氣動可調阻尼同軸一體式減振支柱阻尼特性研究

第一作者陸文昌男，博士，副教授，1957年生

氣動可調阻尼同軸一體式減振支柱阻尼特性研究

陸文昌，楊帆，汪少華，孫曉強，陳龍

(江蘇大學汽車與交通工程學院，江蘇鎮江212013)

摘要：為改善減振器自適應能力，提出由空氣彈簧、PDC閥及三筒式液壓減振器組成的阻尼可調一體式減振支柱設計方案，該減振支柱阻尼特性與空氣彈簧壓強相關。介紹減振支柱的結構組成及工作原理并建立阻尼特性數學模型，用SIMULINK軟件建立該減振支柱阻尼特性仿真模型。仿真結果表明，阻尼力隨空氣彈簧壓強成非線性變化，空載及輕載均利于平順性提高，重載利于行駛動力性提高，從而實現懸架系統自適應能力提高。通過臺架實驗測試空氣彈簧壓強不同時的阻尼特性與仿真結果基本一致，表明該減振支柱數學模型的正確性及結構設計方案的可行性。

關鍵詞：減振支柱；壓強相關阻尼特性；數學模型；仿真；臺架實驗

基金項目：國家自然科學基金(51375212);江蘇省高校科學研究項目(12KJB58001)；中國博士后科學基金資助項目(2014M551518)；江蘇省“六大人才高峰”資助項目(2013-GDZB-001)；江蘇大學高級專業人才科研啟動基金(14JDG067)

收稿日期：2014-07-14修改稿收到日期：2014-09-25

中圖分類號:U463.33

文獻標志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2015.20.020

Abstract:Aiming at improving the adaptive ability of shick absorbers, a type of suspension strut consisting of an air spring, a PDC-valve and a three-tube hydraulic shock absorber was designed. The damping characteristic of the strut can be controlled by adjusting the pressure of the air spring. The structure and basic working principle of the suspension strut was introduced. A mathematical model for the damping characteristic of the strut was established. And a model for the simulation of the strut was established by using the software SIMULINK. The simulation results show that the damping characteristic of the strut varies nonlinearly with the pressure of the air spring. The ride comfort of the vehicle is improved under empty load and light load conditions, and the dynamic performance of the vehicle is also improved under heavy load conditions. Thus the adaptive ability is up-graded. The damping characteristic of the strut was tested under different pressure of the air spring on a strut test bench. The test results show a good agreement with the simulation ones. It concludes that the mathematical model of the strut is correct and the design scheme of the strut is feasible.

Damping characteristics of a coaxial integrated strut with adjustable pneumatic damping

LUWen-chang,YANGFan,WANGShao-hua,SUNXiao-qiang,CHENLong(School of Automobile and Traffic Engineering, Jiang Su University，Zhenjiang 212013, China)

Key words:strut; pressure-dependent damping characteristic; mathematical model; simulation; bench test

減振器作為懸架系統中主要組成部分在車輛行駛中起重要作用[1-2]，其阻尼性能對車輛行駛動力性及平順性影響較大[3]。而行駛動力性要求與平順性要求相互矛盾。普通減振器具有特定的特性曲線并與特定車身重量匹配，阻尼力不可變且能滿足大部分行駛狀態要求。減振器隨載荷增加衰減度會降低，行駛動力性會受不良影響；反之載荷減小時，減振器衰減度增大，平順性則會受不良影響。

可調阻尼減振器能使車輛性能獲得改善[4]，其技術國外已較成熟，并廣泛用于主動、半主動懸架系統，但國內尚處于研究階段。本文提出的減振支柱可實現阻尼被動可調，其由三筒式液壓減振器、PDC閥、空氣彈簧改造而成。減振器通過PDC閥總成與空氣彈簧建立動力學聯系，空氣彈簧的簧載變化時作用PDC閥總成內置彈簧壓縮或伸長影響節流閥開度，改變通過PDC閥總成節流閥口阻尼力，進而使減振器阻尼力發生適當改變。在部分載荷或空載時阻尼力減小可獲得良好的平順性；而在全負荷時阻尼力相對增大，保證車身運動獲得足夠的減振剛度，提高行駛動力性及懸架系統的自適應能力。目前此類減振支柱的設計方法及性能研究未見報道。本文介紹該減振支柱結構組成及工作原理，并建立阻尼特性數學模型[5]，通過仿真計算及臺架實驗，驗證其可行性。

1減振支柱結構組成與工作原理

在雙筒液壓減振器[6]基礎上結合空氣彈簧[7]工作特點，設計的新型同軸一體式減振支柱由集成的PDC閥減振器與空氣彈簧組成，見圖1。在內筒與外筒間增加過渡筒，并將PDC閥總成集成于減振器內，通過氣管與空氣彈簧連接。PDC閥總成閥口有一定開度時油液通過PDC閥總成、活塞總成及底閥總成內閥口及閥片流動，見圖2，其中1為小孔，2為過渡筒壁，3為活塞桿，4為活塞閥總成，5為外筒壁，6為內筒壁，7為底閥總成，8為PDC閥總成。PDC閥總成結構示意見圖3。隨空氣彈簧內氣體壓強增大，內置彈簧壓縮、閥體右移、可變節流口變小，通過PDC閥總成流動阻力變大，整個行程阻尼力變大；而空氣彈簧內壓強較小時整個行程阻尼力變小。空氣彈簧不同壓強下油液流動路徑見圖4。由圖4(a)、(b)看出，空氣彈簧內壓強較小時PDC閥可變節流開口較大，產生阻力小，部分油液會流過PDC閥總成，減振器阻尼力減小，較普通雙筒式減振器平順性有所提高。由圖4(c)、(d)看出，空氣彈簧壓強大時PDC閥可變節流開口極小或關閉，PDC閥總成產生的阻尼力增大，油液極少或不通過PDC總成而由活塞總成通過，減振器阻尼力較圖4 (a)、(b)變大，此時與普通雙筒式液壓減振器工作原理[8]相似，可保證車輛行駛動力性。

圖1　減振支柱結構示意圖 Fig.1 Structure of the strut

圖2　減振支柱結構組成 Fig.2 Components of the strut

圖3　PDC閥總成 Fig.3 The assembly of PDC-valve

圖4　空氣彈簧不同壓強下的油液流動路徑 Fig.4 The flow path of hydraulic oil under different pressure of air spring conditions

2減振支柱數學模型

2.1PDC閥數學模型

由圖3進行受力分析得

PA=kx

(1)

式中：P為空氣彈簧內壓強(MPa)；A為PDC閥左側受壓面積(m2)；k為彈簧剛度系數(N/m)；x為錐形閥位移(m)。

閥口開度較小時錐閥閥口的流動特性與薄壁小孔相似[9]，因此其流量與節流壓力關系可表示為

(2)

式中：Qp為流經PDC閥流量(m3/s)；cp為油液流動系數，單位1；Ap為PDC閥流通面積(m2)；pp為PDC閥壓差(MPa)；ρ為油液密度(kg/m3)。

2.2復原行程的數學模型

由圖4(a)知，對活塞閥總成而言減振器復原行程液流從上腔及頂端小孔分別流入下腔及過渡腔，因此假設不計活塞與筒壁間摩擦力、泄漏量時，有

Qfs=VAh=Qfh+Qp

(3)

式中：Qfs為復原行程時上腔油液變化量(m3/s)；V為活塞相對工作缸的運動速度(m/s)；Ah為活塞與活塞桿行程的環形面積(m2)；Qfh為上腔進入下腔流量(m3/s)。

此時流經活塞的油液途徑有兩種，一是復原閥未開閥時，油液從先經活塞孔再流過復原常通孔；另一種是開閥后，近似看成油液先經過活塞孔再從復原閥片縫隙流過。對活塞孔而言，由于孔長與直徑之比大于4.5，故可定義為細長孔，得活塞孔節流壓力與流量關系為

(4)

式中：Qh為通過活塞孔流量(m3/s)；nh為活塞孔個數；ph為活塞孔壓強(MPa)；dh為直徑(m)；μt為油液動力粘度(Pa·s)；Lhe為活塞孔等效長度(m)。

計算得單個復原常通孔水力直徑為0.190 5 mm，小孔長度與水力直徑比為2.624 7，故將其定義為厚壁小孔，可得節流壓力與流量間關系式(2)在復原行程的應用，相應參數為Qft，Aft，pft。對復原閥節流閥片所受壓力近似為節流閥片受均布壓力[10]，閥片厚度以等效厚度[11-12]計算(下同)。復原閥片開閥后將其視為圓環形平面縫隙[13]，得其節流壓力與流量的關系為

(5)

式中：Qf為開閥后流經復原閥片縫隙流量(m3/s)；δf為閥片開度(m)；pf閥片縫隙壓差(MPa)；rbf為閥片外半徑(m)；rkf為閥片閥口位置半徑(m)。

開閥前活塞孔與復原常通孔串聯，流經流量相等，即Qfh=Qh=Qft。由式(2)～式(5)得

(6)

開閥后活塞孔與復原閥片縫隙串聯，流量相等，即Qfh=Qh=Qf。同理得

(7)

對底閥總成而言，油液絕大部分從外腔通過補償閥進入工作下腔，而補償閥薄且剛度低，故其在較小壓力下變形量較大即補償閥開度大，節流阻尼較小，易于油液通過。因此，近似認為其產生的壓差為0，即底閥總成產生壓差pfd=0。

因減振器阻尼力等于各節流壓差與相應承壓面積乘積，故開閥前減振器復原行程阻尼力為

Ff=(pft+ph)Ah

(8)

開閥后減振器復原行程阻尼力為

Ff=(pf+ph)Ah

(9)

2.3壓縮行程的數學模型

由圖4(b)知，減振器處于壓縮行程時，對活塞閥總成，油液從下腔由復原常通孔、活塞孔、流通閥縫隙兩條通道進入內筒上腔后，部分油液由上腔經過渡腔、PDC閥總成進入外腔。故上腔油液流量變化量等于下腔進入流量與經PDC閥進入外腔流量差值，即

Qys=VAh=Qyh-Qp

(10)

式中：Qys為上腔油液流量變化量；Qyh為下腔進入上腔流量。

流通閥片受力與分析同復原閥片，所得節流壓力與流量間關系為

(11)

式中：各參數類似復原閥式中各參數。

由于流通閥開閥壓力要求較小，可不區分開閥前后。據油液在活塞閥總成的流動途徑可知，復原常通孔與活塞孔串聯后流通閥并聯，此時復原常通孔流量Qft與活塞孔流量Qh相等；流經活塞閥總成的總流量Qyh等于流通閥流量Ql與活塞孔流量Qh之和；活塞閥總成產生的總壓差pyh等于流通閥壓差pl，等于復原常通孔pft與活塞孔壓差ph之和。即

Qyh=Ql+Qh=Ql+Qft

(12)

pyh=pl=ph+pft

(13)

下腔油液流量變化量等于活塞閥總成與底閥總成流量之和，即

(14)

式中：Ag為活塞桿橫截面積(m2)；Qd為下腔進入外腔流量(m3/s)。

底閥總成與復原行程活塞閥總成相似。開閥前油液先經閥座孔再經壓縮常通孔進入外腔；開閥后油液先經閥座孔再經壓縮閥片縫隙進入外腔。計算得閥座孔長度與直徑之比小于2，故閥座孔可視為薄壁小孔，獲得其節流壓力與流量之關系為

(15)

式中：Qyd為閥座孔流量(m3/s)；nyd為閥座孔個數；dyd為孔直徑(m)；pyd為孔壓差(MPa)。

對壓縮閥常通孔及節流縫隙流量Qyt、Qy同復原閥常通孔與節流縫隙Qft、Qf見式(2)、(5)。同樣，據底閥總成油液流動可知，開閥前壓縮閥常通孔與閥座孔串聯，兩者流量均等于底閥總成總流量Qd；兩者壓差pyt，pyd之和等于底閥總成總壓差pd，即

Qd=Qyt=Qyd

(16)

pd=pyt+pyd

(17)

開閥后壓縮閥片縫隙與底座孔串聯，兩者流量均等于底閥總成總流量；兩者壓差py，pyd之和等于底閥總成總壓差pd，即

Qd=Qy=Qyd

(18)

pd=py+pyd

(19)

聯立以上各式，可得壓縮閥未開閥時，減振器壓縮行程阻尼力為

Fd=pyhAh+pdAg=(ph+pft)Ah+(pyt+pyd)Ag(20)

開閥后減振器壓縮行程阻尼力為

Fd=pyhAh+pdAg=(ph+pft)Ah+(py+pyd)Ag(21)

以上阻尼力求解中，無論復原行程或壓縮行程，空氣彈簧壓力較大時PDC閥總成形成的壓差及通過的流量均以0計算。利用 SIMULINK建模中PDC閥總成在空氣彈簧壓力較大時與過渡筒連接的閥口完全關閉，此時減振支柱作用同普通雙筒減振器。

3減振支柱阻尼特性仿真

減振支柱阻尼特性加載激勵運動信號為S=Asin(2πft),因此激勵運動速度為

V=2πAfcos(2πft)

(22)

式中：A為信號位移幅值；f為信號頻率。其中Vmax=1.04m/s,A=65 mm。

將以上參數及激勵信號代入數學模型，用SIMULINK對減振支柱建模并取空氣彈簧壓強不同時進行阻尼特性仿真，并考慮3種狀態的空氣彈簧壓力：0.4 MPa、0.6 MPa、0.8 MPa。減振支柱阻尼結構參數見表1。

表1　減振支柱結構參數

將參數及激勵信號代入數學模型，用SIMULINK對減振支柱建模并取空氣彈簧壓強不同時進行阻尼特性仿真。模型框圖見圖5。

圖5　模型框圖 Fig.5 Block diagram

仿真計算時考慮三種狀態的空氣彈簧壓力，即0.4 MPa、0.6 MPa、0.8 MPa。所得仿真曲線見圖6,減振支柱特性仿真數據見表2。由圖6(a)看出，示功圖飽滿，無畸形，耗能特性較強[14]。復原行程阻尼力明顯大于壓縮行程，能保證振動傳至車身時減弱，在回彈過程又能快速消耗能量減振，符合減振器理論要求。圖6(b)說明空氣彈簧壓強變化對速度-阻尼力特性影響顯著。空氣彈簧壓強增大阻尼力增加，尤其壓強大于或等于0.8 MPa(重載或滿載)與其它壓強(輕載)下阻尼力增加顯著。壓強大于或等于0.8 MPa時由于PDC閥總成節流閥口關閉，此時減振支柱相當于一個雙筒式減振器，此圖相當于所設計減振支柱與普通雙筒減振器對比，說明本設計方案理論上能達到預期目的。

圖6　減振支柱特性仿真 Fig.6 Simulation of the strut

壓強速度/(m·s-1)0.4MPa0.6MPa0.8MPa復原阻尼/N壓縮阻尼/N復原阻尼/N壓縮阻尼/N復原阻尼/N壓縮阻尼/N0.2133.7-275.2393.3-276.8701.0-453.70.4474.0-332.5669.4-356.4843.7-536.80.6667.9-337.2801.0-403.8923.0-597.00.8792.2-413.1894.7-458.6992.9-643.81.0884.1-445.8968.9-512.01053.0-684.3

4減振支柱仿真實驗驗證

據減振器臺架實驗標準QC/T545,采用基于INSRON8800電液伺服試驗系統減振器試驗臺進行樣件性能測試，采用正弦激勵方式測試減振器。實驗臺架組成原理見圖7。實驗條件為活塞行程±65 mm，環境溫度25℃±2℃。實驗時活塞行程不變，改變作動器頻率使活塞速度發生變化，通過控制電磁閥改變空氣彈簧內壓強。

圖7　實驗臺架組成示意圖 Fig.7 Schematic diagram

圖8　減振支柱特性實驗 Fig.8 Bench test of the strut

實驗所得減振支柱特性曲線見圖8，實驗所測數據見表3。仿真與試驗對比所得相對誤差見表4。由表4看出，①不同空氣彈簧壓強、不同速度時阻尼力誤差在1.00%-9.69%之間，均小于允許誤差10%，表明減振支柱特性仿真與實驗較接近，證明仿真模型的正確性。②因建模中忽略摩擦阻力及補償閥作用，實驗結果總體略大于仿真結果。③因復原行程阻尼力大于壓縮行程，致壓縮行程相對誤差大于復原行程。仿真、試驗結果對比驗證減振支柱結構設計方案的正確性。

對比圖6、圖8看出，仿真所得各壓強下復原、壓縮行程阻尼力與實驗結果基本趨于一致，其中開閥、最大開閥速度位置近似相同。

表3　減振支柱特性實驗數據

表4　仿真與實驗結果對比

5結論

(1)所提由空氣彈簧、PDC閥及三筒減振器組成的氣動可調阻尼同軸一體式減振支柱設計方案，在分析其工作原理的基礎上，建立減振支柱阻尼特性數學模型,并通過SIMULINK軟件建模仿真。

(2)仿真計算表明，減振支柱阻尼力隨空氣彈簧壓強變化而變化。壓強較大時能提高車輛的行駛動力性，壓強較小時能提高車輛的舒適性，對懸架系統自適應能力有一定提高。

(3)由臺架實驗與仿真對比結果基本吻合，驗證減振支柱阻尼特性數學模型的正確性及結構設計方案的可行性；亦進一步說明設計的減振支柱優于同種參數下的雙筒式減振器。

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