基于開關電磁閥的阻尼可調減振器設計及仿真研究*

陶 偉，劉志強，郭 炎

(1.武夷學院 機電工程學院，福建 南平 354300；2.江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013)

0 引 言

減振器是加速車輛振動衰減的主要元件之一，其通過油液在其內部往復運動產生阻尼力，使得振動能量迅速轉換為熱能，從而達到衰減振動的目的[1-2]。目前，減振器已被廣泛應用于包括車架隔振、動力總成隔振等多個隔振領域，為車輛安全運行及乘客的乘坐舒適性提供了可靠保障[3]。

隨著半主動懸架研究的迅速開展，阻尼可調減振器也逐漸成為關注焦點[4]。目前，阻尼可調減振器按照設計原理可主要分為兩大類，即節流口面積可調式和減振油液粘度可調式[5]。重慶大學的李仕生等人[6]結合能夠調節節流孔大小的調節閥，仿真分析了可調阻尼減振器的外特性。江蘇大學的江浩斌等人[7]在原被動式減振器結構基礎上，設計出了一種基于電磁閥和擺動氣缸的可變節流口式可調阻尼減振器，并仿真分析了減振器主要結構參數對其阻尼性能的影響。油液粘度可調式減振器主要包括磁流變液和電流變液兩種，其設計核心在于通過磁場或電場迅速改變減振器油液的粘度、塑性等流變特性，從而實現對減振器阻尼狀態的有效調節。相較于電流變液減振器，以美國德爾福公司開發的MagenRide為代表的磁流變減振器產品在半主動懸架領域中的應用更為廣泛[8]。

從功能角度來看，目前研究提出的節流口面積可調式以及油液粘度可調式減振器均能實現良好的阻尼調節功能，但從應用角度出發，傳統節流口面積可調式減振器仍然面臨控制精度要求高、設計復雜以及能耗偏大等問題。而油液粘度可調式減振器雖然結構簡單、設計要求低，但是對減振油液的可靠性、穩定性要求極高，另外粘度可調油液的使用成本對于一般用戶而言，短期內仍難以接受。

針對現有阻尼可調減振器存在的不足，筆者提出一種基于開關電磁閥的新型阻尼可調減振器，即在完成阻尼可調減振器結構設計的基礎上，分析其工作原理，而后以阻尼模式3壓縮行程為例，建立減振器阻尼特性模型，最后仿真分析減振器主要結構參數對其阻尼特性的影響規律。

1 阻尼可調減振器結構設計

1.1 阻尼可調減振器結構

本文所設計的能夠實現多種阻尼狀態切換的阻尼可調減振器結構示意圖，如圖1所示。

圖1 阻尼可調減振器結構示意圖

從圖1中可以看出，該減振器是在傳統液壓減振器的基礎上，外置一個阻尼調節裝置，所述阻尼調節裝置是由4個單向閥和2個高速開關電磁閥所組成。

通過相關結構設計，使得減振器油液在復原和壓縮行程中除流經活塞閥和底閥之外，還需流經阻尼調節裝置。所述阻尼調節裝置主要通過控制2個高速開關電磁閥的通斷狀態，改變減振器油液在阻尼調節裝置中的流動路徑。由于油液流動路徑的不同，形成減振器在相應工作行程中不同的阻尼狀態，從而達到調節減振器阻尼特性的目的。

在不同工作行程中，可調阻尼減振器的阻尼狀態主要是由4個單向閥的開閥壓力所決定，因此，該減振器阻尼調節裝置的另一主要特征在于4個單向閥的開閥壓力各不相同，具體開閥壓力要根據阻尼調節范圍要求進行設置。

1.2 阻尼可調減振器工作原理

根據阻尼可調減振器結構示意圖可以明顯看出，阻尼調節裝置通過控制開關電磁閥s1和s2的通斷狀態，即可改變復原和壓縮行程中減振器油液在阻尼調節裝置中的油液流動路徑。

阻尼可調減振器的油液流動路徑如圖2所示。

圖2 阻尼可調減振器的油液流動路徑

從圖2中可以看出，不同油液流動路徑的顯著區別在于油液所必須流經的單向閥不同，從而形成減振器不同的阻尼特性。

結合圖1和圖2，筆者就壓縮行程和復原行程分別闡述阻尼多狀態切換減振器的具體工作原理。

1.1 壓縮行程

當減振器處于壓縮行程時，減振器阻尼特性的主要是通過活塞閥總成和底閥總成中相關流動通道，以及阻尼調節裝置中單向閥和開關閥的節流作用來形成，其中，活塞閥和底閥總成中相關流動通道的節流特性不可進行主動調節，因此，減振器阻尼狀態的改變主要是由阻尼調節裝置中的開關電磁閥通斷狀態所決定，具體過程為：

(1)當電磁閥s1和s2同時打開時，從壓縮腔流出的油液無需經過單向閥直接流向復原腔；

(2)當電磁閥s1關閉、s2打開時，從壓縮腔流出的油液首先通過電磁閥s2，但是由于電磁閥s1關閉，油液必須流經單向閥b才能最終抵達復原腔；

(3)當電磁閥s1打開、s2關閉時，從壓縮腔流出的油液首先必須通過單向閥c，而后通過電磁閥s1抵達復原腔；

(4)當電磁閥s1和s2同時關閉時，從壓縮腔流出的油液必須通過單向閥c和單向閥b才能抵達復原腔。

如前所述，由于4個單向閥的開閥壓力各不相同，結合減振器在阻尼調節裝置中的4種油液流動路徑，即可最終形成4種阻尼狀態。

1.2 復原行程

與前述壓縮行程類似，減振器阻尼狀態的主動調節主要是通過改變阻尼調節裝置中開關電磁閥的通斷狀態來實現，其具體過程為：

(1)當電磁閥s1和s2同時打開時，從復原腔流出的油液無需經過單向閥直接流向壓縮腔；

(2)當電磁閥s1關閉、s2打開時，從復原腔流出的油液首先必須通過單向閥a，而后通過電磁閥s2才能抵達復原腔；

(3)當電磁閥s1打開、s2關閉時，從復原腔流出的油液首先通過電磁閥s1，但是由于電磁閥s2關閉，油液必須流經單向閥d才能最終抵達壓縮腔；

(4)當電磁閥s1和s2同時關閉時，從復原腔流出的油液必須通過單向閥a和單向閥d才能抵達壓縮腔。

在復原行程中，減振器通過阻尼調節裝置中4種不同的油液流動路徑，也可形成4種不同的阻尼狀態。

不同阻尼模式下，電磁閥開關狀態和流經單向閥情況如表1所示。

表1 不同阻尼模式下的電磁閥開關狀態和流經單向閥情況

2 減振器阻尼特性建模

在減振器阻尼特性建模過程中，值得指出的是，壓縮閥和伸張閥的節流阻力均設計為隨活塞運動速度而變化。當活塞運動速度較低時，油壓不足以克服壓縮閥和伸張閥彈簧的預緊力，油液主要通過常通孔隙進行流動；而當活塞運動速度較快時，油壓能夠克服壓縮閥和伸張閥的彈簧預緊力，油液迅速通過壓縮閥和伸張閥，從而保證彈性元件的緩沖作用得到充分發揮，同時防止部分零件因超載而損壞[9]。

由于減振器壓縮行程和復原行程阻尼特性模型構建類似，本文以阻尼模式3壓縮行程為例，建立阻尼可調減振器阻尼特性模型(其他阻尼模式及不同行程下的建模過程與此類似，此處不再贅述)。

根據前文所述，在減振器壓縮行程中，壓縮閥在不同活塞桿運動速度下的表現狀態并不相同，因此，需要針對壓縮閥開啟前后分別進行建模。

2.1 壓縮閥開啟前阻尼特性模型

當減振器活塞運動速度較低時，壓縮閥未開啟，此時減振器壓縮阻尼力主要是通過阻尼調節裝置中的單向閥c、開關閥s1、活塞總成上的流通閥和底閥總成上的常通孔隙所產生。

因此，壓縮閥開啟前減振器的油液流動情況，如圖3所示。

圖3 壓縮閥開啟前減振器的油液流動情況P1，P2，P3—復原腔、壓縮腔和補償腔內的油液壓力；P4—氣室內的氣壓

根據筒式減振器的結構原理，壓縮閥開啟前從壓縮腔流向復原腔的油液總流量Q1可表示為：

(1)

式中：Az—活塞橫截面積，m2；Ag—活塞桿橫截面積，m2；dz—活塞直徑，m；dg—活塞桿直徑，m；vy1—活塞運動速度，m/s。

由于從壓縮腔到復原腔存在2條油路，Q1與通過開關電磁閥s1的油液流量Q13、通過單向閥c的油液流量Q11以及通過流通閥的油液流量Q12之間存在如下關系：

Q1=Q13+Q12=Q11+Q12

(2)

對于單向閥c，通過其的油液流量Q11可表示為[10]：

(3)

式中：Qc—單向閥c的額定流量系數，L/min；ΔPc—單向閥c的額定壓力損失，MPa；ΔP21-c—油液流經單向閥c產生的壓力損失，MPa。

對于開關電磁閥s1，其可視為一薄壁小孔，因此，減振器在壓縮行程中，通過其的油液流量Q13可表示為[11]：

(4)

式中：C—開關電磁閥的壓力損失系數；Asv—等效薄壁小孔的截面積，m2；ρ—油液密度，kg/m3；ΔP21-s—油液流經開關電磁閥s1產生的壓力損失，MPa。

由于閥片在油液壓力下發生變形，從而形成節流縫隙，通過流通閥處的油液流量Q12可表示為[12]：

(5)

式中：δyc—流通閥閥片的變形撓度，m；ΔP21-l—油液流經流通閥產生的壓力損失，MPa；μ—減振器油液的運動學粘度，m2/s；ry3—流通閥最大閥片的外徑，m；ry4—流通閥最大閥片的內徑，m。

流通閥閥片的變形撓度δyc的具體計算公式為[13]：

(6)

式中，P—流通閥閥片承受的油液壓力，MPa；E—閥片的彈性模量，N/mm；h—閥片厚度，m。

根據圖3所示的減振器油液流動情況，壓縮腔和復原腔之間的壓差ΔP21，與油液流經其他阻尼元件所產生的壓力損失間存在如下關系：

ΔP21=ΔP21-c+ΔP21-s=ΔP21-l

(7)

聯立上述各式，可最終求得ΔP21的具體表達式，此處不再進行詳細推導。

此外，在壓縮閥開啟前，還有部分油液通過常通孔隙從壓縮腔流向補償腔。設該部分流量為Q2，其表達式為：

(8)

式中：Cd—常通孔隙流量系數，Nk—壓縮閥常通孔隙的個數；Ak—常通孔隙的截面積，m2；ΔP23—壓縮腔與補償腔之間的壓差，MPa。

根據筒式減振器的結構原理，流量Q2同時與活塞桿進入主筒內的體積有關，因此，Q2的另一表達式為：

(9)

聯立式(8，9)可得ΔP23的具體表達式。

根據前文所述，在壓縮行程中，由于部分活塞桿進入復原腔內，減振器腔室總體積減小，浮動活塞需要向下移動，從而補償減小的腔室體積，因此，氣室內壓力將會增大。

由理想氣體狀態方程可得：

(10)

式中：P0—氣室初始狀態內的氣壓，MPa；V0—氣室初始體積，m3；ty—活塞桿向下運動的時間，s。

由于浮動活塞向下移動不會造成壓力損失，即P3=P4，則有：

P2=P4+ΔP23

(11)

對減振器活塞進行受力分析，可得壓縮閥開啟前減振器在壓縮行程中產生的阻尼力Fy1的表達式為：

Fy1=AzP2-(Az-Ag)P1

(12)

聯立式(11，12)，可得：

Fy1=AzP2-AzP1+AgP1=
(Az-Ag)ΔP21+Ag(P4+ΔP23)

(13)

2.2 壓縮閥開啟后阻尼特性模型

當減振器活塞運動速度較快時，壓縮閥開啟，此時減振器壓縮阻尼力主要是由阻尼調節裝置中的單向閥c、開關閥s1、活塞總成上的流通閥、底閥總成上的常通孔隙以及壓縮閥所共同產生。

因此，壓縮閥開啟后減振器的油液流動情況，如圖4所示。

圖4 壓縮閥開啟后減振器的油液流動情況

如圖4所示，壓縮閥開啟后，從壓縮腔流向復原腔的油液流量設為Q3，其表達式的推導過程與前文完全相同，即：

Q3=Q33+Q32=Q31+Q32=

(14)

式(14)與前文所述公式的唯一區別在于，流通閥閥片的變形撓度為δyo。因此，根據式(14)同樣可以獲取壓縮腔與復原腔之間的壓差ΔP21。

與此同時，壓縮閥開啟后，從壓縮腔流向復原腔的油液流量Q4由兩部分組成。其中，參照式(8)，通過常通孔隙的油液流量Q41如下式所示：

(15)

參照式(5)，可得流經壓縮閥的油液流量Q42：

(16)

式中：δys—壓縮閥閥片的變形撓度，m。

同理，從壓縮腔流向復原腔的油液流量Q4和通過常通孔隙的油液流量Q41，與通過壓縮閥的油液流量Q42之間存在如下關系：

(17)

式中：vy2—活塞運動速度，m/s。

根據上式，可進一步計算出壓縮閥開啟后壓縮腔與補償腔之間的壓差ΔP23。

同壓縮閥開啟前，氣室內的氣體壓力如下式所示：

(18)

因此，壓縮閥開啟后減振器在壓縮行程中產生的阻尼力Fy2可表示為：

Fy2=AzP2-(Az-Ag)P1=
(Az-Ag)ΔP21+Ag(P4+ΔP23)

(19)

3 試驗及結果分析

在建立阻尼可調減振器數學模型的基礎上，筆者進一步通過仿真試驗的方式，來研究阻尼調整裝置主要結構參數對其阻尼特性的實際影響規律。

由于所設計的減振器是在傳統液壓減振器的基礎上進行改進，此處僅考慮阻尼調節裝置中的結構參數，即僅分析4個單向閥的相關參數以及2個高速開關電磁閥的相關參數對減振器阻尼特性的影響情況，而對于減振器傳統結構參數，此處則不作進一步分析。

3.1 單向閥結構參數的影響規律分析

當減振器其他結構參數確定時，不同單向閥a額定壓力損失下，減振器阻尼力隨活塞運動速度變化情況，如圖5所示。

圖5 不同單向閥a額定壓力損失下的減振器阻尼力隨活塞運動速度變化情況

不同單向閥b額定壓力損失下，減振器阻尼力隨活塞運動速度變化情況，如圖6所示。

圖6 不同單向閥b額定壓力損失下的減振器阻尼力隨活塞運動速度變化情況

從圖(5，6)中可以明顯看出：(1)單向閥額定壓力損失對減振器阻尼特性存在顯著影響，當單向閥額定壓力損失增加時，減振器阻尼特性隨之明顯“變硬”；(2)由于不同阻尼模式下減振器復原行程與壓縮行程所流經的單向閥并不相同，單向閥a只影響減振器的復原阻尼力，而單向閥b則只影響減振器壓縮阻尼力；該結果與阻尼多狀態切換減振器的結構特征相符合。

不同單向閥c額定流量系數下，減振器阻尼力隨活塞位移變化情況，如圖7所示。

圖7 不同單向閥c額定流量系數下的減振器阻尼力隨活塞位移變化情況

不同單向閥d額定流量系數下，減振器阻尼力隨活塞位移變化情況，如圖8所示。

圖8 不同單向閥d額定流量系數下的減振器阻尼力隨活塞位移變化情況

從圖(7，8)中可以看出：(1)單向閥額定流量系數對減振器阻尼特性也存在較為顯著的影響，當單向閥額定流量系數減小時，減振器阻尼特性隨之“變硬”；(2)與前文分析結論相一致，單向閥d的額定流量系數變化只影響減振器的復原阻尼力，而單向閥c的額定流量系數變化則只影響減振器壓縮阻尼力。

3.2 開關電磁閥結構參數的影響規律分析

根據阻尼多狀態切換減振器的結構原理可知，阻尼調節裝置中除單向閥外，開關電磁閥的結構參數也會對減振器阻尼特性產生一定影響。結合式(4)可知，影響減振器阻尼特性的開關電磁閥結構參數主要是電磁閥等效節流口的面積。

在阻尼模式2中，不同開關電磁閥s1等效節流口面積下，減振器阻尼力隨活塞運動速度變化情況，如圖9所示。

圖9 不同開關電磁閥s1節流口面積下的減振器阻尼力隨活塞運動速度變化情況

在阻尼模式3中，不同開關電磁閥s2等效節流口面積下，減振器阻尼力隨活塞位移變化情況，如圖10所示。

圖10 不同開關電磁閥s2節流口面積下的減振器阻尼力隨活塞位移變化情況

從圖(9，10)中可以看出：(1)阻尼調節裝置中的開關電磁閥等效節流口面積對減振器阻尼特性同樣具有明顯影響；(2)隨著開關電磁閥節流面積的減小，不論是復原行程還是壓縮行程，減振器阻尼特性均“變硬”，反之則“變軟”。

通過上述分析可以發現，為實現減振器的目標阻尼特性調節范圍，需要同時協調4個單向閥以及2個高速開關電磁閥的相關結構參數。

4 結束語

針對現有阻尼可調減振器存在的不足，筆者提出了一種基于開關電磁閥的新型阻尼可調減振器。筆者首先設計了基于高速開關電磁閥的阻尼多狀態切換減振器具體結構，在此基礎上分析了減振器實現阻尼多狀態調節的工作機理，在相關建模假設的前提下，以阻尼模式3壓縮行程為例，針對壓縮閥開啟前后，建立了減振器阻尼特性數學模型，結合阻尼模型研究了阻尼調節裝置中，4個單向閥和2個開關電磁閥的主要結構參數對減振器阻尼特性的實際影響規律。

研究結果表明，所設計的減振器通過改變兩個電磁閥的通斷狀態即可實現4種阻尼模式、8種阻尼狀態，可實現阻尼大范圍調節；同時，阻尼調節裝置相關結構參數對減振器阻尼特性影響明顯，通過調節相關參數即可滿足不同阻尼模式對減振器阻尼特性的差異化需求。

該研究結果將為阻尼可調減振器的結構創新設計及主要結構參數的確定奠定一定的基礎。