。根据波义耳马略特定律，压力与容积成反比，即：

20、PV=常数 (2-1)式中：P气体的绝对压力； V气体的容积。有的油气弹簧采用球形气室，如图22中b)所示。为计算方便起见，将其容积V折算成活塞面积A和某一高度H的乘积，即V = AH，此高度H称为折算高度。所以上式也可写为 PH=常数 (2-2)单气室油气悬架的特性可用图2-3表示，在PH图上，等温过程曲线为一条等边双曲线。图2-3单气室油气悬架特性Fig.2-3 The characteristic of single chamber hydro-pneumatic spring由此可知，当载荷发生变化时，所引起的悬架变形，与载荷的变化并非呈线性关系。所以，油气悬架的刚度可随载荷的改变而变

21、化。当载荷增加时，悬架刚度增大；反之，当载荷减小时，悬架刚度减小。单气室油气悬架在伸张行程（反弹）时，缸内气压下降，刚度下降， 过小的刚度，就会产生较大的悬架变形，容易形成活塞与缸体端部撞击，甚至有活塞从缸体中拉脱的可能。为了克服单气室油气悬架的这个缺点，可用增加伸张行程阻尼力等办法。为了解决问题在国外发展了一种双气室油气悬架。2.2.2 双气室油气弹簧原理带反压室油气弹簧（或称双气室油气弹簧）简图见中图2-2中c)所示。这种弹簧有两个气室：主气室A和反压气室B。在活塞上腔注入一层油液，既可以润滑活塞，又可以作为气室的气封。油层上方充入高压氮气。在空心活塞杆内腔，即反压气室B下部注入一定高度油

22、液，其上部充入高压氮气，而形成反压。在缸筒与活塞杆组成的环形空腔C中充满油液，并用一个联通管与反压气室连通。当悬架处于压缩行程时，活塞向上移动，主气室容积缩小，气体压力增大，而活塞下腔的环形空腔C的容积增大。此时，在反压气室内反压作用下，反压气室下腔油液经连通管流入环形空腔C，以补充其增加了的容积，反压气室内气压下降。当悬架处于伸张行程时，活塞向下移动，主气室容积增加，气体压力下降。活塞下腔环形空腔的油液受到挤压，经连通管流回反压气室，结果反压气室内气体压力增大。双气室油气悬架的静特性示于图24所示。图2-4 双气室油气悬架特性Fig.2-4 The characteristic of dou

23、ble chamber hydro-pneumatic spring由于反压气室的作用，使悬架在伸张行程时的刚度比单气室悬架的刚度要大得多。只要对两气室气压和容积参数选择适当，就可以使悬架刚度保持合适的变化规律，使悬架具有较理想的弹性特性。2.2.3 两级压力式油气弹簧原理两级压力式油气悬架是国外另一种新型的油气悬架，其结构原理如图2 5所示。它的特点是在活塞上部具有两个并列气室，但其工作压力不同。其中之一称为主气室A，充有气压与正常单气室油气悬架相近的氮气；另一气室称为补偿气室B，其中充有比主气室气压高的氮气。两个气室都用橡胶隔膜将气体与油液隔开。两个气室的作用就像钢板弹簧中主簧与副簧的作用

24、一样。1活塞；2第一级压力缸；3、4橡胶隔膜；5第二级压力缸图2-5 两级式油气悬架简图Fig.2-5 The diagram of Two levels of pressure types oil-gas spring由于悬架中的补偿气室气压高于主气室的气压，因此，当悬架上载荷增加时，先是主气室参加工作。当载荷增加到一定程度时，补偿气室才参加工作。把补偿气室开始工作时的悬架载荷称为临界载荷，当悬架上载荷超过临界载荷时，补偿气室和主气室一起工作。双级压力式油气悬架由于两个气室不是同时参加工作，而是根据汽车载荷的变化先后参加工作，因而使悬架刚度的变化更加符合悬架性能的要求，从而保证汽车空载与满载

25、时悬架有大致相等的固有振动频率，从而提高了汽车行驶的平顺性。这种结构在意大利矿用汽车（佩尔利尼S-30型）上采用过。3 带反压气室油气弹簧理论模型和结构设计3.1 概述油气弹簧是油气悬架最重要的组成部分。与汽车钢板弹簧相比，该弹簧为变刚度弹簧，可通过调整蓄能器的压力改变弹簧特性，使油气悬架具有极好的行驶平顺性。并且可改变车架高度和倾角，提高通过能力，还可锁住悬架系统。同时油气弹簧技术目前正处在发展阶段，它的应用非常广泛。本文主要针对带有反压气室的油气弹簧进行研究。3.2 带反压气室油气弹簧理论模型1蓄能器E；2活塞杆；3缸筒；4蓄能器D；5活塞；6单向阀；7阻尼孔图3-1 带反压气室油气弹簧模

26、型Fig.3-1 Double chamber hydro-pneumatic spring本文对独立式油气悬架的带反压气室油气弹簧系统进行简化，可得到图31所示的油气弹簧系统模型，它主要由液压缸和上下两个蓄能器组成。液压缸中有A、B、C三个油腔，其中充满油液，A腔和B腔油液通过阻尼孔和单向阀相连通，而C腔油液与AB两腔油液由活塞隔离。两个蓄能器E和D分别与B腔和C腔相通，C腔与蓄能器D之间也通过阻尼孔和单向阀相连通。蓄能器内充入高压氮气，高压氮气由浮动活塞与油液相隔离。油气弹簧系统工作过程可以分为复原行程和压缩行程两个部分。在复原行程（即活塞向上运动时），A腔的油液压力增大，该腔油液通过阻尼

27、孔压入B腔，B腔与蓄能器E相通，B腔油液再压入蓄能器E，使蓄能器E内的氮气得以压缩。同时，活塞向上运动使C腔的油液压力降低，与C腔相通的蓄能器D在高压氮气的压力作用下将油液通过阻尼孔压入C腔；在压缩行程（即活塞向下运动时），A腔的油液压力降低，蓄能器E内高压氮气在压力作用下将油液压入B腔，B腔油液通过阻尼孔和单向阀向A腔补油。活塞向下运动使C腔油液压力升高，将该腔的油液通过阻尼孔和单向阀压入蓄能器D，使蓄能器D内的氮气得到压缩7。当车辆行驶时，路面起伏引起活塞在缸筒内上、下运动，这样，使AB两腔和CD之间的油液在压差的作用下往复地通过一些阻尼孔和单向阀孔，具有压差的油液流过阻尼孔和单向阀孔时消

28、耗能量，衰减汽车的振动，这一过程就形成了油气悬架系统的阻尼特性。而与上下油腔相连的蓄能器内充满封闭的高压氮气，通过高压氮气的弹性变形来承受载荷，减轻地面对车辆的冲击，这一过程就形成了油气悬架系统的弹性特性。3.3 带反压气室油气弹簧物理模型为了简洁地表示所设计的带反压气室油气弹簧结构，绘制了如图3-2所示标有一些主要尺寸的简易结构图。图3-2 带反压气室油气弹簧结构简图Fig.3-2 The diagram of double chamber hydro-pneumatic spring3.4 主要基本尺寸的确定为设计方便，通过参考相关资料，预设，、，行程，则 C腔圆面积 A腔圆环面积 面积差

29、 假设当主活塞移动到最大压缩行程的极限位置时，则C腔的油液变化量全部流入蓄能器D，那么，蓄能器D的初始体积应该满足要求，即。这里初设蓄能器D的初始体积。假设当主活塞移动到最大拉伸行程的极限位置时，则A腔的油液变化量全部流入蓄能器E，那么，蓄能器E的初始体积应该满足要求，即。这里初设蓄能器E的初始体积。若取=110，则0.0095，263；若取=60，则0.0028，357。活塞杆缸的壁厚为15，属于中厚壁。以上各计算参数在以后的特性仿真过程中将进行调整，以达到使用要求。3.5 结构设计中其它几个关键问题3.5.1 导向宽度的选择导向部分在油气弹簧往复运动时起导向支撑作用，承受活塞杆因外力引起的

30、冲击、弯曲和振动，对油气弹簧的性能有相当大的影响。当油气弹簧拉伸至设计允许最大长度时，两导向部分中心点之间的距离称为最小导向长度H，如图3-3所示。如果导向长度过短，即使油气弹簧因配合间隙引起的初始挠度增大，影响稳定性。而导向长度有往往受到结构的限制。因此设计中必须保证一定的最小长度。图3-3 Fig.3-3 一般来说，最小导向长度应该满足下式要求（）式中 油气弹簧工作行程，液压缸直径，导向部分宽度A和B可以相等，也可以不等，一般其取值为：当时，、当时，、式中 D液压缸外径d液压缸内径3.5.2 结构设计及制造技术要求为了保证油气弹簧运动灵活、密封可靠，合理的结构设计和制造技术要求显得非常重要

31、。如下几个方面值得特别提及。1） 相对滑动的内外缸筒配合间隙应该严格满足密封件间隙要求。2） 对相对滑动的内外配合表面粗糙度要求：内孔表面轮廓算术偏差Ra0.5；外圆表面轮廓算术偏差Ra0.4。3） 相对滑动的内外配合表面圆柱度要求在7级以上。4） 安装密封件时，初始接触的缸筒等零件端头应该有15度左右倒角；倒角和圆柱面相交处应该圆弧过渡；防止安装时损坏密封件。5） 所有零件应该去毛刺，不得存留杂质和污物。6） 安装时，工具表面应该光滑，且保持清洁；密封件应该涂以润滑剂。3.5.3 密封件的选用油气弹簧的动密封一直难于解决，易漏油和密封件寿命低是其突出的缺点，因而成为几十年来国内外致力研究的关

32、键技术问题。为了进一步提高油气弹簧的工作可靠性，需要采取更加合理的密封结构和优良的密封材料。有一种新型的滑环式组合密封，其孔用的称为格来圈，轴用的称为斯特封，可用作液压缸的孔用、轴用密封的密封结构，材料为填充聚四氟乙烯无开口滑环，配合弹性体O型圈组合使用。这种新型密封环采用直接成型工艺制成，具有以下优点：1) 摩擦系数低，有优良的摩擦性能和很高的效率，使用寿命长；动、静摩擦系数相同；起动无粘滞，启动力小，运行无爬行；2) 耐磨性好，抗蠕变性能强；3) 结构紧凑，安装尺寸小；4) 使用温度范围宽(-10+1300C)，压力等级高。5) 密封效果好，适用于各高、中、低压力的场台，具有快速的压力反应

33、和较低的污染敏感性。本文在油气弹簧设计中采用了此类新型密封结构，活塞杆与缸筒密封处为斯特封，而活塞处采用了格来圈。 3.5.4 台架试验确定阻尼孔油气弹簧的阻尼是由油液经过阻尼孔产生热量而形成的。另外还有密封件和缸筒的摩擦力的贡献。由于油液运动极为复杂，摩擦力计算也不准确，要精确地确定阻尼孔尺寸，往往需要做台架试验。1）最小二乘法计算线性阻尼系数确定阻尼孔的台架试验的目的是使实际阻尼值和设计值相一致。实际上阻尼值和速度成非线性关系，而理论上计算将阻尼和速度之间假定为正比关系为便，即。因此，我们在台架试验中可以用最小二乘法求出线性阻尼系数C。设试验中测的n个数据对:（、），（、）（、），线性阻尼

34、系数，则误差的平方和为：取，则 图3-4？Fig.?2）确定阻尼孔的台架试验的步骤(1) 选择某一阻尼孔径。(2) 以同一规定频率、不同振幅分别激振油气弹簧，测试其示功图，分别求出各个最大速度点，的复原阻力，。(3) 最小二乘法求出相当线性阻尼系数。(4) 对比设计阻尼系数和相当线性阻尼系数。若两者之差在工程允许范围之内，则所选阻尼孔尺寸满足使用要求；反之，另选适当阻尼孔尺寸，重复（1）（4），直到满足要求为止89。4 带反压气室油气弹簧数学模型4.1 数学模型简化条件建模时，取活塞平衡时的状态为模型的初始位置。设活塞杆在正弦激励作用下往复运动，活塞的速度为，式中A和分别为激励信号的振幅和频率

35、，位移方向取压缩时活塞运动方向为正。为简化计算，作如下假设：1）于油气弹簧缸经常处于振颤状态，且润滑良好，所以忽略摩擦阻力的影响。2）考虑到液体的压缩性很小，本文假设液体不可压缩，且液压油流通是连续的。3）通常液压油粘度会受到温度的影响，但在温度变化较小时，粘度变化不大10。本文不考虑温度对液压油粘度的影响。4）蓄能器密封性能良好，气体质量不变。4.2 气体状态方程的选择气体的状态变化过程可以用两种方法进行描述：理想气体的多变状态方程和实际气体的状态方程10。4.2.1理想气体的多变状态方程带反压气室油气弹簧缸蓄能器内的气体为惰性气体氮气，许多文献认为它的特性与理想气体接近，认为其状态变化过程

36、是一个多变过程，理想气体的状态方程为 （4-1）式中 理想气体的气体压强，Pa；理想气体的气体体积，m3；理想气体的气体质量，kg；理想气体的气体常数，J/(kgK)；理想气体的气体绝对温度，K。气体的多变状态方程为 （4-2）式中 气体多变指数；理想气体初始气体压强，Pa；理想气体初始气体体积，m3。当封闭容器的气体被压缩时，气体体积减小，压强和温度升高，储存能量。反之，释放能量。在这个过程中，由于气体与其周围环境的温度差导致能量损失。当加载速度较慢时，气体有充分的时间与周围的气体进行热交换，气体温度保持恒定，气体的状态变化过程可看作是一个等温过程。当快速加载时，气体来不及与外界进行热交换，

37、对应气体的状态变化过程近似为一个绝热过程。虽然从理论上气体多变指数的范围为11.4，但气体多变指数受多种因素的影响，其确定过程比较困难。此外，理想气体状态方程假定气体分子不占有体积，分子之间没有相互作用力，但实际气体的分子却占有体积，分子间有相互作用力。因此，氮气性能同理想气体存在着显著的差异。文献11指出气体的多变指数是与外界激励速度和频率有关的函数，文献12通过测试实际气体的状态变化过程得到其指数为1.61.8，与理想气体给定指数范围相差较大。另外油气悬架工作环境比较恶劣，其气体压强变化范围为 240MPa，温度变化范围为220520K，在压强、温度等变化范围较大的情况下不能把氮气作为理想

38、气体研究，而应该使用实际气体的状态方程来描述其性质，但在压强和温度变化不大的情况下，采用理想气体状态方程建模，还是能够满足仿真精度的要求13。4.2.2实际气体的状态方程表示实际气体的状态方程有很多，其获得的方法通常是从理论上提供方程的模型，再根据实际数据拟合有关经验常数，如范德瓦尔斯的二常数半经验方程、BWR（Benedicy-Webb-Rubin）多常数半经验方程和马丁-侯（Martin-Hou）方程等。本文采用1940年提出的BWR方程，试验表明该方程能比较准确的描述实际气体状态变化过程，其形式为 （4-3）式中、和是经验常数，对于氮气，BWR方程中的八个常数值14为=136.04746

39、19 Nm4/kg2；=0.001454417 m3/kg；=0.001454417 Nm4K2/kg2；0.115703387 Nm7/kg2；=2.96625E-6 m6/kg2；=7.3806143E-5 Nm7K2/kg3；=5.783972E-9 m9/kg3；=6.7539311E-6 m6/kg2；实际气体常数，对于氮气296.8 J/kgK；实际气体绝对温度，K；实际气体压强，Pa；蓄能器中气体比容，m3/kg，其定义如下 （4-4）式中 蓄能器中气体质量，kg；实际气体体积，m3。在计算实际气体质量时，可根据理想气体状态方程粗估气体质量，然后根据实际气体状态方程校核，最终得到

40、实际气体质量。由BWR方程可以看出，气体的状态变化过程考虑了气体的温度影响，图 所示曲线5是在温度是20时，初始压强P为1.5Mpa，初始体积V为4L的氮气在环境温度Te为223.15K、293.15K和373.15K时利用实际气体的BWR方程描述气体压强和对应体积的关系。从图 3-1 可以看出，实际气体状态变化过程会受到温度变化的影响。1-Te=373.15K 2-Te=293.15K 3-Te=223.15K图4-1 气体压强与体积的关系Fig.4-1 The relational curve between gas pressure and gas volume4.3 双气室油气弹簧数学

41、模型为了研究油气悬架的性能，建立描述其本质的物理模型是理论研究最重要的基础。在参照大量有关论文文献资料所建立的数学物理模型的基础上，建立了图4-2所示的模型。图4-2 带反压气室油气弹簧缸物理模型Fig.4-2 The physical model of double chamber hydro-pneumatic spring cylinder如图4-2，油气弹簧缸在外激励信号作用下，杆筒和缸筒之间要产生相对运动，假设缸筒固定，忽略内壁之间的库仑摩擦力和粘性摩擦力的作用。以满载状态时平衡位置为原点，设油气弹簧杆筒受到正弦波位移激励，式中和分别为激励信号的振幅和频率。取激励信号向上为正方向（即

42、复原行程位移为正），对活塞进行受力分析，油气弹簧活塞杆的输出力方程为： （4-5）式中 油气弹簧缸输出力，N；A腔的圆环面积，m2；C腔圆面积，m2；A腔的油液压力，Pa；C腔的油液压力，Pa。取蓄能器E腔内的氮气为研究对象，根据实际气体状态方程，蓄能器E腔内气体的压力为 （4-6）式中 蓄能器E腔中气体绝对温度，K； 蓄能器E腔中气体比容，m3/kg，由下式计算 （4-7）式中 蓄能器E腔中气体质量，kg； 蓄能器E腔中气体体积，m3。蓄能器E腔中气体的体积可由下式确定 （4-8）式中 满载荷平衡位置时蓄能器E腔气体体积，m3； 蓄能器E腔中气体的变化量，m3。 活塞相对于缸筒运动，使A腔体

43、积变化，油液在A、B两腔间通过阻尼孔和单向阀流动，从而使B腔油液体积也发生变化，B腔与蓄能器E相通，使E腔中气体体积变化，由于不考虑油液的压缩性和液压油管的体积变化，根据流体的连续性可以确定E腔中气体体积与位移激励之间的关系，即 （4-9）油气弹簧满载平衡位置时，压缩时为正。由式（4-6）（4-9）可求得E腔中气体的压强随位移激励的变化。 蓄能器E与活塞杆腔B间通过浮动活塞相隔，所以有 （4-10） 由图4-2可知，A、B两腔的油液通过阻尼孔和单向阀相互流动，根据节流小孔理论，可以建立 A 腔油液压力和B腔油液压力间的关系方程，即 （4-11）式中 流量系数，取值为0.6； 阻尼孔截面积，m2

44、； 单向阀有效过流面积，m2； 单位时间内A、B两腔间油液流量，由式（4-12）计算，m3/s。 （4-12） 活塞相对于缸筒的运动速度，当缸筒固定时，即为活塞的运动速度（设活塞相对于缸筒向上运动（复原行程）时，速度为正，反之，在压缩行程，速度为负），m/s； 符号函数，定义为 （4-13）由式（4-11）可以确定腔压力。同样，以蓄能器D腔内气体为研究对象，仿照蓄能器E腔的分析可得D腔气体压力为 （4-14）式中 蓄能器D腔中气体绝对温度，K； 蓄能器D腔中气体比容，m3/kg，由下式计算 （4-15）式中 蓄能器D腔中气体质量，kg； 蓄能器D腔中气体体积，m3，由下式确定 （4-16）式中

45、 满载荷平衡位置时蓄能器D腔气体体积，m3； 蓄能器D腔中气体的变化量，m3，为 （4-17）由式（4-14）（4-17）可求得D腔中气体的压强随位移激励的变化。同理，由图4-2，C腔与蓄能器D相通，油液从C腔流入蓄能器D或是从蓄能器D流入C腔，之间须通过阻尼孔和单向阀，而且由于断面积突然变化，也会产生沿程压力损失和局部压力损失，则C腔油液压力与蓄能器D腔内气体压力的关系为 （4-18）式中 流量系数，一般取0.6； C腔与D腔间阻尼孔截面积，m2； C腔与D腔间单向阀有效过流面积，m2； C腔与D腔间细长圆孔的长度，m；C腔与D腔间细长圆孔的直径，m；、油管与蓄能器出口油液压力损失系数，当油液由油管向蓄能器内流动时，取；当油液