□ 王洪藝 □ 王彤宇 □ 林 琳 □ 陳柄言

長春理工大學 機電工程學院 長春 130022

油氣彈簧是油氣懸架的重要組成部分 （彈性元件），它是以氣體（如氮氣）作為彈性介質(zhì)，以油液作為中間介質(zhì)傳遞壓力和衰減振動，是一種具有液力阻尼特性的彈簧。油氣彈簧具有隨著工作壓力增加而剛度迅速增大的非線性工作特性，可以明顯地提高汽車行駛的平順性［1］。與其它車用彈簧相比，如鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧等，油氣彈簧具有良好的非線性剛度特性和阻尼特性。除此之外，還具有體積小、質(zhì)量輕、單位儲能比大、剛性閉鎖作用等優(yōu)點。

隨著車輛行業(yè)的飛速發(fā)展和人類生活水平的提高，汽車的舒適性和平穩(wěn)性越來越成為人們關注的焦點，而油氣彈簧的工作特性能夠有效地提高汽車的性能，滿足人們的要求［2］。目前，油氣彈簧主要應用在軍事車輛、高級轎車、豪華客車、工程車輛等，在國外車輛設計上應用較為廣泛，如法國AMX-10RC輪式輸送車、美國卡特彼勒公司的CAT789自卸車。國內(nèi)應用則較少，如徐州重工生產(chǎn)的QAY25起重機等。由此可見，油氣彈簧的研究對我國汽車行業(yè)的發(fā)展具有深遠的意義。

1 油氣彈簧的工作原理

油氣彈簧的結構形式分為單氣室、雙氣室、兩級壓力式等，單氣室又分為油氣混合式和油氣分隔式。本文針對單氣室油氣分隔式油氣彈簧進行結構設計和相關分析。

▲圖1 油氣彈簧結構原理圖

如圖1所示，油氣彈簧由活塞桿 （內(nèi)缸體）、外缸體、節(jié)流閥片組成?；钊麠U被浮動活塞分隔成氣室和內(nèi)缸油室，氣室內(nèi)部充滿高壓氣體，外缸體分為上、下油室。其工作原理是：當活塞桿與外缸體相對移動緩慢時，它們之間的相對速度較小，油液經(jīng)初始設計的縫隙流過，產(chǎn)生節(jié)流阻尼力，并且由于油液流動緩慢，所以節(jié)流閥片的上下壓差很小;而當它們之間的相對移動增快時，相對速度迅速增大，油液迅速流過初始設計的節(jié)流縫隙，并且使節(jié)流閥片彎曲變形，節(jié)流縫隙增大，油液經(jīng)過增大的縫隙產(chǎn)生節(jié)流阻尼力，當它們之間的相對速度達到一定值時，此時節(jié)流閥片的厚度等于其彎曲變形量，閥片實現(xiàn)開閥。

2 油氣彈簧關鍵元件的設計與校核

2.1 缸體的設計與校核

缸體在設計過程中應注意以下幾個方面。

（1）確定合適的氣室缸體內(nèi)徑，保證油氣彈簧擁有足夠的靜態(tài)輸出力；

（2）設計合理的最小壁厚，保證缸體具有足夠的強度；

（3）設計合理的缸體結構，保證缸體與連接體、導向蓋、閥系等的軸向定位可靠；

（4）設計合理的油孔或氣孔的結構形式，保證連接體的受力均勻合理。

2.1.1 外缸體、活塞桿的設計與校核

缸體的主要參數(shù)有工作壓力、直徑、壁厚等，本文根據(jù)油氣彈簧靜載時的輸出力公式，求出氣室缸體的直徑:

式中：p為允許的工作壓力；m0為汽車滿載時的質(zhì)量；g為重力加速度；F為作用在活塞桿上的力。

根據(jù)計算結果，按照活塞桿外徑尺寸系列圓整成標準值，然后再按照相關標準選擇外缸體內(nèi)徑D。

缸體內(nèi)部的最高工作壓力可以達到26 MPa左右，為高壓系統(tǒng)。缸體壁厚δ一般按照厚壁筒計算，當缸體為塑性材料時，根據(jù)第四強度理論計算:

式中：［σ］為缸體許用應力。

缸體的最小壁厚至少要大于式（2）的計算結果，在保證最小厚度的同時，設計合理的結構，使其它零件安裝定位可靠。

為了驗證設計的缸筒達到強度要求，利用ANSYS進行建模。材料為合金鋼40Gr，彈性模量為206 GPa，泊松比為0.28，抗拉強度為980 MPa，施加載荷為26 MPa，采用1/2模型，選用92號單元進行網(wǎng)格劃分，得到外缸體、活塞桿的仿真結果，如圖2所示，其中，最大的應力分別為255 MPa、171 MPa，其值遠遠小于材料的極限值，非常安全。

2.1.2 連接體的結構設計校核

連接體上有油孔或氣孔，為了保證連接體的強度，連接體底部的厚度應滿足一定要求，可以根據(jù)下式［3］計算:

在實際應用中，油孔或氣孔主要有兩種設計方式，如圖3所示。本文利用ANSYS進行建模，材料為鑄鋼40Cr，彈性模量為172 GPa，泊松比為0.3，抗拉強度為627 MPa，內(nèi)腔施加26 MPa均布壓力，采用1/2模型，選用92號單元進行網(wǎng)格劃分，得到連接體的應力云圖，如圖3所示，通過分析可知，下面一種連接體的受力情況更為合理。連接體的最大應力值為302 MPa，遠遠小于材料的抗拉強度。

2.2 導向?qū)挾鹊脑O計

油氣彈簧在運動過程中，導向部分起到導向和支承作用。當油氣彈簧受到各種沖擊時，易產(chǎn)生漏油、壽命降低現(xiàn)象，彈性和阻尼特性受到巨大的影響。

當油氣彈簧在拉伸至最大允許的工作極限位置時，兩個導向部分之間的距離稱為油氣彈簧的最小導向長度，其大小直接影響油氣彈簧的工作特性和使用性能。如果最小導向?qū)挾冗^小，油氣彈簧容易彎曲變形，磨損加劇，壽命降低。同時，由于油氣彈簧總體結構的限制，太大的最小導向?qū)挾仁菬o法達到的。在國內(nèi)，最小導向?qū)挾纫话愀鶕?jù)經(jīng)驗公式［7］計算:

式中：L為工作行程，mm。

導向部分的寬度，可根據(jù)液壓缸的直徑確定:當D＞80 mm時，取值在0.6～1倍液壓缸內(nèi)徑；當D≤80 mm時，取值在0.6～1倍液壓缸外徑，兩個導向?qū)挾鹊娜≈悼梢韵嗟取?/p>

2.3 密封件的選取

油氣彈簧雖然具有許多優(yōu)點，但油氣彈簧也存在容易漏油、密封圈壽命短的缺點，影響了油氣彈簧的工作特性以及應用。

▲圖2 外缸體、活塞桿的應力云圖

▲圖3 兩種連接體的仿真應力云圖

斯特密封是國內(nèi)外先進的密封技術，它由O型密封圈和梯形圓環(huán)組成，其密封靠O型密封圈自身的彈性和壓縮量來實現(xiàn)，具有良好的動、靜態(tài)密封性，使用溫度范圍在-10～+130℃，耐高壓特性在 16～40 MPa，具有良好的潤滑性和無黏滯現(xiàn)象以及結構緊湊、安裝尺寸小等優(yōu)點。斯特密封在劇烈沖擊下，密封效果并不好，并且工作壓力在0.6～1.5 MPa范圍時，存在“密封不穩(wěn)定區(qū)”，此時油氣彈簧的漏油量相對增加，因此，為了彌補該方面的缺點，本文采用O型密封圈與斯特密封圈組合的形式。

3 節(jié)流閥片厚度的計算驗證與分析

油氣彈簧閥系參數(shù)設計是油氣彈簧的關鍵部分之一，其中閥片厚度的大小是影響油氣彈簧阻尼特性的首要因素。

根據(jù)油氣彈簧開閥的定義:當油液流過閥片的相對運動速度達到一定值vD時，節(jié)流閥片的彎曲變形量等于節(jié)流閥片的厚度，油氣彈簧實現(xiàn)開閥，此時的壓差為開閥壓差:

式中：pu、pd為上、下油液腔內(nèi)壓力；FD為油氣彈簧開閥時的阻尼力；A為承壓面積；f為汽車固有頻率；m1為懸掛質(zhì)量;vD為閥系的開閥速度;i為懸架的杠桿比。

閥片的幾何結構是等厚圓環(huán)板，中間完全固定約束，有效外圓半徑為a，內(nèi)半徑為 b，厚度為 t，其力學模型如圖4所示。

節(jié)流閥片的最大變形量［3］為:

式中：m2=a/t；β 的取值可根據(jù)表 1查出；k0=b/a；E為彈性模量。

▲圖4 閥片彎曲力學模型

表1 不同k0值對應的β值

根據(jù)開閥時最大彎曲變形量等于節(jié)流閥片的厚度t，以及式（6）和 m2表達式 m2=a/t，可知:

式（7）為設計單片節(jié)流閥片的表達式，當β值在表1中無法查找時，可根據(jù)表1中的數(shù)值，利用n次牛頓插值多項式進行求解。

▲圖5 閥片位移云圖與應力云圖

節(jié)流閥片的厚度直接影響油氣彈簧的阻尼特性，因此，對所設計的節(jié)流閥片進行有限元分析，根據(jù)分析結果判斷所設計的節(jié)流閥片是否滿足變形要求，并驗證式（7）的準確性。

本文取閥片內(nèi)徑28 mm，外徑56 mm，彈性模量為210 GPa，開閥壓力為 0.32 MPa，經(jīng)過式（7）計算，得出閥片的厚度t=1.089 mm。利用ANSYS的APDL語言對上述節(jié)流閥片進行有限元分析，選取45號單元進行網(wǎng)格劃分，得到有限元模型包含單元總數(shù)為30 000，節(jié)點為33 800，對閥片的內(nèi)環(huán)施加完全約束，在上表面施加均布載荷，得出仿真結果如圖5所示。

由圖5可知，最大位移為1.096 mm，與計算的結果基本吻合，相對誤差為0.64%，由此可知式（7）的正確性。

為了證明式（7）的適用性，選取β不在表1中的值，然后采用同樣的方式進行仿真，結果見表2。

表2 不同β值時閥片厚度的解析計算值與仿真值/mm

根據(jù)表2可知，最大的誤差為2.5%，在允許的誤差范圍內(nèi)，這表明式（7）是正確的，且具有適用性。

4 油氣彈簧剛度特性分析與仿真

如圖1所示，作用在活塞桿上的力為F，活塞的位移為x，氣室的初始高度為h0，外缸體的內(nèi)徑為D，活塞桿的外徑為d，壁厚為δ，氣室的面積為A0，壓力為p0，上油室的面積為A1，壓力為p1，下油室的面積為A2，壓力為 p2。

根據(jù)油液不可壓縮性，可求出氣室中氣體位移xa:

令 d2/（d-2δ）2=k1，將氣室內(nèi)的氣體視為理想氣體，根據(jù)理想氣體的狀態(tài)方程:

式中:P、V為氣體瞬時的壓力和體積；P0、V0為氣體的初始壓力和體積；n為氣體的多變指數(shù)。

可以求得負載F與位移x的關系為:

對上述進行求導，得到剛度關系式:

根據(jù)式 （11），取油氣彈簧的相關特性參數(shù)為:p0=5.1 MPa，A0=3 115.7 mm2，k1=1.312 1，h0=120 mm，n=1，仿真激勵信號為正弦位移信號，利用Matlab進行仿真，可以求得負載特性曲線、剛度特性曲線及不同參數(shù)對剛度的影響圖。

圖6表明，當汽車在平坦路面上行駛時，油氣彈簧位移較小，其剛度值較小，變化量較小，當汽車在顛簸路面上行駛時，油氣彈簧的位移隨之增加，剛度值急劇上升，并且油氣彈簧的剛度和負載曲線在壓縮行程時的變化較為明顯，而拉伸行程時變化較為平穩(wěn)。

改變氣室初始壓力分別為:3.0 MPa、4.0 MPa、5.0 MPa，得出不同的氣室初始壓力對油氣彈簧的剛度特性影響，如圖7所示。初始壓力P0越高，剛度值越大，位移增大到一定程度時，剛度值上升得越快，曲線越陡，使汽車抵抗地面的沖擊性能越好。因此，通過調(diào)節(jié)初始壓力P0，可以調(diào)節(jié)油氣彈簧的剛度，提高汽車抵抗地面沖擊的能力，改善汽車行駛的平穩(wěn)性。

改變氣室的初始高度分別為120 mm、160 mm、200 mm，其它參數(shù)不變，得到如圖8所示的仿真結果。隨著氣室初始高度的增加，剛度的變化趨勢越來越緩慢。因此，可以合理地改變氣室的初始高度來達到汽車所需的剛度。

改變缸筒直徑分別為83 mm、73 mm、63 mm，其它參數(shù)不變，得到如圖9所示的仿真結果。缸筒的直徑越大，剛度值越大，但與初始氣室壓力、氣室高度相比，缸筒直徑的變化對油氣彈簧剛度曲線的變化趨勢影響較小。因此，可以通過調(diào)節(jié)缸筒直徑來改變剛度大小，而對剛度曲線的變化趨勢影響很小。

5 結論

（1）根據(jù)油氣彈簧的應用環(huán)境及性能參數(shù)，推導出節(jié)流閥片的數(shù)學模型，并通過有限元分析軟件ANSYS驗證該模型的正確性，對節(jié)流閥片的厚度進行計算與校核。

（2）利用Matlab軟件對不同的初始氣體的壓力、氣室高度、缸筒直徑等參數(shù)對油氣彈簧剛度特性影響進行仿真分析。通過分析可知，同的參數(shù)對剛度的影響不同。始壓力越高，剛度越大，剛度上升的越快;初始氣室高度越小，剛度變化越快;缸筒直徑越大，剛度越大，但對剛度的變化趨勢影響較小。因此，在設計過程中可根據(jù)分析結果對初始設計的參數(shù)進行修正，有利于油氣彈簧的設計。

▲圖6 油氣彈簧負載與剛度特性曲線

▲圖7 不同初始壓力對剛度的影響

▲圖8 不同氣室高度對剛度的影響

▲圖9 不同缸筒直徑對剛度的影響

3）利用ANSYS軟件對設計的缸體進行靜應力分析，根據(jù)得出的應力云圖，驗證所設計的缸體滿足強度要求。

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