4-阻尼可调油气弹簧特性分析与设计研究
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［４］０’ｃａｌｌａ｝ｌ朋Ｊ．Ａ Ｐｒｏｃｅｄｕｒｅ ｆ矗ａＩｌ ｉｍｐｒｏｖｅｄ ｒｅｄｕｃｅｄ ｓｙｓｔｅｍ
（ＩＲＳ）ｍｏｄｅＩ．Ｐｒｏｃｅｅｄｊ力ｇ ｏｆ ｔｈｅ ７ｌｂ Ｉｎｌｅｍａｔｉｏｎａｌ Ｍｏｄａｌ Ａｎａｌ—
…，１．５Ａ）的变化控制电磁铁以调整节流口的开度。当 Ｉ＝０Ａ时，控制阀的节流面积最大，系统输出力最小，适 合于车辆在较平整路面行驶，以充分体现舒适性；当Ｉ ＝１．５Ａ时，控制阀关闭，此时只有油气弹簧内部阻尼 阀工作，系统输出力最大，适合于车辆在大起伏路面行 驶，以保证乘员的安全性。通过控制策略可以针对不 同路况在上述范围内实时调节阻尼力值，从而使车辆 达到最优平安比。为便于研究，采用下式对控制阀流 量与压差的试验数据进行最小二乘拟合：
（上接第１４５页） 阶近似的情况，且由于本文方法基于Ｎｅｕｍａｎｎ级数展
开，所以对于更高阶近似的缩聚而言其收敛性是显然 易见的。
参考文献
［１］杨秋伟，刘济科．损伤识别一种改进的残余力向量法［Ｊ］． 固体力学学报，２００６，２７（１）：８３—８５．
［２］Ｇｕｙ蚰Ｒ Ｊ．Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ０ｆ ｓｔｉ踟ｅｓｓ ａｎｄ ｍ鹅ｓ ｍａｔｒｉｃｅ８．ＡＩ从Ｊ，
总之，随着路况的变化，阻尼可调油气弹簧可以适 时调节系统输出力，使悬挂阻尼比达到最优，从而最大 限度地衰减车身振动，提高车辆的平顺性及安全性。
４结论
图ｌｌ公路均方根值
针对自主研发的阻尼可调油气弹簧，建立了数学
模型并进行了仿真分析，与产品外特性试验数据对比，
验证了方法的正确性，为系统设计提供了思路；进行了 装车及在不同路况下的实地跑车试验，得到了宝贵的
则缝隙总宽度为：
艿＝６０＋△６
（６）
推导节流阀片变形后的外半径：
ｒ＝ｒ。＋√（ｒ６一，。）２一广
（７）
环形缝隙流量解析式‘６。］：
Ｑ，＝等
（８）
式中Ｑ，为缝隙流量，肛为流体的动力粘度，Ｚ为缝隙
长度，缝隙的宽度为Ｂ＝２竹ｒ。
锄：亭掣 考虑过油通道的局部阻力损失：
‘
（９）
式中亭为局部损失系数，Ａ。为活塞的有效工作面积， Ａｊ为过油通道截面积，ｙ为油气弹簧工作速度。
［８］雷天觉．新编液压工程手册［Ｍ］．北京：北京理工大学出版 社．１９９８：５０一８０．＋
ｏ●Ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●口ｏ●ｏｏ◆００●ｏｏ●ｏｏ●ＯＯ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●Ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●００◆ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●Ｄｏ●００●ｏｏ●ｏＯ◆ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●００●００●ｏＯ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏ
由图５～图７和表２一表４可以看出：随着电流的
减小，控制阀节流口面积增吴，流量系数随之变大，系
统输出力在逐渐减小；另外，仿真与试验数据的对比
在不同路况和车速下测得的驾驶员处垂直振动加 速度均方根值（ｇ）如图１０、１１所示。
振动与冲击
２００８年第２７卷
可以看出，随着车辆行驶速度的增加，各档位加速 度均方根值也随之增大。另外，当车辆在起伏路面行 驶时，为保证安全性，需要将控制器拨至硬档位，增大 系统的阻尼力，以使垂直加速度均方根值最小；当车辆 在道路等级较高的公路行驶时，更加强调的是乘员的 舒适性，应将控制器拨至软档位，适当减小系统输出 力，使垂直加速度均方根值最小。
表ｌ不同电流下的流量系数
①运用ＭＡＴＬＡＢ编程分析阻尼可调油气弹簧的
数学模型，对新加工件磨合后，取激励为频率Ｚ＝１Ｈｚ， 振幅Ａ：＝０．０４ｍ的正弦函数，，＝１．５Ａ，此时控制阀关 闭，进行油气弹簧的仿真和外特性试验测试，对比结果 如图５及表２所示。
②分别取，＝０．８Ａ，ｏ．４Ａ，其余参数同上，试验与 仿真曲线如图６、７所示，各关键点力值对比如表３、４ 所示。
版社。２００２：ｌ—１６８一．
［５］周长城，顾亮，陈轶杰．油气弹簧节流阀片设计与研究 ［Ｊ］．机械设计，２００６，２３（６）：２ｌ＿２３．
［６］张也影，流体力学［Ｍ］．北京：高等教育出版社，１９９８：
２７３—＿２８４．
［７］王伟，赵庆海，张海燕．动力减振器参数优化分析［Ｊ］． 振动与冲击，２００６，２５（５）：１８０一１８４．
＾＝（危；＋碗＋…＋＾：）∽
（３）
式中＾：为不同厚度下单只叠加阀片的厚度，扣１，２…
ｎ。以及相同厚度下阀片叠加的等效厚度关系式：
＾＝＾，√ｎ，
（４）
式中＾，为单只叠加阀片的厚度，ｎ。为叠加阀片的 数量。
根据节流阀片变形尺寸的对应关系，推导动态缝 隙宽度：
△６＝（ｒ６一ｒ）一￣／（“一ｒ。）２一，
（５）
第８期
陈轶杰等：阻尼可调油气弹簧特性分析与设计研究
２．０６×１０５ＭＰａ，瓦＝２９３Ｋ，口＝４５６．３７ｍ６Ｐａ／ｋ９２，６＝ ｏ．００３ ６１ｍ３／ｋｇ，Ｒｇ＝２９６．７７Ｊ／（ｋｇ·Ｋ），与＝ｏ．１５ｍ， 乃＝４．１ＭＰａ。
通过式（１３）拟合控制阀的试验数据并得出与相关 电流对应的流量系数值如表１所示。
的正确性。国内首次实现了不同路况下阻尼可调油气悬挂的实地跑车试验，所得数据为新产品研发提供了参考。
关键词：油气悬挂；阻尼可调；节流阀片；实际气体
中图分类号：ＴＢｌ２３
文献标识码：Ａ
与其他减振装置相比，油气弹簧以其优越的非线 性弹性特性而受到专业厂商的青睐。作为核心部件， 阻尼阀的装配方式有很多种，其中采用环形节流阀片 变形缝隙对油液节流加工装配方便，成本低廉，被广泛 地应用到工程实践中…。
位移ｓ／ｍ 图５仿真与试验输出力
位移ｓ／ｍ 图６，＝０．８Ａ时仿真与试验输出力
位移ｓ／ｍ 图７，＝０．４Ａ时仿真与试验输出力
表２关键点力值对比
表中Ｆ。。，为油气弹簧最大输出力，Ｆ。；。为油气弹 簧最小输出力，，墒为零点位移处复原行程输出力， ，帅为零点位移处压缩行程输出力。
表３，＝０．８Ａ时关键点力值对比
系数。
在给定激励的情况下，联立上述各式求解系统的
总压差，并由下式得出油气弹簧阻力值：
凡＝△ｐＡ。
（１４）
２．２系统弹性力
从准确和简便的角度考虑，选用范德瓦尔实际气
ｐ＝焉一等 体状态方程建模旧Ｊ：
（１５）
式中ｐ为气体绝对压力，兄为气体常数，ｒ为热力学温 度，他为气体质量，口，６为气体常数，气体的体积为：
图ｌ 阻尼可调油气弹簧结构简图
基金项目：国家部委预研项目（５１４０４０４０１０４ＢＱ０１） 收稿日期：２００７一０８—０９修改稿收到日期：２００８一０１一１４ 第一作者陈轶杰男，博士生，１９８０年１２月生
图２阻尼可调油气悬挂示意图
２油气弹簧数学模型
下面针对系统结构简图建立阻尼可调油气弹簧的
数学模型。其中系统总输出力为：
摘 要：根据自主研发阻尼可调油气弹簧的结构形式，分析了叠加节流阀片的挠曲变形量，给出系统流量分配的
等效关系。提出运用最小二乘法拟合不同电流强度下控制阎的流虽系数，并与实际气体状态方程结合建立了阻尼可调油
气弹簧的数学模型。仿真分析了不同电流强度下总输出力随位移的变化关系，通过与试验数据相比较，验证了数学模型
只＝凡＋Ｅ
（１）
式中只为油气弹簧总的输出力，ｎ为阻尼力，ｔ为 弹性力。
２．１系统阻尼力
图３为节流阀片的装配示意图。图中６。为初始缝
隙宽度，∞为节流阀片变形后的动态缝隙宽度，ｒ。为
阀片内半径，ｈ为阀片变形前的外半径。
１６２
振动与冲击
２００８年第２７卷
△ｐ”。
ｌＩｌｌ 川Ｌ
Ｉ广一ｒ 。 。虿罩
Ｉ． ｒｈ＿．巨
试验数据，为进一步研究和开发阻尼可调油气弹簧的 成熟产品提供了参考和平台。
参考文献
［１］Ｚｈｏｕ Ｃｈａｎｇｃｈｅｎｇ，ｗ蛐ｇ Ｌｉ．Ｂｅｎｄｉｎｇ ｄｅｆｏ册ａｔｉｏｎ ａｎｄ ｃｏ幽－
ｃｉｅｎｔ ｏｆ ｔｈｒｏＩｌｌｅ－ｓｌｉｃｅ［Ｊ］．Ｂｅｉｊｉｎｇ：ｎａｎｓａｃｔｉｏｎ ｏｆ Ｂｅｉｊｉｎｇ Ｉｎ－ ｓｔｉｔｕｔｅ ｏｆ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，２００６，２６（７）：５８ｌ—５８４． ［２］ Ｇｏｕｒｇｏｕｌｌｌｏｎ Ｅ． Ａｎ ｉｎｔｒｏｄｕｃｔｉｏｎ ｔｏ ｒｅｌａｔｉｖｉｓ“ｃ ｈｙｄｍｄｙｎａＩＩｌｉｃｓ ［Ｊ］． ｓｔｅｕａｒ Ｆｌｕｉｄ Ｄｙｎ锄ｉｃｓ ａｎｄ Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｓ， ２００６：４３—＿７９． ［３］邓志党，高峰，刘献栋，等．磁流变阻尼器力学模型的研究 现状［Ｊ］．振动与冲击，２００６，２５（３）：１２１一１２４． ［４］成大先．机械设计手册第ｌ卷［Ｍ］．北京：北京化学工业出
小，说明了在不同电流强度下对控制阀试验数据进行 最小二乘分析并拟合出流量系数Ｃ的方法是正确的， 同时也验证了系统建模推导过程的正确性，为阻尼可 调油气弹簧产品的研发提供了思路。 ３．２跑车对比试验
将自主研发的阻尼可调油气弹簧装配于２０ｔ重的 某型８ｘ８轮式车辆并进行了实地跑车试验，控制器分 为“软（，＝ＯＡ）”、“硬（，＝１．５Ａ）”及“自动（，＝０Ａ一 １．５Ａ）”三个档位，其中自动档根据车速、驾驶员处垂直 振动加速度以及油气弹簧的温度自动调节系统输出力 值。试验分别在包头某军用车辆野外试验场以及高速 公路两种典型路况下进行，如图８、９所示。
图４为阻尼可调油气弹簧的流量等效示意图。图 中Ｑ为油气弹簧总流量，仇为通过控制阀的流量， △ｐ。为控制阀节流所产生的压差。
根据油路的串并联关系可列写如下关系式：
ｆＱ＝ｇ＋仇
（１０）
【△ｐ＝（△ｐ，＋△ｐｉ）＝△ｐｔ
式中△ｐ为油气弹簧活塞两端的总压差。
所用控制阀为滑阀结构，通过电流Ｉ（ｏＡ，ｏ．１Ａ，
仇一．／塑
（１１）
式中ｃ为控制阀的流量系数。 列写流量的剩余误差平方和表达式：
口＝扣圳２＝耋（ｃ俘吨）２
（１２） 式中Ｑ。；为控制阀流量的试验数据，△ｐ。ｉ为对应压差的 试验数据，ｉ（１，２，…ｎ）为数据组数。
（ＩＲＳ）ｍｏｄｅＩ．Ｐｒｏｃｅｅｄｊ力ｇ ｏｆ ｔｈｅ ７ｌｂ Ｉｎｌｅｍａｔｉｏｎａｌ Ｍｏｄａｌ Ａｎａｌ—
…，１．５Ａ）的变化控制电磁铁以调整节流口的开度。当 Ｉ＝０Ａ时，控制阀的节流面积最大，系统输出力最小，适 合于车辆在较平整路面行驶，以充分体现舒适性；当Ｉ ＝１．５Ａ时，控制阀关闭，此时只有油气弹簧内部阻尼 阀工作，系统输出力最大，适合于车辆在大起伏路面行 驶，以保证乘员的安全性。通过控制策略可以针对不 同路况在上述范围内实时调节阻尼力值，从而使车辆 达到最优平安比。为便于研究，采用下式对控制阀流 量与压差的试验数据进行最小二乘拟合：
（上接第１４５页） 阶近似的情况，且由于本文方法基于Ｎｅｕｍａｎｎ级数展
开，所以对于更高阶近似的缩聚而言其收敛性是显然 易见的。
参考文献
［１］杨秋伟，刘济科．损伤识别一种改进的残余力向量法［Ｊ］． 固体力学学报，２００６，２７（１）：８３—８５．
［２］Ｇｕｙ蚰Ｒ Ｊ．Ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ０ｆ ｓｔｉ踟ｅｓｓ ａｎｄ ｍ鹅ｓ ｍａｔｒｉｃｅ８．ＡＩ从Ｊ，
总之，随着路况的变化，阻尼可调油气弹簧可以适 时调节系统输出力，使悬挂阻尼比达到最优，从而最大 限度地衰减车身振动，提高车辆的平顺性及安全性。
４结论
图ｌｌ公路均方根值
针对自主研发的阻尼可调油气弹簧，建立了数学
模型并进行了仿真分析，与产品外特性试验数据对比，
验证了方法的正确性，为系统设计提供了思路；进行了 装车及在不同路况下的实地跑车试验，得到了宝贵的
则缝隙总宽度为：
艿＝６０＋△６
（６）
推导节流阀片变形后的外半径：
ｒ＝ｒ。＋√（ｒ６一，。）２一广
（７）
环形缝隙流量解析式‘６。］：
Ｑ，＝等
（８）
式中Ｑ，为缝隙流量，肛为流体的动力粘度，Ｚ为缝隙
长度，缝隙的宽度为Ｂ＝２竹ｒ。
锄：亭掣 考虑过油通道的局部阻力损失：
‘
（９）
式中亭为局部损失系数，Ａ。为活塞的有效工作面积， Ａｊ为过油通道截面积，ｙ为油气弹簧工作速度。
［８］雷天觉．新编液压工程手册［Ｍ］．北京：北京理工大学出版 社．１９９８：５０一８０．＋
ｏ●Ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●口ｏ●ｏｏ◆００●ｏｏ●ｏｏ●ＯＯ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●Ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●００◆ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●Ｄｏ●００●ｏｏ●ｏＯ◆ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●００●００●ｏＯ●ｏｏ●ｏｏ●ｏｏ●ｏ
由图５～图７和表２一表４可以看出：随着电流的
减小，控制阀节流口面积增吴，流量系数随之变大，系
统输出力在逐渐减小；另外，仿真与试验数据的对比
在不同路况和车速下测得的驾驶员处垂直振动加 速度均方根值（ｇ）如图１０、１１所示。
振动与冲击
２００８年第２７卷
可以看出，随着车辆行驶速度的增加，各档位加速 度均方根值也随之增大。另外，当车辆在起伏路面行 驶时，为保证安全性，需要将控制器拨至硬档位，增大 系统的阻尼力，以使垂直加速度均方根值最小；当车辆 在道路等级较高的公路行驶时，更加强调的是乘员的 舒适性，应将控制器拨至软档位，适当减小系统输出 力，使垂直加速度均方根值最小。
表ｌ不同电流下的流量系数
①运用ＭＡＴＬＡＢ编程分析阻尼可调油气弹簧的
数学模型，对新加工件磨合后，取激励为频率Ｚ＝１Ｈｚ， 振幅Ａ：＝０．０４ｍ的正弦函数，，＝１．５Ａ，此时控制阀关 闭，进行油气弹簧的仿真和外特性试验测试，对比结果 如图５及表２所示。
②分别取，＝０．８Ａ，ｏ．４Ａ，其余参数同上，试验与 仿真曲线如图６、７所示，各关键点力值对比如表３、４ 所示。
版社。２００２：ｌ—１６８一．
［５］周长城，顾亮，陈轶杰．油气弹簧节流阀片设计与研究 ［Ｊ］．机械设计，２００６，２３（６）：２ｌ＿２３．
［６］张也影，流体力学［Ｍ］．北京：高等教育出版社，１９９８：
２７３—＿２８４．
［７］王伟，赵庆海，张海燕．动力减振器参数优化分析［Ｊ］． 振动与冲击，２００６，２５（５）：１８０一１８４．
＾＝（危；＋碗＋…＋＾：）∽
（３）
式中＾：为不同厚度下单只叠加阀片的厚度，扣１，２…
ｎ。以及相同厚度下阀片叠加的等效厚度关系式：
＾＝＾，√ｎ，
（４）
式中＾，为单只叠加阀片的厚度，ｎ。为叠加阀片的 数量。
根据节流阀片变形尺寸的对应关系，推导动态缝 隙宽度：
△６＝（ｒ６一ｒ）一￣／（“一ｒ。）２一，
（５）
第８期
陈轶杰等：阻尼可调油气弹簧特性分析与设计研究
２．０６×１０５ＭＰａ，瓦＝２９３Ｋ，口＝４５６．３７ｍ６Ｐａ／ｋ９２，６＝ ｏ．００３ ６１ｍ３／ｋｇ，Ｒｇ＝２９６．７７Ｊ／（ｋｇ·Ｋ），与＝ｏ．１５ｍ， 乃＝４．１ＭＰａ。
通过式（１３）拟合控制阀的试验数据并得出与相关 电流对应的流量系数值如表１所示。
的正确性。国内首次实现了不同路况下阻尼可调油气悬挂的实地跑车试验，所得数据为新产品研发提供了参考。
关键词：油气悬挂；阻尼可调；节流阀片；实际气体
中图分类号：ＴＢｌ２３
文献标识码：Ａ
与其他减振装置相比，油气弹簧以其优越的非线 性弹性特性而受到专业厂商的青睐。作为核心部件， 阻尼阀的装配方式有很多种，其中采用环形节流阀片 变形缝隙对油液节流加工装配方便，成本低廉，被广泛 地应用到工程实践中…。
位移ｓ／ｍ 图５仿真与试验输出力
位移ｓ／ｍ 图６，＝０．８Ａ时仿真与试验输出力
位移ｓ／ｍ 图７，＝０．４Ａ时仿真与试验输出力
表２关键点力值对比
表中Ｆ。。，为油气弹簧最大输出力，Ｆ。；。为油气弹 簧最小输出力，，墒为零点位移处复原行程输出力， ，帅为零点位移处压缩行程输出力。
表３，＝０．８Ａ时关键点力值对比
系数。
在给定激励的情况下，联立上述各式求解系统的
总压差，并由下式得出油气弹簧阻力值：
凡＝△ｐＡ。
（１４）
２．２系统弹性力
从准确和简便的角度考虑，选用范德瓦尔实际气
ｐ＝焉一等 体状态方程建模旧Ｊ：
（１５）
式中ｐ为气体绝对压力，兄为气体常数，ｒ为热力学温 度，他为气体质量，口，６为气体常数，气体的体积为：
图ｌ 阻尼可调油气弹簧结构简图
基金项目：国家部委预研项目（５１４０４０４０１０４ＢＱ０１） 收稿日期：２００７一０８—０９修改稿收到日期：２００８一０１一１４ 第一作者陈轶杰男，博士生，１９８０年１２月生
图２阻尼可调油气悬挂示意图
２油气弹簧数学模型
下面针对系统结构简图建立阻尼可调油气弹簧的
数学模型。其中系统总输出力为：
摘 要：根据自主研发阻尼可调油气弹簧的结构形式，分析了叠加节流阀片的挠曲变形量，给出系统流量分配的
等效关系。提出运用最小二乘法拟合不同电流强度下控制阎的流虽系数，并与实际气体状态方程结合建立了阻尼可调油
气弹簧的数学模型。仿真分析了不同电流强度下总输出力随位移的变化关系，通过与试验数据相比较，验证了数学模型
只＝凡＋Ｅ
（１）
式中只为油气弹簧总的输出力，ｎ为阻尼力，ｔ为 弹性力。
２．１系统阻尼力
图３为节流阀片的装配示意图。图中６。为初始缝
隙宽度，∞为节流阀片变形后的动态缝隙宽度，ｒ。为
阀片内半径，ｈ为阀片变形前的外半径。
１６２
振动与冲击
２００８年第２７卷
△ｐ”。
ｌＩｌｌ 川Ｌ
Ｉ广一ｒ 。 。虿罩
Ｉ． ｒｈ＿．巨
试验数据，为进一步研究和开发阻尼可调油气弹簧的 成熟产品提供了参考和平台。
参考文献
［１］Ｚｈｏｕ Ｃｈａｎｇｃｈｅｎｇ，ｗ蛐ｇ Ｌｉ．Ｂｅｎｄｉｎｇ ｄｅｆｏ册ａｔｉｏｎ ａｎｄ ｃｏ幽－
ｃｉｅｎｔ ｏｆ ｔｈｒｏＩｌｌｅ－ｓｌｉｃｅ［Ｊ］．Ｂｅｉｊｉｎｇ：ｎａｎｓａｃｔｉｏｎ ｏｆ Ｂｅｉｊｉｎｇ Ｉｎ－ ｓｔｉｔｕｔｅ ｏｆ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，２００６，２６（７）：５８ｌ—５８４． ［２］ Ｇｏｕｒｇｏｕｌｌｌｏｎ Ｅ． Ａｎ ｉｎｔｒｏｄｕｃｔｉｏｎ ｔｏ ｒｅｌａｔｉｖｉｓ“ｃ ｈｙｄｍｄｙｎａＩＩｌｉｃｓ ［Ｊ］． ｓｔｅｕａｒ Ｆｌｕｉｄ Ｄｙｎ锄ｉｃｓ ａｎｄ Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｓ， ２００６：４３—＿７９． ［３］邓志党，高峰，刘献栋，等．磁流变阻尼器力学模型的研究 现状［Ｊ］．振动与冲击，２００６，２５（３）：１２１一１２４． ［４］成大先．机械设计手册第ｌ卷［Ｍ］．北京：北京化学工业出
小，说明了在不同电流强度下对控制阀试验数据进行 最小二乘分析并拟合出流量系数Ｃ的方法是正确的， 同时也验证了系统建模推导过程的正确性，为阻尼可 调油气弹簧产品的研发提供了思路。 ３．２跑车对比试验
将自主研发的阻尼可调油气弹簧装配于２０ｔ重的 某型８ｘ８轮式车辆并进行了实地跑车试验，控制器分 为“软（，＝ＯＡ）”、“硬（，＝１．５Ａ）”及“自动（，＝０Ａ一 １．５Ａ）”三个档位，其中自动档根据车速、驾驶员处垂直 振动加速度以及油气弹簧的温度自动调节系统输出力 值。试验分别在包头某军用车辆野外试验场以及高速 公路两种典型路况下进行，如图８、９所示。
图４为阻尼可调油气弹簧的流量等效示意图。图 中Ｑ为油气弹簧总流量，仇为通过控制阀的流量， △ｐ。为控制阀节流所产生的压差。
根据油路的串并联关系可列写如下关系式：
ｆＱ＝ｇ＋仇
（１０）
【△ｐ＝（△ｐ，＋△ｐｉ）＝△ｐｔ
式中△ｐ为油气弹簧活塞两端的总压差。
所用控制阀为滑阀结构，通过电流Ｉ（ｏＡ，ｏ．１Ａ，
仇一．／塑
（１１）
式中ｃ为控制阀的流量系数。 列写流量的剩余误差平方和表达式：
口＝扣圳２＝耋（ｃ俘吨）２
（１２） 式中Ｑ。；为控制阀流量的试验数据，△ｐ。ｉ为对应压差的 试验数据，ｉ（１，２，…ｎ）为数据组数。
