基于功率鍵合圖的油氣彈簧懸架系統(tǒng)非線性仿真研究

基于功率鍵合圖的油氣彈簧懸架系統(tǒng)非線性仿真研究

0鍵合圖性能分析美國(guó)教授h.m.交叉在20世紀(jì)50年代末首次提出了功率鎖跟蹤理論。經(jīng)過(guò)近幾十年的研究和改進(jìn)，鎖跟蹤理論尤其是系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析提供了許多獨(dú)特之處。該理論可用統(tǒng)一的方式處理各種能量形式并存的復(fù)雜系統(tǒng),其表達(dá)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能的鍵合圖模型結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)明,信息量大,可直觀揭示組成系統(tǒng)各元件間的相互作用及能量轉(zhuǎn)換關(guān)系,適用于建立多能量系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)模型分析,是一種進(jìn)行復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析的簡(jiǎn)便、通用的方法。作為全路面起重機(jī)的關(guān)鍵技術(shù)之一、多橋驅(qū)動(dòng)底盤(pán)研究的熱點(diǎn)之一,油氣彈簧懸架是一個(gè)集機(jī)、電、液3種不同能量形式于一體的復(fù)雜系統(tǒng),國(guó)內(nèi)外工程界和學(xué)術(shù)界對(duì)其的研究正方興未艾。本文基于功率鍵合圖理論建立了雙氣室油氣懸架缸二自由度動(dòng)態(tài)模型,利用Matlab軟件Simulink模塊建立子系統(tǒng)的方法進(jìn)行仿真分析,研究了在單波路面不平度激勵(lì)下,油氣懸架缸主要參數(shù)(阻尼孔直徑、單向閥直徑、蓄能器初始?jí)簭?qiáng)和初始體積)對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)性能的影響,得出了油氣懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)的可行設(shè)計(jì)范圍。1相對(duì)缸筒運(yùn)動(dòng)時(shí)油液壓力的變化如圖1所示,油氣懸架缸內(nèi)部有3個(gè)腔,其中無(wú)桿腔Ⅰ通過(guò)進(jìn)油口1與蓄能器5相連通,有桿腔Ⅱ通過(guò)單向閥2和阻尼孔3與有桿腔Ⅲ相連通,有桿腔Ⅲ通過(guò)進(jìn)油口2與蓄能器6相連通。整個(gè)油氣彈簧懸架系統(tǒng)的工作過(guò)程可分為伸張行程和壓縮行程。在伸張行程,即活塞桿相對(duì)缸筒做伸出運(yùn)動(dòng)時(shí),有桿腔Ⅱ容積變小,腔內(nèi)油液壓力升高,導(dǎo)致油液通過(guò)阻尼孔和單向閥壓入與蓄能器6相通的有桿腔Ⅲ;此腔油液壓力的升高使蓄能器6腔內(nèi)的氮?dú)獾玫綁嚎s;同時(shí),無(wú)桿腔Ⅰ容積變大,油液壓力下降,與之相連的蓄能器5在高壓氮?dú)獾淖饔孟?使5中的油液壓入無(wú)桿腔Ⅰ。在壓縮行程,即活塞桿相對(duì)缸筒做縮進(jìn)運(yùn)動(dòng)時(shí),有桿腔Ⅱ容積變大,腔內(nèi)油液壓力下降,使蓄能器6中的油液在高壓氮?dú)獾淖饔孟聣喝胗袟U腔Ⅲ,Ⅲ腔內(nèi)油液通過(guò)阻尼孔流向有桿腔Ⅱ;同時(shí),有桿腔Ⅰ內(nèi)油液壓力上升,將油液壓入下蓄能器5,使蓄能器5內(nèi)的氮?dú)獾玫綁嚎s。在車(chē)輛行駛過(guò)程中,活塞相對(duì)缸筒上、下滑動(dòng),使有桿腔Ⅱ和有桿腔Ⅲ內(nèi)的油液在壓強(qiáng)差的作用下往復(fù)流過(guò)阻尼孔和單向閥。由于阻尼和摩擦等作用,使整個(gè)過(guò)程不斷伴隨著能量消耗,從而衰減車(chē)輛的振動(dòng),這一過(guò)程就形成了油氣彈簧懸架系統(tǒng)的阻尼特性。2單懸架系統(tǒng)工作原理從研究油氣彈簧懸架車(chē)輛行駛平順性的目的出發(fā),建立其二自由度車(chē)輛振動(dòng)系統(tǒng)模型,假定:車(chē)身視作剛體(忽略發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)等對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)的影響),作為懸掛質(zhì)量;車(chē)橋及其相連接的車(chē)輪等視為非懸掛質(zhì)量;輪胎簡(jiǎn)化為線性模型,只考慮剛度,阻尼忽略;車(chē)輪與路面為點(diǎn)接觸。如果車(chē)輛作勻速直線行駛,且左右車(chē)輪激勵(lì)相同,考慮到系統(tǒng)幾何和受力的對(duì)稱(chēng)性,參考雙氣室油氣彈簧懸架內(nèi)部結(jié)構(gòu),可將車(chē)輛簡(jiǎn)化成二自由度單點(diǎn)激發(fā)系統(tǒng),如圖2所示。在圖2中,m1、m2分別為非懸掛質(zhì)量(包括車(chē)輪與車(chē)橋質(zhì)量)、懸掛質(zhì)量(單懸架缸承受的車(chē)身質(zhì)量),A1、A2和A3分別為液壓缸無(wú)桿腔Ⅰ、有桿腔Ⅱ和有桿腔Ⅲ的截面面積,Kt為輪胎剛度系數(shù),vi、v1和v2分別為激勵(lì)、非懸掛質(zhì)量和懸掛質(zhì)量的垂直速度,p1、p2、p3、p4和p5分別為無(wú)桿腔Ⅰ、有桿腔Ⅱ、有桿腔Ⅲ、蓄能器5和蓄能器6的瞬時(shí)壓力。對(duì)圖2雙氣室油氣彈簧懸架車(chē)輛振動(dòng)模型所示,根據(jù)鍵合圖原理,將模型中2個(gè)不同的速度v1和v2的點(diǎn)確定為1結(jié)點(diǎn),將模型中壓力點(diǎn)p1、p2、p3、p4和p5確定為0結(jié)點(diǎn),將阻尼孔、單向閥、連通蓄能器6和蓄能器5的管道液阻阻尼作為阻性元件R1、R2、R4和R5,將簡(jiǎn)化為彈簧的輪胎柔度、無(wú)桿腔Ⅰ、有桿腔Ⅱ、有桿腔Ⅲ、蓄能器6和蓄能器5的液容分別作為容性元件C0、C1、C2、C3、C4、C5,將非懸掛質(zhì)量m1、懸掛質(zhì)量m2作為慣性元件I1和I2,將激勵(lì)速度vi作為流源,將非懸掛質(zhì)量m1和懸掛質(zhì)量m2的自身重力作為勢(shì)源。分別將阻性元件、容性元件、慣性元件和勢(shì)源、流源連接到各自對(duì)應(yīng)結(jié)點(diǎn)0和結(jié)點(diǎn)1上,用TF表示液壓功率與機(jī)械功率之間的能量轉(zhuǎn)換關(guān)系。用半箭頭表示功率流向,短劃線標(biāo)出因果關(guān)系,并進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化,則可得到圖3所示二自由度油氣彈簧懸架車(chē)輛振動(dòng)系統(tǒng)的功率鍵合圖。3振動(dòng)系統(tǒng)的狀態(tài)方程狀態(tài)變量是借以表征系統(tǒng)內(nèi)部狀態(tài)隨時(shí)間變化的物理變量,而狀態(tài)方程是描述狀態(tài)變量隨時(shí)間變化的數(shù)學(xué)表達(dá)式。鍵合圖模型能以直觀的方式,清晰地描述系統(tǒng)中的有關(guān)的物理效應(yīng)、元件間的相互聯(lián)系以及功率傳輸情況。它本身隱含著描述系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能的狀態(tài)方程。該振動(dòng)系統(tǒng)的狀態(tài)變量共選取8個(gè),分別是:輪胎壓力F0、液壓缸Ⅰ腔壓力P1、液壓缸Ⅱ腔壓力P2、液壓缸Ⅲ腔壓力P3、蓄能器6的壓力P4、蓄能器5的壓力P5、非懸掛質(zhì)量垂直速度v1、懸掛質(zhì)量垂直速度v2。根據(jù)表1所示的基本鍵合圖元因果關(guān)系可推導(dǎo)得出如下?tīng)顟B(tài)方程在狀態(tài)方程中,G單為活塞桿上單向閥的液導(dǎo)。4懸架系統(tǒng)的剛度分析基于上述功率鍵合理論,對(duì)國(guó)產(chǎn)某型9軸全路面起重機(jī)建立了功率鍵合圖模型,并把模型導(dǎo)入Matlab進(jìn)行了仿真。模型中的若干主要參數(shù)有:非懸掛質(zhì)量m1=1000kg,懸掛質(zhì)量m2=6000kg,輪胎剛度系數(shù)kt=1.46×10-6m3/N,激勵(lì)信號(hào)為如圖4所示的30mm/2.5Hz的單正弦波。根據(jù)式(1)~式(8),用Matlab軟件中的Simulink模塊,分別建立子系統(tǒng),最終建立如圖5所示的系統(tǒng)仿真總模型,并進(jìn)行仿真。圖6是仿真得出的油氣懸架剛度特性曲線。從圖6可以看出,油氣彈簧懸架具有非線性剛特性,且在壓縮行程主要起阻尼特性,伸張行程主要起剛度特性;隨著行程的改變,懸架剛度系數(shù)呈非線性變化。圖7~圖10是在其他參數(shù)不變、只改變油氣彈簧懸架的某一主要參數(shù)時(shí),所得出的對(duì)車(chē)身加速度的仿真結(jié)果。圖7是蓄能器初始體積V0分別為2.5L和4.5L時(shí),車(chē)身加速的時(shí)域?qū)Ρ葓D。圖8是蓄能器初始?jí)簭?qiáng)P0分別為6MPa和10MPa時(shí),車(chē)身垂直加速度時(shí)域?qū)Ρ葓D。從圖中可以看出,增大蓄能器的初始體積V0或初始?jí)簭?qiáng)P0,可有效降低車(chē)身加速度的振幅,使振動(dòng)迅速衰減,并降低了系統(tǒng)剛度,提高了車(chē)輛的平順性。圖9是單向閥最大口徑Dd分別為5mm,8mm和10mm時(shí),車(chē)身垂直加速度的時(shí)域?qū)Ρ葓D。由此圖可以看出,單向閥最大口徑由5mm變?yōu)?mm后,懸架的剛度特性變化很小。而當(dāng)Dd=8mm時(shí),車(chē)身垂直加速度在第一個(gè)周期迅速衰減,然后衰減效果不明顯,說(shuō)明此時(shí)的單向閥流通口徑能有效減小地面沖擊的傳遞。圖10是阻尼孔直徑Zd分別為5mm、6mm和8mm時(shí),車(chē)身垂直加速度的時(shí)域?qū)Ρ葓D。此圖表明,阻尼孔口徑Zd太大,使系統(tǒng)阻尼系數(shù)減小,導(dǎo)致振動(dòng)衰減緩慢,容易引起共振。但是,如果阻尼系數(shù)過(guò)大,系統(tǒng)振動(dòng)結(jié)束時(shí)間太短,會(huì)有給人以沖擊感覺(jué)。因此,適當(dāng)調(diào)節(jié)阻尼孔口徑,可有效提高車(chē)輛的平順性。圖示表明,當(dāng)Zd=5mm左右時(shí),能獲得較好的衰減效果。由于車(chē)輛平順性的影響因素很多,除了以上4個(gè)因素外,活塞直徑、液壓缸內(nèi)徑以及工作時(shí)外界溫度對(duì)懸架系統(tǒng)性能也有一定的影響,故在確定懸架缸主要參數(shù)時(shí),要綜合考慮影響車(chē)輛的所有因素,突出主要性能的同時(shí),兼顧考慮其他性能。圖11為輸入激勵(lì)振幅不變時(shí),頻率分別為1.5Hz、2.5Hz和5Hz時(shí),車(chē)身垂直加速度時(shí)域?qū)Ρ葓D,說(shuō)明輸入激勵(lì)的頻激越高,油氣彈簧懸架的減振效果越明顯。5對(duì)車(chē)輛進(jìn)行橫向布置的影響本文通過(guò)對(duì)全路面起重機(jī)雙氣室油氣彈簧懸架二自由度車(chē)輛振動(dòng)模型的仿真,分析了油氣彈簧懸架缸主要參數(shù)(蓄能器初始體積與初始?jí)簭?qiáng),阻尼孔直徑和單向閥直徑)變化對(duì)車(chē)輛平順性的影響,驗(yàn)證了油氣彈簧懸架的非線性剛度和阻尼特性。1