越野车油气悬架系统及其密封的设计毕业论文毕业论文正文

1、越野车油气悬架系统及其密封的设计 越野车油气悬架系统及其密封的设计毕业设计论文第一章 绪论课题研究的目的和意义越野车辆是指可在非人工铺设道路上行驶的移动机械，其越野性能是越野车辆机动性的一个重要指标，是指车辆在公路之外条件下继续行驶的能力，即车辆在复杂路面上的通过性。当今，世界上针对复杂奇异地形环境下的各类越野车辆层出不穷，以美国、俄罗斯、法国和日本为首的各科技大国己经研制出许多种适应于复杂奇异三维地形的行驶机构，有的已经实际应用在军用方面。但是，在以往的研究中，考虑具有结构化的运动环境和地形相对平坦的 情形较多，地形因素对越野车辆通过性能的影响相对较小，研究者关注的重点在于如何改善越野车辆本

2、身性能因素。随着越野车辆应用领域的扩展，比如安全与搜救车野外作业车、轻型装甲车、轻型越野车、无人驾驶侦察车、导弹发射车、高机动战术车、全地形越野车等， 其所处的环境可能是一个未知或不完全可知的危险环境，既有岩石，又有坑洼，而且也可能是松软地形、崎岖不平地形，地质条件复杂。在这种非结构化环境下移动时，环境地形的复杂性给越野车辆的通过性能带来很大影响，致使其可能发生滑移、倾翻等状况，甚至无法正常通过，贻误战机。悬架系统作为汽车的重要组成部分，在设计、使用时有着非常重要的作用。悬架系统应具有承受车身重量；承受并缓和车辆必要的离地间隙等功能。传统汽车上使用的是由弹簧和 阻尼组成的被动悬架。由于其结构简

3、单、性能可靠，成本低且不需附加能量，因此使用广泛。 但被动悬架的系统特性如弹簧刚度、阻尼系数都是不可调的，不能适应各种道路；而且其只能是在满足主要性能要求的基础上牺牲次要性能来适应不同的使用要求，不能同时获得较好的乘坐舒适性和操纵稳定性，特别是对于需要经常在野外作业的特种车辆，被动悬架的有限行程及被动适应地面的能力在一定程度上限制了车辆的通过性，影响了车辆的越野性能。 因此，世界各国从上世纪 50年代开始了主动、半主动悬架的研究。其中主动悬架最早由美国 通用汽车公司 Federspiel-Labrose 教授在1955年提出的。直到20世纪50年代，世界各大 著名的汽车公司和生产厂家才竞相研制

4、开发这种悬架系统。TOYOTA LOTUS VOVOL Benz等在汽车上均进行了较为成功的试验。结果表明，装有主动悬架的汽车，即使在崎岖不平的路面高速行驶时，车身同样非常平稳，轮胎的噪音小，转向和制动时车身保持水平，乘坐非 常舒服70。随着液压技术的发展， 特别是其在工程车辆底盘上的成功应用，油气或液压主动悬架正逐渐受到各国研究人员的重视。1955年，法国Citroen汽车公司就研制出一种液压空气悬架系统，可以使汽车具有良好的行驶平顺性，但由于其制造工艺复杂，未能普及。1982年，美国LOTUS气车公司研制出有源液压主动悬架系统，瑞典VOVOL气车公司对LOTUS主动悬架系统进行了实验。19

5、89年，TOYOTA在 Cehca车型上装置了准主动油气悬架系统。1990年，日本NISSAN气车公司在InfiniteQ45 轿车上也装备了液压主动悬架。采用液压主 动悬架系统的最显著特点是：减震效果明显；根据路面变化，自动调整车身 ：根据不同需要升 高或降低车架高度，以增强车辆的通过能力和行驶性能。进入90年代，随着电液比例控制技术的发展及各种主动控制算法的不断出现等，世界各国相继研制出了各种液压主动悬架。1993年，英国LOTUS公司对HMMW越野车悬架系统进行了改装。该主动悬架系统采用的是液压作动器。同时加利福尼亚大学在 HMMW越野车上也试验了采用预测控制方式的液压式主 动悬架。19

6、95年，加拿大防务研发院(DRDC-suffield) 应加拿大军方要求为ILTIS越野车研 制了计算机控制的全液压主动悬架系统，样车评价试验由皇家军事学院完成。该主动悬架使用了 4个MOOG-LOTUS服控制液压作动器替代原车辆的减振器，其越障速度明显提高。2000年，英国防务评估研究机构和 Horstman公司共同研制了一套实用的可控液压主动悬架系统。2002年，普利托利亚大学设计了一种具有2级阻尼和2级弹簧的液压气动元件，并改装了一台LandRove:防卫者越野车等。由于种种原因，我国的汽车绝大部分采用被动悬架。在液 压主动悬架的研究方面起步较晚，与国外的差距大。进入21世纪后，一些高校

7、才正式对液压主动悬架陆续展开研究工作。液压悬架之所以越来越受到重视，主要是由于电液控制系统中的液压元件具有比功率 大，可以构成体积小、重量轻、响应速度快的大功率控制单元；液压控制系统的负载刚性大， 精度高；系统可以安全并快速地实现频繁的带负载起动和制动，进行正、反向直线或回转运 动和动力控制；且由于使用不可压缩的油液，故其响应的灵敏度较吉林大学博士学位论文高 等优点。并且随着时代的发展，人类对探知野外自然环境的渴求及对高机动化作战部队的要 求越来越高，液压主动悬架必然会成为悬架系统的发展趋势。有液压的悬架，就存在密封的问题， 液压主动悬架的发展， 必然存在其密封技术的相应 发展。密封技术的发展

8、，也推动液压主动悬架的发展。所以本项目有广泛的应用前景。油气悬架概述油气悬架的分类油气悬架有多种形式。按单缸蓄能器形式，分为成单气室、双气室、两级气压式等；按车桥各悬架缸是否相连 可分为独立式和连通式；按车辆行驶过程中悬架控制是否需要外部能量输人分为被动油气悬 架、半主动悬架和主动悬架。按整体结构型式，工程车辆上采用的油气悬架系统主要有独立式和互联式两种，如图1所示。互联式油气悬架各悬架缸的油液通过液压软管相连，气腔气体压强基本不变，能够自动平衡各车桥的轴荷，这种形式油气悬架系统常用于汽车起重机，而自卸汽车则较多采用独立式油气悬架。按油气是否分隔，油气悬架分为油气分隔式和油气不分隔式(或称之油

9、气混合式)，而油气分隔式又分为活塞隔离式和气囊隔离式。由于隔离式蓄能器具有防止油液乳化、便于充气、易于控制充气压力等特点，得到较为广泛的应用。同时，活塞式蓄能器一般与悬架缸固定连接在一起，存在结构复杂、体积大、安装空间较大等缺点：而皮囊式蓄能器既可做成与 悬架缸固定连接的方式，也可使用液压软管或钢管分开连接，具有较大的灵活性，使用更为广泛。a）独立式油气悬架b） 互联式油气悬架图1.1 油气悬架的结构形式另外,按油气悬架气室的数目，可分为单气室、双气室、两级压力室等类型。 单气室和双 气室蓄能器油气悬架都是通过气体压缩起缓冲作用（类似减振弹簧），通过液体从阻尼孔流动产生的阻尼力有效衰减振动（类

10、似减振器）。油气弹簧的基本结构和原理图2为单气室悬架液压缸的结构，在活塞杆的内部有一个空腔，该腔通过数个阻尼孔和 单向阀将液压缸的大、小腔（A、B腔）沟通，蓄能器通过管路与液压缸的大腔相通。当车 辆受到不平路面激励时， 活塞及活塞杆组件会相对于缸筒作往复运动，若活塞及活塞杆相对缸筒收缩，则A腔的油液受到压缩而向两个方向移动：一是进一步压缩蓄能器内部的气体 而进入蓄能器；二是通过阻尼孔和单向阀而进入B腔。若活塞及活塞杆相对缸筒伸张，则 B腔的油液受到压缩，迫使 B腔的油液通过阻尼孔向！腔流动（此时单向阀处于关闭状态）， 同时因！腔增大的体积大于B腔缩小的体积，结果会导致蓄能器的部分油液在气体压力

11、作用 下进入A腔。淸塞及活塞杆蔣能器阻尼扎 单向阀缸筒图1.2单气室悬架液压缸的结构在前一种情形下，因单向阀开启，活塞及活塞杆组件相对缸筒运动时受到的阻尼力较小， 这相当于传统悬架中的弹簧作用；在后一种情形下，因单向阀关闭，活塞及活塞杆组件相对缸筒运动时受到的阻尼力较大，这相当于传统悬架中的减振器作用。图3所示的油气悬架缸结构是双气室结构，液压缸的内部有A、B、C三个油腔，C腔一方面通过数个阻尼孔和单向阀与 B腔相通，另一方面还通过管路与左蓄能器相通，A腔通过管路仅与右蓄能器相通。当活塞及活塞杆相对缸筒收缩时，A腔的油液会受到压缩而进入右蓄能器，C腔的油液因B腔容积增大而受到左蓄能器气体压缩进

12、而通过阻尼孔和单向 阀进入B腔；相反地当活塞及活塞杆相对缸筒伸张时，B腔的油液因受到压缩而通过阻尼孔进入左蓄能器，右蓄能器的油液因 A腔容积增大而受到右蓄能器气体压缩进而进入A腔。与单气室悬架液压缸情形类似， 在前一种情形下，因单向阀开启，活塞及活塞杆组件相对缸 筒运动时受到的阻尼力较小； 在后一种情形下，因单向阀关闭，活塞及活塞杆组件相对缸筒 运动时受到的阻尼力较大。图1.3双气室悬架液压缸的结构第二章 文献综述国内外对于油气悬架的研究现状国外研究现状国内外学者在对油气悬架系统进行开发的过程中，对其结构型式及性能进行了大量的理论分析和试验研究， 取得了很多成果。目前已经发展到主动悬架的初步应

13、用阶段，开发了一些采用主动油气悬架控制的产品，应用范围也大为拓宽。 当前对油气悬架的研究主要集中在2个方面：建立新型合理的油气悬架的数学模型。主要的研究思路是把具有非线性特性的弹性元件如悬架油缸和对非线性的影响因素如 油液、高压空气的压缩膨胀、非线性阻尼、刚度特性纳入到数学模型中，使得理论悬架系统 符合实际，成为非线性系统。目前建立数学模型的方式可以分为参数化和非参数化。由于参数化建模方法建立的模型能比较精确地用于描述其内部工作状态，每个参数都有明确的物理意义，适合于油气悬架缸自身特性的研究，故参数化的设计方式较非参数化设计具有一定的优势。上世纪90年代开始，Kwangjin Lee和Conc

14、ordia大学的研究人员先后建立了单筒单气室油气悬架缸的参数 化计算模型和油气悬架缸的非线性模型，采用基于能量的频率相关等效线性化技术，建立了油气悬架缸的等效线性参数化模型，利用参数化分析技术确定了影响油气悬架系统性能的主 要因素，并通过参数的优化设计来改进系统的性能。MDI公司开发的专业机械动力学软件ADAMS为非线性和参数化设计提供了一个很好的平台，使数学模型的建立更加方便和可靠 但是由于非线性系统结构十分复杂，各种分析方法和识别方法有各自的特点和局限性，国外学者建议把参数化和非参数化建模方法结合起来对油气悬架缸进行准参数化建模研究，如可以用实测的阀孔孔口压差流量关系来描述油气悬架缸内部孔

15、口出流系数，而其它部分是基于有关物理定律建立的参数化模型，这样就大大简化了建模的复杂性，减少了非线性模型计算的误差。新型结构形式的油气悬架的开发和主动控制策略的研究。新型结构形式的油气悬架的开发，主要是对半主动和主动油气悬架的开发应用。利用油气悬架的阻尼相对刚度易调的优势，调节阻尼实现悬架的半主动控制和主动控制。如图3是半主动控制的原理图， 控制单元对各类传感器采集来的信号进行处理，再通过调节阻尼阀口大小，改变油缸和蓄能器之间的阻尼力，实现悬架输出力半主动控制。主动悬架则需要另加动力元件如液压油泵等，油液通过伺服阀再进入液压缸，实时控制悬架输出力。图2.1半主动控制原理图在主动控制策略研究方面

16、，主要有最优控制理论方法、自适应控制方法、基于神经网络的控制方法和模糊控制方法等。但是基于这些控制策略而设计的主动悬架，普遍成本高、可靠性差，目前仅用于高档轿车、赛车及重要的载重车辆上。因此，当前的研究重点是如何降低成本，减少能量消耗和附加重量，设计成本合理的元件和控制系统，从而提高安全性及可靠性。国内研究现状国内研究人员从20世纪80年代开始对油气悬架进行关注。 1984年上海重型汽车厂测 绘了国外的单气室油气悬架， 并应用于上海重型汽车厂生产的 SH380 SH382矿用自卸车上， 但因其密封性和可靠性等原因没能得到广泛应用。20世纪90年代我国一些企业引进了具有油气悬架系统的工程车辆，此

17、后形成了油气悬架技术研究的高潮，国内一些高校亦开始研究油气悬架技术。同时，徐重、中联浦沅、上海重汽 集团等企业也正在对油气悬架系统进行不同方面的理论分析和试验研究设计。国内基于油气悬架的研究主要集中在以下几个方面：油气悬架的刚度及阻尼特性的仿真研究。国内学者对这方面研究得最多，主要是油气悬架的刚度和阻尼的非线性特性的仿真建模 定性分析及对整车行驶平顺性能的评价指标分析。主要的软件工具是 MATLAB中的SIMULINK模块，如设计平衡悬架来达到整车刚度可变，实现改善车身倾侧性能。但是多数研究缺乏对悬架系统特性的定性和定量的分析及试验对模型的修正。特定车型(多为引进)的油气悬架系统的仿真及特性分

18、析。徐重、中联浦沅等国内企业进行了测绘和仿真特性研究，并建立了试验平台，在试验的基础上，改进自身产品。国内部分高校也开始采用 ADAM歎件建立参数化油气悬架机械模型， 并将液压系统纳入模型， 通过有限元分析软件建立油气悬架的柔性力学模型和振动模型，进行了一些静力学和动力学分析，同时对悬架结构进行了初步的优化设计，但应用较少，还处于研究阶段。新型结构形式油气悬架的开发与研究。该项研究目前多集中于科研院所。图4是某种车用可控刚度油气悬架设计模型。采用了主、副2个储气室，副储气室的预充气压力高于主储气室且高于静平衡位置时的油气弹簧工 作压力，ECU通过传感器采集油气悬架工作压力等信号，根据车辆行驶状

19、态的判断来确定开 关阀打开与否，控制悬架的刚度随着车身状态而相应改变，控制悬架输出力。图2.2半主动油气悬架工作原理示意图目前，国内的油气悬架技术在产品上的应用种类还比较少，主要集中在少数工程特种车辆上，如徐重 QAY系列全地面起重机、矿用自卸车及军事特种车辆等。产品性能如可靠性、 可操作性、行驶平顺性等和国外同类型产品相比，还存在较大的差距。 而且采用半主动、主动控制的产品较少，目前只出现于重型越野车上。工程车辆油气悬架系统的研究趋势油气悬架系统是以液压传动、控制技术和电子技术为基础的综合系统，油气悬架元件、结构和控制技术的进一步研究应用是推进油气悬架基础研究的关键，是实现主动、半主动油气悬

20、架控制的基础。建模方法及性能研究车辆油气悬架系统是非线性的，根据不同的目的，建立油气悬架的复杂非线性数学模型或者线性化作为线性数学模型，才能用于油气悬架的性能分析及参数设计。因此，建立符合悬架系统实际工况，便于分析、计算的数学模型一直是油气悬架系统动力学研究的基础和重 要内容。油气悬架缸数学模型可以分为参数化和非参数化模型，如何建立油气悬架数学模型是目前的研究热点。Moulton A.E对油气悬架乘坐舒适性和行驶稳定性进行了研究，建立了互联式油气悬架 系统的4自由度物理模型，并进行油气悬架系统静态和动态特性分析，通过仿真证明互联式 油气悬架系统可以提高车辆的抗侧倾能力，改善悬架的阻尼特性。Be

21、li ngardi G利用功率键合图法，把机械系统和液压系统统一到一个系统状态方程，建 立多轴汽车起重机油气悬架系统模型。Konenrad根据独立式油气悬架缸的内部结构，提出首先利用有关物理定律建立油气悬架缸初始模型，然后通过试验数据对模型参数进行识别研 究，进而建立油气悬架缸参数化数学模型。Concordia大学的Frank考虑了气体的多变过程 $孔口紊流出流方程及库伦摩擦力等非线 性因素，对油气悬架缸的动力学特性进行分析，建立了油气悬架缸的非线性模型。武汉水运工程学院陶又同教授较早提出利用示功图辨识油气悬架系统模型。1998年大连理工大学赵春明利用功率键合图法建立了描述全路面汽车起重机互联

22、式油气悬架系统的动 态模型，仿真分析了车辆在路面不平度激励下的振动响应。2005,年上海交通大学孙涛等对油气悬架系统进行了非线性模型的建立，以此为基础对非线性悬架系统的特性进行研究。到目前为止，只有很少的非线性系统随机振动问题有精确解。油气悬架在路面不平度激励下的响应及其振动求解问题研究是一个热点。褚亦清较早地将油气悬架系统作为兼有平方和立方项的2自由度非线性系统，借助摄动理论，求出系统对于简谐振动的周期解及频响关 系。曹树平利用非线性随机振动理论对所研究的非线性油气弹簧模型进行了统计线性化分 析，得到了统计意义下的线性化数学模型以及等效线性化刚度系数和线性化阻尼系数的计算 公式。半主动控制技

23、术研究在半主动悬架的实现方法上，通常采用悬架阻尼的控制，如根据车辆的运动状态来进行阻尼实时调节。这是一种比较理想的调节方式，灵活性大，但实现困难。在理论上，非线性 系统的随机控制目前还是一个有待解决的难题，另外，系统要求阻尼变化的响应快（一般在20Hz以上），需要高频响的执行元件。根据路面随机激励的统计特性来调节悬架的阻尼，则可以减少系统对执行元件的频响要求，这种调节方式分为有级调节和无级调节两种方式。国内外研究人员对油气悬架半主动悬架进行了大量的研究，Margolis提出的开关控制是一种分级控制，Moran和Yoshimura等人提出了神经网络控制和模糊控制，Deprez K利用全局最优策略

24、对半主动悬架系统进行了振动性能提高的研究，这些控制策略对油气悬架的性能均有不同程度的改善，特别是最优预见控制和模糊控制策略得到较深入的研究。新结构新技术的试验及应用研究国内外研究者在对油气悬架系统结构进行开发应用的同时，对其性能进行了大量的理论分析和试验研究，并取得了很大的进展，一些研究成果已经在工程实际中得到了应用。直接影响汽车的越KATO 200t 6 轴汽车身高度调节是油气悬架的优点，是油气悬架研究的一项关键技术,野性能和通过性。日本冈野克彦提出一种高度调节技术，应用于日本加滕 高度变化并自动维持在设定的高度上。车起重机上。该车不仅能手动设定车身的高度,而且在设定一定高度后,系统能检测车

25、身的对多轴车辆悬架系统来说， 一个重要任务就是要保证车辆在不平路面上行驶时，所有的车轮同时接触地面，不允许出现车轮悬空现象或者各车轮间的垂直载荷分配发生大的改变。油气弹簧平衡悬架可选左右油气弹簧连通$同侧油气弹簧连通以及油气弹簧分组连通等多种方式。在KATO 200t 6轴汽车起重机中，将1/2轴，3、4轴，5、6轴的油气悬架缸分为3组， 每组中纵向相邻的2个油气悬架缸的气室连通， 并可以通过一个开关阀的控制与另一侧2个油气悬架缸的气室连通，还可以通过检测各油气悬架缸的压力来控制各油气悬架缸的运动，从而达到平衡负载的效果。2000年，浙江大学吴仁智对利勃海尔 LTM1032型汽车起重机建立了双

26、气室油气悬架缸的 数学模型，进行了计算机仿真和试验研究 2003年，吉林大学赵登峰利用实际气体状态方程建 模，在考虑温度变化对油气悬架缸的影响的情况下，对油气混合式悬架缸进行了试验研究， 进一步为油气悬架系统的参数设计及性能评估提供了有效方法。本课题主要研究内容和目标悬架系统作为汽车的重要组成部分，在设计、使用时有着非常重要的作用。悬架系统应具有承受车身重量；承受并缓和车辆必要的离地间隙等功能。油气悬架系统的最显著特点是 ：减震效果明显；根据路面变化，自动调整车身 ：根据不同 需要升高或降低车架高度，以增强车辆的通过能力和行驶性能，液压控制系统的负载刚性大， 精度高；系统可以安全并快速地实现频

27、繁的带负载起动和制动，进行正、反向直线或回转运 动和动力控制；且由于使用不可压缩的油液，故其响应的灵敏度较高等优点。并且随着时代 的发展，人类对探知野外自然环境的渴求及对高机动化作战部队的要求越来越高，液压主动悬架必然会成为悬架系统的发展趋势。越野车油气悬架系统及其密封的设计主要内容包括：越野车油气悬架系统结构形式与原理的选择；油气悬架系统运动学，动力学，液压系统的分析计算；越野车油气悬架系统及其密圭寸的设计。通过毕业设计，设计出是越野车在崎岖不平的路面高速行驶时，车身同样非常平稳，轮胎的噪音小，转向和制动时车身保持水平，乘坐非常舒服，密封的设计，保证10万公里的寿命，零泄漏。第三章油气悬架的

28、特点、应用及主要技术性能油气悬架的特点油气悬架的优点油气悬架以油液传递压力，以惰性气体(通常为氮气)作为弹性介质，悬架缸内部的节流孔、单向阀等代替了通常的减振器元件，使油气悬架集弹性元件和减振器功能于一体， 径向尺寸小，对整车的布置有利。油气悬架具有变刚度特性，即刚度随着簧载质量的增加而增加，既能提高车辆在一 般路面上的行驶平顺性，又能防止在大起伏路面上行驶时出现悬架被击穿的情形。安装油气悬架的车辆可得到较低的固有振动频率，从而改善驾驶员的劳动条件和提 高平均车速。改变悬架缸的充油量和蓄能器内气体的压力可得到不同的变刚度特性，从而可以使 油气悬架的主要部件在不同吨位的汽车上通用。装有油气悬架系

29、统的车辆便于实现车身高度的调节。油气悬架的弹性元件与钢板弹簧、螺旋弹簧等其他弹性元件相比较还有结构紧凑、 承载能力大、本身重量轻(可比钢板弹簧轻50%比扭杆弹簧轻20%卜缓冲减震性能好等优点， 特别适合于重型车辆。油气悬架的缺点油、气的密封性能要求高，因而加工、装配要求高。维修、维护比较困难，并需配备一定的专用设备。油气悬架的应用由于油气悬架的以上优点，国外的汽车大公司、研究单位都非常重视油气悬架的开发和 研究。美国WABCO威斯汀豪斯气制动公司)从1957年起就开始设计，生产HAUL-PAKHydrair系列车辆油气悬架。目前，国外在重型汽车、自卸车、起重车上采用油气悬架已相当普遍， 甚至在

30、轿车上已逐渐采用油气悬架。目前，油气悬架应用的主要领域有以下几个方面：军用车辆意大利生产的“半人马座”轮式装甲车、法国生产的AMX-10RC轮式输送车、瑞士生产的“锯脂鲤” (Piranha) 轮式坦克，有 4x4，6x6, 10 x10轮多种型式。全地面起重机德国利勃海尔公司生产的LTM系列起重机、美国格鲁夫公司生产的GMK系列起重机、日本钢铁株式会社生产的 RK系列起重机、徐州重型机械厂生产的QAY25起重机。(3 )铲运机械美国卡特彼勒公司生产的 TS-24B自行式铲运机。轮式挖掘机日本日立建筑机械有限公司生产的10吨轮式挖掘机。矿用自卸车美国卡特彼勒(Caterpillar )公司的C

31、at789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。(6)其他车辆第四章油气悬架系统设计图4.1 油气悬架系统原理图上图4.1为油气悬架系统原理图。1.控制单元一2.蓄能器3.控制单元二 4.气控阀组5.悬架油缸油气悬架实现主要功能的过程及相应用途（1） 刚性闭锁：当电磁阀Y1至Y16均处于失电状态时， 电磁阀与气控阀均处于弹簧作用 腔，相应油路为截止状态，悬架油缸的大腔与蓄能器连接断开，此时尽管悬架油缸的小腔仍与蓄能器相连，但由于油液的不可压缩性（极小压缩量），悬架油缸不能产生伸缩运动，整个悬

32、架机构处于刚性状态。若在悬架油缸的小腔与蓄能器之间增加气控阀，则可使悬架油缸的刚性锁定更加可靠，同时控制单元一、 二中的气控阀亦可用相同功能的电磁阀替换。因刚性闭锁时车辆震动所产生的能量只能由车轮吸收，故此功能只有在车辆停驶或极低车速时才能使用。通过电气控制还可使底盘停驶特别是长时间停驶时油气悬架处于刚性闭锁状态，这将大大提高悬架机构的寿命。刚性闭锁功能应用在坦克与导弹发射车上可大大减小炮弹发射 时发射装置的后座量，从而提高炮弹的命中精度。（2） 弹性承载：当电磁阀Y1至Y12、Y15与Y16均失电处于弹簧作用腔而截止，Y 1 3 得电，控制单元一、二中的气控阀接通时，一侧悬架油缸的大、小油腔

33、分别与另一侧悬架油缸的小、大油腔互相沟通，且与相应的蓄能器相相连，悬架油缸可自由伸缩并压缩蓄能器内 氮气，起到缓冲和吸收振动能量的作用，整个悬架机构既处于刚性状态。当悬架机构处于弹性承载状态时，因同一轴两侧的油缸油腔相互串连，此时若车辆转弯而使两侧车轮的载荷发生变化，则载荷增大侧的悬架压缩，其悬架油缸大腔压力增大，因该腔与另一侧悬架油缸的小腔相连，故另一侧悬架油缸的小腔的压力亦随之增大，这样另一侧悬架也相应地压缩，降低了车辆的侧倾角，从而能保证车辆具有良好的行驶稳定性。若将此连接用于车辆的前后轴上，则可车辆获得良好的抗点头性能。（3） 升降功能：当电磁阀 Y13得电，控制单元一、二中的气控阀接

34、通时，同时接通Y2、Y4 Y6、Y8、Y10、Y12 （或Y1、Y3 Y5、Y7、Y9、Y11），则可实现车架的整体升高（或降 低）。若同时接通Y 2、Y 6、Y 1 0 （或Y1、Y5 Y9），则可实现该侧车架的升高（或降低） 。 若同时接通前轴悬架控制单元中相应的电磁阀，则可实现车架的前高后低（或前低后高）。故此功能可大大提高车辆的通过性能参数，如接近角、离去角及最小离地间隙等，同时也可以满足车辆在特殊路面上的侧倾要求。若在悬架油缸上装上检测开关，通过检测悬架油缸的工作长度信号并采用计算机技术来控制控制单元中相应的电磁阀动作，则可实现车辆任意设定高度及倾角的自动调整工作， 这将使得车辆具有

35、采用板簧悬架系统所无法实现的主动悬架 的功能，因此，油气悬架技术已不是一般意义上的被动悬架。（4）轴荷平衡：当悬架处于弹性承载状态时，电磁阀 Y 1 4得电，通过控制单元二中气控阀的接通，一二轴与三四轴的悬架油缸油路在节流作用下接通，其内部的压力得到平衡，因此一、二、三、四轴的轴荷也相应地得到平衡，此功能应用在多轴车辆的轴荷平衡上比采 用机械平衡的板簧悬架具有明显的优势。（5） 车轴提升：当电磁阀 Y13失电时，接通电磁阀 Y6与Y 8，可实现三、四轴的提升 离地，此时车辆只有一二五六轴着地。当电磁阀Y 1 3得电时，接通电磁阀 Y 1 5与Y 1 6， 可实现三、四轴的下放着地。在三四桥提升

36、离地的状态下，车辆可实现增加一二五六驱动轴 的附着力及配合其他特殊工况。车轴提升功能应用在两栖坦克上还可实现当坦克在海上行进时提升履带底板，从而达到大大减小航行时海水的阻力，提高坦克航行速度的目的。第五章带反压气室油气弹簧理论模型和结构设计的关键问题概述油气悬架的关键部件油气弹簧，是以可压缩的气体作为气体弹簧和减震元件合在一起的 弹性元件。油液作为中间介质，起传递作用力和衰减震动的作用。具有非线性的工作特性， 随着所传递作用力的增加， 刚度也急剧增大，这样就避免了非悬挂部分对车体的撞击，大大提高了车辆的行使平顺性。与汽车钢板弹簧相比，油气弹簧为变刚度弹簧，可通过调整蓄能 器的压力改变弹簧特性，

37、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。油气弹簧凭借其优越的非线性特性和良好的减振性能， 在各种车辆上的应用越来越广泛。随着人们要求的不断提高，增加车辆载荷、提高车辆行驶速度，改善油气弹簧在更高压力下作业的动态密封性能，延长其使用寿命和准确设计其减振性能参数，已经成为研究油气弹簧系统的主要问题。本文主要针对带有反压气室的油气弹簧进行研究。带反压气室的油气弹簧理论模型1活塞；2 单向阀；3 阻尼孔；4 活塞杆5上蓄能器；6 下蓄能器；7 液压缸筒图5.1带反压气室油气弹簧简化示意图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5

38、.1所示为油气弹簧系统简化示意图， 它主要由上下两个蓄能器和一个液压缸组成。液压缸中包含三个油腔A、B、C腔，都充满油液， A腔油液在活塞 1的作用下与 B腔和C腔相隔离，而 其他两个腔 B、C油液通过单向阀 2及阻尼孔3相连通。两个蓄能器 D和E分别连通 与B腔和A腔，蓄能器内充有高压氮气，高压氮气通过气囊与油液相隔离。油气悬挂系统在工作过程中可分为压缩行程和复原行程两个部分。当活塞向下运动时， 即压缩行程，活塞杆向下运动，C腔内油液压力下降，C腔体积变大，需要通过单向阀 2和 阻尼孔3将B腔内的油液补偿给 C腔，同时蓄能器 D内的油液也在高压氮气的压力作 用下压入B腔。而此时A腔内油液压力

39、升高，其内油液向蓄能器 E中压入，使蓄能器E内的氮气因压缩而压力增大。复原行程，即活塞杆向上运动的过程，此过程与压缩行程原理 基本相反。A腔内油液压力降低，蓄能器 E腔内的油液在高压氮气的压力作用下补给 腔，另外 C腔内油液的压力升高，其腔内油液通过阻尼孔3压入B腔，由于B腔与蓄能器D相通，其内油液被压入蓄能器D腔，此时蓄能器 D内的氮气因被压缩而压力增大。车辆行驶在路面起伏时，活塞在缸筒内也随之上、下运动。这样，在压力差的作用下， 使得B、C两腔的油液通过一些阻尼孔和单向阀往复地传递和补偿。但由于具有压力差的 油液在通过阻尼孔和单向阀孔传递和补偿时消耗能量，衰减了汽车的振动，因此这一过程就形

40、成了油气弹簧系统的阻尼特性。而与上下油腔相连的蓄能器D、E内均充满高压氮气并且封闭，通过气体的弹性变形来承受外力和车辆载荷，由此减轻了地面对车辆的冲击，这就是油气弹簧系统的弹性特性形成的过程。带反压气室油气弹簧的物理模型5.2所示标有一些主为了简洁地表示所设计的带反压气室油气弹簧结构，绘制了如图要尺寸的简易结构图。L图5.2带反压气室油气弹簧结构简图Hdo主要基本尺寸的确定为设计方便，通过参考相关资料，预设,DC =140mm， de =110mm,行程 L=800mm，2c2则C腔圆面积:Ac=4=0.015386 mA腔圆环面积：“：於讥2 =0.0058875 m2面积差：A= Ac-

41、Aa =0.0094985 m2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VDo应该满足要求Vd。 L，即VD。0.0123 m3。这里初设蓄能器D的初始体积VDo =0.015 m3=15L。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 V。应该满足要求VeAa I ,即VEo0.00471 m。这里初设蓄能器E的初始体积Veo =0.006 m3 =6L。2若取 Dd =146mm ,贝V Ad = dd = m2, H DO4Vdo =900mm：Ad2若取 De

42、=80mm，贝V Ae = de =0.005024 m2 , H EO = VEO4=1195mm。Ad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。5.5研究油气弹簧结构的关键问题5.5.1结构设计及制造技术要求为了确保系统密封可靠、运动灵活、拆装方便，油气弹簧合理的结构设计和严密的制造 技术具有十分重要作用。以下几点应该特别注意：内外缸筒相对滑动部分的配合间应隙严格遵守密封件间隙要求。注意相对滑动的内外配合表面粗糙度误差要求：;内孔表面轮廓算术偏差Ra 0.5卩m内外相对滑动的配合部分表面圆柱度按要求在密封件安装时，缸筒初始接触处零件端头应保持约外圆表面轮廓算术偏差Ra

43、 0.4卩m7级以上。15度的倒角；圆柱面和倒角相交处应选用圆弧过渡；防止损坏密封件，影响整体构件的正常运转。所有零件要抛光去毛刺，存留的杂质和污物应清理干净。保持工具表面清洁、光滑，防止腐蚀；安装时，密封件应该涂以润滑剂，以便安装 和拆卸。5.5.2 导向长度的设定系统往复运动时，油气弹簧的导向结构起导向支撑作用，起的冲击、振动和弯曲，同时导向结构也影响着油气弹簧的性能。在油气弹簧的设计中，弹簧缸的最大工作行程，可根据工作机械动作要求所决定的弹簧承受外力作用在活塞杆上时引缸最大和最小极限位置长度来确定。若用Lmax和Lmin分别表示弹簧缸的最大和最小极限位置长度，则根据其差值：L = Lma

44、x- Lmin，即得弹簧缸的最大工作行程。弹簧缸的最小导向长度，是指当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中心到导向套滑动面 中点的距离，用H表示，如图5.3所示。如果导向长度过短， 将使油气弹簧因配合间隙引 起的初始挠度增大，影响稳定性。但导向长度往往受到结构的限制， 所以设计中必须确保一 定的最小导向长度。图5.3 导向部分一般来说，弹簧缸的最小导向长度H应该满足下式要求：H - L20 D 25市式中：L 一油气弹簧的最大行程(伽);D 弹簧缸内直径(伽)。根据图示，导向结构中A和B两部分的长度可以相等，也可以不等，一般其取值为：在缸筒内径D 80mnS寸，则取活塞杆 直径d的0.61.0 倍

45、。因此，取 A=B=110mm5.5.3确定阻尼孔径油液经过阻尼孔时产生热量，加之密封件与缸筒之间的摩擦力作用，就了形成油气弹簧的阻尼作用。但油液运动的过程想当复杂，摩擦力的计算也存在误差。如何确定阻尼孔的尺寸，保证一定的精确度是研究油气弹簧阻尼作用的难点。通常需要做大量的台架试验来确定阻尼孔径。最小二乘法估算线性阻尼系数在确定阻尼孔径的过程中， 台架试验目的是寻求一个合理的实际阻尼值，使之与设计值相一致。但是实际应用中阻尼值和速度之间成非线性关系，为了便于理论计算，我们通常假定二者成正比关系，即 p =Cv。台架试验中，采用最小二乘法求实际的线性阻尼系数C。在试验中，假设测定n组数据对：(,

46、vi), (P2,V2) ,(pn,vn),设线性阻尼系数为Cr，则误差的平方和表达为：，(Cr 1-5)2 (G 2-卩2)2g n-Pn)2取- -:min，则cA:Cr=0C _ P1： 1P2： 2 Pn： nr： 2 ：;川剧sdR趣K瑕图5.4 阻尼系数台架试验的步骤a.从试验中选择某一阻尼孔径。b将同一规定频率、不同振幅的激励信号分别传递给油气弹簧，测试出示功图，求出 各个最大速度点Vi，V2，,， Vn对应的复原阻力Pl， P2，,， Pn。c.利用最小二乘法计算出相当线性阻尼系数Cr。d.对比相当线性阻尼系数 Cr和设计阻尼系数C。如果两者之间的误差值达到工程上的允 许范围，

47、则说明所选阻尼孔径尺寸满足使用要求； 反之，则需要再选择其他适当阻尼孔径尺寸，按步骤ad重复试验，直到满足要求为止。第六章带反压气室油气弹簧数学模型数学模型简化条件建模时，取活塞平衡状态时的位置为带反压气室弹簧物理模型的初始位置。设活塞杆在正弦激励信号 x = 0.4sin ( 20n t)作用下做往复运动，其速度为x = 8 n cos ( 20 n t),式中A和f分别为振幅和频率，位移方向取复原行程时活塞运动方向为正。为简化计算， 作如下假设：在工作过程中，油气弹簧缸经常处于振颤状态，且具有良好的润滑性，所以通常忽 略震颤摩擦阻力对弹簧缸的影响。由于液体的压缩性很小，本文假定油液是不可压

48、缩的，且油液流通是连续的。通常液压油粘度随温度变化而变化，但当温度变化较小时，粘度变化不明显。故本 文不考虑温度对液压油粘度的影响。蓄能器密封性能良好，气体质量不变。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。6.2.1理想气体的多变状态方程理想气体状态方程(也称理想气体定律、克拉佩龙方程)是描述理想气体在处于平衡态 时，压强、体积、物质的量、温度间关系的状态方程。它建立在波义耳定律、查理定律、盖 -吕萨克定律等经验定律上。虽然完全理想的气体并不可能存在，但许多实际气体，特别是 那些不容易液化、凝华的气体(如氦、氢气、氧气、氮气等)在

49、常温常压下的性质已经十分 接近于理想气体。带反压气室油气弹簧缸蓄能器内的气体为惰性气体氮气，根据上述通常把氮气的特性近似为理想气体的特性，其状态变化过程视为一个多变过程，理想气体的状态方程表达为：PV =mRT式(6.1 )式中P -理想气体的气体压强(Pa);V-理想气体的气体体积(3、 m )；m理想气体的气体质量(kg);R-理想气体的气体常数(J/(kgK)；T-理想气体的气体绝对温度(K)。气体的多变状态方程为：PVRV；式(6.2)式中：r 气体多变指数；F0 理想气体初始气体压强(Pa);3V0 理想气体初始气体体积(m )。封闭容器内的气体被压缩时，气体体积减小，压强和温度升高

50、，是储存能量的过程。反之，是释放能量的过程。在这个变化过程中，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，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r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显著的差异。气体的多变指数r是与外界激励速度和频率

51、有关的函数，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。6.2.2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程、BWR(Be nedicy-Webb-Rubin)

52、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：( 先、(苇、z、c 1 + 2 iexp - 2 |P=R + bRTC2 jA+(bRT_a)丄+晔八 3 2 I 丿式(6.3 )T Ju22u T式中A0、Bo、C0、a、b、c、 a和丫是经验常数，对于氮气，BWR方程中的八个常数值为：A0 =136.0474619 NKg2 ;B0 =0.001454417 m3. Kg ;C=0.001454417 N m4K2. Kg2 ；a=0.115703387 N m7 kg2

53、 ； b=2.96625E-6ml kg2 ；c =7.3806143E-5 N *m7KrKg3 ；a =5.783972E-9ml Kg；Y =6.7539311E-6 ml Kg2 ;R实际气体常数，对于氮气R = 296.8 JkgK ;T实际气体绝对温度（K）;P实际气体压强（Pa）;蓄能器中气体比容（m kg ），其定义如下式（6.4 ）VU =mg式中：mg蓄能器中气体质量（kg ）；V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，最终得到实际气体质量。由BWF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，

54、图6.1所示曲线是在温度是20 C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体积的关系。从图6.1可以看出，实际气体状态变化过程会受到温度变化的影响。图6.1 气体压强与体积的关系带反压气室油气弹簧数学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6.2所示的模型。图6.2 带反压气室油气弹簧缸物理模型为了能够较为准确描述油气弹簧动态特性的数学模型，本文在液压流流动过程中考虑液体的可压

55、缩性，但是这种可压缩性只对压强的变化产生影响，而对流速产生的影响忽略不计。如图6.2，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，设油气弹簧活塞杆筒受到正弦波位移激励x=Asin（2 n ft），式中A和f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：F = PC Ac - PAAa式（6.5）式中：F 油气弹簧缸输出力（N ;Aa A腔的圆环面积（2m )；Ac2C腔圆面积（m);Pa A腔的油液压力（Fa);F

56、C 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Pe为：p=RTe%B0RTE-A0-冬Te 12 bRTE -a rEEr 7、c1+2 exp2aa +4丿 (5.17)分别表示了油气弹簧复原行程和压缩行程的阻尼力缩行程阻尼力的方向相反。油气弹簧阻尼力fC可表示为:PAAx P a3x2 C2A012 C2A03fc = “AAx2十P心2式(7.17)复原行程和压式(7.18)c2*22*2(2 C2(A01 +A02 )2 C2(A03+A04 )丿利用阻尼力对激励速度 x求导，可以得到油气弹簧的阻尼系数为:Cf-飞 +22(C

57、(代1 + A02 ) C (代3 + A04 )丿式(7.19)第八章油气弹簧强度校核8.1螺纹连接的强度计算油气弹簧缸盖与法兰之间的螺栓组连接，收到轴向总载荷F=的作用，V的作用线与螺栓轴线平行，计算时可认为各螺栓平均受载，则每个螺栓所受的轴向工作载荷为：F = 式（8.1 ）z应当指出的是，各螺栓除承受轴向工作载荷F夕卜，还受到预紧力 Fo的作用。各螺栓在工作时所受的总拉力 F2，并不等于F和Fo之和，而是残余预紧力 Fi与工作拉力F之和，即:式(8.2)为保证连接的紧密性， 防止连接受载后结合面之间产生缝隙，应使F1 0，对于有密封性要求的连接:F1 =(1.51.8)F ,取 F1.

58、8F式（8.3）螺纹连接件的许用拉应力按下式确定:式(8.4)上式中：二s为螺纹连接件材料的屈服极限，查表得二s=640MPaS=1.2。S 为安全系数，查表取 根据螺栓危险截面的拉伸强度条件:40MPa，所以:式（8.5）又油气弹簧缸内最高压强要求达到 TOC o 1-5 h z F- = 40 106 -(0.142 0.1462) =1284762.4N -4Ft 1284762.4K1F128476.24Nz10F2=F1 F =2.8 128476.24 =359733.472Nd1 -4 1.3F2二二4 1.3 359733-47 19.97mm3.14 5333140 =0.0

59、8 0.3，所以因此选用M20螺栓。缸体壁厚校核因为缸筒壁厚与缸筒内径D的比值，；D =15: .Pmax D2.3250Xas/ *1 w0540ZLITEOnr220.定嗨斑，罰车吊t-203X-w41 Wo.s40ftMcgn* ZK盯奄机植用Jt尺寸MS柞用技水銀堀AtdtfisL璃置压力$9ISO/DMnumCnvsWAmai?ffiM wRU210?液压缸*1&-1KX1W 110OS40?un：ori* OD行走机植工丸屋*R&KVIG - 2KXfl 10殆40ajrrah*120行走机植工主疋压F2U6El121*742WU - 440X曲 tlio0.5aillTEan*2

60、20ilTASK*EVtotsear M2迂事密討1111高 S1E33-200X加 ti&D15*slUrcsomi* rw2dItreoo*TOS営品#匿葫Glyd Ring日11?持押浊缸3-Z1&00X佃15wlUfcarr* 丄泵和同创ltlCOTil*T79机床20urcon* 伽3-?3-2BOOX-4W ，2tIS20TUCQfl*T0&小裁壷压養i-3&iLtfCOH* T4E潦压工目2&lucon*T24活塞杆密封系统在重载应用场合，单个密封元件很难保证有良好的密封效果和期望的长寿命。因此，需要设计一种特殊的“串联密封系统” 。系统内每个密封件都有其特定功能，并且需要保证每