李銳泓，楊帆，林德昭，趙峰，楊陽

(1.華僑大學機電與自動化學院，福建廈門 361021；2.廈門騰威勝檢測科技有限公司,福建廈門 361006)

0 前言

油氣阻尼器是通過壓縮氣體來實現(xiàn)儲/釋能效果,運用氣體壓縮特性使系統(tǒng)剛度呈現(xiàn)非線性變化的特性。此外，油氣阻尼器還能通過油液互連的方式將兩個獨立的油氣阻尼器進行連通，從而較好地分配各軸所受到的載荷。當將其聯(lián)通模式應用在車輛懸架上時可以達到提高車輛駕乘舒適度和操縱穩(wěn)定性的作用，還能夠較好地避免傳統(tǒng)機械式互連懸架的許多缺陷，例如傳統(tǒng)機械式互連懸架需要增加額外的機構，這會導致懸架整體質(zhì)量的增加，不利于平衡駕乘舒適性與操縱性之間關系等。此外，傳統(tǒng)的油氣阻尼器采用外置氣室的結構，因此在實際應用中需要占用較大的空間，對于結構的優(yōu)化設計會造成較大阻礙?；诖?，WU提出一種集成式油氣阻尼器的聯(lián)通工作模式(類型(a)結構)，如圖1(a)所示。該結構的主要特點為：(1)采用了內(nèi)置氣室的結構，從而極大地提高了結構設計的緊湊性；(2)有效地增加阻尼器實際的工作面積，使油氣阻尼器在較低的初始充氣壓力下能達到更高的承載能力。在此基礎上，CAO等通過數(shù)學建模及仿真分析的方式，在考慮了油液可壓縮性的基礎上對此類型(a)結構的動力學特性進行了研究并將其應用于車輛懸架系統(tǒng)中，驗證了這種結構可以明顯提高車輛的抗側翻性能、抗俯仰性能、操縱性和平順性。近年來，LIN等通過樣品實驗研究及AMESim仿真相結合的方式，詳細分析了WU與CAO等所提出的類型(a)結構的動力學特性，結果表明：WU提出的結構在同步運動測試的壓縮行程中容易出現(xiàn)輸出力畸變的現(xiàn)象，這就導致系統(tǒng)在工作過程中輸出力會突然產(chǎn)生階躍。造成這現(xiàn)象的原因是油液在兩個連通的油氣阻尼器之間流動時會受到液壓連通管道最大流量的限制，使流體流動產(chǎn)生延遲或阻塞，導致油液無法及時補充到相應的油腔中，嚴重影響阻尼器的有效工作范圍?；诖?，LIN等在WU所提出的類型(a)結構的基礎上，提出了一種帶阻尼孔的集成式油氣阻尼器的聯(lián)通工作模式(類型(b)結構)，其結構的區(qū)別在于：在主活塞上增設了阻尼孔，如圖1(b)所示。雖然該結構能夠有效解決同步測試的壓縮行程中出現(xiàn)的輸出力畸變的問題，但由于增設了阻尼孔，相較于WU的結構，系統(tǒng)剛度將大幅下降。

綜合上述的問題，本文作者將基于文獻[10]的類型(a)結構，提出一種基于集成式雙氣室油氣阻尼器的聯(lián)通工作模式(類型(c)結構)。其結構區(qū)別在于：環(huán)狀油腔中增加一個附加的儲能氣室，如圖1(c)所示。本文作者主要目的是驗證所提出的類型(c)結構:(1)相較于文獻[10]的結構，能夠改善輸出力畸變的問題；(2)同時相較于文獻[14]的結構，能夠提升其系統(tǒng)的剛度。結合實驗數(shù)據(jù),在忽略該結構中浮動活塞和環(huán)狀活塞摩擦力帶來的影響的情況下，建立本構模型,并借助AMESim仿真軟件建立相應的仿真模型，驗證該新型結構的可行性，并為下一步實驗研究打下基礎。首先通過類型(a)結構的實驗結果來驗證AMESim仿真模型的準確性；其次，在此基礎上將文獻[14]建立的類型(a)和類型(b)與文中建立的類型(c)油氣阻尼器聯(lián)通工作模式的輸出力特性進行對比，最后對比并分析類型(c)的結構參數(shù)對其輸出力特性的影響。圖1僅為阻尼器聯(lián)通模式的工作簡圖，詳細的結構尺寸見后文；圖1(c)的環(huán)狀油腔中設有止動塊以保證輔助氣腔的初始充氣壓力及最大體積。

圖1 3種油氣阻尼器聯(lián)通工作模式的簡圖

1 數(shù)學模型的建立

油氣阻尼器的聯(lián)通工作模式的數(shù)學建模，主要是基于流量守恒、受力平衡以及氣體狀態(tài)方程，建模過程可參見文獻[10,14-16]。文中提出的類型(c)結構是在類型(a)結構的基礎上新增了一個環(huán)狀氣室，因此需增加環(huán)狀氣室的氣體狀態(tài)方程、流量守恒關系以及相關的力平衡關系，如式(1)—(4)所示：

(1)

(2)

(3)

5=50-·5

(4)

為了能夠?qū)Ρ认到y(tǒng)的剛度特性，根據(jù)文獻[17]可知油氣阻尼器的剛度是由氣體彈簧的恢復力產(chǎn)生，因此系統(tǒng)剛度可表示為

(5)

式中：s為支柱中氣體彈簧產(chǎn)生的彈性力；為支柱中相對運動的位移。

2 實驗設置及基于AMESim軟件的建模

這一節(jié)的主要目的是通過現(xiàn)有的實驗條件與實驗數(shù)據(jù)來驗證文中所建立的類型(c)結構的AMESim仿真模型的準確性，為下一節(jié)基于仿真模型的動力學分析與比較建立基礎。課題組已建立了類型(a)和類型(b)的AMESim仿真模型并對其進行了實驗驗證。對類型(c)結構進行分析，由于類型(c)結構中環(huán)狀活塞的最大位移受到止動塊的限制，所以當環(huán)狀氣室的初始充氣壓力大于運動過程中產(chǎn)生的最大壓力時，環(huán)狀活塞在運動過程中將壓在止動塊上固定不動，而環(huán)狀氣室在運動過程中將不會參與到實際的工作中，此時類型(c)與類型(a)結構的動力學特性相同。因此將通過在類型(c)結構的環(huán)狀氣室中充入3.0 MPa(主氣室壓力0.44 MPa)的初始充氣壓力來與類型(a)結構的實驗與仿真結果進行對比，以此驗證針對類型(c)結構所建立的AMESim仿真模型的準確性。

2.1 實驗與仿真參數(shù)設置

此實驗平臺的建立是基于MTS849及MTS248的動態(tài)測試系統(tǒng)，并通過NI數(shù)據(jù)采集卡對實驗數(shù)據(jù)進行實時采集，其中包括輸出力、各個腔室的壓力和活塞桿的位移等。通過對類型(a)結構進行實驗，可以得到實驗結果，以便接下來對所建立的AMESim仿真模型進行驗證。在實驗中輸入的激勵信號可以表示為

=cos(2π+) (=L,R)

(6)

式中：和分別為輸入信號的幅值與頻率；代表連通的兩個油氣阻尼器之間相差的相位，用于區(qū)分同步與異步測試。

實驗由兩部分組成:同步測試和異步測試。在同步測試中，的取值均為0；在異步測試，的取值為-π/2，的取值為π/2。

實驗中的結構及相關參數(shù)設置如表1所示，實驗具體步驟見文獻[14]。

表1 實驗及仿真的參數(shù)設置

2.2 建立AMESim模型

為了更好地與現(xiàn)有的相關文獻進行比對,以驗證所建立模型的準確性，文中集成式雙氣室油氣阻尼器的仿真參數(shù)按照LIN等建立的類型(a)和類型(b)結構的AMESim仿真模型進行設置，具體的仿真模型如圖2所示。

圖2 基于AMESim軟件建立的仿真模型

2.3 模型的有效性驗證

仿真驗證中主要目的是驗證所建立的類型(c)結構仿真模型的準確性。利用上述當類型(c)的環(huán)狀氣室初始充氣壓力大于運動過程中產(chǎn)生的最大壓力時，環(huán)狀活塞的最大位移受到止動塊的限制，在運動過程中將保持固定不動，所以環(huán)狀氣室在運動過程中將不會參與到實際工作，此時類型(c)與類型(a)結構的動力學特性相同的特點，把建立的類型(c)結構的仿真模型與類型(a)結構的實驗數(shù)據(jù)以及仿真數(shù)據(jù)進行比較，以證明該基本模型的準確性。實驗結果與仿真對比如圖3所示。

圖3 仿真結果與實驗結果輸出力之間的對比

通過以上對比，可以發(fā)現(xiàn)當類型(c)結構的環(huán)狀氣室初始充氣壓力為3.0 MPa時，其仿真結果與類型(a)結構的仿真所表現(xiàn)出的現(xiàn)象幾乎完全一致，從而證明了所建立的AMESim仿真模型的準確性。在下一節(jié)中，將借助所建立的AMESim仿真模型對三類油氣阻尼器聯(lián)通工作模式的動力學特性展開進行研究。

3 討論

基于前一節(jié)已證明所建立的AMESim仿真模型的準確性的基礎上，將對這3種油氣阻尼器聯(lián)通工作模式的動態(tài)特性進行分析與對比。由于本文作者的研究目的是為了探究雙氣室油氣阻尼器的聯(lián)通工作模式的動力學特性和與其他兩種結構的區(qū)別，因此仿真中阻尼器的結構參數(shù)都是參照類型(a)實驗中的結構參數(shù)進行設置，另外在3種類型油氣阻尼器聯(lián)通工作模式的仿真對比中，所有的仿真參數(shù)均保持一致。因為類型(a)存在嚴重的畸變與負壓現(xiàn)象,所以實驗與驗證的過程中幅值和頻率會受到一定的限制。

3.1 與類型(a)聯(lián)通結構動力學特性的對比

如前所述，LIN等已驗證類型(a)結構在同步測試中會出現(xiàn)輸出力畸變以及負壓力的現(xiàn)象，而本文作者所提出的類型(c)結構，正是為了改善這一現(xiàn)象。圖4中對比了同步測試中類型(a)與類型(c)結構在不同峰值速度(0.1、0.2、0.3、0.4 m/s)下的輸出力與位移的變化曲線。在圖4中，環(huán)狀氣室的初始充氣壓力為0.44 MPa，其余參數(shù)與表1中一致。

圖4 不同峰值速度下同步測試中的輸出力與位移的關系

對比圖4中的仿真結果，可以觀察到：(1)整體上類型(c)結構的系統(tǒng)剛度小于類型(a)結構,這主要是由于增加了環(huán)狀氣室，使得系統(tǒng)的剛性有所降低；(2)隨著峰值速度的增大，類型(a)結構在其壓縮行程中開始出現(xiàn)輸出力畸變的問題，在如圖4峰值速度大于0.2 m/s的情況下，類型(a)結構的輸出力畸變情況逐漸加劇，甚至在0.4 m/s的情況下輸出力曲線隨時間變化，輸出力越來越大，無法穩(wěn)定地輸出，嚴重影響了該阻尼器的正常工作，相比之下類型(c)結構在相同的情況下并沒有出現(xiàn)輸出力畸變的問題，而且在不同激勵信號下,動力學特性曲線較為穩(wěn)定,由此可以說明增加的環(huán)狀氣室結構可以明顯改善同步試驗中輸出力畸變問題；(3)相較于類型(a)結構，類型(c)結構的負壓力現(xiàn)象有所改善，但是在拉伸過程中仍會出現(xiàn)負壓力的現(xiàn)象，其主要的原因是在文中建立的AMESim仿真模型中忽略了環(huán)狀活塞摩擦力的影響，因此在活塞運動過程中，環(huán)狀活塞將根據(jù)壓力的變化而直接開始運動，所以環(huán)狀油腔中的油液無法第一時間通過連通管道流向另一支柱的主油腔，從而使得主油腔的壓力小于環(huán)狀油腔中的壓力，從而出現(xiàn)了負壓力的現(xiàn)象，因為實際的實驗中會有摩擦力存在，所以該現(xiàn)象在實際應用中未必會出現(xiàn)。

3.2 與類型(b)聯(lián)通結構動力學特性的對比

LIN等提出在主活塞上增加阻尼孔的方案,雖能有效地改善類型(a)懸架結構存在的輸出力畸變等弊端，但同時也帶來了剛度下降的問題，尤其是在異步激勵信號的情況下。圖5對比了類型(b)與類型(c)懸架結構在相同幅值(7.96 mm)下低、中速情況的輸出力。圖5中，環(huán)狀氣室的充氣壓力為0.44 MPa，其余參數(shù)與表1一致。

圖5 不同峰值速度的異步測試中輸出力與位移的關系圖

通過圖5可以明顯觀察到：(1)類型(c)結構在整體的異步試驗中的輸出力斜率比類型(b)結構大，即類型(c)結構能夠輸出較大的系統(tǒng)剛度(依據(jù)公式(5))；(2)通過仿真中幾個頻率之間的對比也可以明顯地看出在異步測試中，類型(c)結構的輸出力斜率較穩(wěn)定，能夠在頻率增大的情況下保持相對穩(wěn)定的系統(tǒng)剛度。該特性在實際應用時，可以避免由于頻率的變化而導致輸出力產(chǎn)生較大變化，有利于阻尼器在實際中的應用。

3.3 類型(c)結構參數(shù)對系統(tǒng)的影響

在集成式油氣阻尼器的聯(lián)通工作模式中，阻尼器的各項參數(shù)都可能會對系統(tǒng)的輸出力特性造成較大影響。如增加連接的液壓管路長度(減小液壓管路口徑)來增大液阻，從而提高系統(tǒng)剛性。在文中所提出的類型(c)結構中，所增加的環(huán)狀氣室將起到重要作用，因此將在討論液壓管路長度與口徑對系統(tǒng)動力學特性的影響外，重點分析環(huán)狀氣室的容積以及初始充氣壓力對系統(tǒng)動力學特性的影響。

3.3.1 液壓連通管道參數(shù)的影響

在油氣阻尼器聯(lián)通工作模式中，液壓管路起了一個關鍵的聯(lián)結作用，因此對比不同液壓管路參數(shù)對懸架輸出力的影響，在圖6和圖7中分別對比了不同長度(2.5、3.5、4.5 m)和不同直徑大小(4、5、6 mm)的液壓連通管道在相同激勵情況下的同步和異步測試中，輸出力與位移之間的關系。

圖6 不同長度的液壓連通管路的輸出力對比

圖7 不同直徑的液壓連通管路的輸出力對比

由圖6和圖7可以看出隨著液壓連通管路長度的增加或是直徑的減小，無論是在同步測試還是異步測試中，輸出力都會隨之增加，其變化趨勢不會因測試的頻率或者幅值發(fā)生變化，因此在后文的對比中將取其中一個相同的幅值和頻率來進行對比。輸出力增加的原因是當連通管道的長度增加或直徑減少時，管道中的流量會受到限制，相應的流量關系如圖8和圖9所示，其余測試中的流量趨勢均相同。當流量受到限制時就會導致阻尼器在運動過程中，油液無法及時流到相應的油腔中，所以此時該系統(tǒng)中的油液會直接推動浮動活塞和環(huán)狀活塞分別擠壓主氣室和環(huán)狀氣室中的氣體，使得系統(tǒng)整體壓力上升，導致油氣阻尼器輸出力上漲。根據(jù)這一特性，設計時油氣阻尼器就可以根據(jù)實際需要通過改變管道的長度來調(diào)整輸出力的范圍，以適應不同負載的需求。

圖8 不同長度的液壓連通管路的流量對比

圖9 不同直徑的液壓連通管路的流量對比

3.3.2 環(huán)狀氣室容積對輸出力影響

由于類型(c)結構與其余兩種油氣阻尼器的聯(lián)通工作模式之間最大的區(qū)別就是增加了一個額外的環(huán)狀氣室，因此改變環(huán)狀氣室的容積也將會對系統(tǒng)整體產(chǎn)生一定的影響。圖10中將會對比環(huán)狀氣室不同體積(80 000、120 000、160 000 mm)對系統(tǒng)整體輸出力的影響。

由圖10可以看出：隨著環(huán)狀氣室體積減少，在同步測試中系統(tǒng)輸出力逐漸下降。這是由于在油氣阻尼器工作過程中，變化的體積是保持不變的，當輔助氣室的初始體積減少時，根據(jù)方程(3)的氣體狀態(tài)方程，在相同的激勵條件下，系統(tǒng)中的壓力會升高，導致油氣阻尼器的輸出力增大。

圖10 環(huán)狀氣室不同容積下輸出力的對比

3.3.3 環(huán)狀氣腔初始充氣壓力對系統(tǒng)動力學特性的影響

除了上一節(jié)提到的環(huán)狀氣室體積對系統(tǒng)輸出力特性的影響之外，環(huán)狀氣室的初始充氣壓力同樣也會對系統(tǒng)整體產(chǎn)生一定的影響。圖11中將會對比環(huán)狀氣室不同初始充氣壓力(0.44、0.60、0.80 MPa)對系統(tǒng)整體輸出力的影響。

圖11 環(huán)狀氣室在不同初始充氣壓力下輸出力對比

由圖11可以看出：隨著環(huán)狀氣室初始充氣壓力的增加，不論是在同步或異步測試中，油氣阻尼器的輸出力都在逐漸地增加。因此當集成式雙氣室油氣阻尼器實際應用中，可以根據(jù)實際的負載來調(diào)整初始充氣壓力的大小以達到最佳的使用效果。同樣地，在同步測試中會出現(xiàn)輸出力畸變的問題，這是由于隨著初始充氣壓力增大，類型(c)結構逐漸地轉(zhuǎn)化為類型(a)結構而導致的。

4 結論

針對兩類(類型(a)和類型(b)結構)油氣阻尼器聯(lián)通工作模式的優(yōu)缺點，提出一種基于集成式雙氣室油氣阻尼器的聯(lián)通工作模式。在建立本構模型的基礎上，基于現(xiàn)有的實驗數(shù)據(jù)，通過AMESim仿真軟件建立三類油氣阻尼器聯(lián)通工作模式的仿真模型。通過仿真模型結合實驗數(shù)據(jù)驗證了所提出的集成式雙氣室油氣阻尼器的聯(lián)通工作模式能夠在提供足夠剛度的基礎上，有效地改善輸出力畸變以及負壓力的現(xiàn)象，并能夠提供穩(wěn)定的輸出力曲線。在此基礎上，本文作者深入分析了集成式雙氣室油氣阻尼器的聯(lián)通工作模式的參數(shù)對系統(tǒng)性能的影響，重點討論了輔助氣室的容積以及其初始充氣壓力、連通管路的物理參數(shù)(長度與口徑)對系統(tǒng)動力學特性的影響。文中的研究驗證了所提出的集成式雙氣室油氣阻尼器聯(lián)通工作模式的有效性，為下一步的結構設計與實驗提供一定的基礎。