阻尼連續(xù)可調(diào)減振器外特性仿真與試驗研究*

江蘇大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 江蘇鎮(zhèn)江 212013

1 研究背景

減振器作為汽車懸架上的主要阻尼元件，可以將車輛在行駛中的振動動能轉(zhuǎn)換為減振器油液的熱能而擴(kuò)散，從而達(dá)到快速消減車身振動、提高舒適性與穩(wěn)定性的目的[1-3]。傳統(tǒng)的汽車減振器主要由剛度固定的螺旋彈簧和阻尼固定的筒式液壓減振器組成，在設(shè)計時較難兼顧不同路況下乘坐的舒適性和操控的穩(wěn)定性。而阻尼可調(diào)減振器較好地解決了舒適性與穩(wěn)定性之間的矛盾[4]，因此對阻尼可調(diào)減振器進(jìn)行研究一直是汽車懸架領(lǐng)域的重點問題。

我國對阻尼可調(diào)減振器的研究起步較晚，且側(cè)重于模型建立及對阻尼可調(diào)減振器控制策略的研究。受產(chǎn)品性能、穩(wěn)定性、生產(chǎn)成本、材料等因素的影響，諸多研究成果難以進(jìn)入實用階段[5-7]。國內(nèi)減振器生產(chǎn)廠商亦廣泛采用試錯法，較難開發(fā)出實用的阻尼可調(diào)減振器。筆者在分析阻尼連續(xù)可調(diào)減振器工作機(jī)理的基礎(chǔ)上，建立減振器的動力學(xué)模型，并通過臺架試驗驗證模型的精確度，研究結(jié)論可以為阻尼連續(xù)可調(diào)減振器的研發(fā)提供技術(shù)參考。

2 減振器工作機(jī)理

2.1 減振器結(jié)構(gòu)

阻尼連續(xù)可調(diào)減振器結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要包括工作缸、調(diào)節(jié)閥總成、主活塞總成、浮動活塞、緩沖彈簧和油封等，其中調(diào)節(jié)閥總成包括副活塞總成、副壓縮閥、副復(fù)原閥、中空活塞桿、閥芯等。

2.2 通流面積調(diào)節(jié)

▲圖1 阻尼可調(diào)減振器結(jié)構(gòu)

減振器調(diào)節(jié)閥總成如圖2所示，通過旋轉(zhuǎn)中空活塞桿內(nèi)的閥芯，可以改變節(jié)流孔的通流面積。定義閥芯轉(zhuǎn)動角度為θ，閥口面積為AL。當(dāng)閥芯孔處于閉合狀態(tài)時，定義閥芯角度為0°。在閥芯從0°轉(zhuǎn)動到 180°的過程中，節(jié)流孔通流面積呈現(xiàn)全閉→半開→全開→半開→全閉的變化過程。這一過程可以采用Gaussian函數(shù)進(jìn)行擬合，流通面積AL與閥芯轉(zhuǎn)動角度θ的擬合方程為：

式中：a1、b1、c1依次為 5.92、1.05、0.57；a2、b2、c2依次為1.34、2.07、0.69。

▲圖2 調(diào)節(jié)閥總成

2.3 油液流動機(jī)理

當(dāng)閥芯閉合時，θ=0°，調(diào)節(jié)閥節(jié)流孔的通流面積為0，此時減振器等同于單筒充氣式減振器。當(dāng)閥芯開啟后，0°＜θ＜π，此時減振器主活塞起到導(dǎo)向器作用，油液不通過主活塞閥系。調(diào)節(jié)閥開啟后，壓縮行程中減振器內(nèi)部油液流動如圖3所示。圖3中P1為復(fù)原腔壓力，P2為中間腔壓力，P3為壓縮腔壓力，P4為氣室壓力，P5為調(diào)節(jié)閥總成內(nèi)部壓力。

▲圖3 壓縮行程油液流動

3 減振器建模

3.1 建模假設(shè)

減振器的外特性受到內(nèi)泄漏、油溫變化等諸多因素影響，在建模時，如果將所有的影響因素都考慮在內(nèi)，減振器的動力學(xué)模型將會十分復(fù)雜且不易求解。為此，在建模前作如下假設(shè)。

（1）活塞與缸筒、活塞桿與油封之間不存在油液泄漏現(xiàn)象，即油液僅通過設(shè)定的油路。

（2）在測試過程中，油液溫度保持不變。

（3）油液不可壓縮，油液與氣體完全分離，油液無泡沫化現(xiàn)象。

（4）減振器內(nèi)部同一腔室內(nèi)壓力處處相等。

3.2 動力學(xué)模型

以調(diào)節(jié)閥開啟狀態(tài)下減振器的壓縮行程為例，對減振器動力學(xué)建模過程進(jìn)行分析。對活塞桿進(jìn)行受力分析，可得平衡方程[8]：

式中：Fc為壓縮行程阻尼力；Ap為活塞截面積；Ar為活塞桿截面積；Ff為減振器工作過程中的摩擦力。

令減振器氣室初始壓力為P0，初始體積為V0，活塞移動距離為Sp，由浮動活塞兩側(cè)壓力平衡可得[9]：

則復(fù)原腔壓力P1為：

式中：ΔP32為薄壁小孔節(jié)流壓差；ΔP21為徑向開閥縫隙節(jié)流壓差。

由流體節(jié)流理論，ΔP32、ΔP21可分別表示為[1]：

式中：ρ為油液密度；Q為油液流量；ε為薄壁小孔流量系數(shù)；n和A分別為節(jié)流孔數(shù)量和單個孔的流通面積；μ為減振油動力黏度；rb為節(jié)流閥片外半徑；rk為活塞閥口半徑；wk為閥片開閥量。

3.3 仿真模型

對減振器工作機(jī)理及阻尼調(diào)節(jié)機(jī)理進(jìn)行分析后，基于阻尼可調(diào)減振器動力學(xué)模型，在MATLAB/Simulink環(huán)境下建立減振器的仿真模型，主要建模參數(shù)見表1。

表1 減振器建模參數(shù)

所建立的減振器仿真模型如圖4所示，通過改變調(diào)節(jié)閥旋轉(zhuǎn)角度θ，這一仿真模型可以輸出減振器在不同工作狀態(tài)下的阻尼力。

▲圖4 減振器仿真模型

4 仿真結(jié)果與試驗分析

建立阻尼連續(xù)可調(diào)減振器動力學(xué)模型及仿真模型后，需要通過臺架試驗對減振器的外特性進(jìn)行測試，以驗證所建立模型的可靠性。試驗采用某減振器制造廠商提供的減振器液壓伺服示功機(jī)。如圖5所示，示功機(jī)主要由橫梁、拉力和壓力傳感器、速度和位移傳感器、作動器、控制面板、顯示器等部件組成。

▲圖5 減振器液壓伺服示功機(jī)

依據(jù)汽車行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)QC/T 545—1999《汽車筒式減振器臺架試驗方法》的規(guī)定[10]，確定該減振器仿真行程為75 mm，試驗頻率與速度見表2。

表2 試驗頻率與速度

改變減振器調(diào)節(jié)閥閥芯的旋轉(zhuǎn)角度，可得阻尼連續(xù)可調(diào)減振器在不同工況下的示功特性曲線和速度特性曲線。圖6所示為閥芯閉合工況下的示功特性曲線，圖7所示為閥芯旋轉(zhuǎn)π/6工況下的示功特性曲線，圖8所示為閥芯旋轉(zhuǎn)π/3工況下的示功特性曲線。這三種工況依次代表了減振器在實際工作時硬、中、軟三種工作模式。圖9所示為減振器速度特性曲線。

▲圖6 閥芯閉合時示功特性曲線

▲圖7 閥芯旋轉(zhuǎn)π/6時示功特性曲線

▲圖8 閥芯旋轉(zhuǎn)π/3時示功特性曲線

▲圖9 減振器速度特性曲線

三種工況下減振器仿真結(jié)果與示功試驗結(jié)果吻合度較好，最大壓縮阻尼和復(fù)原阻尼誤差為13.33%，證明所建立的阻尼連續(xù)可調(diào)減振器模型是可靠的，可以用于工程實踐中對減振器外特性的預(yù)測[11]。

5 外特性影響因素分析

為了更深入地研究減振器的外特性，對影響減振器外特性的因素進(jìn)行分析。由阻尼連續(xù)可調(diào)減振器動力學(xué)模型可知，影響其外特性的主要因素有氣室壓強(qiáng)、減振器油液動力黏度及環(huán)形縫隙寬度等。借助所建立的仿真模型，對可能影響減振器外特性的因素進(jìn)行仿真，結(jié)果表明：改變氣室壓強(qiáng)，減振器壓縮阻尼與復(fù)原阻尼反向變化，其壓縮復(fù)原比同時發(fā)生變化，如圖10所示；增大油液黏度，可以線性改變減振器壓縮阻尼和復(fù)原阻尼，且變化范圍較大，如圖11所示；增大環(huán)形縫隙寬度，壓縮阻尼和復(fù)原阻尼均非線性減小，且在0.5～1.5 mm范圍內(nèi)變化幅度較大，如圖12所示。

6 結(jié)束語

筆者分析了阻尼連續(xù)可調(diào)減振器的工作機(jī)理，闡述了調(diào)節(jié)閥節(jié)流孔面積隨調(diào)節(jié)閥旋轉(zhuǎn)角度的變化規(guī)律，并采用Gaussian函數(shù)擬合出具有較高精度的方程，建立了減振器多工況下的動力學(xué)模型。應(yīng)用Simulink軟件建立了阻尼連續(xù)可調(diào)減振器的仿真模型，臺架試驗結(jié)果與仿真結(jié)果對比顯示，減振器阻尼力的最大誤差為13.33%，證明所建立的阻尼連續(xù)可調(diào)減振器動力學(xué)模型精確度較高。筆者還研究了主要參數(shù)對減振器外特性的影響規(guī)律，仿真模型可用于工程實踐中對減振器外特性的預(yù)測與阻尼力調(diào)校，為阻尼連續(xù)可調(diào)減振器的研發(fā)提供了技術(shù)參考。

▲圖10 氣室壓強(qiáng)對阻尼力影響曲線

▲圖11 油液黏度對阻尼力影響曲線

圖12 環(huán)形縫隙寬度對阻尼力影響曲線