陳盛釗 戴巨川 張舟鈞禹 凌啟輝 陳哲吾

摘?? 要：為研究擺動(dòng)缸式油氣懸掛自身參數(shù)變化對(duì)履帶車(chē)輛中“負(fù)重輪-懸掛-簧載質(zhì)量”系統(tǒng)的影響，在典型工況下，對(duì)該系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特征展開(kāi)參數(shù)敏感性分析. 結(jié)合油氣懸掛的結(jié)構(gòu)特征建立機(jī)械-液壓耦合的動(dòng)力學(xué)模型，并應(yīng)用試驗(yàn)臺(tái)架測(cè)試結(jié)果評(píng)價(jià)該模型的有效性. 選取擺動(dòng)缸式油氣懸掛的關(guān)鍵參數(shù)，分析其剛度與阻尼特性隨關(guān)鍵參數(shù)的變化趨勢(shì)，并在脈沖激勵(lì)工況下分析上述參數(shù)變化對(duì)油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)行為的影響. 結(jié)果表明：油氣懸掛剛度在懸掛變形量不大時(shí)受蓄能器內(nèi)氣體初始體積的影響較大，在懸掛壓縮變形較大時(shí)受油氣懸掛定位角的影響較大;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)行程受關(guān)鍵參數(shù)的影響趨勢(shì)與之相反.

關(guān)鍵詞：車(chē)輛懸掛;動(dòng)態(tài)響應(yīng)特征;擺動(dòng)缸式油氣懸掛;機(jī)械-液壓耦合系統(tǒng);參數(shù)敏感性

中圖分類(lèi)號(hào)：U469.6?????????????????????????? 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

Parameter Sensitivity Analysis of Dynamic Characteristics

of Swing-cylinder Hydro-pneumatic Suspension System

CHEN Shengzhao?，DAI Juchuan，ZHANG Zhoujunyu，LING Qihui，CHEN Zhewu

（School of Mechanical Engineering，Hunan University of Science and Technology，Xiangtan 411201，China）

Abstract：In order to investigate the influence of the parameters of the swing-cylinder hydro-pneumatic suspension （HPS） on the “l(fā)oad wheel - suspension - sprung mass” system， a parameter sensitivity analysis on the dynamic response characteristics of the system was conducted under typical working conditions. The mechanical-hydraulic coupled dynamic model was built according to the structural characteristics of the HPS， and then it was verified with the comparison of the results obtained by simulation and experiments from the test rig. The key parameters of the HPS were selected to study their influence on the variation trend of the stiffness and damping characteristics of the suspension， after that their impacts on the dynamic response behavior of the HPS system were investigated under bump excitation. The results show that the stiffness of HPS system? is greatly influenced by the initial gas volume of the accumulator when suspension deflection is small，while the position angle of the hydraulic suspension affects most when suspension deflection becomes large at compression travel; the vertical acceleration at the center-of-gravity of the sprung mass and the wheel load are most affected by the initial gas volume of the accumulator at low frequencies and? it is most affected by the cross-section area of the damping valve at high frequencies; the suspension deflection is affected by these parameters in a reverse trend.

Key words：vehicle suspensions;dynamic response characteristics;swing-cylinder hydro-pneumatic suspension;mechanical-hydraulic coupled system;parameter sensitivities

在履帶車(chē)輛發(fā)展過(guò)程中[1-4]，油氣懸掛（Hydro-pneumatic Suspension，HPS）以其非線(xiàn)性、變剛度、高承載等特點(diǎn)受到越來(lái)越多的關(guān)注. 在履帶車(chē)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(chē)體外側(cè)面與負(fù)重輪之間，具有節(jié)省車(chē)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(chē)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(xiàn)性變剛度特性，實(shí)現(xiàn)在懸掛動(dòng)行程較小時(shí)保證車(chē)輛行駛平順性，在動(dòng)行程較大時(shí)保證車(chē)輛行駛安全性[5-8]. 目前，國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)油氣懸掛廣泛開(kāi)展了應(yīng)用研究，提出了多種結(jié)構(gòu)形式以改善車(chē)輛動(dòng)態(tài)性能[9-13]. 同時(shí)，也有學(xué)者關(guān)注履帶車(chē)輛中油氣懸掛系統(tǒng)的應(yīng)用研究，其研究?jī)?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(xiàn)性特性能改善車(chē)輛行駛平順性. 郭孔輝等[9]通過(guò)聯(lián)合仿真驗(yàn)證了油氣耦聯(lián)懸掛能明顯提升車(chē)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(duì)車(chē)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(duì)油氣懸掛的參數(shù)敏感性展開(kāi)分析[15-17]，但針對(duì)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(chē)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(chē)輛動(dòng)態(tài)性能之間的映射關(guān)系. 因此，有必要對(duì)擺動(dòng)缸式油氣懸掛系統(tǒng)開(kāi)展理論建模研究，并分析其動(dòng)態(tài)響應(yīng)對(duì)相關(guān)參數(shù)的敏感性，為后期開(kāi)展裝有擺動(dòng)缸式油氣懸掛的多軸履帶車(chē)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(wú)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.

建模過(guò)程中，作如下假設(shè)：1）相對(duì)于車(chē)體質(zhì)量，液壓作動(dòng)器的質(zhì)量可忽略; 2）履帶車(chē)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(duì)車(chē)輪動(dòng)載荷的影響;4）相對(duì)于減振閥內(nèi)的阻尼，管道阻尼可忽略;5）相對(duì)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：

l3 cos α30 - l3 cos α3 = zu - zs?????? （1）

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(jiǎn)化為α3，zg（t）簡(jiǎn)化為zg，液壓作動(dòng)器長(zhǎng)度 lh（t）簡(jiǎn)化為lh，其余類(lèi)似.

平衡肘下臂與z平面的夾角為：

α3 = arccoscos α30 -

（2）

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(wú)桿腔截面積; ΔV是液壓作動(dòng)缸無(wú)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：

pa = p01 +

（3）

式中：p0、V0分別表示初始狀態(tài)下蓄能器內(nèi)氣體的初始?jí)簭?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：

Δp=sign（Q） （4）

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(guò)小孔的油液流量，其計(jì)算式為Q = dΔV/dt;sign（x）為符號(hào)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(duì)象，對(duì) 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：

（Ie + mu l2

3）[α] 3-Fuz l3 sin α3+Fl2 sin（θ1+α1+α2）=0 （5）

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(xiàn)與 z 軸的夾角;Ie為平衡肘相對(duì)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(duì)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：

α1 = arcsin

sin（θ1+α2）??????? （6）

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

Fuz =??????? （7）

對(duì)平衡肘在z軸方向取力平衡方程，可得：

F2z = Fuz - F cos（θ1 + α1）???????? （8）

式中：F2z表示平衡肘對(duì)車(chē)體在z軸方向的作用力.

同時(shí)對(duì)液壓作動(dòng)缸在z軸方向取力平衡方程，可得：

F1z = F cos（θ1 + α1）???????? （9）

式中：F1z表示液壓作動(dòng)缸對(duì)車(chē)體在z軸方向的作用力.

因此，油氣懸掛對(duì)車(chē)體在z軸方向的作用力為：

Fsu = F1z + F2z???????? （10）

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

ms [z] s - Fsu = 0????? （11）

式中：ms為單輪簧載質(zhì)量;[z] s為車(chē)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(píng)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(cè)試平臺(tái)上開(kāi)展典型路況下試驗(yàn)研究并進(jìn)行對(duì)比分析. 如圖2所示，該試驗(yàn)平臺(tái)包括車(chē)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(píng)價(jià)過(guò)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(duì)比結(jié)果對(duì)所建立的油氣懸掛系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型進(jìn)行評(píng)價(jià).

在僅考慮車(chē)輪受到垂向激勵(lì)時(shí)，履帶板對(duì)負(fù)重輪的作用主要是濾除路面激勵(lì)的高頻信號(hào)[20].? 因此，在激勵(lì)信號(hào)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(hào)（見(jiàn)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(píng)價(jià)過(guò)程與后續(xù)仿真分析過(guò)程均認(rèn)為 zu（t） = zg（t）.

試驗(yàn)過(guò)程中，通過(guò)外部加載機(jī)構(gòu)對(duì)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(guò)平衡肘帶動(dòng)油氣懸掛兩端產(chǎn)生相對(duì)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(chē)體振動(dòng).

試驗(yàn)時(shí)，油壓傳感器型號(hào)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(duì)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(duì)比，如圖4所示，相應(yīng)的仿真誤差如圖5所示.

??由圖4與圖5可知，仿真與試驗(yàn)的相對(duì)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(duì)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(cè)試系統(tǒng)的采集信號(hào)，信號(hào)在采集與傳輸過(guò)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(duì)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(duì)其相關(guān)參數(shù)變化的敏感性，應(yīng)用上述驗(yàn)證模型開(kāi)展動(dòng)力學(xué)仿真分析. 分析過(guò)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?jí)簭?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 = 1.96×10-5 m2，單向閥孔截面積Ad = 1.26×10-5 m2，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(duì)簧載質(zhì)量的作用力Fsu分別對(duì)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(xiàn)，如圖6所示.

圖6（a）中剛度曲線(xiàn)較常規(guī)剛度曲線(xiàn)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(xiàn)接近平行，此時(shí)路面位移輸入對(duì)油缸長(zhǎng)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(guò)程中，由該油氣懸掛的幾何結(jié)構(gòu)可知，平衡肘上擺臂對(duì)油缸兩端點(diǎn)間長(zhǎng)度變化量的貢獻(xiàn)越來(lái)越小，即油缸輸出力Fsu的增長(zhǎng)率逐漸變小，故剛度ksu越來(lái)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(xiàn)上的投影 l3 sin α3減小，結(jié)合式（7）～（10）可知，此時(shí)油缸輸出力Fsu的增長(zhǎng)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)3 sin α3減小至零，結(jié)合式（7）～（10）知?jiǎng)偠萲su增長(zhǎng)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(zhǎng)過(guò)程中的阻尼曲線(xiàn)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(zhǎng)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(píng)價(jià)該油氣懸掛系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能的指標(biāo)為車(chē)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(kāi)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]：

zg（t） =

（1 - cos（2πft）），0≤t≤l/v

0，t>l/v?? （12）

式中：h 與 l 分別為路面凸起高度與長(zhǎng)度;v 為車(chē)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(duì)應(yīng)車(chē)速v = 18 km/h、36 km/h 與 72 km/h）時(shí)，獲取車(chē)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(chē)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(duì)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(xiàn)呈現(xiàn)明顯的相似特征. 一般地，在車(chē)輛動(dòng)態(tài)分析中，簧載質(zhì)量垂向加速度是車(chē)輛平順性評(píng)價(jià)的重要組成部分，懸掛動(dòng)行程是評(píng)價(jià)懸掛是否發(fā)生擊穿的重要指標(biāo)，車(chē)輪動(dòng)載荷是評(píng)價(jià)車(chē)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(píng)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(kāi)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.

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(guò)計(jì)算可得到油氣懸掛剛度ksu變化曲線(xiàn)，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(xiàn)均經(jīng)過(guò)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(xiàn)均交匯于同一位置.

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(shì)，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(duì)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(shì)，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(shì). 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(duì)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.

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(duì)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(duì)變化率的指標(biāo)：

Δy = ×100%????? （13）

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(duì)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(duì)其高頻響應(yīng)的影響較小;同時(shí)，V0變化對(duì)懸掛動(dòng)行程高頻響應(yīng)的影響較大，對(duì)低頻響應(yīng)的影響較小.

實(shí)際上，當(dāng)V0增大時(shí)，由圖8知油氣懸掛剛度絕對(duì)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(shì)與垂向加速度變化趨勢(shì)基本一致. 由圖6知靜止時(shí)油氣懸掛剛度ksu = 7.599×104 N/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(xiàn)如圖10所示，可以看出，在懸掛拉伸行程中，θ1對(duì)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(duì)應(yīng)相同的懸掛變形量）對(duì)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(guò)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.

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(duì)懸掛動(dòng)行程的影響較小;圖11（c）表明θ1對(duì)負(fù)重輪動(dòng)載荷的影響也較小.

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.

由圖12可知，由于單向閥的存在，油氣懸掛在壓縮過(guò)程的阻尼系數(shù)小于拉伸過(guò)程的阻尼系數(shù);同時(shí)，Av變化對(duì)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(shì);圖13（b）表示懸掛動(dòng)行程隨Av的變化趨勢(shì);圖13（c）表示負(fù)重輪動(dòng)載荷隨Av的變化趨勢(shì). 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(duì)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.

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(duì)比分析后可知，在懸掛變形量不大時(shí)，V0對(duì)ksu的影響最大，在懸掛壓縮量較大時(shí)，θ1 對(duì)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(duì)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(duì)az 和Fuz的低頻響應(yīng)影響較大，對(duì)zsu的高頻影響較大;θ1對(duì)油氣懸掛動(dòng)態(tài)響應(yīng)的影響較小;Av對(duì)az和Fuz 的高頻響應(yīng)影響較大，對(duì)zsu的低頻影響較大.

4?? 結(jié)?? 論

本文就擺動(dòng)缸式油氣懸掛關(guān)鍵參數(shù)對(duì)履帶車(chē)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(kāi)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(cè)試結(jié)果對(duì)該模型進(jìn)行試驗(yàn)評(píng)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(duì)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.

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基金項(xiàng)目：國(guó)防基礎(chǔ)科研項(xiàng)目;湖南省教育廳資助項(xiàng)目（181419），F(xiàn)oundation of Hunan Educational Committee（181419）

作者簡(jiǎn)介：陳盛釗（1983—），男，河南信陽(yáng)人，湖南科技大學(xué)講師，博士

通信聯(lián)系人，E-mail：chen_shengzhao@126.com