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车辆 装置 设计

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车辆减振装置设计,车辆,装置,设计

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前言 自十九世纪第一辆汽车诞生以来，汽车工业经历了100余年的发展历程，由于科学技术的不断发展，使汽车的各项性能有了很大的提高，现在汽车已经成为国民经济和社会生活中不可缺少的一种运输及交通工具，并且汽车工业的规模及其产品质量已经成为衡量一个国家技术发展水平的重要标志之一。汽车问世百余年来，特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车已为世界经济的大发展、为人类进入现代化生活，产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步作出了不可磨灭的巨大贡献，掀起了一场划时代的革命。人类社会及人们生活的“汽车化”，大大地扩大了人们日常活动的范围，扩大并加速了地区间、国际间的交往，成倍地提高了人们外出办事的效率，极大地加快了人们的活动节奏，促进了世界经济的大发展与人类的快速进步，开创了现代“汽车社会”这样一个崭新的时代。汽车是由上万个零件组成的结构复杂、加工精密的“技术密集、劳动密集、资金密集”型的机（机械）、电（电气、电子）、液（液压）、化（化工）、美（美工造型）一体化且大批量生产的产品，也是世界上零件数以104计、产量以107计的唯一产品，是产值高、寿命长、需要量大的社会必需品。我国汽车工业经过近半个世纪的发展，取得了令人瞩目的成绩，特别是改革开放以来，汽车工业获得了迅速的发展，同时随着人们的物质生活水平的提高，对汽车的综合性能提出了更高的要求，不仅要求汽车具有较高的可靠性、操纵性、稳定性、安全性，而且要求汽车（特别是轿车）必需具有良好的乘用舒适性，这就对汽车的综合性能，特别是对汽车的悬架系统提出了更高的要求。悬架减振装置作为车辆悬架系统的一个重要的作用。由于我国轿车减振装置的发展时间短，起点低，技术水平落后，因此在国产品中，高级轿车上还大量使用进口减振装置。所以，提高我国悬架系统性能是一个急需解决的重大课题，悬架减振装置已经列为我过汽车工业发展规划中优先发展重要项目之一。1 概述1.1悬架减振装置的作用车辆在行驶过程中，由于路面的凹凸不平等众多因素激起汽车的振动，这种由于道路的凹凸不平而引起的冲击和振动，通过车轮传递到悬架，然后在由悬架传递到车身，从而引起驾驶人员及其乘坐人员的振动，当然也对货物形成冲击。这样就使车辆中的人或货物处于振动环境中，这种振动大大的降低了车辆行驶的平稳性，振动影响着人的舒适性，工作效率和健康。汽车的平稳性就是保证汽车在行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适度的性能，对于载货汽车还包括保持货物完好的性能。同时，平稳性也影响着车辆的操纵性，稳定性及其安全，并且缩短了汽车的使用寿命，所以，这种情况是我们希望能够避免的。物体无阻尼自由振动衰减时间很长，而物体有阻尼振动的衰减时间就大大缩短。车辆受到冲击后产生的振动希望能够迅速地衰减，尽量减小路面的冲击对车身的影响，因此在车身与车轮之间设有悬架系统。悬架系统一般由弹性元件（如板簧、螺旋弹簧、空气弹簧、油气弹簧等），阻尼元件（如减振装置）和导向机构等零部件组成。悬架系统实现了车身和车轮之间的弹性连接和弹性支撑，因此当车轮行驶在凹凸不平的路面而受到激烈振动时，悬架装置就会有效的抑制和降低车身和车轮的动载，衰减车身和车轮的振动，从而保证车辆行驶的舒适性和安全性。减振装置作为悬架系统的主要阻尼元件通过与悬架系统的良好匹配，能够有效的隔离来自地面的干扰并吸收激振能量，迅速地衰减车身的振动，并将动能转换为热能，耗散到大气中，从而使传递到车身的振动幅度极大减小，从而起到了一个低通滤波器的作用。而且减振装置还能与悬架弹簧一起衰减由不平道路引起的人体不适应频率的传递（对于垂直振动，在频率为48HZ时，人体容许的振动加速度最小；而对于水平振动，在频率为12HZ时，人体容许的振动加速度最小），使车辆的振动频率远离人体不适应频率（振动对人体的影响，既与振动频率、振动强度、振动作用方向有关，同时也和人的心理、生理状态有关，似乎一个十分复杂的过程，按照国际标准ISO2631人承受全身振动的评价指南推荐用1/3倍频率分别评价方法和总加权值方法对人承受全身振动进行评价），从而提高车辆运行的平稳性、安全性和舒适性。1.2国内外现状及其发展趋势 作为连接车轮与车身的悬架系统，现在已经发展出独立悬架系统，非独立的悬架系统，平衡悬架系统等多种悬架结构形式，无论是哪一种悬架系统，都要对车辆提供弹性支撑，有效的隔离来自地面的干扰，传递力和力矩等。现代汽车的悬架系统均采用弹性悬架系统，它较好的满足了汽车的各项要求，促进了汽车工业的发展。悬架系统安装的阻尼元件，能够衰减、降低车身及车轮的振动，而且车身或车轮的振动越剧烈，阻尼也越大，这种阻力要求也已经很好的被液压阻力器所满足，目前汽车上所采用的阻尼器，已经清一色的使用了液压阻尼器。液压阻尼器的阻尼原理是迫使阻尼器内的油液流过缝隙或小孔，因缝隙或小孔节流而形成阻尼力。液压减振装置端的上端和车身相连，下端和车轮相连，车辆在行驶过程中，由于路面激励，引起车身与车轮间的相对运动，从而是液压阻尼器中的活塞相对于缸筒做往复运动，液压油便通过个阻尼元件在减振装置内工作缸的上、下腔和贮油腔之间来回运动，从而产生阻尼力，不断衰减车身和车轮的振动。自三十年代初采用筒式液压减振装置以来，其基本原理并无大的变化。然而，有关阻尼器匹配的研究和结构（密封，导向和阻尼阀等）的进一步发展与演变仍在继续进行。国外先进工业化国家减振装置的发展也经历了从摇臂式液压减振装置到筒式液压减振装置（单作用筒式液压减振装置和双作用筒式液压减振装置）在到充气式液压减振装置（单筒充气式液压减振装置和双筒充气式液压减振装置）和阻力可调式液压减振装置（手动调节或电动调节）的过程，现在已研制出用电子系统控制的自适应式液压减振装置（可根据激振频率和振幅来调节阻尼的减振装置），这种减振装置可根据不同的路面条件和不同行驶要求，通过多级匹配与调节，从而在特性曲线族中，获得一条令人相当满意的特性曲线，从而优化和提高车辆行驶的舒适性和安全性，为底盘的优化展示出新的前景。国外先进工业化国家悬架液压减振装置的设计和制造是建立在广泛的标准和系列化基础上的，在计算机技术十分发达的国家，大都有减振装置CAD的设计制造技术。然而即使在工业发达的国家经济实用饿普通液压减振装置仍占统治地位。 我国减振装置的发展同国外先进工业国家相比还比较落后，大约只相当于国外70年代末，80年代初的水平;我国液压减振装置经过多年的研究发展，特别是最近十余年的发展，通过CKD件的组装与技术及设备的引进、消化和吸收获得长足的发展，有了明显的进步与提高。现在我国己制定了减振装置及其相关零部件的国家标准和行业标准，并且许多生产制造企业也建立了各自的企业标准，为减振装置的设计、制造与验收提供了依据;为减振装置制造各种专用设备(如在线示功机，单、双动寿命试验台，旋压封口机，流量试验台，专用焊接设备，气密性检测设备，注油机，清洗机等)的生产厂家也在不断出现;同时为减振装置提供各种配套零部件(如粉末冶金件、橡胶件、油封、减振装置油、缸筒等)的生产厂家其设计制造水平也在不断提弹簧、无油润滑轴承、阀片、高。这些都促进了我国减振装置行业整体水平的提高。目前我国己经能够生产微型面包车用独立悬挂减振装置，并且己经为部分国外引进轿车配套生产独立悬挂减振装置;在减振装置的基础理论研究方面国内同样进行了大量的研究工作，有关主动液压减振装置的研究工作也取得了一定的进展，己研制出主动液压减振装置的试验样机;然而，目前在国产轿车、微型车及其它各种车型上广泛使用的仍旧是普通双筒液压减振装置。国外先进工业化国家减振装置的发展也经历了一个从落后到先进的曲折过程，其悬架减振装置的结构型式在不断地改进，性能也在不断地提高。目前，国外先进工业化国家液压减振装置正朝着充气式减振装置、可调减振装置(如载荷感应式、位移依存式、位置依存式等)及自适应减振装置(如电流变减振装置、磁流变减振装置等)的方向发展。其双筒充气液压减振装置经过多年的发展已占有相当大的市场比例，可调减振装置及自适应减振装置也已有商品车出现。无论采用那种结构，减振装置都是朝着:各种高频激振的阻尼力自动控制、无级调整阻尼力机构以及减振装置温度特性的进一步改善，尤其是改善减振装置的外特性和降低噪声方向发展。目前，在国外先进工业化国家主动悬架系统及自适应减振装置是车辆悬架特性和减振装置外特性方面的重大变革。 根据国外先进工业化国家液压减振装置的发展经历，并结合我国汽车行业的具体情况(以中、低档汽车为主)，在普通双筒液压减振装置发展到一定阶段以后，充气式双筒液压减振装置将会成为国产液压减振装置的下一个发展方向。在目前的液压减振装置国产化进程中，正在把充气式液压减振装置的生产实践和研究提到日程上来，其应用领域必将日益增多。而变阻尼液压减振装置(可调式减振装置、自适应减振装置)在我国目前尚处于前景研究阶段。充气式双筒液压减振装置可以有效地改善减振装置的外特性，极大地提高减振装置的临界速度，特别是在消除减振装置外特性畸变和降低噪声方面具有明显的优越性，并且具有优良的可靠性及较低的静摩擦力，具有广阔的发展前景。双筒充气液压减振装置的理论和实践在我国目前仍处于起步阶段，其理论研究及生产实践同国外先进工业化国家相比还有较大差距，有待各科研机构，大专院校及企业作进一步的研究开发工作，以缩短同国外同行的差距。1.3论文的主要工作对现有的车辆减振装置进行充分的调研的基础上，进行车辆减振装置的的特性分析，选择参数进行设计计算，并结合实际，进行双筒充气液压减振装置结构设计。2 减振装置工作原理2.1减振装置的功能及要求减振装置的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减，从而改善汽车行驶的平稳性。通常减振装置和弹性元件是并联安装的，如图2-1所示。 1车架； 2减振装置；3弹性元件; 4车桥图2-1 减振装置和弹性元件的安装示意图Fig2-1 shock absorber and the elastic part install the diagram减振装置阻尼力的大小随车架与车桥（或车轮）的相对速度的增减而增减，并且与油液黏度有关。要求减振装置所用油液的黏度受温度变化的影响尽可能小；且具有抗汽化，抗氧化以及对各种金属和非金属零件不起腐蚀作用等性能。减振装置的阻尼力愈大，振动消除的愈快，但却使并联的弹性元件的作用不能充分发挥，同时，过大的阻尼力还可能导致减振装置连接零件及车架损坏。为解决弹性元件与减振装置之间的矛盾，对减振装置提出如下要求：1）在悬架压缩行程（车桥与车架相互移近的行程）内，减振装置阻尼力应较小，以便充分利用弹性元件的弹性，以缓和冲击；2）在悬架伸张行程（车桥与车架相互远离的行程）内，减振装置阻尼力应较大，以求迅速减振；3）当车桥（或车轮）与车架的相对速度过大时，减振装置应当能自动加大液流通道截面积，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。2.2减振装置工作原理通常双筒液压减振装置在压缩和拉伸行程两行程内均能起作用，所以又称之为双向作用筒式减振装置，其简图如图2-2所示。用压紧螺母固定在活塞杆1上的活塞可以在工作缸筒11中上下移动:活塞5上装有流通阀总成4和拉伸阀总成10，用以产生拉伸阻力;工作缸筒下端装有底阀座8，其上有补偿阀总成6和压缩阀总成7，用以产生压缩阻力:工作缸筒上端有导向器3和油封总成2，油封总成密封减振装置液9，不使油液外泄。油封盖13使整个工作缸筒、底阀座、油封总成固定在储油缸筒内，工作缸筒内充满减振装置液，储油缸筒12与工作缸筒之间形成储油腔，腔内也装有减振装置液，但是不装满。1、活塞杆 2、油封总成 3、导向器 4、流通阀总成 5、活塞 6、补偿阀总成 7、压缩阀总成8、底阀座 9,减振装置液 10、拉伸阀总成 11、工作缸筒 12、储油缸筒 13、油封盖图2-2减振装置结构示意图Fig2-2 Shock absorber structure diagram双向作用筒式液压减振装置中通常都具有如上图所示的四个阀，即压缩阀、拉伸阀、流通阀和补偿阀。流通阀和补偿阀都是一般的单向阀，其弹簧很弱，当阀上的油压作用力与弹簧力同向时，阀处于关闭状态，完全不通油液:而当油压作用力弹簧力反向时，只要有很小的油压，阀便能开启。压缩阀和伸张阀是卸荷阀，其弹簧较强，预紧力较大，只有当油压增高到一定程度时，阀才能开启;而当油压减低到一定程度时，阀即自行关闭。双向作用筒式减振装置的工作原理可按车轮和车身运动的相对运动方向分为压缩和拉伸两个行程。 压缩行程:当汽车车轮滚上凸起或滚出凹坑时，车轮移近车架(车身)，减振装置受压缩，减振装置活塞S下移。活塞下面的腔室(下腔)的容积变小，油压升高油液流经流通阀4流到活塞上面的腔室(上腔)。由于上腔被活塞杆1占去一部分，上腔内增加的容积小于下腔减少的容积，故还有一部分油液推开压缩阀7，流回储油缸12。这些阀对油液的节流作用便造成对悬架压缩运动的阻尼力。 拉伸行程:当汽车车轮滚离凸起和滚进凹坑时，车轮相对车身移开，减振装置因弹性元件的存在而受拉伸。此时减振装置活塞向上移动。活塞上腔油压升高，流通阀4关闭。卜腔内的油液便推开拉伸阀10流入下腔。同样，由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液还不足以充满下腔所增加的容积，下腔内产生一定的真空度，这时储油缸中的油液便推开补偿阀6流入下腔进行补充。此时，这些阀的节流作用即造成对悬架拉伸运动的阻尼力。 压缩阀的节流阻力应设计成随活塞运动速度变化而变化。例如，当车架或车身振动较缓慢，即活塞向下的运动速度较低时，油压不足以克服压缩阀弹簧的预紧力而推开阀门。此时多余部分的油液便经一些常通的孔或缝隙流回储油腔。当车身振动剧烈，即活塞向下运动的速度高时，则活塞下腔油压骤增，达到能克服压缩阀弹簧的预紧力时，便推开压缩阀，使油液在很短的时间内，通过较大的通道流回储油缸。这样，油压和阻尼力都致超过一定限度，以保证压缩行程中弹性元件的缓冲作用得到充分发挥。同样，拉伸行程中减振装置的阻尼力也应设计成随活塞运动速度变化而变化。当车轮向下运动速度不大，即活塞向上运动的速度不大时，油液经伸张阀的常通孔隙流入下腔，由于通道截面积很小，便产生较大的阻尼力，从而消耗了振动能量，使振动迅速衰减。当车身剧烈运动时，活塞上移速度增大。3 减振装置类型分析3.1 减振装置的分类减振装置大体上可分为两类，即摩擦式减振装置和液力式减振装置。顾名思义，摩擦式减振装置利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。由于库仑摩擦力随相对运动的速度的提高而减小，并且很易受油、水的影响，无法满足平稳性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、易调整等优点，但现代汽车上已不在采用这类减振装置。汽车悬架系统中广泛采用液力减振装置。液力减振装置的工作原理是当车架与车桥作往复相对运动时，而减振装置中的活塞在缸筒内也作往复运动，则减振装置壳体的油液便反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另外一个腔。此时，孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转化为热能，而被油液和减振装置壳体所吸收，然后散到大气中。液力减振装置首次出现于1901年，其两种主要的结构形式分别为摇臂式和筒式。与筒式液力减振装置相比，摇臂式减振装置的活塞行程要短得多，因此其工作油压可高达，而筒式减振装置只有。筒式减振装置的质量仅为摇臂式减振装置的 ，并且制造方便，工作寿命长，因而现代汽车几乎都采用筒式减振装置。筒式减振装置包括：双向作用式减振装置、单向作用式减振装置。在压缩和伸张两个行程内均能起到减振作用的减振装置称为双向作用式减振装置。另有一种减振装置仅在伸张行程内起作用，称为单向作用减振装置。3.2 双向作用式减振装置及其工作原理 作用式减振装置一般都具有四个阀（图3-1），即压缩阀6、伸张阀4、流通阀8、补偿阀7。流通阀和补偿阀是一般的单向阀，其弹性很弱，当阀上的油压作用力与弹簧力同向时，阀处于关闭状态，完全不通液流；而当油压作用力与弹簧力反向时，只要有很小的油压，阀便能开启。压缩阀和伸张阀是卸载阀，其弹簧较强，预紧力较大，只有当油压增高到一定程度时，阀才能开启；而当油压减低到一定程度时，阀即自行关闭。1活塞杆；2工作缸筒；3活塞；4伸张阀；5储油缸筒；6压缩阀；7补偿阀；8流通阀；9导向座：10防尘罩；11油封图3-1 双向作用式减振装置示意图Fig3-1 Bidirectional function shock absorber diagram双向作用筒式减振装置的工作原理可按图3.1，分为压缩和伸张两个行程加以说明。压缩过程：当汽车车轮滚上凸起或滚出凹坑时，车轮移近车架（车身），减振装置受压缩，减振装置活塞3下移。活塞下面的腔室（下腔）容积减小，油压升高，油液经流通阀8流到上面的腔室（上腔）被活塞杆1占去一部分，上腔内增加的容积小于下腔减小的容积，故还有一部分油液推开压缩阀6，流回储油缸5。这些阀对油液的节流便造成对悬架压缩运动的阻尼力。伸张行程：当汽车车轮滚进凹坑或滚离凸起时，车轮相对车身移开，减振装置受拉伸。此时减振装置活塞向上移动。活塞上腔油压升高，流通阀8关闭。上腔内的油液便推开伸张阀4流入下腔。同样，由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液还不足以充满下腔所增加的容积，下腔内产生一定的真空度，这时储油缸中的油液便推开补偿阀7流入下腔进行补偿。此时，这些阀的节流作用即造成对悬架伸张运动的阻尼力。压缩阀的节流阻力应设计成随活塞运动速度而变化。例如，当车身或车架振动缓慢（即活塞向下的运动速度低）时，油压不足以克服压缩阀弹簧的预紧力而推开阀门。此时多余部分的油液便经一些常通的缝隙（图上未画出）流回储油腔。当车身振动剧烈，即活塞向下运动的速度高时，则活塞下腔油压骤增，达到能克服压缩阀弹簧的预紧力时，便推开压缩阀，使油液在很短的时间内，通过较大的通道流回储油缸。这样，油压和阻尼力都不致超过一定限度，以保证压缩行程中弹性元件的缓冲作用得到充分发挥。 同样，伸张行程中减振装置的阻尼力也应设计成随活塞运动速度而变化。当车轮向下速度不大（即活塞向上的运动速度不大）时，油液经伸张阀的常通孔隙（图上未画出）流入下腔，由于通道截面积很小，便产生较大的阻尼力，从而消耗了振动能量，使振动迅速衰减。当车身振动剧烈时，活塞上移速度增大到使油压足以克服伸张阀弹簧的预紧力时，使伸张阀开启，通道截面积增大，使油压和阻尼力保持在一定限度内。这样，可使减振装置及悬架系统的某些零件不会因超载而损坏。 由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力比压缩阀的大，在同样的油压作用下，伸张阀及相应的常通缝隙的通道截面积总和小于压缩阀及相应的常通缝隙的通道截面积总和。这就保证了减振装置在伸张行程内产生的阻尼力比压缩行程内产生的阻尼力大得多。3.3 单筒充气式减振装置单筒充气式减振装置是60年代以来发展起来的一种新型减振装置。图3是单筒充气式减振装置工作原理图，其结构特点是在缸筒的下部装有一个浮动活塞m2，在浮动活塞与筒缸一端形成的密闭气室C中，充有高压（23MPa）的氮气。在浮动活塞的上面是减振装置油液。浮动活塞上装有大段面的O形密封圈，它可以把油和气完全分开，故此活塞亦称封气活塞。工作活塞m1上装有随其运动速度大小而改变通道截面积的压缩阀和伸张阀。此二阀均由一组厚度相同，直径不等，由大到小而排列的弹簧钢片组成。当车轮上下跳动时，减振装置的工作活塞在油液中往复运动。使工作活塞的上腔和下腔之间产生油压差，压力油便推开压缩阀或伸张阀而来回流动。由于阀对压力油产生较大的阻尼力，消耗了振动能量，使振动衰减。由于活塞杆的进出而引起的缸筒容积的变化，则由浮动活塞的上下运动来补偿。因此这种减振装置不需储油缸筒，所以亦称单筒式减振装置。而前面所述的双向作用筒式减振装置又称双筒式减振装置。单筒充气液压减振装置具有以下优点：1) 减少了一套阀门系统，使减振装置的结构大大简化；2) 提高乘坐的舒适性，并且.有助于消除噪声；3) 工作性能更为稳定；4) 消除了油液的”乳化”和”气泡”现象；5) 冷却效果好；6) 防止了减振液的下降而产生的“早晨病”。同时单筒充气液压减振装置也存在以下缺点：1) 由于制造精度提高等原因使成木上升；2) 关于高压气体的影响，对油封的性能要求更高；3) 充气工艺比较复杂，且不宜修理；4) 加果工作缸筒受到外界冲击而产生变形时，减振装置就不能正常工作；5) 温度的变化对压出活塞的力有影响，不利于减振装置的工作稳定性；6) 由于比普通双筒液压减振装置在轴向多了一个气室，所以需要考虑一个较大的轴向安装空间。由于它存在上述缺点，即使在工业化国家，它的市场占有量也不很高，占主导地位的产品仍然是双筒液压减振装置。3.3.1 单筒充气式减振装置的工作原理单筒充气式减振装置的工作原理如图3-2所示。它主要由缸体、浮动活塞和活塞组件等组成。其中伸张腔和压缩腔中的液压油与气腔中的氮气被浮动活塞分开。减振装置的工作过程为:当活塞杆从缸体伸出时,缸体伸张腔A 和压缩腔B 之间产生压差,缸体伸张腔A 的油液被迫通过活塞上伸张阀流入压缩腔B。同样,当活塞杆缩进缸体时,缸体压缩腔B 中的油液被迫通过活塞上压缩阀流入伸张腔A。当液压油流经压缩阀和伸张阀时,由于液压油的粘度导致压力损失,起到消耗能量的作用。缸体中高压氮气体积的变化起到补偿活塞杆运动引起油液运动的作用,相当于传统悬架中的弹性元件。图3-2 单筒充气式减振装置工作原理图Fig3-2 Single barrel gasification shock absorber mechanism3.4双筒充气液压减振装置的结构及工作原理在七十年代后期，研制出了双筒充气液压减振装置，这种减振装置集单筒充气液压减振装置和普通双筒液压减振装置的优点于一体，并同时克服了它们的缺点。双筒充气液压减振装置完全保有双筒液压减振装置的结构形式，复原行程和压缩行触的工作原理与普通双筒液压减振装置相同。但是，由于充有低压气体，在减振装置工作过程中建立了某种形式的背压，有效地提高了减振装置外特性抗畸变的临界速度，改善了减振装置的工作性能，使行驶安全性和舒适性得到较好地协调，它也便于向所有形式的独立悬架和非独立悬架推广应用。因此，双筒充气液压减振装置将成我为国汽车减振装置发展的一个重要方向。双筒充气液压减振装置具有下列优点：1）改善了减振装置的外特性；2）提高了减振装置的可靠性；3）降低了减振装置的噪音；4）降低了减振装置的摩擦力；5）降低了生产成本。按双筒充气液压减振装置中工作介质贮存方式的不同可以将其分为两大基木类型：第一类是油气分开式;第二类是油气混合式。油气分开式在贮油腔中设立专门的单独气室，具体结构有以下几种形式：1) 减振装置中带有方向控制阀，无底阀，通过通路连接减振装置工作缸和贮液筒；2) 减振装置无底阀，顶部设置球状气、液分隔室；3) 减振无底阀，带有单独的气室；4) 减振装置带有底阀和闭锁装置；5) 减振装置设置两个气室，分别装有高压和低压气压；6) 减振装置设置底阀，内有专用低压尼龙气囊。油气混合式则是将已装配好的双筒液压减振装置利用特殊的充气工艺，达到增压的目的，为了控制压缩气体的流动方向单向阀。泛采用，油气混合式较油气分开式结构更为简单，成本也更低，一般还设有在国内外被广这种结构形式通常有两种典型结构:一种是有底阀，在结构上与双筒液压减振装置相近；另一种是没有底阀，在工作原理上与单筒充气液压减振装置相似。 设置底阀的双筒充气液压减振装置是在普通双筒液压减振装置的基础上经改进而成的，其特点是向储油腔内充入了低压气体，其复原阻力和压缩阻力仍分别由活塞阀及底阀产生。不设置底阀的双筒充气液压减振装置，仍是向贮油腔内充入低压气体，其复原阻力和压缩阻力均由活塞阀系提供，这种结构实际上是用双筒液压减振装置的形式实现了单筒充气液压减振装置的结构。设置底阀的双筒充气液压减振装置在结构上与普通双筒液压减振装置相似，但在导向座内增加了由聚四氟乙烯材料制作的刮油环以去除活塞杆从工作缸内带出的多余油液，同时防止压缩气体对工作缸内油液形成压力。在靠近工作缸的顶部位置安装了单向阀，它允许减振油从顶部流入工作缸与储油筒之间的储油室，也允许充入减振装置的压缩气体通过，进入工作缸与储油筒之间的储气室，储气室在储油室上部形成，但限制压缩气体反向流动。充气油封在普通油封的唇口部分涂覆了一层耐高温的减摩材料以延长油封的寿命。设置底阀的双筒充气液压减振装置的基本工作原理与普通双筒液压减振装置的工作原理相同:复原行程时，活塞相对于工作缸筒向上运动，工作缸上腔的油液便通过复原阀进入工作缸下腔，不足部分的油液由储油腔内的油液通过补偿阀补充，由于复原阀的节流作用而产生了复原阻力，在这一过程中，储油腔内压缩气体的体积逐渐增大，并始终保持对储油腔内的油液施加压力。压缩行程时，活塞相对于工作缸筒向下运动，工作缸下腔的油液便通过流通阀进入工作缸上腔，多余部分的油液则通过压缩阀进入储油腔，由于压缩阀的节流作用而产生了压缩阻力，在这一过程中，储油腔内压缩气体的体积逐渐减小，同样始终保持对储油腔内的油液施加压力。 气囊式液压减振装置吸纳了双筒充气液压减振装置和单筒充气液压减振装置的优点，气囊式液压减振装置在本体结构上与双筒液压减振装置基本相同:独立的气囊内装有浮动活塞将减振油与压缩气体隔离，在结构形式上与单筒充气液压减振装置相似，气囊与减振装置本体之间用软管连接。而台架试验和道路试验表明气囊式液压减振装置具有优良的外特性，极高的可靠性和足够的寿命。4 双筒液压减振装置由于双筒充气液压减振装置是在双筒液压减振装置基础上发展起来的，所以，在此先讨论双筒液压减振装置。4.1双筒液压减振装置的工作原理及分析一个匹配良好的减振装置是车辆悬架系统优劣的重要标志之一。在通过凸起路面时，车轮和车身的相对速度要比通过凹路面时大得多。即减振装置在复原行程时，须提供比较大的阻尼力，而在压缩行程需要的阻尼力相对较弱，这是悬架动力学对减振装置阻尼设计提出的最基本的要求。在悬架压缩行程内，减振装置阻尼力较小，以充分发挥悬架弹簧的弹性，缓和路面冲击，在悬架复原行程内，减振装置的阻尼力较大，以便迅速衰减振动。当车轮与车身的相对运动速度过大时，减振装置可以自动加大通流面积，以便使阻尼力始终保持在一定的限度之内，避免车身承受过大的冲击载荷。减振装置的外特性是由内特性决定的，减振装置要获得优良的外特性，决定其阻尼力大小的活塞阀分总成及底阀分总成的设计制造是至关重要的。双筒液压减振装置虽然在具体结构形式上种类很多存在差异，但其基本工作原理大体相同:当活塞在工作缸内上下运动时，随着减振油在工作缸上下腔之间或工作缸与贮液筒之间的往复流动，复原阀、压缩阀分别产生复原阻力和压缩阻力，而流通阀、补偿阀则保证减振油在工作缸上下腔之间或工作缸与贮液筒之间的来回流动，并确保减振油始终充满工作缸。这样液压减振装置便将车辆振动的机械能转换为热能，经贮液筒与冷空气的热交换及热辐射，将热能耗散到大气中去，因而从本质上说液压减振装置实际上是一个耗能器。4.2复原行程工作原理及计算以一种纯阀片结构的液压减振装置为例，这种阀结构型式在许多车型上的减振装置中被广泛采用。其活塞阀分总成一般由8种零件构成，图4-1是这种活塞阀分总成的结构简图。图4-1活塞阀分总成Fig4-1 Piston valve sub-assembly活塞阀保持架，定位套与活塞一起决定了活塞阀弹簧，活塞阀阀体，活塞阀阀片安装空间的大小，通过改变定位套的长短可以改变其安装空间的大小，从而调节流通阀的开度，以保证减振油顺利通过流通阀。通过改变活塞阀阀片的数量及改变活塞阀阀体环槽的高差可以达到不同的复原阻尼力要求，从而满足多种液压减振装置对阻尼值的不同要求。液压减振装置的阻尼力随着活塞运动速度(相对于工作缸)的变化而变化，我们把活塞运动速度分为低速点(0.1 m/s )、中速点(0.3m/s, 0.52m/s, 0.6m/s)和高速点(l.0m/s, 1.5m/s)。液压减振装置的外特性具有非线性的变化趋势，一般采用分段设计的方法，分别对减振装置的低速特性、中速特性和高速特性进行设计，以满足减振装置在不同速度点下对阻尼力的要求。活塞在低速运动时，阻尼力相对较小，其复原阻力的大小通常采用开设常通孔的方法来达到，常通孔的开设方法通常有两种:一种是直接在活塞的油线上压制一些小的凹坑来产生常通孔，另一种方法是采用有缺口的常通孔阀片来产生常通孔;活塞在中速运动时，活塞阀阀片由于受到工作缸上腔高压油的作用而产生弹性变形，这时复原阻力的大小主要是由活塞阀阀片内圈的弹性变形来实现的;活塞在高速运动时，复原阻力进一步增大，活塞阀阀片在高压油的作用下，其变形量也进一步增加，减振油的通流面积也在不断加大，但其最大值受到活塞阀阀体上通油孔面积的限制。低速运动时活塞阀阀片尚未打开，减振油经活塞阀分总成中的常通孔由工作缸上腔流入工作缸下腔。中速及高速运动时，活塞阀阀片因受到工作缸上腔高压油液的作用而产生弹性变形使复原阀打开，这时减振油除少部份流经常通孔以外，大部份减振油经过因活塞阀阀片翘曲变形而与活塞阀阀体之间形成的间隙由工作缸上腔流入工作缸下腔。复原行程时活塞向上运动远离工作缸，连杆不断从工作缸内抽出，因而从活塞上腔流入活塞下腔的减振油不能完全补充活塞下腔因活塞上移而形成的空间，其余部份的减振油就由贮液筒经底阀分总成的补偿阀流入工作缸下腔，以使工作缸下腔充满减振油。复原行程时，我们根据不同速度点下复原阻力的设定值，可以计算出在不同复原阻尼力值下活塞阀分总成的通流面积，从而为设计活塞阀分总成各零件的结构参数提供依据，图4-2是该种减振装置的示功图和速度特性曲线图。 图4-2减振装置的示功图和速度特性曲线 Fig4-2 Shock absorber dynamometer card and velocity characteristic curve根据流体力学，在高压油的作用下，活塞阀分总成产生的复原阻力可由下式确定。 （4-1）复原力（N）工作缸上腔与工作下腔的压力差（N/m）复原行程时活塞阀分总成的受压面积（）活塞阀分总成受压面积为 （4-2） 工作缸筒内径（m）活塞杆直径（m）流量与压力差有如下关系： （4-3）工作缸上腔进入工作缸下腔的流量（）减振油密度（）流量系数（0.7）复原阀通流面积（）单位时间内，由工作缸上腔流入工作缸下腔的减振油流量为: （4-4） 活塞运动速度（） 将式(4-2). (4-3), (4-4)代入式(4-1)便可以得到复原行程时复原阀通流面积的计算公式: （4-5）现将一种减振装置的具体参数代入式(4-5)就可以得到复原行程时，在不同的速度点下，达到要求的复原阻尼力值所需要的通流面积。表4-1理论复原阻尼力值和通流面积Tablet4-1 The theories original damping dint values and flow area table活塞速度（m/s） 复原力（N） 通流面积（mm）0.1 196 1.35400.3 490 2.56910.6 833 3.94061.0 1400 5.0660根据表4-1的计算结果，可以初步确定活塞阀分总成中各零件的结构参数，如常通孔的大小及数量，活塞阀阀片的尺寸及数量，活塞阀阀体上通流孔的大小及数量等。表4-1是复原阀分总成的理论通流面积，由于内泄漏的存在、制造偏差及材质的不均匀性等因素，理论流通面积与实际情况有所出入。即实际应用中应考虑到这些情况的影响，对具体数据应进行修正。4.3压缩行程工作原理及计算图4-3所示纯阀片结构的底阀分总成由5种零件构成。其中，底阀保持架与底阀座一起决定了底阀弹簧、底阀阀体、底阀阀片安装空间的大小。即可通过改变底阀保持架的长短可以改变其安装空间的大小，从而调节补偿阀的开度，以保证贮液筒内的减振油顺利地通过补偿阀。活塞在低速运动时，其压缩阻力的大小通常也采用开设常通孔的方法来达到，常通孔的开设一般也是采用在底阀座上压制凹坑或用有缺口的常通孔阀片来产生的。活塞在中速运动时，底阀阀片由于受到工作缸下腔高压油液的作用而产生弹性变形，因此其压图4-3阀片总组成Fig4-3 Valve Slice mechanism缩阻力的大小主要是由压缩阀阀片的弹性变形来实现的。活塞在高速运动时，其压缩阻力的大小受到底阀阀体上通油孔的限制。活塞在低速运动时底阀阀片尚未打开，减振油经底阀分总成上的常通孔由工作缸下腔流入贮液筒。活塞在中速及高速运动时，底阀阀片因受到工作缸下腔高压油液的作用而产生弹性变形，使底阀阀片与底阀阀体之间形成环形缝隙，使压缩阀打开，这时减振油除少部分流经常通孔以外，大部分减振油经过因底阀阀片翘曲变形而与底阀阀体之间形成的间隙由工作缸下腔流入贮油筒。由此可以看出底阀分总成的工作原理与活塞阀分总成的工作原理是一样的。压缩行程时活塞向下运动移近工作缸，随着活塞的运动，连杆不断从工作缸以外向工作缸内移动，在工作缸上腔形成环形空间。工作缸下腔的减振油通过流通阀首先补充到工作缸上腔，使工作缸上腔充满减振油，由于工作缸下腔的减振油不能完全被工作缸上腔所容纳，多余部分的减振油就通过底阀分总成进入贮液筒。但如果压缩行程时，减振油不能首先充满工作缸上腔，就会在工作缸上腔形成“空穴”，从而在复原行程时产生外特性空程性畸变。 悬架减振装置的注油量最下限应保证活塞在复原行程的最大位置时，工作缸内充满减振油;注油量的最上限不能超过活塞在压缩行程最低位置时，工作缸与贮液筒所能容纳的极限油量。当然减振装置注油量的最终确定还要到考虑到散热、热衰减率等其它因素的影响。 压缩行程时，根据不同速度点下压缩阻力的设定值，可以计算出在不同压缩阻力值下底阀分总成的通流面积，底阀分总成产生的压缩阻力可由下式确定。 （4-6）压缩阻力（N）工作缸下腔与储油腔的压力差（N/M）压缩行程时底阀分总成的受压面积（）底阀分总成受压面积为: （4-7） 根据流体力学的公式，流量与压力差有如下的关系: （4-8）工作缸下腔进入贮油腔的流量（）压缩阀通流面积（）单位时间内，由工作缸下腔流入贮油腔的油液流量为: （4-9）将式(4-7) (4-8) (4-9)代入式(4-6)，便可以得到压缩行程时通流面积的计算公式: （4-10）将某种减振装置的具体参数代入式(4-10)，就可以得到压缩行程时在不同速度点下，达到要求的压缩阻力值所需要的通流面积。表4-1是压缩阀分总成的理论通流面积。 表4-2压缩阀分总成理论通流面积Tablet 4-2 Compress Valves Working Area活塞速度（mm） 复原力（N） 通流面积（mm）0.1 68.6 2.88390.3 147 5.91150.6 254 9.15811.0 400 11.946根据表4-2的计算结果，我们同样可以初步确定底阀分总成中各零件的结构参数。例如，常通孔的大小及数量，底阀阀片的尺寸及数量，底阀阀体上通流孔的大小及数量等。由于存在与活塞阀分总成同样的不利因素，使得实际的通流面积比理论计算值小。5 双筒充气液压减振装置主要零件的制作5.1双筒充气液压减振装置的设计双筒液压减振装置工作缸下腔所要求的补偿液流量是随着减振装置工作速度的增大而增大的(单位时间内)，而补偿阀的通流面积由于受到结构上的限制，不能无限增大，因而当减振装置的工作速度大到某一速度时，便会发生补偿阀补油不足的现象，从而使压缩行程出现空程性畸变，此时的工作速度便是减振装置的临界速度。双筒液压减振装置在某一工作速度时，工作缸下腔所需要的补偿油量为。 （5-1）贮油腔进入工作缸下腔的补偿流量（）活塞杆面积（）减振装置工作速度（）在贮油腔与工作缸下腔的压差期作用下，贮油腔通过补偿阀流向工作缸下腔的实际补油量为 (5-2)贮油腔进入工作缸下腔的实际补偿流量（）流量系数（0.60.7）减振液密度（）补偿阀通流面积（）贮油腔与工作缸下腔的压力差（Pa）当时，表明补偿阀向工作缸下腔的补油能力不足，这时就会发生减振装置外特性空程性畸变。当时，表明补偿阀对工作缸下腔有足够的补油能力，这时减振装置外特性不会发生空程性畸变。而当时，补偿阀向工作缸下腔的补油能力与工作缸下腔所需要的补偿油量正好相等，这是减振装置外特性不发生空程性畸变的基本条件，此时的v,就是减振装置外特性不发生畸变的临界速度。 （5-3）临界速度（）由式(5-3)可以看出，提高贮油腔与工作缸下腔之间的压力差，可以有效提高减振装置抗畸变的临界速度。双筒充气液压减振装置由于在贮油腔内充入低压气体，提高了贮油腔与工作缸下腔之间的压差明，增加了补偿阀的补油能力，因而提高了减振装置抗畸变的临界速度。压缩行程时，由于贮油腔中压缩气体的存在，更有利于工作缸下腔的油液优先充满工作缸上腔，从而避免复原行程时，减振装置外特性发生空程性畸变。图5-1减振装置压力差，补油量，临界速度关系Fig.5-1 The Difference of Shock Absorber,Oil Regain ,Bondary Velocity图5-1是减振装置压力差、补油量、临界速度之间的关系图，现将SC7080微型车前减振装置的具体结构参数代入(5-1)便可以得到这种减振装置在充入4bar压缩气体的条件下所能达到的临界速度为将SC6350微型车前减振装置的具体结构参数代入式(5-3)也可以得到这种减振装置在充入4bar压缩气体的条件下所能达到的临界速度为 从以上计算结果可以看出只需充入4bar的压缩气体便能将这两种减振装置的临界速度提高到3m/s以上:表5-1是SC7080和SC6350在不同气体压力之下的临界速度。表5-1 临界速度Tablet 5-1 Boundary Velocity压力型号（bar） SC7080 SC63500.5 1.6 1.41.0 2.2 1.91.5 2.7 2.32.0 3.1 2.82.5 3.5 3.03.0 3.8 3.33.5 4.1 3.64.0 4.4 3.84.5 4.7 4.05.0 4.9 4.3从表5-1可以看出只需充入较低的压力便可以有效地提高减振装置的临界速度，考虑到压力损失等因素实际充气压力要在表5-1的理论计算值基础上进行修正，根据对多种减振装置进行的理论计算与实际充气压力之间的分析，一般实际充气压力是理论计算值的1.5一2倍。现根据SC6350微型车主要技术参数设计减振装置。要求临界速度不低于3m/s主要技术参数如表5-2：表5-2 技术参数Tablet.5-2 Technical Parameters簧上质量 车身尺寸 双臂悬架的 减振装置在下横臂上的连接（kg） (长宽高) 下臂长n(mm) 点到下横臂在车身上的铰接点之间的距离a(mm) 1300 3495/1475/1895 400 600相对阻尼系数取=0.30；，1) 减振装置阻尼系数的确定减振装置阻尼系数，不同悬架因导向机构杠杆比不同，悬架阻尼系数应具体计算。如图5-1所示结构中的阻尼系数可由下式计算： （5-4）式中：k-杠杆比， ，k=600/400=1.5如图所示； 安装角，；C一般悬架系统刚度范围这里估算为。=26564.15确定最大卸荷力：为减小传到车身上的冲击力，当减振装置活塞振动速度达到一定值时，减振装置打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度。 (5-5)式中，为卸荷速度，一般为0.150.30m/s;A为车身振幅，取为悬架振动固有频率。=0.0411.00cos10400/600=0.29m/s=26564.150.29=7703.602) 确定工作缸主要尺寸参数筒式减振装置工作缸直径D由最大卸荷力和缸内允许压力P来近似求得： （5-6）式中：P缸内最大允许压力，取3 4N/，这里P取3。 缸筒直径与连杆直径比，双筒式减振装置=040.5；单筒式减振装置=0.30.35，取0.4。所以，工作缸直径=54.04mm。连杆直径d=54.040.4=21.6按照QC/T4911999汽车筒式减振装置 尺寸系列条件圆整为：D=55mm,d=20mm.工作缸壁厚取2mm,贮油筒直径=75mm.复原阻力设定值715士100N下补偿阀的通流面积=52.47最终结构参数为:活塞杆直径20mm，最大动行程117mm，工作缸内径55mm,工作缸外径57mm,贮油筒内径75mm,贮油室长度328.5 mm，补偿阀通流面积为52.47，在0.3m/s时复原阻力为715士100N、压缩阻力为225士50N。将具体参数代入式(5-3)得:=4.0 bar （5-7）即在理论上只需要使充入的压缩气体与工作缸下腔之间保持4.0bar的压力，就可以将6350前减振装置的临界速度提高到3m/s，考虑到压缩气体的压力损失、环境条件的改变及保险系数等因素的影响我们将充气压力确定为6bar。贮油室和贮气室的总容积Vo为：Vo=612 （5-8）考虑到减振装置在汽车上安装时有一定的倾角及减振装置的散热等因素，贮油室内应保持不低于50mm的油液高度，则贮气室的容积为: （5-9）而贮油室最小容积为: =93.26 （5-10） =612-93.26=518.74 （5-11） 因活塞杆的上下运动而引起贮气室容积的改变量为: =36.7 （5-12）则压缩气体的体积变化范围是:518.74482.04 根据气态方程，压缩气体的最大压力为:6.46 bar （5-13） 则压缩气体的压力变化范围是:66.46bar 。压缩气体的最大及最小作用力分别为:0.646314=202.8N （5-14）=188.4 N （5-15）则压缩气体的作用力变化量是:N 。根据已知条件:减振装置的压缩阻力为175-275N; 275N 202.8N压缩阻力变化量为100N: 100N14.4N减振装置的温度由20升至100时，压缩气体的最大及最小压力分别为： （5-16） （5-17）在100时，压缩气体的最大及最小作用力分别为: （5-18） （5-19）100时压缩气体的作用力变化量是:N 。而：275N258.11N，100N18.31N可见将减振装置的充气压力定为4bar充气体积定为518.74，既可以满足对临界速度的要求，又可以满足对阻尼力的要求;3) 工作缸筒强度校核：缸筒相当于一个两端封闭的圆形受压容器，由材料力学知，其应力状态是随着缸筒内径和壁厚的比值D/的改变而变化的。当D/16时属于薄壁缸筒。其强度计算公式为； (5-20)式中 D缸筒内径P缸筒的最大压力缸筒内应力缸筒材料的许用应力许用应力可用下式计算：= （5-21）式中 缸体材料的抗拉强度； n安全系数，一般取 n=5。这里缸筒内径和壁厚的比值D/=55/2=27.516属于薄壁缸筒按上述强度条件校核。材料为20号钢查得抗拉强度=410所以许用应力：=82双向作用筒式减振装置最大工作压力为2.55，取最大工作压力为5，所以：=68.7582可见强度足够。5.2双筒充气液压减振装置密封结构设计制作在进行双筒充气液压减振装置的试制之前，按照双筒充气减振装置的特点及要求，制作安装了单向阀和刮油环，图5-2是SC6350车型前减振装置双筒充气减振装置试验样件结构简图。 以SC6350车型前减振装置(双筒液压式)做为研究对象:工作缸底阀分总成、密封导向分总成，活塞阀分总成均不改动，但在导向座内装有刮油环，在工作缸上部装有单向阀，在贮油筒侧面有螺纹孔，在油封与活塞杆之间有充气插片。图5-2双筒充气减振装置试验样件结构简图Fig.5-2 Double Barrel Shock Absorber Model Mechanism在导向座内装有用聚四氟乙烯材料制作的刮油环，此零件安装在导向套上部，起到副油封的作用，图5-3是其结构简图。图5-3 双筒充气液压减振装置局部结构简图Fig.5-3 The Mechanism of Part Double Barrel Shock Absorber Model 如图5-3所示，刮油环是一个矩形断面的圆环，刮油环与活塞杆表面紧密贴合，既可以去除活塞杆从工作缸内带出的过多的油液，减少减振油的泄漏，增强密封效果，另一方面它还可以抑制压缩气体对工作缸上部的压力，避免压缩气体产生副作用。为减小对油封唇口的挤压力，并防止压缩气体反向流动，同时允许减振装置油由导向座上部流回贮油筒，在贮油筒上部设置了一个单向阀，图5.2.3是其结构简图。图5-4双筒充气液压减振装置局部结构简图Fig.5-4 The Mechanism of Part Double Barrel Shock Absorber Model 专门加工的单向阀有一个圆形铁圈，铁圈上硫化有耐油橡胶，在单向阀上有一个封气唇口。由图5-4可以看出，单向阀铁圈外表面硫化有一层橡胶，使单向阀与贮油筒内壁紧密配合，并防止压缩气体渗入使贮油筒内壁泄漏，单向阀的封气唇口与工作缸外表面配合形成单向阀门，它允许减振油由上向下单向流动，同时阻止压缩气体由贮油筒反向流动到导向座上部，将压缩气体限制在贮油筒的上半部分空间内形成贮气室，这样可以减小压缩气体对油封唇口的不利影响，延长油封使用寿命。5.3充气方法研究现有的充气方法：第一种充气方法是采用无杂质冲孔工艺在贮油外壁冲一通孔，待充入压缩气体后，用一金属球将通孔封焊；首先在装配完成的贮油筒壁的适当位置用一锥形冲头，采用无杂质冲孔工艺冲一个小孔，见图5-5。图5-5 孔封焊示意图Fig 5-5 The Hole Filler Diagram然后将减振装置放置于(平放或略微倾斜)专用充气封焊机上，进行充气，待压力达到规定数值后，将钢质金属球放置于通孔上，然后进行焊接，以密封充入贮油筒内的压缩气体。这种充气方法工艺及设备较复杂，要求在充气及封焊过种中，始终保持气压，不得泄漏:并要求在冲孔及焊接过程中不能产生杂质，否则杂质进入贮油筒内会影响减振装置的性能;与这种充气方法较类似的另一种充气方式是在贮油筒上适当位置先加工一小园孔，待充入压缩气体后将通孔用铆钉铆住，见图5-6，此种充气方法同样在工艺及装备上较复杂。图5-6孔示意图Fig 5-6 The Hole Diagram采用钢球封焊的方法可对具有薄壁贮油筒的减振装置充气，特别是对防尘罩限制了位置，不便采用其它方法充气时，但由于这种方法设备工装较复杂，工艺控制难度大，目前采用不多;采用铆钉铆接封气的方法，则要求贮油筒壁或贮油筒组合局部的壁厚较大，以确保铆钉铆接的牢固性，这种充气方法由于事先将充气通孔加工完成，更适合于油式分开式的充气减振装置;而对于油气混合式结构将会增加工艺难度，令操作过程复杂，这种充气方法主要在双吊环式、吊环连杆式、气囊式结构的减振装置上应用。 第二种充气方法是在贮油筒壁的恰当位置固定一个单向阀，利用单向阀只允许气体向一个方向流动，而不允许气体反向流动的特性，将充气软管与单向阀相联，然后向贮油筒内充压缩气体，这种充气方法较简单，见图5-7。图5-7单向阀示意图Fig 5-7Single-Valve 这种充气方法无须复杂的专用充气设备，适应面较广，但要事先在贮油筒壁上固定一个单向阀(焊接、螺纹连接等)，并要确定一个合理的固定位置，避免与减振装置上的其它零部件发生干涉，单向阀的可靠性直接影响密封效果，如单向阀失效将直接导致漏气，其优点是可以再次充气。 以上两种充气方法有一个共同特点是在充气时可以直接测量充气压力便于控制，而无须采用间接测量反弹力来控制充气压力。 第三种充气方法是利用在活塞杆上专门加工的充气孔或充气槽向减振装置内部充气，见图5-8图5-8利用充气孔或充气槽向减振装置充气示意图Fig 5-8 Shock Absorber,s Air Provider of Air Hole Or Air Slot如图5-8所示，这种充气方法是将活塞杆压至下极限位置时，充气孔(或充气槽)越过油封的防尘唇，进入油封内部，其下端在防油唇上面，再配以充气头在专用充气机上进行充气;这种充气方法结构简单，适应面广、效率较高，但不能直接测量充气压力，只能通过检测活塞杆的气体反弹力来控制充气压力。 这种充气方法在麦式悬架的减振装置上应用较多，尤其对采用冷翻边结构的减振装置，且连杆外露部分没有焊接尺寸超过贮油筒外经的零件，采用充气孔或充气槽的方法须事先对活塞杆进行改动，增加了制造活塞杆的复杂性，当采用充气孔充气时，还削弱了活塞杆外螺纹端的强度，较适合于活塞杆直径较大的减振装置。第四种充气方法是利用组合油封或在油封防尘唇侧面开孔向减振装置内部充气，见图5-9。如图所示，组合油封实际上是将油封做成独立的两部份，先将防油唇装入减振装置，然后用充气头在专用充气机上充气，再装上防尘唇;在油封上开孔则是将充气孔开在防尘唇侧面，越过防尘唇口向减振装置内部充气;这种充气方法也较简单，只需要一个充气头，就可以在专用充气机上充气了。图5-9侧面开孔向减振装置内部充气示意图Fig 5-9 Single-sie Hole Air Provider of Shock Absorber 利用组合油封充气增加了装配工艺的复杂性，降低了防油唇与防尘唇之间的同心度，对油封的使用寿命会产生不利影响:而利用油封侧孔充气较适合于活塞杆直径较大的情况，这两种充气方法主要适用于板式油封结构的减振装置。 以上四种充气方法都对减振装置有或多或少的改动，既增加了成本又使工艺操作复杂化，在试验中我们采用了一种新型充气方法，这种充气方法对减振装置无任何改动。5.5本研究使用的充气方法新型充气方法是利用专门的充气套筒或充气插片充气，如图5-10。这种充气方法是将充气套筒或充气插片从油封与活塞杆之间的配合面插入油封的防尘唇与防油唇之间，再配以充气头，在专用充气机上进行充气。这种充气方法的特点是不需要对减振装置做任何形式的改动，结构简单，适应面广。见图5-10，充气插片头部较薄，根部略厚。它与活塞杆的贴合面是一个弧形，曲率半径与活塞杆的半径相同。这样，充气插片插入油封唇口见图5-10，图5-10充气套筒和充气插片示意图Fig 5-10 Air Provider Tube and Slice 充气插片头部较薄，根部略厚。它与活塞杆的贴合面是一个弧形，曲率半径与活塞杆的半径相同。这样，充气插片插入油封唇口后便在两个侧面形成两个三角形的气体通路，使压缩气体通过防尘唇进入油封内部，又利用压缩气体的压力冲开防油唇进入减振装置内部。充气完成后防油唇口自动回复封住己充入减振装置内部的压缩气体，然后再将充气插片拔出，完成充气过程。 这种充气方法利用插入防尘唇与活塞杆之间的充气套筒或充气插片以产生气体通道，再配上专用充气机和充气头进行充气，其效率很高。一般充气套筒用金属材料制作，而充气插片则用硬塑料制作，以减少对油封唇口的损伤，充气插片可以循环使用。充气插片结构简图如图5-11所示。图5-11充气插片截面结构图Fig 5-11 Inside of Air Provider Slice 充气插片长度尺寸应小于油封防尘唇口与防油唇口之间的距离，如长度尺寸过长，不但使防尘唇口脱离活塞杆表面也使防油唇口脱离活塞杆表面，这样减振装置在充气后防油唇口就不能及时密封已充入减振装置内部的压缩气体，从而造成压缩气体泄漏。充气插片与活塞杆表面紧密配合，其曲率半径与活塞杆半径相同，否则充气插片的刃口会损伤油封唇口，造成油封早期失效。充气插片的厚度尺寸h直接影响充气通道的面积，须合理选择厚度尺寸h，既要保证足够的充气通道面积又不能拉伤油封唇口;充气插片表面须光滑无毛刺。充气插片厚度为h时所形成的充气通道大小的计算。图5-12充气通道面积示意图Fig 5-12 Gasification channel area schematic drawing由图5-12可以看出，充气通道的面积等于图中三角形面积减去圆弧形面积。对于直径为20mm的活塞杆，厚度为h的充气插片，其充气通道的面积计算如下:三角形面积为 (5-19)而 (5-20)圆弧形面积为 (5-21)充气通道的面积为 (5-22)表5-1是充气插片在不同厚度下形成的充气通道的面积。表5-1充气插片厚度与充气通道面积Table5-1 Thinkness of Air Provider Slics and The Areah/mm 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 0.483 0.741 1.03 1.34 1.69 2.06 2.44 2.85 3.28 3.72由表5-1可以看出，充气插片能够提供足够大的充气通道，以保证压缩气体顺利充入减振装置内部。再配合专用充气头在充气机上进行充气，因外部压缩气体须经封油唇口进入减振装置内部，故充气压力须大于减振装置内部气压，专用充气机可以测定反弹力并能在气体反弹力达到设定值时关闭充气阀门。我们用充气插片对多种减振装置进行充气均达到了满意的效果，这种充气方法与其它充气方法相比较有以下优点：1）.不必改动减振装置本体；2）.工艺操作简单；3）.充气效率高；4）.产品可靠性高；5）.综合成本低、经济性好。5.6减振装置的组装程序减振装置的组装程序如图5-13所示。 图5-13 减振装置的装配流程图Fig 5-13Shock Absorber Assemble the Process Chart在加工制作完成产品零部件及试验工装辅具以后，就可以进行试验样品的装配了，首先按产品工艺要求分别装配好底阀分总成及活塞阀分总成，并在流量试验台上进行流量试验，将底阀及活塞阀分总成调节到规定力值。考虑到压缩气体作用力的影响，底阀分总成力值应低于标准力值，活塞阀分总成力值应高于标准力值。将刮油环装入导向座安装槽内，然后将导向套压入导向座内孔，确保导向套不能松动。再用工装将单向阀压入贮油筒内定位置，单向阀与贮油筒内表面应为过盈配合，且装入后不能松动及歪斜。将压力表(0)25bar)与贮油筒横向螺纹孔相连，以测量减振装置内部气压。而后合成减振装置总成。6 结论我们对双筒充气液压减振装置的结构、原理、充气方法、试验方法及试验数据等进行了理论研究和对比分析，可以得出以下结论：1）双筒充气液压减振装置提高了减振装置在低温条件下的临界速度，避免了减振装置在低温下的“空程性”畸变，使减振装置始终处于受压状态有效地抑止了减振装置在低温环境下的“噪声”；指出了提高减振装置在低温条件下性能的有效途径。2）双筒充气液压减振装置明显地降低了减振装置在低温试验、泡沫化试验、耐久性试验下的衰减率，有效地改善了车辆在通过凹凸不平路面时的操纵性和舒适性。3）指出了用充气插片进行充气的新方法，这种方法操作简单，工艺性好，效率较高。还需要进一步解决的问题是：1）因外部充气压力与减振装置内部气压不相等，必须借用测量气体反弹力来推算减振装置内部气压，需进一步提高充气压力的准确性。2）减振装置充气后使油封唇口受到的挤压力增大，加速了油封唇口的磨损，更易产生渗漏油现象，需进一步提高充气油封的耐久性。致谢本篇论文的完成参阅了大量的参考文献，引用了大量的先期研究者的成果，尤其是得到了辽宁工程技术大学王慧老师的细心指导，没有老师的无私帮助，我无法完成这篇论文，在此对老师的大力支持表示深深的感谢。参考文献1 张洪欣.轿车悬架最优减振特性的研究J.1993.2 Gunter Heyer. 减振装置的发展趋势J.1990.3 刘惟信.汽车设计M.清华大学出版社,2001.7.4 陈家瑞.汽车结构M.人民交通出版社,2002.8.5 余志生.汽车理论M.机械工业出版社,1992.6 廖大方.朱云等.汽车减振装置M.武汉工学院，1990.7 赵六奇.车辆悬架与减振装置阻尼的匹配研究J.兵工学报,1994.8 俞得孚.车辆悬架减振装置的理论和实践J.1988.9 刘小宁.双筒充气减振装置性能分析J.1994.10 车用双筒充气液压减振装置的研制和试验研究D.南京理工大学硕士学位论文,2002.11 李士松.双筒充气液压减振装置的研究J.北方交通大学学报,1996.12 李幼德,李静.汽车减振装置弹簧阀片变形模型的研究M.南京理工出版,2003.13 李晓豁,于英华.机械工程专业英语M.东北大学出版社,2002.14 王庆宇，袁尚平。双作用筒式减振器设计开发中主参数的选择分析。上海汽车集团股份有限公司15 张兆顺,崔桂香.流体力学.北京:清华大学出版社,199916 Mohan D. Raoa and Scott Gruenbergb.Measurement of Equivalent Stiffness and Damping of Shock AbsorbersJ .Michigan Technological University, Houghton, USA, 1998.附录A利用液压驱动的离合器伺服系统的控制及性能评价摘要 一种用于商用车的液压驱动离合器控制系统被分析.基于一个单一化的系统模型,设计出了闭环控制器.一个全序的模型也被描述并利用它通过计算机模拟来评价那种闭环控制器在一些装置上的表现和控制器的主要参数.选中的主要的性能指数包括换档时间和位置寻迹误差,它们主要受两个主要参数影响:油管的长度和控制器取样的时间.由此产生的依赖可以用来对包括设备构造和电子控制单元的性能测试和成本的规定.在不同构造的设备和控制器上的实验结果与模拟的结果是一致的,这也证明了前面所提方法的可行性.关键词:性能分析 系统设计 模拟 自动推进控制 液压驱动1.介绍在近几年,用于商用车换档系统上的伺服驱动已经得到很大的注意,尤其是在欧洲市场.这种系统存在于添加了更多驱动的手动换档装置,它通过电子控制单元对离合器和换档进行控制.与自动换档系统相比,机械伺服驱动系统有很多优点:整套系统的造价和省油.在一个驾驶周期中该系统省油4%-5%,这一点得到市场的认同.根据基本的操作的不同,伺服换档系统可分为两种形式： 半自动: 在发动机和车辆运行条件合适的情况下,驾驶员通过合适的分界面,利用系统进行换档； 全自动: 利用系统自动换档,基于操作点(驱动器的转矩,转速,当前的档位。利用这种系统的缺点是离合器自由的从当前的档位换到新档位,在换档过程中牵引转矩发生中断.为了解决这一点, 牵引转矩中断的时间尽量短,一般小于300ms.换档由一个控制器控制,这个控制器根据离合器,变速箱的控制要求产生转矩,以此达到同步.因为转矩在离合器结合时传递到动力传动机构取决于离合器的位置,后面的必须被精确的控制以防止令人厌烦的震动.因此,本文主要讲述离合器子系统的控制和所能达到的性能.许多文献刊登了离合器控制的问题,包括完整的动力控制系(Fredriksson&Egardt,2000Garofalo,Glielmo,Iannelli,&Vasca,2002;Pettersson&Nielsen,2000)和离合器的子系统(Horn ,Bamberger,Michau,&Pindl,2002).这些文章主要针对特定设备的控制运算的设计.然而设备和控制器自然的以及造价的约束严重影响了这样一个复杂系统可达到的性能.因此,系统的标准分析是必须的,以此在设备和控制器的规格方面定义理想的性能.这篇文章所介绍电液伺服系统广泛应用于许多工业领域.对于这样的系统标准化的控制方法依赖于操作点周围动力学的局部线性化,跟随着线性控制的设计(Merritt,1967).其他的重要途径有:非线性模拟(Zavarehi,Lawrence,&Sassani,1999),反馈线性(Vossoughi&Donath1995),Lyapunov控制(Sohl&Bobrow,1999),可变结构的控制(Bonchis,Corke,Rye,&Ha,2001)和H控制(Tunay,Rodin,&Beck,2001).不过,在某些情况下,非线性的追踪问题应该考虑,它影响着系统预期的性能.根据上面的考虑,本文从两方面展开: 离合器位置追踪问题的合理控制体系的定义 在设备和控制器结构上,整个系统所表现的性能分析,这一点是解决在最低成本情况下特定系统标准规格的基础.尽管后来的可以作为一个最优化的问题被明确表达,但是解决办法太复杂而不能系统的表达,而且需要通过模拟来实现.一个准确的模拟系统是双方问题的基础.一种自然全序的离合器系统模型被开发并被验证,那时被用在了仿真方面.由于它的复杂性,这种全序的模型不太适合控制器的设计.一种程序的模型为了位置控制器的设计而开发,并且保证它的实用性.为了达到控制器的快速动力性,在降序模型倒置时,控制器应处于前馈.闭环调整器要保证良好,它关系到系统参数的稳定和被忽视的动力.引入一个压力控制回路以减少液压回路中的不理想情况.一旦控制器被定下来,将对所选性能参数的正确性进行分析,也就是设备和控制器参数中的离合器接合时间和跟踪的错误.特别是间歇性曲线的设计,展示了怎样为设备构造和电子控制单元提供性能和成本的制定.这篇文章内容如下.在第二部分,描述离合器控制系统以及引入全序物体模型.在第三部分,证实离合器模型,公布那些考虑调整过的参数.在第四部分,一个为了控制目的尤其是为了液压伺服阀和输油管道的简单模型被提出.在第五部分,介绍控制器的结构和设计.在第六部分,公布模拟分析和实验结果,以证明所提方案的可行性.2.系统的描述和模型的来源图1为该离合器控制系统的简单示意图.在动力传动系统中,离合器由两块圆盘组成,一边连于发动机轴,一边连于变速箱轴.通过液压驱动,它有可能控制离合器的位置.利用这个办法,转矩在从发动机传到车轮的过程中时刻调的,在离合器脱离阶段换档变为可能.驱动主要是由一个液压活塞连接在Belville弹簧(Almen&Laszlo,1936)和其他预载弹簧上组成,这些弹簧保持离合器的闭合,当没有外力加载在活塞上时.液压回路由伺服阀(一个三接口的控制阀)控制,伺服阀通过输油管道决定油的流动和油压.伺服阀与一个压力为Ps的油压源相连,它通过泵使阀中充满油,并与一个大气压为Po的油池相连.为了使离合器脱离,伺服阀与一个油压为Ps的机械驱动室相连.为了离合器的接合,伺服阀通过低压Po与驱动室相连,并通过弹簧的压力使驱动室变为真空.阀芯的位移由缠绕在伺服阀上的线圈的电压决定,它也是该系统的输入.为了保持离合器在给定的位置,改变水流的偏移量以保持轴在平衡点,也就相当于在回路中没有液体流动.为了使水流量大于偏移量,驱动源与高压源相连,为了使水流量小于偏移量,驱动源与低压回路相连.由于几何关系的约束,连接伺服阀和液压驱动的油管有不同的长度和硬度.后面将显示出管道在系统性能和控制器设计上约束.因此,在这里应考虑油管的不同.为了模拟的目的,整个离合器控制系统被分解成三块互相连接的主要部分:伺服阀,机械驱动和油管.油压源的油压为Po和Ps,油池压力假定不变的,那么模型中的蓄电池和泵将不考虑在内.有关压力涉及到大气压的认为大气压Po=0. 图1 伺服系统被认为是三接口的控制阀(Merritt,1967).它的主要元件是一个由电磁驱动控制移动的活塞.活塞的位移决定着进油和回油孔的区域.它的移动靠弹力(当没有外力时,维持回程时的负载)和电磁驱动产生的力.具体的伺服阀模型有三种子系统:电磁的,机械的和液压的.机械的模型:伺服阀的机械模型由以下描述:分别表示活塞的位移和速度, 表示电磁力,表示磁通量, 表示阀的弹力, 表示摩擦力,它由阀内流动的油产生,表示伯努利力,作用在活塞上,由流过孔的液体形成. 伯努利力的表达式如下:Cd表示流出系数, 表示速度系数, 表示喷射角, 表示进口和出口的面积, 表示死区的振幅.值得注意的是伯努利力在孔口是成比例的,并有关闭孔口的降压趋势.读者可以参考文献(Merritt,1967)具体分析作用在活塞上的力的来源.电磁模型; 电磁力是由与活塞相连,由螺线管和滑块组成的可变驱动所产生.电磁模型的定义正如Filicori,Guarino LoBianco,andToniflli(1993)所表示:N表示线圈的绕数, 表示磁通量,i表示电流,V表示电压,r表示电阻, 表示非线性, 表示铁芯的非线性磁化曲线.液压模型:阀是一个交迭的阀,比如,当轴是中性的(没有流动的油),长大于宽,因此孔口与轴的转移相比,存在一个死带,这一点可以从图2(a)的特性曲线中看出,伺服阀出口的流量可以根据伯努利方程式得到:表示油的密度.2.1机械驱动模型离合器驱动主要是由弹性大的抑制系统,m主要有伯努利弹力,摩擦力(Armstrong-Helouvry,Dupont,&Canudas De Wit,1994)和液压力.该模型由如下方程式确定:油的流量是输入,x,v表示驱动的位移和速度, 表示机械驱动室的压力,m表示驱动的质量, 表示容器的最小容积,当x=0(见图1),A表示驱动区域, 表示油的体积系数,在(4)式中的表示驱动液压力, 表示所有由位置决定的非线性力,它是由负载前力的总和加上伯努利弹性力.因为伯努利力有滞后作用,所以该力由如下表达式表示:函数和见图2(b),摩擦力考虑为粘性力(假定b(0)=0),粘性力近似为线性的.2.2管道模型由于汽车外部结构的限制,管道要选择相应地长度和韧性.当管道由于离合器运动的要求随着大的带宽信号而工作加快时,由于液体的线性流动及压力的震动导致的延迟就必须考虑进去.而且管道和驱动室很复杂并且在系统中有非常不确定的动力性,油的参数由温度确定并且一些液压效果不能很好的模拟.为了保证闭环系统的稳定,对管道动力性的仔细分析是必要的.而且这种动力性严重影响了预期达到的系统性能. 利用一个散射可变的方法,它可以通过一个输入和输出为上游和下游流量q1,q2,压力为p1,p2的二端口网络来模拟流动线.因为阀的正常输出是油的流量q1,而驱动的输入为油的流量q2,两端口的构造图如图3所示.从描述流动曲线(Goodson&Leonard,1972;Lozano,Brogliato,Egeland,&Maschke,2000)和近似值技术(Yang&Tobler,1991)的PDEs的解决方法上看,对流动曲线的降序有限元LTI模型如下:其中 n表示频率, 被认为是近似值,l表示管道的轴向长度, 表示管道的直径, 表示油的密度, 表示考虑了管道弹性后油的弹性系数, =表示液体的音速速率, 表示液体的运动粘度.值得注意的是,液压回路是一个可能泄漏的装置,所以管道内有数量很少的空气是不很重要的.因此混入管道的气体可以忽略. 因为有限数量的方式用于公式6,所以我们必须对传递函数的稳定性进行纠正,为了保证它的稳定性,我们必须保持:结果是n=4对于模拟就足够了.应该注意的是第一正常频率3. 模型的鉴定和确认通过理论基础或者从对试验数据的鉴定过程中确定了系统的参数.系统参数及其确定的方法见表格1:s和d分别表示静态和动态的实验.非线性最小乘方误差技术用于系统参数的确定(Coleman,Branch,&Grace,1999).确定了阀口的面积,驱动弹力和见图2(a)和(b).为了证实整个模型,在相同操作条件下对实验和模拟的对比已经完成.两种结果如下:一个快速的水流控制回路在真实系统和模拟系统中有相同的.模拟系统是建立在第二部分基础上.为了证实的目的,在这些测试中,上游和下游的压力(p1,p2)被测量出来.在图4中,采用的是m, 的坚硬的管道.在图5中采用的是, 的长的柔软的管道.值得注意的是这些实验相当的严格,因为在伺服系统中的输入和输出相当的敏感.模拟的位移和压力与实验的结果很相似表14. 控制模型的出处在第二部分中的模型相当的复杂,因为它包括非线性特性以及次要的效果.而且它依靠温度函数,操作条件和老化的部分等系数.另外,一些参数很难确定,因为有的状态可变的而无法测量.因此,一个为了控制设计目的的简化模型已经发展,该模型忽略了动力性和二次次序的现象. 4.1 伺服系统的近似模型在正常的操作条件下,作用在伺服阀活塞上的电磁力被认为是成比例的.表示推力系数,在正常操作条件下,在饱和区域伺服阀被设计成, , , , 则该假设成立.为了设计一个高性能的控制器,伺服阀被认为是一个水流驱动的驱动.分析发生系的时间常数,认为外部回路的带宽随着伺服阀的带宽而变得非常慢.下面是关于伺服阀和位移轴的代数式:这个等式是从式(8)和式(1)中忽略伯努利力而得到的.因此为了控制而设计的伺服服模型由伯努利方程表达为:(10)函数和是从孔的剖面和关系式(9)得到. 是伺服阀的极限电流,相对应的是轴在死区的极限位移.4.2 管道的近似模型 为了控制的目的,采用了由液压线(7)稳定状态而决定的管道的简化模型.如果管道的震动可以忽略,就可以采用该系统.该目标通过两个条件可以达到.首先,闭环回路的压力,位移控制器必须跟随着一个充分小的带宽,该带宽与由管道引起的第一共振频率有关.另外,位移曲线的共振频率必须低于.该条件利用了离合器运动的一个局限,就是管道的自身参数(也就是管道的长度和弹性).4.3 简单的驱动模型滞后作用决定了在控制器设计中忽略伯努利弹力,因此平均弹力 就要考虑.摩擦力可近似看作线性模型,即.值得注意的是获得的降序模型几乎是线性的.而非线性的是驱动弹力和液压伺服阀模型.5. 控制器的设计基于简化的模型,一个针对离合器系统的位移追踪控制器被设计出来.控制器的主要目的是;(A)通过大的谐波很好的追踪离合器位置轨线,并要考虑由管道振动而引起的有限带宽.(B)可以注意到那些不能确定的参数和不能模拟的动力性.概念上的控制方案如图6.该控制器是建立在带有嵌套结构,压力回路和电路的层叠结构基础上的.伺服阀的电流i由霍尔传感器测量,油压和由半导体压力传感器测量,离合器的位移x由LVDT传感器测量.考虑到商业化的解决办法,推出的反馈压力控制器可以将液压回路中伺服阀不确定的效果减到最小.位移和压力控制器都是由前馈和反馈单位组成.第一个是提供非线性的补偿和允许快速响应,而第二个是为了注意参数的变化和不确定.这里不介绍快速电流控制器.正如前面所介绍的,它可以被看作是动力性被忽略的内部回路.在控制器表格中,在Zanasi,Guarino Lo Bianco,andTonielli(2000)中提到的非线性滤波器被用来产生平坦位置参数以及它的派生物, 和 .这个滤波器可以保证所发信号的有限带宽.因此管道动力性在前馈运动的计算中可以忽略,在不削弱它们的效果的情况下降低运算负担.而且,油料参数的不确定性将削弱通过模拟管道倒置产生的更复杂的前馈运动.另一方面,管道参考频率的效果将被认为是闭环控制器参数的调整.根据伺服阀模型(10)和管道模型(7),由于模型的倒置,可以认为油的流量作为系统的输入.实际上,记起和是倒置函数,电流有如下定义:是将要被定义为油的流量,上游的压力通过测量的压力和控制输入计算出来.位移和速度追踪误差被定义为和.控制器的设计是基于逐渐后退的方法(Kristic,Kanellakopoulos,&Kokotovich,1995).通过机械驱动的动力性,定义了位置追踪控制器,通过输入:前馈运动和弹力的补偿被引入,并设计出有常量的比例位置调节器.驱动的动力误差模型是:是下游的压力追踪误差,因为在离合器系统中压力并不是可得到的控制输入.压力控制器是由离合器驱动模型的动力性倒置而设计.流量有如下定义:是不变的压力常数, 定义为一个辅助信号,前面有,压力动力性的误差模型为:派生物并不是完全被知道,它的表达式依靠:为了补偿的时间派生物,特定义如下:全部的误差模型为:随着控制参数的合适调整,控制器保证位置的指数追踪.稳定性的详细资料见附录所设计的控制器通过欧拉公式使之离散,它的性能将在下一部分分析. 6 分析在这个部分,位移追踪性能将通过球形系统的一些主要因素来分析.目标分为两部分:系统主要参数的确定和离合器驱动系统结构的最优化选择.由于控制装置的严重非线性和复杂性,这项研究不能被通过分析的方法实行.因此,通过模拟表现了行动.已经使用了一个与换档有关的基准位置.前面提到的轨线已经及时的参数化为了模拟出不同的换档时间(参见图9(a),(b).被选择的性能指数是位置轨迹误差的估计.由于电流和压力反馈控制器的存在,模拟结果显示了电磁和机械伺服阀的参数变化比理论上没有任何影响的系统参数变化大50%.伺服阀的动力性对换档时间这样的系统参数影响不大.另外,伺服阀孔口和所提供的压力保证所必需的油以指定的轨线通过伺服阀被提供.换句话说,管道的长度和弹性是整个系统性能的主要参数.值得注意的是在接下来的考虑中,控制器结构没有改进,而控制参数则根据每种结构做出适当的改变,以配合由于管道影响的有限带宽.在图7中,展示了不同管道的影响:考虑短的(0.3m)和长的(1.3m)管道,而硬的或柔软的管道用相同的体积系数,等于600MPa或者75MPa.为了将取样时间的影响降到最小,比较控制器取样时间相同的图7.图7允许找出每种构造的管道所对应的换档时间的最小值,给出一个轨迹误差估计的最大值.值得注意的是管道的长度对可达到的最大性能影响大,而管道的硬度影响很小.另一个主要的参数是数字控制器的取样时间,因为它能影响减轻计算负担的ECU的胶料.在图8中取样时间的影响分析在两种不同的管道中展开:长并且软,短并且硬.不同的轨迹误差估计根据不同的取样时间(0.2,2,5和10ms)和不同的换档时间(0.25,0.7,1.3s)都描绘在图中.正如预料的一样,在没有任何改进下,对应每一个换档时间都存在一个最小的取样时间.在这种情况下,第一个管道的共振频率影响了动力性,因此,对选择较小的取样时间没有帮助.这个事实与长并且柔软的管道有关.换句话说,一旦管道被选定,最好的取样时间应根据图8,它展示了不同的系统结构遇见相同的性能所表现的轨迹误差.例如,轨迹误差为0.55mm,对应0.7s存在两种结构:第一种是取样时间为0.2ms的长并且柔软的管道,第二种是取样时间为10ms的短并且硬的管道.因此,一个在管道和ECU之间的交换中断表现在图8,提供一个最优化的系统结构.因为所有的行为均为模拟的,重要的是验证它的可靠性.为了验证发展过的模型,在一个原型上做实验.这个实验由一台配备DSP TMS320C32主板的标准电脑完成.它通过一个获得和过滤传感器信号以及利用伺服阀电压的分界面板与离合器控制系统相连.针对两种不同的结构进行实验,经挑选过得结果表现在图9(a)(b)中.轨迹误差估计结果表现在图8中,它展示了这些估计与通过模拟得出的估计是一致的.7 结论已经展示了液压离合器控制系统的模型和