單氣室懸架油箱的設(shè)計與建模

單氣室懸架油箱的設(shè)計與建模

0在其他車輛上的應(yīng)用由于油氣懸浮液的良好非線性剛性和衰減特性，可以自由調(diào)整車身高度和剛性鎖的功能，這主要用于礦運動自擔(dān)車、工程車輛和軍事車輛。單氣室懸架油缸結(jié)構(gòu)簡單、加工要求低、工作可靠、應(yīng)用較多,因此對單氣室油氣懸架的數(shù)學(xué)模型和阻尼特性的研究具有實際意義。1懸架缸體的組成單氣室懸架油缸的結(jié)構(gòu)如圖1所示。它主要由活塞及活塞桿2、缸筒3、阻尼孔4和單向閥5等部件組成。懸架油缸的內(nèi)部有Ⅰ和Ⅱ兩個油腔,油腔Ⅰ一方面通過阻尼孔4和單向閥5與油腔Ⅱ相連通,另一方面通過液壓油管7與蓄能器6相連通?；钊盎钊麠U在上,通過上鉸接端口1與車架鉸接;缸筒3在下,通過下鉸接端口8與車橋鉸接。懸架油缸的工作過程可以分為壓縮行程和復(fù)原行程兩部分:當(dāng)懸架處在壓縮行程時,活塞及活塞桿2相對于缸筒3向下運動,此時,油腔Ⅰ體積變小、壓力變大,油腔Ⅱ體積變大、壓力變小,單向閥5打開,油腔Ⅰ里面的液壓油受到壓縮向兩個方向流動,一部分液壓油通過單向閥5和阻尼孔4流入油腔Ⅱ;另一部分液壓油經(jīng)過液壓油管7流入蓄能器6,使蓄能器氣室受到壓縮,體積變小,壓力升高。當(dāng)懸架處在復(fù)原行程時,活塞及活塞桿2相對于缸筒3向上運動,此時,油腔Ⅰ體積變大、壓力變小,油腔Ⅱ體積變小、壓力變大,單向閥5關(guān)閉,油腔Ⅱ中的液壓油通過阻尼孔4流入油腔Ⅰ,蓄能器6中的部分液壓油也流入油腔Ⅰ。2回收3個導(dǎo)壓劑內(nèi)的5.在建立油氣懸架數(shù)學(xué)模型時做了如下假設(shè):(1)假設(shè)活塞與缸筒內(nèi)壁之間沒有摩擦,液壓油在液壓管道內(nèi)流動時沒有摩擦;(2)假設(shè)液壓油是連續(xù)不可壓縮的,且整個油氣懸架系統(tǒng)密封性良好,不存在任何泄漏;(3)假設(shè)蓄能器氣室內(nèi)N2處于絕熱狀態(tài),壓強(qiáng)和體積不受溫度影響。2.1單氣室懸架油缸ps設(shè)計將單氣室懸架油缸簡化為如圖2所示的數(shù)學(xué)模型。圖中取懸架油缸的靜平衡位置為初始位置,懸架油缸的輸出力為F,活塞及活塞桿相對于缸筒的位移為X。由流體力學(xué)知識,建立單氣室懸架油缸的輸出力平衡方程,如下:式中F———懸架油缸輸出力,N;p1、p2———油腔Ⅰ、油腔Ⅱ的壓力,Pa;S1、S2———油腔Ⅰ、油腔Ⅱ的有效截面面積,m2。p1和p2存在如下關(guān)系:式中ρ———液壓油密度,kg/m3;阻尼孔和單向閥的流量計算公式,如下:由熱力學(xué)相關(guān)知識可知,蓄能器內(nèi)氣體的狀態(tài)方程,如下:式中p0———蓄能器初始狀態(tài)下的氣體壓力,Pa;V———蓄能器動態(tài)下的氣體體積,m3;式中X———活塞相對于缸筒的位移,m。忽略油液在管道內(nèi)流動時的摩擦,可得:式(1)~(6)所組成的數(shù)學(xué)方程組即為單氣室懸架油缸的數(shù)學(xué)模型,由此可以求出輸出力F的表達(dá)式,如下:當(dāng)懸架油缸處于壓縮或復(fù)原行程時,即X和X觶發(fā)生變化時,便可求出懸架油缸的輸出力F的值。由式(7)可知,影響懸架油缸輸出力的參數(shù)有蓄能器初始壓力與初始體積、活塞桿的截面積、阻尼孔和單向閥的有效節(jié)流面積等。由式(7)第二項可以看出阻尼力與活塞及活塞桿相對于缸筒的移動速度的平方成正比,可知油氣懸架的阻尼力是非線性的。2.2懸掛質(zhì)量運動方程如圖3所示,建立重型車輛懸架系統(tǒng)的單輪二自由度振動數(shù)學(xué)模型。此模型只考慮懸掛在垂直方向的振動,忽略其他自由度的振動。根據(jù)數(shù)學(xué)模型可得懸掛質(zhì)量和非懸掛質(zhì)量的運動方程,如下:式中M1、M2———非懸掛質(zhì)量和懸掛質(zhì)量,kg;X1、X2、X3———路面激勵、非懸掛質(zhì)量塊和懸掛質(zhì)量塊的位移,m;———非懸掛質(zhì)量塊和懸掛質(zhì)量塊的加速度,m/s2;Ct———輪胎阻尼,N/m·s-1。由式(7)、(8)和(9)即構(gòu)建了單輪二自由度振動數(shù)學(xué)模型。3基于阿爾斯基模型的模擬研究3.1汽車各功能特性分析根據(jù)圖3所示的單輪二自由度懸架系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型,建立其AMESim仿真模型(圖4)。為系統(tǒng)中的每個圖形模塊選擇合理的子模型,然后為每個圖形模塊設(shè)置需要的特性參數(shù),主要參數(shù)如表1所示。最后,輸出在不同阻尼孔直徑下車身的垂直位移(見圖5)和垂直加速度曲線(見圖6)。為了使曲線清晰,圖中僅給出了阻尼孔直徑為1mm、2mm和3.5mm下部分時間的加速度曲線。3.2阻尼孔尺寸的影響通過分析圖5可以得到:(1)阻尼孔的直徑較小時,車身位移有一個比較大的負(fù)值,且車身達(dá)到平衡位置所需要的時間較長;(2)隨著阻尼孔直徑增大(由1mm增大到2.5mm時),車身位移的負(fù)值逐漸減小,且車身達(dá)到平衡所用的時間也減小;(3)當(dāng)阻尼孔直徑繼續(xù)增大(由2.5mm增大到3.5mm時),車身位移在平衡位置上下振動,且振動的幅值也越來越大,車身平衡所用的時間也越來越大。(2)車身垂直加速度達(dá)到平衡的時間,隨著阻尼孔的直徑增大,先減小然后又增大。綜上可知,阻尼孔過小,車身垂直位移和加速度會出現(xiàn)過大的幅值(峰值);阻尼孔過大,車身垂直位移和加速度達(dá)到平衡的時間會過長。我們可以綜合分析車身垂直位移、加速度的幅值和達(dá)到平衡的時間情況,得到阻尼孔直徑的最優(yōu)值。本例中,阻尼孔直徑的最優(yōu)值在2~2.5mm之間。4amesim仿真(1)通過分析單氣室懸架油缸的結(jié)構(gòu)和工作原理,建立了單氣室懸架油缸的數(shù)學(xué)模型和重型車輛懸架系統(tǒng)的單輪二自由度振動數(shù)學(xué)模型并推導(dǎo)出了懸架油缸的輸出力的方程,得出懸架油缸阻尼力是非線性的;(2)基于AMESim建立了單氣室油氣懸架系統(tǒng)的二自由度模型,通過仿真,分析了單氣室油氣懸架不同阻尼孔直徑對車身垂直位移和垂直加速的影響,為單氣室油氣懸架系統(tǒng)的深入研究建立了基礎(chǔ)。Q———流過阻尼孔和單向閥的流量,m3/s;A———阻尼孔和單向閥的過流面積,m2;C———流量系數(shù),通常,C=0.6~0.816;———活塞相對于缸筒的移動速度,m/s;sign()———符號函數(shù),定義為:V0———蓄能器初始狀態(tài)下的氣體體積,m3;p———蓄能器動態(tài)下的氣體壓力,Pa;r———氣體多變指數(shù),通常,r=1~1.4。蓄能器內(nèi)氣體體積變化關(guān)系,如下:———非懸掛質(zhì)量塊的速度,m/s;Kt———輪胎剛度,N/m;運用AMESim批處理命令,設(shè)置阻尼孔的直徑分別為1、1.5、2、2.5、3、3.5mm,仿真時,先讓懸架系統(tǒng)在沒有外部