多通道式液壓襯套動(dòng)態(tài)特性的測(cè)試與計(jì)算分析*

楊超峰, 殷智宏, 呂兆平, 段小成, 上官文斌,

(1. 華南理工大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院 廣州,510640) (2. 上汽通用五菱汽車股份有限公司 柳州，545007)(3. 寧波拓普集團(tuán)股份有限公司 寧波,315800)

?

多通道式液壓襯套動(dòng)態(tài)特性的測(cè)試與計(jì)算分析*

楊超峰1, 殷智宏1, 呂兆平2, 段小成3, 上官文斌1,3

(1. 華南理工大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院 廣州,510640) (2. 上汽通用五菱汽車股份有限公司 柳州，545007)(3. 寧波拓普集團(tuán)股份有限公司 寧波,315800)

制作了不同結(jié)構(gòu)類型液壓襯套的實(shí)驗(yàn)樣件，測(cè)試得到其靜、動(dòng)特性的變化特性，并對(duì)比分析了不同結(jié)構(gòu)液壓襯套的作用機(jī)理。建立了多慣性通道-多節(jié)流孔式液壓襯套的集總參數(shù)模型，給出了其動(dòng)剛度和滯后角的計(jì)算分析公式和滯后角峰值頻率的計(jì)算公式，計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值一致，驗(yàn)證了計(jì)算模型的正確性。分析了多通道式液壓襯套的動(dòng)特性與通道數(shù)目數(shù)量及其截面形狀的關(guān)系。所采用的分析方法及結(jié)論，可為液壓襯套的初級(jí)階段的設(shè)計(jì)及選型提供參考。

液壓襯套； 多通道； 集總參數(shù)模型； 測(cè)試分析； 參數(shù)識(shí)別； 動(dòng)態(tài)特性

引 言

為了控制來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、路面、結(jié)構(gòu)共振及車輪的不平衡等干擾激勵(lì)引起的振動(dòng)及噪聲，提高車輛的操縱穩(wěn)定性，液壓襯套在車輛懸架與副車架中得到了廣泛的應(yīng)用[1-4]。Sauer等[1]建立了一種具有慣性通道與旁通道的液壓襯套模型，但并沒(méi)有給出具體的仿真結(jié)果。上官文斌等[2]建立了一個(gè)線性的單慣性通道式液壓襯套集總參數(shù)模型，并實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的正確性。Chai等[3]建立了一個(gè)概念性液壓襯套的物理模型，并采用手動(dòng)控制的方法改變不同流道之間的組合對(duì)這種液壓襯套進(jìn)行了分析。但他們并沒(méi)有在頻域范圍內(nèi)對(duì)流體通道的數(shù)量與液壓襯套動(dòng)態(tài)特性之間相互的影響關(guān)系進(jìn)行研究。在液壓襯套的特性中，滯后角峰值所對(duì)應(yīng)的峰值頻率是襯套的一個(gè)重要性能參數(shù)。單通道的液壓襯套模型可看作單自由度的動(dòng)力吸振器。在頻域內(nèi)，其滯后角的帶寬較窄，滯后角的峰值頻率一般較低(<50 Hz)。僅通過(guò)調(diào)整慣性通道的長(zhǎng)度及橫截面積，并不能得到理想的滯后角峰值頻率。此外，液壓機(jī)構(gòu)的阻尼容易受到使用環(huán)境的影響，而多重動(dòng)力吸振器的魯棒性能更好[5],所以采用多通道式液壓襯套更有利于振動(dòng)的衰減。對(duì)單慣性通道集總參數(shù)模型的研究已經(jīng)較為成熟[2,6-7]。Lu等[8]只是對(duì)窄帶的雙慣性通道式液壓襯套進(jìn)行了分析。

筆者主要對(duì)徑向型液壓襯套在低頻、大振幅激勵(lì)下的動(dòng)特性進(jìn)行分析，設(shè)計(jì)并試制了不同結(jié)構(gòu)類型的多通道式液壓襯套樣件，測(cè)試得到其靜、動(dòng)態(tài)力學(xué)特性，驗(yàn)證了不同結(jié)構(gòu)試件的一致性。建立了不同結(jié)構(gòu)液壓襯套的集總參數(shù)模型，給出了滯后角峰值頻率的計(jì)算公式。計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值進(jìn)行了對(duì)比，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。預(yù)測(cè)分析了通道的形狀及數(shù)量等參數(shù)對(duì)液壓襯套動(dòng)態(tài)特性的影響，采用的分析方法及結(jié)論可對(duì)液壓襯套進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 液壓襯套動(dòng)態(tài)特性的測(cè)試結(jié)果與分析

1.1 實(shí)驗(yàn)對(duì)象

控制臂慣性通道式液壓襯套沿其徑向及軸向的剖面結(jié)構(gòu)如圖1所示，襯套的外管與內(nèi)管之間的橡膠主簧與外管之間形成上、下兩個(gè)液室，液室內(nèi)充滿乙二醇液體。兩液室之間通過(guò)慣性通道或節(jié)流孔相連接，流道板與金屬外管形成慣性通道或孔口通道,如圖2所示。

液壓襯套主要在液壓工作方向提供阻尼。當(dāng)內(nèi)外管的相對(duì)位移發(fā)生變化時(shí)，兩液室內(nèi)的壓力差產(chǎn)生波動(dòng)，液體通過(guò)慣性通道在兩液室內(nèi)來(lái)回流動(dòng)，通道內(nèi)的振動(dòng)液柱在運(yùn)動(dòng)中產(chǎn)生慣性阻力。可見(jiàn)，慣性通道式液壓襯套是利用液體流動(dòng)的沿程能量損失、液體與壁面的摩擦損失及局部損失損耗振動(dòng)的能量，從而達(dá)到減振的目的。

當(dāng)慣性通道式液壓襯套受到高頻激勵(lì)時(shí)，由于液體的黏性，液體在慣性通道內(nèi)的流動(dòng)速度減慢，當(dāng)達(dá)到液柱的共振頻率后，通常可假設(shè)通道“鎖止”，慣性通道內(nèi)的液體不流動(dòng)。此時(shí)，由于液體不可壓縮，導(dǎo)致液室內(nèi)的壓力迅速升高，液壓襯套將出現(xiàn)動(dòng)態(tài)硬化，導(dǎo)致剛度增大。采用孔口式液壓襯套可在高頻獲得較大阻尼。

圖1 液壓襯套的剖面圖Fig.1 The cross-sectional view of hydraulic bushing

孔口式液壓襯套可分為小節(jié)流孔式及大節(jié)流孔式襯套。孔直徑較小的節(jié)流式液壓襯套的阻尼效應(yīng)與慣性通道的阻尼效應(yīng)相比較小，其主要在低頻范圍內(nèi)起作用。孔直徑較大的液柱共振式液壓襯套可在較寬頻率范圍內(nèi)得到較大的阻尼，但由于節(jié)流孔的直徑較大，低頻下產(chǎn)生的阻尼較小。筆者主要對(duì)大節(jié)流孔式襯套進(jìn)行分析。

圖2 液壓襯套的流道板Fig.2 The runner plate of hydraulic bushing

雖然液壓襯套與液阻懸置的作用機(jī)理類似，但液壓襯套的兩個(gè)液室均為工作液室，兩液室中的壓力均很大；而液阻懸置下液室的體積柔度較大，下液室內(nèi)的壓強(qiáng)與上液室內(nèi)的壓強(qiáng)相比較，一般可忽略不計(jì)。因此，液阻懸置的參數(shù)模型并不能直接用于液壓襯套的分析。

液壓襯套的結(jié)構(gòu)及材料參數(shù)尺寸如表1所示。

表1 液壓襯套的結(jié)構(gòu)及材料參數(shù)尺寸

為了對(duì)不同通道結(jié)構(gòu)液壓襯套的靜、動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行測(cè)試分析，通過(guò)改變流道板可獲得5種液阻減振機(jī)構(gòu)的不同組合，并標(biāo)識(shí)為樣件HB1～HB5。具體結(jié)構(gòu)如表2所示。每種樣件均制作了2個(gè)樣品，共制作了10個(gè)樣件。通過(guò)放掉對(duì)應(yīng)液壓襯套內(nèi)的液體，可獲得對(duì)應(yīng)橡膠主簧樣件HB6。所采用的實(shí)驗(yàn)樣品均在寧波拓普集團(tuán)股份有限公司中試制。

表2 液壓襯套樣件的結(jié)構(gòu)

液壓襯套動(dòng)態(tài)特性的測(cè)試是在MTS831彈性動(dòng)態(tài)特性振動(dòng)測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行的。液壓襯套的動(dòng)特性通常采用動(dòng)剛度與滯后角進(jìn)行評(píng)價(jià)，動(dòng)態(tài)實(shí)驗(yàn)的方法及數(shù)據(jù)處理的方式與液阻懸置動(dòng)態(tài)特性測(cè)試所采用的方法類似[2,9]。本實(shí)驗(yàn)只對(duì)液壓襯套徑向的動(dòng)特性進(jìn)行了分析。

1.2 液壓襯套靜、動(dòng)特性的測(cè)試結(jié)果與分析

圖3 不同結(jié)構(gòu)液壓襯套靜特性的對(duì)比Fig.3 Static characteristics of hydraulic bushings with different configurations

不同結(jié)構(gòu)液壓襯套特性之間的可比性是本次實(shí)驗(yàn)研究的前提，HB1,HB2,HB4與HB5的靜態(tài)力-位移曲線如圖3所示。由圖3可知，當(dāng)位移激勵(lì)在0～3 mm范圍內(nèi)時(shí)，4個(gè)樣件的力-位移曲線為線性，曲線的一致性較好；當(dāng)位移激勵(lì)大于3～4 mm范圍內(nèi)時(shí)，力-位移曲線為非線性，樣件的曲線基本一致；當(dāng)位移激勵(lì)大于4 mm后，由于金屬外管與防撞塊相接觸，力-位移曲線急劇增大。

由于樣件的力-位移曲線的差別較小，最大相差為5%，在工程誤差允許范圍內(nèi)。結(jié)果表明所制作樣件的靜態(tài)特性具有一致性，制作樣件所采用的該批次的橡膠材料的性能一致，樣件的硫化、液封等工藝具有穩(wěn)定性。不同結(jié)構(gòu)液壓襯套在300～600 N載荷下的平均靜剛度約等于462.70 N/mm。

由于相同結(jié)構(gòu)形式的2個(gè)液壓襯套樣件的動(dòng)特性實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)應(yīng)一致，在以下的比較研究中，對(duì)同一結(jié)構(gòu)的液壓襯套僅列出1個(gè)樣件的實(shí)驗(yàn)結(jié)果。

圖4為不同結(jié)構(gòu)液壓襯套在大振幅激勵(lì)下的動(dòng)剛度特性。由圖4可知，在大振幅激勵(lì)下，HB1的動(dòng)剛度在36 Hz附近出現(xiàn)峰值，其滯后角在13 Hz鄰近出現(xiàn)峰值。當(dāng)頻率大于60 Hz后，HB1，HB3及HB6的動(dòng)特性類似，表明液體產(chǎn)生的阻尼減小。HB2的動(dòng)剛度與HB1類似，隨頻率的增加，HB2在12 Hz鄰近出現(xiàn)谷值，之后在48 Hz附近出現(xiàn)峰值，滯后角在22 Hz鄰近出現(xiàn)峰值。當(dāng)頻率大于80 Hz后，HB2，HB1及HB3的動(dòng)剛度特性類似，表明通道內(nèi)液體的流動(dòng)性減弱，液體產(chǎn)生的阻尼較小。由圖4可知，在大振幅激勵(lì)下，HB4與HB5的動(dòng)剛度只具有谷值，出現(xiàn)谷值點(diǎn)的頻率分別在35 Hz與55 Hz鄰近，但并沒(méi)有出現(xiàn)峰值。HB4與HB5的滯后角分別在58與90 Hz鄰近處出現(xiàn)峰值，兩者表現(xiàn)為寬帶特性。

圖4 不同結(jié)構(gòu)液壓襯套的動(dòng)特性Fig.4 The dynamic characteristics of hydraulic bushing with different configurations

由以上分析可見(jiàn)，不同結(jié)構(gòu)液壓襯套滯后角的帶寬不同，HB1最小，HB5最大。隨慣性通道的增加，液壓襯套動(dòng)剛度及滯后角的峰值及其對(duì)應(yīng)頻率增加，液壓襯套可在更寬頻率范圍內(nèi)提供阻尼。比較HB2，HB4與HB5可知，大節(jié)流孔口式通道的增加可以在高頻更寬頻帶范圍提供較大阻尼。可見(jiàn)，只要對(duì)液體通道的數(shù)目與尺寸進(jìn)行合理的選擇，就可得到理想的液壓襯套動(dòng)特性與激振頻率的關(guān)系。

2 多通道式液壓襯套的集總參數(shù)模型

假定液壓襯套具有兩組尺寸分別相同的液體通道，其集總參數(shù)模型如圖5所示。其中：第1組通道是由n1個(gè)相同的慣性通道構(gòu)成；第2組通道是由n2個(gè)相同的節(jié)流孔口式通道組成。Kr，Br為橡膠主簧的動(dòng)剛度及阻尼系數(shù)；Kr為Kr1與Kr2的和；Br為Br1與Br2的和；Ap1，Ap2分別為兩液室的等效活塞面積；P1(t) ，P2(t)分別為兩液室內(nèi)的平均波動(dòng)壓力；兩液室的體積變形量分別用體積剛度K1及K2表征，K1，K2分別為液室體積柔度C1和C2的倒數(shù)；Qi(t)，Qo(t)為流經(jīng)通道的液體流量；li為慣性通道的流線長(zhǎng)度；Ai為慣性通道的橫截面積；xi(t)為液柱相對(duì)壁面的位移；內(nèi)管上承受正弦位移激勵(lì)為xr(t)=Xrsinωt；FT(t)為響應(yīng)力。

圖5 多慣性通道-多節(jié)流孔式液壓襯套的集總參數(shù)模型Fig.5 Fluid system model of hydraulic bushing with multiple inertia tracks and orifice elements

圖5中:Ii為慣性通道內(nèi)液柱的慣性系數(shù)；Ri為Ri1及Ri2兩者之和;Ri1是由于液體在慣性通道內(nèi)流動(dòng)的沿程損失所產(chǎn)生的線性阻尼系數(shù)；Ri2為由于慣性通道內(nèi)液體進(jìn)出通道口或彎曲通道引起的液柱流速的大小、方向或兩者均發(fā)生改變所引起的非線性阻尼系數(shù)。Ii,Ri1及Ri2的定義式[11]為

(1)

其中:mi為慣性通道內(nèi)液柱的質(zhì)量；ξi1為與液體速度的一次方成正比的速度阻尼系數(shù)；ξi2為與液體速度的平方項(xiàng)成正比的速度阻尼系數(shù)。

由于Ri2的局部阻力損失所導(dǎo)致的阻尼為2階非線性流體阻尼[12]，而低頻、大振幅激振下，慣性通道內(nèi)液體的流動(dòng)狀態(tài)為層流[3]，所以2階非線性阻尼對(duì)系統(tǒng)的影響較小，可忽略不計(jì)。Ri1的定義[10]為

(2)

其中:μ為液壓襯套內(nèi)液體的動(dòng)力黏度系數(shù)；di為慣性通道的水力直徑。

由于液體流進(jìn)流出通道口時(shí)橫截面積的改變及管道彎曲所導(dǎo)致的局部阻力損失增大了液壓襯套的阻尼，為了得到符合真實(shí)情況的預(yù)測(cè)值，通過(guò)引用經(jīng)驗(yàn)系數(shù)γ進(jìn)行調(diào)節(jié)。

因孔口的壁厚L與孔口水力直徑do的比值約等于1，所以孔通道為薄壁孔口[13]。考慮到射流的作用，可將液體流經(jīng)節(jié)流孔的流線長(zhǎng)度等效為孔通道的長(zhǎng)度lo。Io為孔口通道中液體的慣性系數(shù)；xo為射流液柱相對(duì)壁面的位移；Ro為Ro1及Ro2兩者之和；Ro1與Ro2分別為由于液柱在孔口流動(dòng)的局部損失所產(chǎn)生的線性阻尼系數(shù)及非線性阻尼系數(shù)。一般Io，Ro1與Ro2較難確定，通過(guò)引入經(jīng)驗(yàn)參數(shù)，采用相同的集總參數(shù)模型對(duì)孔口式液壓襯套進(jìn)行分析，Io與Ro1的定義[10]分別為

(3)

其中:ρ為液體的密度；Ao為孔口的橫截面積；β與ε為經(jīng)驗(yàn)參數(shù)，當(dāng)do/lo≈0時(shí)，取值分別為0.83及0.003 5；Qo為液體流過(guò)孔口的流量；co為流量系數(shù)。

co與do,lo及雷諾數(shù)Re有關(guān)[10]

(4)

設(shè)集總參數(shù)模型的狀態(tài)變量為XT=[x1,x2,x3,x4]=[(P1,P2,Qi,Qo]，可得到系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)狀態(tài)方程為

(5)

其中

(6a)

(6b)

在位移激勵(lì)xr(t)下，傳遞到外管的力為

(7)

由式(5)～式(7)，采用Laplace變換，可得多慣性通道-多節(jié)流孔式液壓襯套的復(fù)剛度表達(dá)為

(8)

式(8)中

(9a)

(9b)

由圖5可知，通道內(nèi)液柱運(yùn)動(dòng)位移與流量的關(guān)系為

(10)

將式(10)與Ri2=0及Ro2=0代入式(5)，可得到多慣性通道-多節(jié)流孔式液壓襯套內(nèi)液柱運(yùn)動(dòng)的微分方程

(11)

其中:X1T=(n1xi,n2xo)；M,C及K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣及剛度矩陣；Fm(t)為力向量矩陣。

其特征方程為

(12)

由式(12)可得到多慣性通道-多節(jié)流孔式液壓襯套內(nèi)液柱的共振頻率fn為

(13)

由式(13)可知，系統(tǒng)只有1個(gè)非零的諧振頻率，所以對(duì)應(yīng)系統(tǒng)的滯后角只有1個(gè)峰值。

由以上分析可見(jiàn)，將流經(jīng)節(jié)流孔的流線長(zhǎng)度等效為節(jié)流孔液柱的長(zhǎng)度，可將孔口式液壓襯套視為通道長(zhǎng)度與等效長(zhǎng)度相等的慣性通道式液壓襯套，實(shí)現(xiàn)了孔口式液壓襯套與慣性通道式液壓襯套在動(dòng)力學(xué)模型上的統(tǒng)一，降低了建立集總參數(shù)模型的工作量，有利于底盤-懸架襯套系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)計(jì)算分析。

3 液壓襯套模型參數(shù)的辨識(shí)

在低頻位移激勵(lì)下(如1 Hz)，液壓襯套兩液室的等效活塞面積泵液所排開(kāi)或吸入的液體被同步排入或被吸入另一個(gè)液室，但并不會(huì)引起兩液室間的壓力差有較大的變化,所以通過(guò)液體路徑傳遞的力對(duì)液壓襯套低頻動(dòng)剛度的作用很小，可忽略不計(jì)。如圖4所示，當(dāng)頻率低于5 Hz時(shí)，橡膠主簧的動(dòng)剛度與液壓襯套動(dòng)剛度變化趨勢(shì)相同，動(dòng)剛度都隨振幅的增大而降低。當(dāng)激勵(lì)頻率趨于零時(shí)，在不同振幅激勵(lì)下，橡膠主簧的動(dòng)剛度在452.32～488.65 N/mm的范圍內(nèi)，而液壓襯套的動(dòng)剛度在501.87～505.76 N/mm之間，兩者相差小于50 N/mm。可知慣性通道內(nèi)的液體對(duì)動(dòng)剛度的貢獻(xiàn)較小，所以在較低激勵(lì)頻率下，橡膠主簧的動(dòng)剛度起主要作用，可通過(guò)低頻位移激勵(lì)下液壓襯套的動(dòng)剛度識(shí)別橡膠主簧的動(dòng)剛度Kr。筆者采用液壓襯套橡膠主簧的動(dòng)態(tài)實(shí)驗(yàn)結(jié)果得到不同振幅下Kr與Br的值。

由于實(shí)驗(yàn)樣件間具有一致性，所以可采用單慣性通道式液壓襯套的特性對(duì)K1及K2的參數(shù)進(jìn)行識(shí)別。在大振幅激勵(lì)下，單慣性通道式液壓襯套的存儲(chǔ)動(dòng)剛度與損失動(dòng)剛度如圖6所示，兩者都具有不動(dòng)點(diǎn)(M1,M2,N1)。因存儲(chǔ)剛度的不變特征點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的頻率點(diǎn)fM2與液柱的共振頻率fn1近似相等[12]，K1及K2對(duì)應(yīng)成比例，且Ai,ρ及l(fā)i等幾何物理參數(shù)已知，由實(shí)測(cè)值和式(14)可得到K1與K2的值。

(14)

圖6 單慣性通道液壓襯套的存儲(chǔ)動(dòng)剛度及損失動(dòng)剛度Fig.6 Dynamic stiffness in-phase and out-of-phase of the hydraulic bushing

由于不變特征點(diǎn)附近的存儲(chǔ)動(dòng)剛度的變化曲線幾乎與x軸(頻率軸)垂直，不變特征點(diǎn)處較小的測(cè)量及辨識(shí)誤差對(duì)不變特征點(diǎn)頻率fM2的影響較小，所以采用fM2辨識(shí)fn1的精度較高，進(jìn)而可對(duì)體積剛度進(jìn)行識(shí)別。

由式(8)可知，隨著頻率的增大，單慣性通道液壓襯套的存儲(chǔ)動(dòng)剛度趨近于定值，即

(15)

采用上述計(jì)算方法，由測(cè)試結(jié)果可見(jiàn)，當(dāng)頻率增大時(shí)，單慣性通道液壓襯套的存儲(chǔ)動(dòng)剛度的值趨近于1.930×106N/m。參考表1中襯套的物理參數(shù)，辨識(shí)得到單慣性通道液壓襯套的參數(shù)值：Kr為4.84×105N/m；K1與K2分別為2.31×1011和2.08×1011N/m5；Ap1與Ap2分別為1.91×10-3和1.72×10-3m2。

4 液壓襯套集總參數(shù)模型動(dòng)態(tài)特性的分析

由圖5及式(8)可見(jiàn)，當(dāng)設(shè)n1=1～7,n2=0時(shí)，可得具有n1個(gè)相同慣性通道液壓襯套動(dòng)特性的表達(dá)。隨n1的增加，液壓襯套動(dòng)特性的變化如圖7所示。由圖7可知，當(dāng)n1=1及n1=2，采用模型計(jì)算得到的液壓襯套的動(dòng)特性與單慣性通道及雙慣性通道液壓襯套的實(shí)測(cè)值吻合較好，表明所建立的多通道式液壓襯套的集總參數(shù)模型可以用于多個(gè)相同慣性通道液壓襯套動(dòng)特性的計(jì)算。隨著n1的逐漸增加，動(dòng)剛度峰值及其所對(duì)應(yīng)的峰值頻率逐漸增加，滯后角峰值及所對(duì)應(yīng)的峰值頻率也逐漸增大，并且滯后角的帶寬增加。表明隨n1的增大，液壓襯套可在較寬頻帶內(nèi)提供阻尼。

當(dāng)n1=2,n2=0;n1=1,n2=1及n1=0,n2=2時(shí)，由式(8)可得到對(duì)應(yīng)HB1,HB2,HB4與HB5的動(dòng)特性表達(dá)式，計(jì)算值與實(shí)測(cè)值的對(duì)比如圖8所示。由圖8可知，采用模型計(jì)算得到液壓襯套的動(dòng)特性與實(shí)測(cè)值吻合較好。表明所建立的具有兩組相同尺寸多通道式液壓襯套的集總參數(shù)模型的正確性。由于將節(jié)流孔流線長(zhǎng)度等效為慣性通道長(zhǎng)度，對(duì)節(jié)流孔通道內(nèi)液體湍流影響估計(jì)不足及測(cè)試誤差的影響，HB4的滯后角在0～35 Hz內(nèi)的計(jì)算值與測(cè)試值誤差較大，HB5的滯后角在0～55 Hz內(nèi)的計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值誤差較大。但計(jì)算值在整體頻域范圍內(nèi)可預(yù)測(cè)液壓襯套的動(dòng)特性。

由式(13)所示的液柱共振頻率的表達(dá)可知，n1與n2的取值不同，得到對(duì)應(yīng)液壓襯套液柱的共振頻率不同，當(dāng)設(shè)n1=1,n2=0;n1=2,n2=0;n1=1,n2=1及n1=0,n2=2時(shí)，可得到對(duì)應(yīng)HB1,HB2,HB4與HB5液壓襯套內(nèi)液柱的共振頻率，計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的比較見(jiàn)表3。由表3可知，采用式(13)得到的液柱共振的頻率與實(shí)驗(yàn)值較為接近，表明筆者估算滯后角的峰值頻率的方法是可行的。

表3 液柱共振頻率的對(duì)比

隨著n1與n2的變化，液壓襯套動(dòng)特性的變化如圖9所示。由圖9可知，當(dāng)n2=2時(shí)，隨n1逐漸增大(n1=1,2,3)，液壓襯套的動(dòng)特性變化很小，表明當(dāng)頻率較高時(shí)，這種具有寬帶特性液壓襯套的動(dòng)特性受慣性通道數(shù)目改變的影響較小。當(dāng)n1=3,n2=3時(shí)，動(dòng)剛度的最大峰值降低，峰值頻率增加，同時(shí)滯后角的峰值減小，而滯后角的峰值頻率增加。令n1=0，隨著n2的增大(n2=4,6)，動(dòng)剛度的陷波峰值及最大峰值變小，但所對(duì)應(yīng)的峰值頻率增大，同時(shí)滯后角的峰值有一定降低，而所對(duì)應(yīng)的峰值頻率增大。

圖7 n1個(gè)相同尺寸的慣性通道液壓襯套動(dòng)特性的計(jì)算結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比(振幅為0.8 mm)Fig.7 Comparisons between experimental and calculated results of the dynamic characteristics of hydraulic bushing with multiple inertia tracks (amplitude is 0.8 mm)

圖8 多通道液壓襯套動(dòng)特性計(jì)算結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果的對(duì)比(振幅為0.8 mm)Fig.8 Comparisons between experimental and calculated results of the dynamic characteristics of hydraulic bushing with multiple tracks (amplitude is 0.8 mm)

圖9 液壓襯套動(dòng)特性隨通道變化的預(yù)測(cè)Fig.9 The predicted results of the dynamic characteristics of hydraulic bushing with multiple tracks

5 結(jié) 論

1) 采用實(shí)驗(yàn)的方法，測(cè)試分析了不同結(jié)構(gòu)形式液壓襯套動(dòng)特性的變化。采用對(duì)比分析的方法，對(duì)液壓襯套的作用機(jī)理進(jìn)行了闡述，認(rèn)為隨慣性通道數(shù)目的增加，液壓襯套滯后角的峰值及出現(xiàn)峰值的頻率都增大。通過(guò)改變通道的結(jié)構(gòu)，可使液壓襯套在較寬頻率范圍內(nèi)具有大阻尼的特性。

2) 采用多通道-多節(jié)流孔式液壓襯套的集總參數(shù)模型，對(duì)不同結(jié)構(gòu)形式液壓襯套的動(dòng)特性及滯后角的峰值頻率進(jìn)行了計(jì)算，并與實(shí)驗(yàn)值進(jìn)行了對(duì)比。計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)結(jié)果相一致，驗(yàn)證了模型的正確性。

3) 通過(guò)改變通道的數(shù)目，分析了液壓襯套動(dòng)特性變化的規(guī)律。結(jié)果表明，隨慣性通道數(shù)目的增加，具有n個(gè)相同尺寸多慣性通道式液壓襯套動(dòng)剛度及滯后角的峰值及所對(duì)應(yīng)的峰值頻率增大。但隨慣性通道數(shù)目的增多，對(duì)具有孔口通道式多通道液壓襯套的動(dòng)特性的性能影響較小。隨著孔口通道數(shù)目增多，動(dòng)剛度的最大峰值降低，所對(duì)應(yīng)的峰值頻率增大。同時(shí)滯后角的峰值減小，峰值所對(duì)應(yīng)的頻率增大。

[1] Sauer W, Guy Y. Hydro bushings-innovative NVH solutions in chassis technology[J].SAE Technical Paper Series, 2003-01-1475.

[2] 上官文斌,徐馳.汽車懸架控制臂液壓襯套動(dòng)態(tài)特性實(shí)測(cè)與計(jì)算分析[J].振動(dòng)與沖擊,2007,26(9):7-10.

Shangguan Wenbin, Xu Chi. Experiment and calculation methods of the dynamic performances for hydraulic bushings used in control arms of a suspension[J]. Journal of Vibration and Shock, 2007, 26(9):7-10. (in Chinese)

[3] Chai Tan, Dreyer J T, Singh R. Time domain responses of hydraulic bushing with two flow passages[J]. Journal of Sound and Vibration, 2014,333(3):693-710.

[4] Miyamoto Y, Nakamura S. Study of hydro bush for reduction of harshness and road noise[J].Society of Automotive Engineers of Japan, 2005,26:33-40.

[5] 背戶一登.動(dòng)力吸振器及其應(yīng)用[M].任明章,譯.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2013:16-105.

[6] Lu M, Ari-Gur J, Garety J. Predication of automotive hydrobushing resonant frequency[C]∥Proceedings of the ASME Noise Control and Acoustics Division-1999. U.S.: ASME, 1999:157-159.

[7] Lu M. Study of automotive hydromount mechanism[D]. Michigan: Western Michigan University, 2001.

[8] Lu M, Ari-Gur J. Study of hydromount and hydrobushing with multiple inertia tracks[C]∥Proceedings of 2002 JSAE Annual Congress. Yokohama: JSAE, 2002:5-8.

[9] 呂振華,上官文斌,梁偉,等.液阻型橡膠隔振器動(dòng)態(tài)特性實(shí)驗(yàn)方法及實(shí)測(cè)分析[J].中國(guó)機(jī)械工程,2003,15(2):182-186.

Lü Zhenhua, Shangguan Wenbin, Liang Wei, et al. Experimental methods and test evaluation for the dynamic characteristics of hydraulically damped rubber mount[J]. China Mechanical Engineering, 2003, 15(2):182-186. (in Chinese)

[10]Barszcz B, Dreyer J T, Singh R. Experimental study of hydraulic engine mounts using multipleinertia tracks and orifices: narrow and broad band tuning concepts[J]. Journal of Sound and Vibration, 2012,331:5209-5223.

[11]Zhang Yunqing, Shangguan Wenbin. A nnovel approach for lower frequency performance design of hydraulic engine mounts[J]. Computers and Structures, 2006, 84:572-584.

[12]Fan Ranglin, Lü Zhenhua. Fixed points on the nonlinear dynamic properties of hydraulic engine mounts and parameter identification method experiment and theory[J]. Journal of Sound and Vibration, 2007,305:703-727.

[13]林建忠,阮曉東,陳邦國(guó),等.流體力學(xué)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2010:102-215.

10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.06.004

*國(guó)家自然科學(xué)基金青年基金資助項(xiàng)目(B5130960)；中央高校基本科研業(yè)務(wù)費(fèi)資助項(xiàng)目(D2131410)

2014-11-05；

2015-01-07

TH113; U464

楊超峰，男，1981年6月生，博士。主要研究方向?yàn)橐鹤柘鹉z隔振器振動(dòng)控制、車輛振動(dòng)噪聲分析與控制。曾發(fā)表《汽車懸架液壓襯套非線性動(dòng)特性的實(shí)驗(yàn)與建模方法研究》(《振動(dòng)與沖擊》2016年第35卷第3期)等論文。 E-mail：ychf8130@163.com 通信作者簡(jiǎn)介：殷智宏，女，1982年2月生，講師。主要研究方向?yàn)槠囌駝?dòng)噪聲分析與控制、汽車動(dòng)力學(xué)、橡膠隔振、懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)與主動(dòng)控制。 E-mail：mezhyin@scut.edu.cn