擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性參數(shù)敏感性分析

陳盛釗，戴巨川，張舟鈞禹，凌啟輝，陳哲吾

（湖南科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，湖南 湘潭 411201）

在履帶車輛發(fā)展過程中[1-4]，油氣懸掛（Hydropneumatic Suspension，HPS）以其非線性、變剛度、高承載等特點(diǎn)受到越來越多的關(guān)注.在履帶車輛上應(yīng)用較多的油氣懸掛主要有擺動(dòng)缸式、固定缸式、肘內(nèi)式等多種結(jié)構(gòu).其中，擺動(dòng)缸式油氣懸掛安裝于車體外側(cè)面與負(fù)重輪之間，具有節(jié)省車體空間與降低非簧載質(zhì)量等優(yōu)點(diǎn)，成為當(dāng)前履帶車輛懸掛發(fā)展的一種重要形式.

一般地，油氣懸掛系統(tǒng)主要包含液壓作動(dòng)器、液壓回路、蓄能器與減振閥等部分.油氣懸掛的顯著特點(diǎn)是可以利用蓄能器內(nèi)稀有氣體的非線性變剛度特性，實(shí)現(xiàn)在懸掛動(dòng)行程較小時(shí)保證車輛行駛平順性，在動(dòng)行程較大時(shí)保證車輛行駛安全性[5-8].目前，國內(nèi)外學(xué)者針對油氣懸掛廣泛開展了應(yīng)用研究，提出了多種結(jié)構(gòu)形式以改善車輛動(dòng)態(tài)性能[9-13].同時(shí)，也有學(xué)者關(guān)注履帶車輛中油氣懸掛系統(tǒng)的應(yīng)用研究，其研究內(nèi)容主要集中在兩個(gè)方面：一是履帶與油氣懸掛系統(tǒng)的相互作用研究.張晨曦等[14]論證了與傳統(tǒng)扭桿彈簧懸掛相比，油氣懸掛的非線性特性能改善車輛行駛平順性.郭孔輝等[9]通過聯(lián)合仿真驗(yàn)證了油氣耦聯(lián)懸掛能明顯提升車輛平順性.Kwon 等[8]分析了當(dāng)油液中混合有氣泡時(shí)，油氣懸架對車輛平順性的影響.

綜上所述，雖然有關(guān)油氣懸掛的研究已經(jīng)受到廣泛關(guān)注，且已有相關(guān)文獻(xiàn)對油氣懸掛的參數(shù)敏感性展開分析[15-17]，但針對擺動(dòng)缸式油氣懸掛進(jìn)行理論建模和動(dòng)態(tài)性能分析的研究還很匱乏.與常規(guī)油氣懸掛豎直地安裝于簧載與非簧載質(zhì)量之間不同，擺動(dòng)缸式油氣懸掛斜置于簧載質(zhì)量之上（直接或間接地），從而導(dǎo)致擺動(dòng)缸式油氣懸掛與常規(guī)油氣懸掛的力學(xué)特性存在明顯差異.此外，有關(guān)履帶車輛油氣懸掛的研究多采用RecurDyn 與LMS 等商業(yè)軟件[14,18-19]，難以有效分析油氣懸掛參數(shù)與車輛動(dòng)態(tài)性能之間的映射關(guān)系.因此，有必要對擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)開展理論建模研究，并分析其動(dòng)態(tài)響應(yīng)對相關(guān)參數(shù)的敏感性，為后期開展裝有擺動(dòng)缸式油氣懸掛的多軸履帶車輛動(dòng)態(tài)性能研究奠定理論基礎(chǔ).

1 擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)模型

圖1 為擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)模型.該系統(tǒng)主要包含簧載質(zhì)量、擺動(dòng)缸式油氣懸掛與負(fù)重輪三個(gè)部分.油氣懸掛連接簧載質(zhì)量與負(fù)重輪，是承載簧載重量、傳遞路面激勵(lì)與隔振降噪的重要部件.油氣懸掛系統(tǒng)包含液壓作動(dòng)缸、蓄能器及減振閥等部件.液壓缸無桿腔與蓄能器及減振閥相連，有桿腔與供油箱相連，因此，有桿腔的油壓可近似為零.同時(shí)，減振閥集成在蓄能器中，可等效為阻尼閥與單向閥的組合作用.

圖1 擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)模型Fig.1 Sketch of the swing-cylinder HPS system

建模過程中，作如下假設(shè)：1）相對于車體質(zhì)量，液壓作動(dòng)器的質(zhì)量可忽略；2）履帶車輛兩側(cè)油氣懸掛系統(tǒng)液壓作動(dòng)器的有桿腔均與供油箱相連，有桿腔油液油壓近似為零；3）忽略履帶對車輪動(dòng)載荷的影響；4）相對于減振閥內(nèi)的阻尼，管道阻尼可忽略；5）相對于蓄能器內(nèi)氣體壓縮性能，油液的壓縮性可忽略.

如圖1 所示，當(dāng)路面激勵(lì)為zg（t）時(shí)，設(shè)此時(shí)負(fù)重輪的位移為zu（t），簧載質(zhì)量的位移為zs（t）.在路面激勵(lì)頻率較低時(shí)，負(fù)重輪與路面可保持良好接觸，因此可認(rèn)為此時(shí)zu（t）=zg（t）.根據(jù)幾何關(guān)系可得：

式中:下標(biāo)“0”表示初始狀態(tài)，如α30表示初始狀態(tài)下平衡肘下臂與z 軸的夾角.此外，為表述方便，將α3（t）簡化為α3，zg（t）簡化為zg，液壓作動(dòng)器長度lh（t）簡化為lh，其余類似.

平衡肘下臂與z 平面的夾角為：

平衡肘上臂與z 軸的夾角為α2=π-θ2-α3，可得變形后lh（t）為lh（t）=，進(jìn)而求得液壓作動(dòng)缸中油液體積流出量為ΔV=A（lh（t）-lh（0）），其中，A 為液壓作動(dòng)缸無桿腔截面積；ΔV 是液壓作動(dòng)缸無桿腔內(nèi)流出油液的體積，也是蓄能器內(nèi)注入油液的體積（即稀有氣體體積的減少量）.

不考慮溫度變化的影響，可得到蓄能器內(nèi)氣體壓強(qiáng)為：

式中：p0、V0分別表示初始狀態(tài)下蓄能器內(nèi)氣體的初始壓強(qiáng)和初始體積；pa表示氣體體積變化后蓄能器內(nèi)氣體壓強(qiáng).

將蓄能器出口處減振閥等效為一個(gè)阻尼閥和一個(gè)單向閥，則該減振閥引起的壓降損失為：

式中：Cd為流量系數(shù)；Av為阻尼閥孔截面積；Ad為單向閥孔截面積；ρ 為油液密度；Q 為通過小孔的油液流量，其計(jì)算式為Q=dΔV/dt；sign（x）為符號函數(shù).

從而可得到液壓作動(dòng)缸內(nèi)油液壓強(qiáng)為p=pa+Δp，此時(shí)液壓作動(dòng)缸兩端的輸出力為F=pA.以平衡肘與負(fù)重輪為研究對象，對O2點(diǎn)取力矩平衡，考慮平衡肘負(fù)重輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩，可得到力矩平衡方程：

式中：θ1為擺動(dòng)缸式油氣懸掛的安裝定位角，即兩個(gè)安裝支點(diǎn)連線與z 軸的夾角；Ie為平衡肘相對于O2點(diǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；mu為負(fù)重輪質(zhì)量；Fuz為路面不平度對負(fù)重輪的z 向作用力.

在ΔO1O2R 中，易得液壓作動(dòng)缸與O1O2的夾角為：

結(jié)合式（5）與式（6），可得負(fù)重輪的動(dòng)載荷為：

對平衡肘在z 軸方向取力平衡方程，可得：

式中：F2z表示平衡肘對車體在z 軸方向的作用力.

同時(shí)對液壓作動(dòng)缸在z 軸方向取力平衡方程，可得：

式中：F1z表示液壓作動(dòng)缸對車體在z 軸方向的作用力.

因此，油氣懸掛對車體在z 軸方向的作用力為：

由于油氣懸掛兩個(gè)支點(diǎn)O1與O2均固定于車體上，可得到車體的動(dòng)力學(xué)平衡方程為：

式中：ms為單輪簧載質(zhì)量為車體質(zhì)心處的垂向加速度.

2 擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)試驗(yàn)

為評價(jià)擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)模型的有效性，在現(xiàn)有擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)試驗(yàn)測試平臺(tái)上開展典型路況下試驗(yàn)研究并進(jìn)行對比分析.如圖2 所示，該試驗(yàn)平臺(tái)包括車體、擺動(dòng)缸式油氣懸掛、負(fù)重輪及其導(dǎo)向機(jī)構(gòu)、激振器、油壓傳感器、位移傳感器等.在試驗(yàn)評價(jià)過程中，考慮到液壓作動(dòng)器內(nèi)油壓是油氣懸掛系統(tǒng)狀態(tài)求解的重要中間變量，二者相互影響，因此，可利用仿真與試驗(yàn)的油壓對比結(jié)果對所建立的油氣懸掛系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型進(jìn)行評價(jià).

圖2 擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)試驗(yàn)測試平臺(tái)Fig.2 Test platform of the swing-cylinder HPS system

在僅考慮車輪受到垂向激勵(lì)時(shí)，履帶板對負(fù)重輪的作用主要是濾除路面激勵(lì)的高頻信號[20].因此，在激勵(lì)信號為低頻時(shí)，可忽略zg（t）與zu（t）之間的差異.本文激勵(lì)信號（見圖3）的頻率fs=0.55 Hz，遠(yuǎn)低于路面不平度時(shí)間頻率上限的最小值fu=14.62 Hz[20].因此，本次試驗(yàn)評價(jià)過程與后續(xù)仿真分析過程均認(rèn)為zu（t）=zg（t）.

圖3 負(fù)重輪的位移激勵(lì)信號Fig.3 Vertical excitation on the road wheel

試驗(yàn)過程中，通過外部加載機(jī)構(gòu)對負(fù)重輪施加位移激勵(lì)（如圖3 所示），負(fù)重輪沿導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)，進(jìn)而通過平衡肘帶動(dòng)油氣懸掛兩端產(chǎn)生相對運(yùn)動(dòng)，導(dǎo)致蓄能器內(nèi)氣體體積與減振閥處油液運(yùn)動(dòng)速度發(fā)生變化，使油氣懸掛內(nèi)油液狀態(tài)發(fā)生變化，從而抑制車體振動(dòng).

試驗(yàn)時(shí)，油壓傳感器型號為CYB4211，量程0～60 MPa，利用其獲取油氣懸掛內(nèi)油壓變化的試驗(yàn)數(shù)據(jù).同時(shí)，對油氣懸掛系統(tǒng)模型輸入相同激勵(lì)獲取相應(yīng)的仿真數(shù)據(jù)，將該數(shù)據(jù)與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比，如圖4 所示，相應(yīng)的仿真誤差如圖5 所示.

圖4 液壓作動(dòng)器內(nèi)油液壓力對比Fig.4 Comparison of the oil pressures in hydro-pneumatics actuators

圖5 仿真與試驗(yàn)的對比誤差Fig.5 Error of the simulation and experimental comparison

由圖4 與圖5 可知，仿真與試驗(yàn)的相對誤差低于3%.產(chǎn)生誤差的主要原因是仿真模型與試驗(yàn)結(jié)構(gòu)的物理參數(shù)難以完全一致.另外，對比圖3 和圖4 可以看出，在輸入位移zu（t）保持為零后，油液壓力p（t）在零值附近波動(dòng)，其主要原因是圖3 中輸入位移為控制系統(tǒng)設(shè)定輸入值，圖4 中油液壓力是傳感測試系統(tǒng)的采集信號，信號在采集與傳輸過程中受到外界振動(dòng)、電磁等干擾的影響.但總體上，仿真與試驗(yàn)的相對誤差在可接受范圍內(nèi)，從而佐證所建立擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)模型的有效性.

3 油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性參數(shù)敏感性分析

為研究油氣懸掛系統(tǒng)（負(fù)重輪-懸掛-簧載質(zhì)量）動(dòng)態(tài)響應(yīng)特征對其相關(guān)參數(shù)變化的敏感性，應(yīng)用上述驗(yàn)證模型開展動(dòng)力學(xué)仿真分析.分析過程中，設(shè)簧載質(zhì)量ms=2 278.1 kg，負(fù)重輪質(zhì)量mu=332 kg[21]，平衡肘轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Ie=6.6 kg·m2，蓄能器內(nèi)氣體初始壓強(qiáng)p0=7.856 MPa，蓄能器初始?xì)怏w體積V0=1 L，阻尼閥孔截面積Av=1.96×10-5m2，單向閥孔截面積Ad=1.26×10-5m2，油液密度ρ=860 kg/m3，黏度系數(shù)取Cd=0.62.結(jié)合上述參數(shù)數(shù)值，將式（10）中的油氣懸掛對簧載質(zhì)量的作用力Fsu分別對懸掛動(dòng)行程zsu及其導(dǎo)數(shù)dzsu/dt 求導(dǎo)，可得到相應(yīng)的剛度與阻尼曲線，如圖6 所示.

圖6 油氣懸掛特性Fig.6 Characteristics of the HPS system

圖6（a）中剛度曲線較常規(guī)剛度曲線存在差異，如出現(xiàn)零值與負(fù)值，這是由計(jì)算規(guī)則引起的.由計(jì)算可知，當(dāng)懸掛變形量由zsu=0 逐漸壓縮至zsu=-0.246 m 時(shí)，α2角減小至約10°，α3角增大至約90°，即圖1中O2O3與地面水平線接近平行，此時(shí)路面位移輸入對油缸長度變化量影響很小，即蓄能器內(nèi)氣體壓強(qiáng)變化量很小且油缸輸出力基本不變，故此時(shí)油氣懸掛剛度接近于零；在該過程中，由該油氣懸掛的幾何結(jié)構(gòu)可知，平衡肘上擺臂對油缸兩端點(diǎn)間長度變化量的貢獻(xiàn)越來越小，即油缸輸出力Fsu的增長率逐漸變小，故剛度ksu越來越小.當(dāng)懸掛繼續(xù)壓縮時(shí)，平衡肘下擺臂運(yùn)動(dòng)導(dǎo)致l3在水平線上的投影l(fā)3sin α3減小，結(jié)合式（7）～（10）可知，此時(shí)油缸輸出力Fsu的增長率反而變大，故剛度ksu反向變大.另一方面，當(dāng)懸掛變形量由zsu=0 逐漸壓縮至zsu=0.14 m 時(shí)，α3角減小至約0°，即投影l(fā)3sin α3減小至零，結(jié)合式（7）～（10）知?jiǎng)偠萲su增長率變快.由上述分析可知，擺動(dòng)缸式油氣懸掛與常規(guī)油氣懸掛的剛度特性存在明顯不同[17].

由圖6（b）知油氣懸掛在壓縮與伸長過程中的阻尼曲線有明顯差異，其主要原因是減振閥在正反向油液流動(dòng)時(shí)閥孔面積存在差異，從而保證油氣懸掛能在壓縮行程中快速吸收地面沖擊，并在伸長行程中快速減振，進(jìn)而提升油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能.

設(shè)計(jì)評價(jià)該油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能的指標(biāo)為車體質(zhì)心處垂向加速度、懸掛動(dòng)行程與負(fù)重輪動(dòng)載荷.為開展后續(xù)油氣懸掛動(dòng)態(tài)響應(yīng)研究，取路面脈沖激勵(lì)函數(shù)為[22]：

式中：h 與l 分別為路面凸起高度與長度；v 為車速；f=v/l 為激勵(lì)頻率.選取h=0.1 m，l=5 m，分別在f 取值1 Hz、2 Hz 與4 Hz（分別對應(yīng)車速v=18 km/h、36 km/h 與72 km/h）時(shí)，獲取車體質(zhì)心處加速度az、懸掛動(dòng)行程zsu與負(fù)重輪動(dòng)載荷Fzu，如圖7 所示.

由圖7（a）可知，車體加速度響應(yīng)幅值隨激振頻率的增加而上升；由圖7（b）可知，懸掛動(dòng)行程對激振頻率變化表現(xiàn)為正向峰值減小而負(fù)向峰值增大；由圖7（c）可知，負(fù)重輪動(dòng)載荷幅值隨激振頻率的上升而明顯變大，且其變化規(guī)律與圖7（a）相似.其主要原因是，圖1 中油氣懸掛系統(tǒng)剛度較大，負(fù)重輪動(dòng)載荷與簧載質(zhì)量受到的懸掛力差異較小，故簧載質(zhì)量加速度與負(fù)重輪動(dòng)載荷變化曲線呈現(xiàn)明顯的相似特征.一般地，在車輛動(dòng)態(tài)分析中，簧載質(zhì)量垂向加速度是車輛平順性評價(jià)的重要組成部分，懸掛動(dòng)行程是評價(jià)懸掛是否發(fā)生擊穿的重要指標(biāo)，車輪動(dòng)載荷是評價(jià)車輛道路友好性的重要成分.因此，本文將上述3個(gè)狀態(tài)量的變化幅值作為評價(jià)油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能的特征.同時(shí)，根據(jù)工程設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)選取V0、θ1、Av為油氣懸掛設(shè)計(jì)的關(guān)鍵參數(shù)，開展擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)特征與上述參數(shù)的敏感性關(guān)系分析.

圖7 油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)Fig.7 Dynamic responses of the HPS system

3.1 蓄能器初始?xì)怏w體積的影響

初始?xì)怏w體積V0直接影響蓄能器內(nèi)氣體彈簧特性，是導(dǎo)致油氣懸掛系統(tǒng)剛度變化的重要參數(shù).選取V0變化區(qū)間為[1，4]L，通過計(jì)算可得到油氣懸掛剛度ksu變化曲線，如圖8 所示.

由圖8 可以看出，ksu隨V0的增大而減小，且其zsu-ksu曲線均經(jīng)過點(diǎn)（-0.246 m，0 N/m）.由式（3）可知p 僅由ΔV 決定，ΔV 與α1均僅由zsu決定.因此，在不考慮阻尼時(shí)，F(xiàn)su拐點(diǎn)位置僅由zsu決定，從而導(dǎo)致zsu-ksu曲線均交匯于同一位置.

圖8 蓄能器初始?xì)怏w體積對油氣懸掛剛度的影響Fig.8 Influence of initial gas volume of the accumulator on HPS stiffness

V0與az、zsu和Fzu響應(yīng)特征之間的映射關(guān)系如圖9 所示.圖9（a）表示簧載質(zhì)量質(zhì)心處加速度幅值隨V0的變化趨勢，表明隨著V0增大簧載質(zhì)量振動(dòng)幅度變小，其主要原因是懸掛變軟能對地面激勵(lì)有一定的緩沖作用.圖9（b）表示懸掛動(dòng)行程幅值隨V0的變化趨勢，表明隨著V0增大懸掛動(dòng)行程變大，其主要原因是懸掛變軟.圖9（c）表示負(fù)重輪動(dòng)載荷幅值隨V0的變化趨勢.但是，由圖可知，在同一尺度下難以描述關(guān)鍵參數(shù)變化對不同頻率下油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)幅值變化大小的影響.

圖9 初始?xì)怏w體積對油氣懸掛系統(tǒng)響應(yīng)幅值的影響Fig.9 Influences of the initial gas volume on the amplitudes of the HPS system responses

因此，有必要引入一種方法描述系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)特征對關(guān)鍵參數(shù)變化的敏感性，這里設(shè)計(jì)一種響應(yīng)特征相對變化率的指標(biāo)：

結(jié)合圖9 與式（13），可得到不同頻率下油氣懸掛動(dòng)態(tài)響應(yīng)特征變化率如表1 所示.可以看出，V0變化對簧載質(zhì)量加速度與負(fù)重輪動(dòng)載荷的低頻特性有較大影響，對其高頻響應(yīng)的影響較小；同時(shí)，V0變化對懸掛動(dòng)行程高頻響應(yīng)的影響較大，對低頻響應(yīng)的影響較小.

表1 蓄能器初始?xì)怏w體積對油氣懸掛系統(tǒng)響應(yīng)特征的影響Tab.1 Influence of the initial gas volume of the accumulator on the HPS system response characteristics

實(shí)際上，當(dāng)V0增大時(shí)，由圖8 知油氣懸掛剛度絕對值隨之變小，即懸掛變軟.故在負(fù)重輪受到相同路面激勵(lì)時(shí)，懸掛的緩沖效應(yīng)愈明顯，簧載質(zhì)量垂向加速度的變化范圍越小；但剛度變小導(dǎo)致懸掛更易產(chǎn)生壓縮與拉伸變形，因此懸掛動(dòng)行程幅值增大；負(fù)重輪動(dòng)載荷變化趨勢與垂向加速度變化趨勢基本一致.由圖6 知靜止時(shí)油氣懸掛剛度ksu=7.599×104N/m，相應(yīng)的簧載質(zhì)量固有頻率為fs=0.92 Hz，當(dāng)路面激勵(lì)頻率由1 Hz 向4 Hz 變大時(shí)，簧載質(zhì)量動(dòng)態(tài)響應(yīng)變小，懸掛承受的動(dòng)載荷變大，故懸掛變形量變大.上述分析結(jié)果與表1 中計(jì)算結(jié)果一致.

3.2 油氣懸掛定位角的影響

選取油氣懸掛定位角θ1變化區(qū)間為[10°，30°]，可得到油氣懸掛剛度ksu曲線如圖10 所示，可以看出，在懸掛拉伸行程中，θ1對ksu的影響較小，在懸掛壓縮量較大時(shí)，ksu受θ1的影響較大.結(jié)合圖1 進(jìn)行分析可知，當(dāng)θ1變大時(shí)，在拉伸行程中，O2R 順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)相同角度（對應(yīng)相同的懸掛變形量）對油氣懸掛的拉伸量影響較小，故油氣懸掛剛度變化較小；但在壓縮過程中，θ1變大導(dǎo)致O1O2間的z 向距離減小，O2R 逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)相同角度時(shí)油缸的壓縮量明顯變大，從而使蓄能器內(nèi)氣體體積減小量變大，導(dǎo)致油氣懸掛剛度變化較大.上述分析結(jié)果與圖10 所表示的仿真結(jié)果是一致的.

圖10 油氣懸掛定位角對油氣懸掛剛度的影響Fig.10 Influence of the position angles on HPS stiffness

θ1與az、zsu和Fzu響應(yīng)特征之間的映射關(guān)系如圖11 所示，油氣懸掛系統(tǒng)響應(yīng)特征變化率如表2 所示.圖11（a）表明不同頻率下簧載質(zhì)量垂向加速度幅值受θ1的影響較小；圖11（b）表明θ1對懸掛動(dòng)行程的影響較小；圖11（c）表明θ1對負(fù)重輪動(dòng)載荷的影響也較小.

圖11 油氣懸掛定位角對油氣懸掛系統(tǒng)響應(yīng)幅值的影響Fig.11 Influences of the position angles on the amplitudes of the HPS system responses

實(shí)際上，由式（12）中假設(shè)可知，路面激勵(lì)導(dǎo)致負(fù)重輪位移區(qū)間為[0，0.1]m，相應(yīng)地懸掛最大壓縮量小于0.1 m，結(jié)合圖10 可知油氣懸掛剛度變化不大，故油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)變化較小.上述分析與圖11及表2 中計(jì)算結(jié)果一致.

表2 油氣懸掛定位角對油氣懸掛系統(tǒng)響應(yīng)特征的影響Tab.2 Influence of the position angles on the HPS system response characteristics

3.3 阻尼閥孔截面積的影響

阻尼閥孔截面積Av對液壓回路中阻尼大小有決定性作用，對油氣懸掛動(dòng)態(tài)特性有重要影響.選取Av變化區(qū)間為[10×10-6，25×10-6]m2，可得到油氣懸掛阻尼系數(shù)csu曲線變化趨勢，如圖12 所示.

圖12 阻尼閥孔截面積對油氣懸掛阻尼系數(shù)的影響Fig.12 Influence of the damping valve section area on HPS damping coefficient

由圖12 可知，由于單向閥的存在，油氣懸掛在壓縮過程的阻尼系數(shù)小于拉伸過程的阻尼系數(shù)；同時(shí)，Av變化對csu有明顯影響，Av越小阻尼系數(shù)越大.由式（4）知，阻尼閥孔越小引起的流體壓降損失越大，故其阻尼系數(shù)越大.Av與az、zsu和Fzu響應(yīng)特征之間的映射關(guān)系如圖13 所示，懸掛系統(tǒng)響應(yīng)特征變化率如表3 所示.

圖13（a）表示簧載質(zhì)量垂向加速度幅值隨Av的變化趨勢；圖13（b）表示懸掛動(dòng)行程隨Av的變化趨勢；圖13（c）表示負(fù)重輪動(dòng)載荷隨Av的變化趨勢.結(jié)合式（12）可知，當(dāng)激勵(lì)頻率f=1 Hz 時(shí)負(fù)重輪最大速度為0.314 m/s，當(dāng)激勵(lì)頻率f=4 Hz 時(shí)負(fù)重輪最大速度為1.256 m/s，結(jié)合圖12 知激勵(lì)頻率越高液壓系統(tǒng)的阻尼系數(shù)越大，油氣懸掛對路面激勵(lì)的衰減作用越強(qiáng)，相應(yīng)地簧載質(zhì)量的垂向加速度越小，因此垂向加速度的幅值減小量隨激勵(lì)頻率上升而變大，這與圖13 和表3 的分析結(jié)果一致.

表3 阻尼閥孔截面積對油氣懸掛系統(tǒng)響應(yīng)特征的影響Tab.3 Influence of the damping valve section area on the HPS system response characteristics

圖13 阻尼閥孔截面積對油氣懸掛系統(tǒng)響應(yīng)幅值的影響Fig.13 Influences of the damping valve section area on the amplitudes of the HPS system responses

實(shí)際上，Av越大油氣懸掛阻尼系數(shù)越小，懸掛偏軟，在受到相同路面激勵(lì)時(shí)，油氣懸掛被壓縮得越多，能及時(shí)緩解路面沖擊，故簧載質(zhì)量的垂向加速度變小，同時(shí)負(fù)重輪受到的沖擊力也變小.上述分析結(jié)果與圖13 的仿真結(jié)果是一致的.

將圖8 與圖10 進(jìn)行對比分析后可知，在懸掛變形量不大時(shí)，V0對ksu的影響最大，在懸掛壓縮量較大時(shí)，θ1對ksu的影響最大.同時(shí)，將表1～表3 中結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析，可得到懸掛系統(tǒng)響應(yīng)特征對各關(guān)鍵參數(shù)的敏感性總結(jié)，如表4 所示.結(jié)合圖表可知，V0對az和Fuz的低頻響應(yīng)影響較大，對zsu的高頻影響較大；θ1對油氣懸掛動(dòng)態(tài)響應(yīng)的影響較小；Av對az和Fuz的高頻響應(yīng)影響較大，對zsu的低頻影響較大.

表4 油氣懸掛系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特征與其設(shè)計(jì)參數(shù)的敏感性關(guān)系Tab.4 Sensitivity relationship between the dynamic response characteristics and the design-parameters of the HPS system

4 結(jié)論

本文就擺動(dòng)缸式油氣懸掛關(guān)鍵參數(shù)對履帶車輛中“負(fù)重輪-懸掛-簧載質(zhì)量”系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性的影響展開研究.首先，結(jié)合現(xiàn)有油氣懸掛系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特征建立機(jī)械-液壓耦合的油氣懸掛系統(tǒng)（包含負(fù)重輪、懸掛與簧載質(zhì)量）動(dòng)力學(xué)模型，結(jié)合臺(tái)架試驗(yàn)測試結(jié)果對該模型進(jìn)行試驗(yàn)評價(jià).選取油氣懸掛系統(tǒng)設(shè)計(jì)的3 個(gè)關(guān)鍵參數(shù)分別為蓄能器初始?xì)怏w體積、油氣懸掛定位角與阻尼閥孔截面積，分析油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)特征與上述關(guān)鍵參數(shù)之間的敏感性關(guān)系.結(jié)果表明：

1）臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果證實(shí)所建立的油氣懸掛動(dòng)力學(xué)模型能有效描述擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)的振動(dòng)行為.

2）在懸掛變形量不大時(shí)，油氣懸掛剛度受蓄能器初始?xì)怏w體積的影響較大；在懸掛壓縮量較大時(shí)，受油氣懸掛定位角的影響最大；阻尼閥孔截面積大小對油氣懸掛阻尼有顯著影響.

3）簧載質(zhì)量垂向加速度與負(fù)重輪動(dòng)載荷在低頻時(shí)受蓄能器初始?xì)怏w體積影響最大，在高頻時(shí)受阻尼閥孔截面積影響最大；懸掛動(dòng)行程在低頻時(shí)受阻尼閥孔截面積影響最大，在高頻時(shí)受蓄能器初始?xì)怏w體積影響最大.