減振器能量耗散研究綜述

田雪，孫曉幫，王天利，張宗斌

(1.遼寧工業大學汽車與交通工程學院，遼寧錦州 121001；2.長城汽車哈弗技術中心，河北保定 071000)

?

減振器能量耗散研究綜述

田雪1，孫曉幫1，王天利1，張宗斌2

(1.遼寧工業大學汽車與交通工程學院，遼寧錦州 121001；2.長城汽車哈弗技術中心，河北保定 071000)

介紹了減振器的工作形式和其工作時能量耗散原理；闡述了減振器阻尼特性對減振器能量耗散的影響；結合國內外研究現狀，綜述用于減振器能量耗散理論研究方法；提出從能量角度建立減振器能量耗散理論來完善減振器性能評價體系的具體方法。

汽車懸架；減振器；能量耗散；能量匹配

0 引言

汽車懸架是現代汽車上重要的組成部分之一，其作用是傳遞作用在車輪和車身之間的力和力矩。當車身和車輪振動時，減振器通過內部液壓油摩擦和流經阻尼孔的摩擦將懸架動能轉換成熱能，耗散到大氣中，實現衰減振動目的。目前大多數學者在懸架設計中針對減振器的性能要求，一般采用汽車動力學理論對懸架參數進行最優匹配，并以減振器阻尼特性曲線為優化目標進行減振器的性能優化，以達到為懸架系統匹配最佳性能減振器的目的，使車輛達到最佳減振效果。但是汽車懸架與減振器最佳能量匹配并沒有得到滿足。如果將減振器能量耗散與整車能量匹配有機地連接起來，將對減振器性能研究具有指導意義。

1 減振器工作原理及其阻尼特性

1.1 減振器工作原理

1.1.1 減振器壓縮行程工作原理

減振器在壓縮行程的運動及阻尼產生過程如圖1所示。壓縮行程是指當車輪移近車身，減振器受壓，減振器活塞桿帶動活塞向下運動，壓縮腔油壓升高,壓縮腔油液流經流通閥到復原腔，一部分油液流經壓縮閥到儲油腔,產生壓縮節流壓力。節流壓力對懸架壓縮運動產生阻尼力，壓縮行程阻尼力可表

示為：

Fdy=(phy+py)Sg

(1)

式中：Fdy為壓縮行程阻尼力(N)；phy為油液流經壓縮閥座孔的節流壓力(MPa)；py為壓縮閥節流縫隙壓力差(MPa)；Sg為活塞桿面積(m2)。

圖1 壓縮行程

1.1.2 減振器壓縮行程工作原理

減振器在復原行程的運動及阻尼產生過程如圖2所示。復原行程是指當車輪相對車身移開，減振器受拉，減振器活塞桿帶動活塞向上運動，復原腔油壓升高，復原腔油液流經復原閥到壓縮腔，儲油腔的一部分油液流經補償閥到壓縮腔,產生復原節流壓力。節流壓力便造成對懸架拉伸運動的阻尼力，復原行程阻尼力可表示為:

Fdf=(ph+pf)Sh

(2)

式中：Fdf為復原行程阻尼力(N)；ph為活塞孔的節流壓力(MPa)；pf為節流縫隙的節流壓力(MPa)；Sh為活塞缸筒和活塞桿之間的環形面積(m2)。

圖2 復原行程

根據能量守恒定律，活塞向下或向上運動對液體所做的功等于該液體位能變化量和動能變化量之和。又因為液體具有黏性，液體流動時會產生內摩擦力，從而造成能量損失(即壓力損失)，包括沿程壓力損失和局部壓力損失：沿程壓力損失是液體分子間的內摩擦產生的；局部壓力損失是液體分子間碰撞、漩渦產生的附加摩擦，如式(3)、(4)所示。

沿程壓力損失：

(3)

式中：λ為層流/紊流沿程阻力系數；l為管路長度(m)；Re為雷諾系數；ρ為油液動力黏度(Pa·s)；d為圓管直徑(m)；v為液體平均流速(m/s)；Q為圓管流通量(m3/s)。

局部壓力損失:

p2=ζρv2/2

(4)

式中：ζ為局部阻力系數。

減振器將動能轉化為熱能過程中能量耗散量可表示為：

(5)

如圖3所示：示功圖表示阻尼力-位移變化曲線，曲線圍成的面積表示減振器在一個周期內消耗的總功，即減振器消耗的能量；速度特性圖反映了阻尼力-速度變化關系，由示功圖求導得到，因此，曲線與坐標軸圍成的面積即減振器消耗的功率。

圖3 減振器阻尼特性曲線

1.2 影響減振器阻尼特性因素

對傳統減振器性能的判斷，人們大多根據示功圖上最大、最小阻尼力峰值及其示功曲線是否平滑飽滿、有無畸變等來判斷減振器的性能優劣[1]。但是傳統減振器的評價方法中減振器能量耗散性能沒有得到體現。

減振器的阻尼特性是其內部結構的直觀表現，減振器的能量耗散是對其阻尼特性的直觀反映。因此，減振器內部閥系對其能量耗散能力有很大的影響。一般減振器內部結構對減振器能量耗散影響包括兩類：閥片的變形程度和閥系的尺寸參數。

影響閥片變形程度因素包括：(1)瞬時油液的流量；(2)瞬時油液的流速；(3)油液的流通面積。

由公式(3)可知：沿程壓力損失p1與油液圓管流通量Q和液體平均流速v成正比，與管內直徑d成反比。由公式(4)可知：局部壓力損失p2與液體平均流速v成反比。

閥系的尺寸參數[2]包括：

(1)活塞孔直徑。活塞孔徑越小，節流效果越明顯，能量耗散量越大。

(2)活塞上常通孔。常通孔具有分流效果，通過配置不同的常通孔來調節所需的能量耗散量。

(3)閥片厚度及片數。閥片相同，疊加片數越多，能量耗散量越大。總厚度相同，閥片厚度不同，能量耗散量不同。

(4)壓縮閥形式。采用不同壓縮閥，示功圖飽滿程度不同，能量耗散量不同。

如果能夠分析出減振器內部結構參數對減振器能量耗散的影響，可對汽車懸架與整車能量匹配提供一定的理論依據。

2 減振器耗能理論研究方法

目前減振器能量耗散性能分析，可采用理論、仿真和實驗方法實施。汽車懸架減振器能量耗散研究，將對車輛振動回收能量提供科學的理論依據。

2.1 理論研究方法

根據最佳阻尼對減振器速度特性作匹配，以此保證減振器能夠滿足車輛懸架最佳阻尼匹配要求，提高車輛行駛平順性。

文獻[3]中首先建立懸架二自由度行駛振動模型，基于舒適性和安全性最優阻尼比，建立車輛懸架最優阻尼比數學模型。方法如下：

將ξoc和ξos利用黃金分割法得到車輛懸架最優阻尼比ξo：

ξo=ξoc+0.618(ξos-ξoc)

(6)

由振動理論可知，ξo與懸架系統最佳阻尼系數c的關系為:

c=4πξofm2

（2）水資源論證工作涉及對象。水資源工作涉及的對象主要包括取水企業、水資源論證企業、水行政主管部門、專家組這4個主要組成部分。涉及招商引資企業時，政府也是涉及對象。

(7)

式中：f為懸架系統固有頻率(Hz)；m2為簧載質量(kg)。

當ξo確定后，由文獻[4]可確定復原行程和壓縮行程初次開閥阻尼系數：

c1=c1y=4πξofm2

(8)

式中：c1為復原行程初次開閥阻尼系數；c1y為壓縮行程初次開閥阻尼系數。

復原行程開閥后特性曲線斜率k2：

k2=k1/η

(9)

式中：k1=c1；η為復原行程平安比。

減振器阻尼力Fd為阻尼系數與速度的乘積，根據公式(8),可建立減振器分段速度特性數學模型為:

(10)

式中：β為減振器壓縮與復原阻尼力雙向比；F1f為復原初次開閥阻尼力(N)；v1f為復原初次開閥速度(m/s)；F2f為復原最大開閥阻尼力(N)；v2f為復原最大開閥速度(m/s)；F1y為壓縮初次開閥阻尼力(N)；F2y為壓縮最大開閥阻尼力(N)；v1y為壓縮初次開閥速度(m/s)；v2y為壓縮最大開閥速度(m/s)。

由上述數學模型得到分段線性速度特性曲線，如圖3(b)所示。曲線與坐標軸圍成的面積S表示減振器消耗的功率。

復原行程消耗功率，即復原行程面積為：

(11)

壓縮行程消耗的功率，即壓縮行程面積為：

(12)

減振器一個周期內經歷壓縮與復原兩個行程，因此，減振器耗散功率可表示為：

(13)

通過實例設計驗證減振器功率數學模型正確性，為減振器能量耗散研究奠定了可靠的理論基礎。

(2)基于懸架動力學理論研究車輛懸架能量耗散功率

文獻[5]中車輛懸架能量耗散主要來自減振器，其耗能可表示為阻尼力與懸架相對位移的乘積。車輛懸架系統的能量耗散與路面不平度激勵密不可分，由懸架振動微分方程得到懸架相對速度均方值為：

(14)

式中: H(f)(v2-v1)/v0為懸架相對速度傳遞函數。

其中，白噪聲速度功率譜密度為:

Gv0(f)=(2πn0)2Gx0(n0)v

(15)

式中: Gx0(n0)為空間頻率下的路面功率譜密度；v為車輛行駛速度；n0為參考空間頻率；f為時間頻率。

在忽略減振器內部連接襯套阻尼時，又可以表示為：

(16)

式中:t0為減振器工作時間(s)；cs為減振器阻尼系數；Fd為減振器阻尼力。

為了分析懸架能量耗散影響因素，假設車輛懸架耗散因子為：

(17)

由式(15)可知，kv與懸架運動參數有關。分別將非簧載質量m1、簧載質量m2、輪胎剛度k1、懸架彈簧剛度k2、減振器阻尼系數cs在選定范圍內取不同值時(選定范圍不代表車輛參數的任意選擇，只是理論研究范圍)，并通過擬合曲線觀察kv的變化。其中輪胎剛度與k1呈45°線性關系，即kv=k1。其余參數對kv影響非常小可忽略。因此，減振器能量耗散功率又可以表示為：

P=k1Gv0(f)=(2πn0)2k1Gx0(n0)v

(18)

上述研究為減振器能量耗散理論研究提供參考依據。

2.2 實車試驗方法

文獻[6]中選取某乘用車作為試驗車，懸架動位移采用激光位移傳感器測量，用數據采集系統以及Test.Lab工程測試與信號分析軟件完成數據采集。選定平直水泥路面、坑洼瀝青路面、減速帶的水泥路面作為試驗路段。選定不同車速勻速行駛工況試驗，對試驗數據濾波后求導得到懸架速度-時間曲線。根據懸架能量瞬時公式：

(19)

式中：vv2-v1為懸架相對速度(m/s)。

利用MATLAB軟件處理得到減振器瞬時能量累計值-時間曲線，如圖4所示。再根據曲線數據求出不同車速下能量均方根值，即減振器耗散的能量。

圖4 減振器瞬時能量累計曲線

上述研究考查了實際車輛行駛時的可回收能量潛力，開展了減振器能量耗散評估的道路試驗。

2.3 仿真分析方法

(1)用CarSim平臺進行整車仿真

文獻[7]在CarSim平臺中選取E-Class SUV為車輛模型,對其模型進行車輛參數設置，采用6速變速器及4輪驅動方式;懸架阻尼器為Big SUV Damping模型(非線性阻尼);彈簧為Big SUV Spring，路面采用積分白噪聲的方法生成。仿真結果如表1所示。

表1 懸架阻尼器耗能百分比

通過對比懸架阻尼器所耗散的能量占發動機輸出能量的百分比可知：相同車速下, 影響減振器耗能的主要因素為路面不平度系數。在相同路面上行駛時,車速對減振器耗能影響較大。在目前的道路及工況條件下,減振器耗散的能量具有很大的回收價值。

(2)用MATLAB/Simulink平臺實現懸架車輛仿真

文獻[8]中建立了被動懸架和主動懸架模型。被動懸架系統中，假定系統的振動能量均由減振器以熱能形式耗散掉，則其耗能P應為阻尼力乘以懸架相對位移，即：

(20)

式中：[x2(t)-x1(t)]為懸架相對位移 。

采用最優線性二次控制器LQG設計主動懸架，其總能量需求為最優控制力U(t)所做的正功，即：

(21)

依據建立的主動與被動系統模型，對車輛在不同行駛工況下進行仿真并考察耗能情況，如圖5所示。

圖5 懸架系統仿真圖

仿真結果將被動懸架能量消耗與主動懸架能量需求作對比，分析了主動懸架能量回收潛力。懸架系統建模與仿真工作為減振器能量耗散的研究提供重要的指導作用。

3 結束語

比較國內外減振器耗能研究現狀不難發現，無論是軟件仿真建模還是理論建模，大多數學者都是從減振器饋能潛力方面對減振器耗能理論進行研究，方法如下：

(1)從汽車懸架動力學模型出發，建立減振器能量耗散功率模型。

(2)對減振器能量耗散影響因素的研究，注重懸架運動參數對減振器能量耗散的影響。

懸架能量耗散能力可通過減振器示功圖面積計量得出，將減振器內部閥系結構理論與懸架性能實驗結合即可分析減振器性能優劣。如果從減振器能量耗散角度出發，可從以下3個方面建立減振器能量耗散理論來完善減振器性能評價體系：(1)用減振器能量耗散來描述示功圖飽滿程度。(2)用減振器能量耗散性能評價減振器性能優劣。(3)從能量角度對汽車懸架與整車最佳能量匹配進行研究。文中研究為減振器優化研究及整車能量匹配提供了有效途徑，同時為減振器性能評估和質量檢測提供一種可行的方法。

【1】藍鳳英,鄭瑩娜,李揚,等.轎車減震器示功特性與減震器性能研究[J].自動化儀表,2013,34(3):1-5.

LAN F Y,ZHENG Y N,LI Y,et al.Research on the Dynamometer Characteristic and Performance of the Car Shock Absorber[J].Process Automation Instrumention,2013,34(3):1-5.

【2】黃安貽,施宇鋒.減振器阻尼特性仿真及結構參數影響分析[J].武漢理工大學學報,2013,37(6):3-4.

HUANG A Y,SHI Y F.Shock Absorber Damping Behavior Simulation and Structure Parameters Influence Analysis[J].Journal of Wuhan University of Technology,2013,37(6):3-4.

【3】劉小婷,周長城,高炳凱,等.基于最佳阻尼匹配的車輛懸架耗散功率的研究[J].山東理工大學學報(自然科學報),2014,28(6):1-5.

LIU X T,ZHOU C C,GAO B K,et al.Study on the Suspension Dissipation Power Based on the Optimal Damping Matching[J].Journal of Shandong University of Technology(Natural Science Edition),2014,28(6):1-5.

【4】周長城,孟婕.車輛懸架最佳阻尼匹配減振器設計[J].交通運輸工程學報,2008,8(3):2-3.

ZHOU C C,MENG J.Design of Shock Absorber Matching to Optimal Damping of Vehicle Suspension[J].Journal of Traffic and Transportation Engineering,2008,8(3):2-3.

【5】方志剛,國學迅,左磊,等.饋能型懸架潛力研究及敏感性分析[J].江蘇大學學報,2013,34(3):1-4.

FANG Z G,GUO X X,ZUO L,et al.Potential Study and Sensitivity Analysis of Energy-regenerative Suspension[J].Journal of Jiangsu University,2013,34(3):1-4.

【6】張晗,國學迅,方志剛,等.饋能式懸架能量回收潛力試驗研究[J].振動、測試與診斷,2015,34(2):3-4.

ZHANG H,GUO X X,FANG Z G,et al.Potential Energy Harvesting Analysis and Test on Energy-regenerative Suspension System[J].Journal of Vibration, Measurement and Diagnosis,2015,34(2):3-4.

【7】于長淼,王偉華,王慶年.混合動力車輛饋能式懸架的節能能力[J].吉林大學學報(工學版),2009,39(4):1-4.

YU C M,WANG W H,WANG Q N.Analysis of Energy-saving Potential of Energy Regenerative Suspension System on Hybrid Vehicle[J].Journal of Jilin University(Engineering and Technology Edition),2009,39(4):1-4.

【8】喻凡,曹民,鄭雪春.能量回饋式車輛主動懸架的可行性研究[J].振動與沖擊,2005,24(4):27-30.

YU F,CAO M,ZHENG X C.Research on the Feasibility of Vehicle Active Suspension with Energy Regeneration[J].Journal of Vibration and Shock,2005,24(4):27-30.

以智能出行理念引領生活

日產BladeGlider高性能電動汽車原型車發布

日產汽車公司在巴西里約熱內盧發布了其領先時代的日產BladeGlider原型車。這款基于2013年東京車展上首次亮相的BladeGlider概念車所研發的車型，以極具革命性的跑車設計將零排放與高性能完美結合。日產BladeGlider原型車的發布，標志著日產汽車將智能出行、節能環保和跑車驅動能力融為一體。

日產BladeGlider原型車的發布，標志著日產汽車實現了以靈敏、高效的純電動汽車為消費者營造全新駕駛樂趣和激情的愿景。

此次發布的日產BladeGlider原型車具有先進的底盤配置，前窄后寬的輪距設計帶來了最佳的空氣動力效率和操作穩定性；高腰線和后鉸鏈上掀式車門的設計帶來酷感十足的上、下車體驗；一體化的翻轉保護結構則令敞篷設計得以強化，保留敞篷跑車帶來的愉悅駕乘體驗的同時還賦予了這款車轎跑級別的安全保護。

日產BladeGlider原型車先進的方向盤控制集成顯示系統可以顯示速度、電池充電狀態、更新模式和扭矩表現等信息。中央顯示屏的左右兩側各設有一塊顯示屏，顯示安裝在前輪后側的后視攝像頭所采集的影像。這一創新的雙屏設計有效提升汽車的空氣動力效率。駕駛艙內的3個座椅呈三角形分布，駕駛位在前排中間的箭頭位置，為后排的兩個乘客位提供寬敞的腿部空間。而駕駛艙風擋玻璃的無縫設計，更為車內的每位駕乘者帶來全景視野。

日產BladeGlider采用100%電力驅動，其卓越的動力性能由日產汽車的技術伙伴——英國威廉姆斯先進技術工程公司專門打造。在巴西里約熱內盧現場展示的BladeGlider原型車，最高時速可達190 km/h*，0～100 km/h的加速時間不超過5 s*，車輛的每個后輪各配備了一個功率達130 kW的電機為其提供強勁動力。系統通過扭矩矢量分配來控制傳輸到各驅動輪的扭矩，從而進一步提升操控性能。搭載扭矩矢量分配系統后，一旦汽車出現轉向不足的情況，系統會自動向外側車輪分配更多扭矩，從而恢復操作平衡。系統共設有3種模式：關閉模式、敏捷模式和漂移模式。車型動力來源于五模功率達220 kW的高性能塊鋰離子電池。同時，車上搭載了專為電池和電機開發的全定制冷卻系統。

日產BladeGlider原型車的內飾設計則展現出這款車型動感十足的一面，車內每個座椅都配備了4點式安全帶，同時還可為駕乘者提供獨特的體側和腿部支撐。座椅采用纖維織物與環氧樹脂高密混合的高韌性耐磨面料，令駕乘者的乘坐更為舒適安全。內飾共有兩種顏色——數碼綠和幽暗橙。這些顏色主要應用于座椅靠背的上半部分，框架部分則運用銀色反光材料來營造奪目、動感的視覺。座椅整體視覺為黑色印花底座搭配帶有綠、橙色邊飾的坐墊。

備注：標*號的數據均來自威廉姆斯先進技術工程公司的測評記錄。

(來源：日產汽車)

Review on Energy Dissipation of Shock Absorber

TIAN Xue1,SUN Xiaobang1, WANG Tianli1, ZHANG Zongbin2

(1.College of Automobile and Transportation Engineering, Liaoning University of Technology, Jinzhou Liaoning 121001,China;2.Changcheng Automobile Technology Center of Havard, Baoding Hebei 071000,China)

The structure and energy dissipation principle of a shock absorber were introduced; the effect of shock absorber damping characteristic on the damper energy dissipation was expounded; combining with the research status at home and abroad, the research methods about the energy dissipation of shock absorber were reviewed; the theory of energy dissipation in shock absorber was put forward from the point of energy to improve the performance evaluation system of shock absorber.

Vehicle suspension; Shock absorber; Energy dissipation; Energy matching

2016-06-24

遼寧省科技廳項目(2014004029)

田雪(1991—),女，碩士，主要從事汽車動力學方面的科研。E-mail：1508202842@qq.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2016.09.018

U463.33

A

1674-1986(2016)09-077-05