尹志敏

（中南大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，湖南 長沙 410083）

減振器是車輛懸架系統(tǒng)的重要部件，對(duì)操作平穩(wěn)性和乘坐舒適性有著重要的影響。目前液壓減振器應(yīng)用較為廣泛，其是通過活塞閥體上若干小孔的節(jié)流效應(yīng)產(chǎn)生阻尼力，將懸架系統(tǒng)機(jī)械振動(dòng)的機(jī)械能轉(zhuǎn)化為熱能，從而衰減懸架系統(tǒng)的縱向機(jī)械振動(dòng)。路面不平度激勵(lì)引起液壓減振器兩端相對(duì)運(yùn)動(dòng)，提供了能量來源。液壓減振器衰減振動(dòng)能量產(chǎn)生的熱量一部分由減振器元件及內(nèi)部油液吸收，使得減振器油溫升高；另一部分由于減振器外表面與環(huán)境溫度的溫度差而導(dǎo)致持續(xù)不斷的熱量流失。減振器油溫升高后密封件會(huì)加速老化甚至失效，容易導(dǎo)致油液的泄漏；另一方面減振器溫度升高導(dǎo)致油液粘度變化，從而影響液壓減振器的阻尼性能。這些因素都必須在液壓減振器散熱參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)予以考慮。

余卓平等[1～2]建立了耦合動(dòng)力學(xué)效應(yīng)的理論分析模型，利用減振器發(fā)熱特性實(shí)驗(yàn)建立了減振器熱動(dòng)力學(xué)模型，研究找到了對(duì)減振器發(fā)熱平衡溫度有較大影響的因素。顧亮等[3]推導(dǎo)了減振器與油液相關(guān)傳熱系數(shù)和熱傳導(dǎo)方程，得出了綜合熱量傳遞表達(dá)式。劉韶慶等[4]提出了基于散熱因素的磁流變減振器的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)要求，并對(duì)某型號(hào)商品進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn)，具有良好的參考價(jià)值。王文林等[5]綜合考慮油壓減振器油液特性及阻尼特性得出許用油溫，進(jìn)而對(duì)減振器的散熱參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。國外一些文獻(xiàn)[6～7]也對(duì)液壓減振器進(jìn)行了深入地研究，論文采用了熱動(dòng)力學(xué)耦合混合神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)減振器模型對(duì)車輛進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)仿真。但是，目前國內(nèi)外學(xué)者對(duì)液壓減振器熱力學(xué)和散熱性能方面的研究還不夠系統(tǒng)完善，本文在此基礎(chǔ)上進(jìn)行更深入地研究。

1 耦合熱動(dòng)力學(xué)模型

路面不平度的統(tǒng)計(jì)特性研究表明，路面不平度的速度功率譜密度函數(shù)Gq（f）為

式中，

Gq（n0）為路面不平度系數(shù)；

n0為參考空間頻率；

u為車速。

圖1為汽車懸架二自由度振動(dòng)模型，根據(jù)力學(xué)原理，可以得到系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程的矩陣形式為：

式中，

Fd為液壓減振器阻尼力；

z和zt分別為車身和車輪質(zhì)量的垂直位移；

q為路面不平度位移函數(shù)。

圖1 汽車懸架自由度振動(dòng)模型

液壓減振器能量輸入功率Pd為：

從能量平衡角度考慮，減振器消耗的能量除了散發(fā)到外界外，其余的能量則導(dǎo)致自身溫度升高，由此可以建立液壓減振器的能量平衡式為：

式中，

Pw為散熱量；

Ps為溫升量。

減振器溫升量的具體表達(dá)式為：

式中，

Cm為減振器缸體材料比熱容；

Mm為缸體外殼質(zhì)量；

Cl為減振器油液比熱容；

Ml為減振器油液質(zhì)量；

T為減振器實(shí)時(shí)溫度；

T0為減振器初始溫度。

考慮熱輻射時(shí)油液散發(fā)到外界的綜合熱量表達(dá)式為：

式中，

T∞為環(huán)境溫度；

rhw為液壓減振器內(nèi)筒外徑；

rhn為內(nèi)筒內(nèi)徑；

rhw1為外筒外徑；

rhn1為外筒內(nèi)徑；

Ly為缸筒長度；

λ為缸體材料導(dǎo)熱系數(shù)；

λk為空氣導(dǎo)熱系數(shù)；

λy為油液導(dǎo)熱系數(shù)；

hwyi為層流狀態(tài)下內(nèi)筒表面的強(qiáng)迫對(duì)流換熱系數(shù)；

hwo為豎直狀態(tài)缸筒外表面換熱系數(shù)；

Ahn為內(nèi)筒內(nèi)表面積；

Aw1為外筒外表面積。

如果將減振器外筒壁噴涂成黑色，則還需要考慮熱輻射的換熱量，表達(dá)式為：

式中，

ε為熱輻射發(fā)射率；

Cb為黑體輻射系數(shù)；

Tw為外筒外壁溫度；

2 許用油溫的界定

當(dāng)液壓減振器工作時(shí)，油液的溫度是不能無限制升高的。在上升到許用油溫時(shí)，要求減振器能夠達(dá)到一個(gè)新的熱平衡，做功產(chǎn)生的熱能能夠完全被耗散掉，從而保證減振器油溫不再增加。所以在減振器設(shè)計(jì)時(shí)必須要考慮其工作狀態(tài)時(shí)的最高許用油溫。

液壓減振器許用油溫Tu的確定主要考慮到以下幾個(gè)方面：高溫時(shí)的油液泄漏、密封材料的穩(wěn)定邊界溫度Tm、液壓油閃點(diǎn)溫度Ts和滿足減振器阻尼性能的許用油溫Tt。

油溫上升會(huì)引起油液粘度下降，泄漏量增加，使得液壓減振器有效工作流量減少，這對(duì)靈敏度較高的小孔阻尼器件來說影響是顯著的。

液壓減振器油液粘溫關(guān)系為：

式中，

γ、γo分別為溫度T、T0時(shí)油液的運(yùn)動(dòng)粘度；

ζ為油液的粘溫系數(shù)。

參考可調(diào)式線性液壓減振器的泄漏模型，可以得出在拉伸、壓縮狀態(tài)下液壓減振器的動(dòng)態(tài)泄漏系數(shù)Klx、Klc與工作油溫的函數(shù)關(guān)系分別為：

式中，

ρ為油液密度；

Dhn、d分別為減振器活塞、活塞桿直徑；

δ1、δ2分別為活塞、活塞桿處的環(huán)形間隙量；

δ3為壓力筒一端的端面的間隙量；

C1、C2、C3分別為各縫隙流動(dòng)處的層流起始段修正系數(shù)；

L、l分別為活塞、活塞桿動(dòng)密封處的密封寬度；

r1、r2分別為壓力缸筒端面處內(nèi)外密封帶半徑。

研究發(fā)現(xiàn)[5]：液壓減振器拉伸狀態(tài)下的動(dòng)態(tài)泄漏系數(shù)Klx(t)比壓縮狀態(tài)下的動(dòng)態(tài)泄漏系數(shù)Klc(t)大，因此應(yīng)以拉伸狀態(tài)下的動(dòng)態(tài)泄漏系數(shù)Klx(t)為計(jì)算許用油溫的標(biāo)準(zhǔn)。

液壓減振器典型工作點(diǎn)阻尼力存在著極限允許值，則此時(shí)所對(duì)應(yīng)的油溫即為滿足液壓減振器阻尼性能的許用油溫Tt。

式中：Klxu為液壓減振器拉伸狀態(tài)下許用動(dòng)態(tài)泄漏系數(shù)。

液壓減振器許用油溫Tu應(yīng)取為Tm、Ts和Tt的最小值。

3 散熱參數(shù)研究

通過數(shù)學(xué)軟件Matlab對(duì)減振器數(shù)學(xué)模型進(jìn)行迭代計(jì)算，選取熱輻射發(fā)射率及減振器散熱面積兩個(gè)參數(shù)進(jìn)行重點(diǎn)研究。

圖2 不同熱輻射發(fā)射率油溫對(duì)比

圖2 為選取不同熱輻射發(fā)射率時(shí)的油溫對(duì)比。發(fā)射率為0時(shí)表示不考慮熱輻射，最終油液溫度為401 K，高出了液壓油的許用油溫；當(dāng)發(fā)射率為0.5時(shí)，油液最終溫度為387 K；減振器外壁噴涂成黑色時(shí)，類似于黑體輻射，發(fā)射率為0.97，油液最終溫度為366 K。隨著減振器缸體外壁熱輻射發(fā)射率越大，油液最終溫度越低。

圖3 不同散熱面積油溫對(duì)比

圖3 為液壓減振器缸筒外壁不同散熱面積的最終油溫對(duì)比。散熱面積為0.005 m2時(shí)，最終油溫可達(dá)357 K，高出了許用油溫；散熱面積分別為0.008 m2及0.011 m2時(shí)最終油溫為381 K和396 K。液壓減振器散熱面積越大，油液最終溫度越低。

在B級(jí)路面，環(huán)境溫度為28℃的狀況下進(jìn)行行車試驗(yàn)，結(jié)果證實(shí)了散熱參數(shù)的仿真研究。

4 結(jié)束語

（1）基于耦合熱動(dòng)力學(xué)，綜合考慮許用油溫的散熱參數(shù)設(shè)計(jì)方法是可行的。

（2）液壓減振器缸筒外壁熱輻射發(fā)射率越大，油液最終溫度越低。將減振器外壁噴涂成黑色時(shí)，有較好的散熱性能。

（3）液壓減振器散熱面積越大，油液平衡溫度越低。盡量增大減振器散熱面積可以獲得較好的散熱性能。

[1]余卓平，王欲峰，等.汽車液壓減振器熱—機(jī)耦合動(dòng)力學(xué)影響因素分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)，2007，24(11):29-31．

[2]張立軍，余卓平，等.汽車懸架液壓減振器熱機(jī)耦合動(dòng)力學(xué)模型[J].同 濟(jì)大 學(xué) 學(xué) 報(bào)（自然科 學(xué) 版），2008，36(12)：1691-1696．

[3]陳軼杰，顧 亮.雙筒式減振器熱力學(xué)模型[J].吉林大學(xué)學(xué)報(bào)（工學(xué)版），2008，38(5)：1086-1090．

[4]劉韶慶，周孔亢，等.單筒磁流變減振器散熱性能研究[J].拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車，2008，35(2)：14-16．

[5]王文林.油壓減振器的油溫敏度與散熱參數(shù)設(shè)計(jì)研究[J].

[6]V.PRACNY．Full vehicle simulation using thermo mechanically coupled hybrid neural network shock absorber model[J].Vehicle System Dynamics，2008，46(3)：229-238．

[7]STEFAAAN W.R.DUYM．Simulation tools，modeling and identification，for an automotive shock absorber in the context of vehicle dynamics[J].Vehicle System Dynamics，2000(33)：261-285．

[8]代曉會(huì)，陳守強(qiáng).提高傳動(dòng)實(shí)驗(yàn)測試精度的探討[J].裝備制造技術(shù)，2008，(10)：22-23．