陳 龍，喻 力，崔曉利

(1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013;2.湖南工學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院，湖南 衡陽(yáng) 421002)

由于傳統(tǒng)的被動(dòng)懸架已不能滿足人們對(duì)汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的要求，為了使懸架系統(tǒng)能夠適應(yīng)不同道路及速度條件，人們提出了性能優(yōu)良的全主動(dòng)和半主動(dòng)懸架.全主動(dòng)懸架雖然性能優(yōu)越，但系統(tǒng)工作時(shí)要消耗車輛的部分動(dòng)力，整個(gè)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高，可靠性差，不易普及.與全主動(dòng)懸架相比，半主動(dòng)懸架的最大優(yōu)點(diǎn)是工作幾乎不消耗發(fā)動(dòng)機(jī)的功率，不向機(jī)械系統(tǒng)中附加能源，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)低，而減振效果接近于全主動(dòng)懸架，因此，日益受到國(guó)內(nèi)外汽車工程界的普遍重視［1－2］.

阻尼可調(diào)液壓減振器在車輛半主動(dòng)懸架系統(tǒng)中應(yīng)用十分廣泛.通過(guò)對(duì)傳統(tǒng)被動(dòng)式液壓減振器的結(jié)構(gòu)和部件進(jìn)行適當(dāng)改動(dòng)，使其具有可調(diào)阻尼特性，既可沿用原液壓減振器的大部分制造工藝，縮短研發(fā)周期，也可降低可調(diào)減振器的成本，因此，這是開(kāi)發(fā)可調(diào)阻尼減振器較為理想的技術(shù)方案［3］.

雖然阻尼可調(diào)減振器具有諸多優(yōu)點(diǎn)，但目前國(guó)內(nèi)在阻尼可調(diào)減振器設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)方面的研究還比較少.對(duì)半主動(dòng)懸架的研究也主要是集中在對(duì)可調(diào)阻尼減振器的性能分析與試驗(yàn)研究以及半主動(dòng)懸架的控制算法等方面［4－8］.陳龍等［9］提出了一種串聯(lián)節(jié)流口面積可調(diào)式減振器，通過(guò)改變轉(zhuǎn)角調(diào)節(jié)節(jié)流口的節(jié)流面積來(lái)控制阻尼力的減振器.而有關(guān)在同一模式下，拉伸和壓縮行程呈現(xiàn)不同阻尼特性的減振器的研究卻相對(duì)較少，可將具有這種多狀態(tài)阻尼特性的減振器稱為阻尼多狀態(tài)切換減振器.該減振器可根據(jù)車輛行駛工況對(duì)減振器在拉伸和壓縮行程的阻尼進(jìn)行多狀態(tài)切換，滿足在更復(fù)雜行駛工況下車輛行駛平順性與操縱穩(wěn)定性的要求.因此，有關(guān)阻尼多狀態(tài)切換減振器的設(shè)計(jì)和研究將是今后半主動(dòng)懸架控制系統(tǒng)研究中的重要環(huán)節(jié).筆者針對(duì)阻尼多狀態(tài)切換減振器模型，建立減振器阻尼特性的數(shù)學(xué)模型［3］，通過(guò)仿真計(jì)算分析減振器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其阻尼性能的影響，通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)減振器的阻尼性能進(jìn)行測(cè)試，以檢驗(yàn)可調(diào)減振器數(shù)學(xué)模型和設(shè)計(jì)方法的正確性.

1 工作原理

阻尼多狀態(tài)切換減振器的結(jié)構(gòu)如圖1所示，減振器主體由主減振筒和副減振筒組成.

減振器主筒腔內(nèi)充入油液，由電磁閥來(lái)控制液體壓力大小，以改變阻尼的大小，適應(yīng)不同的工況要求.以拉伸過(guò)程為例，當(dāng)電磁閥e，f全部打開(kāi)時(shí)，油液從上腔通過(guò)電磁閥所在回路直接進(jìn)入下腔，此時(shí)回路對(duì)油液的阻尼力最小，減震器處于“軟”模式.當(dāng)電磁閥e，f全部關(guān)閉時(shí)，油液從上腔通過(guò)單向閥b，c進(jìn)入下腔，此時(shí)回路對(duì)油液的節(jié)流作用最大，減震器處于“硬”模式.

圖1 阻尼多狀態(tài)切換減振器結(jié)構(gòu)示意圖

該減震器不僅具備多級(jí)阻尼可變模式，還具有同一模式下，拉伸狀態(tài)和壓縮狀態(tài)不同的阻尼可變特性，該特性由電磁閥的開(kāi)閉控制.電磁閥e打開(kāi)，f關(guān)閉時(shí)，拉伸行程油液流經(jīng)電磁閥e的回路、單向閥c，進(jìn)入下腔，壓縮行程油液流經(jīng)單向閥d、電磁閥e的回路，進(jìn)入上腔.此時(shí)減震器所展現(xiàn)的阻尼特性為“硬拉伸，軟壓縮”，偏重于路面復(fù)雜情況下的慢速行駛狀況，可在顛簸路面輸入下緩和顛簸;同理，當(dāng)電磁閥e關(guān)閉，f打開(kāi)時(shí)，阻尼特性為“軟拉伸，硬壓縮”，該模式適合高速路況，在高速下保證了車輛的操控穩(wěn)定性.

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 假 設(shè)

減振器的實(shí)際工作過(guò)程非常復(fù)雜，影響其阻尼特性的因素也較多，為便于分析和掌握其性能特點(diǎn)，在建立阻尼特性數(shù)學(xué)模型時(shí)，假設(shè):① 活塞環(huán)與工作缸、活塞桿與導(dǎo)向座之間不產(chǎn)生泄漏;②節(jié)流過(guò)程中產(chǎn)生油液氣泡所耗用的油液質(zhì)量忽略不計(jì);③整個(gè)減振器拉伸、壓縮工作過(guò)程中油液溫度保持不變;④不計(jì)工作油液的重力勢(shì)能的影響;⑤ 所研究的閉區(qū)域內(nèi)同一瞬時(shí)壓力處處相等.

2.2 阻尼多狀態(tài)切換減振器阻尼特性建模

壓縮、拉伸行程減振器的液壓油流向分別如圖2，3 所示.

圖2 壓縮行程

圖3 拉伸行程

以“軟拉伸，硬壓縮”工況為例，介紹拉伸行程的建模過(guò)程.此時(shí)減振筒內(nèi)油液的流向如圖3中箭頭所示.其中，一部分油液通過(guò)主減震筒活塞流入下腔，另一部分油液通過(guò)副減震筒，流經(jīng)單向閥b、電磁閥f所在回路，進(jìn)入下腔，由拉伸行程上腔流入下腔的油液流量為

式中:Ah為活塞的有效面積，m2;Ag為活塞桿的有效面積，m2;Qz1為拉伸行程中流經(jīng)主減振活塞的油液流量，m3·s－1;Qz2為拉伸行程中流經(jīng)副減振活塞的油液流量，m3·s－1;v為活塞運(yùn)動(dòng)的速度，m·s－1.

根據(jù)流體力學(xué)理論，拉伸阻尼力為

式中:p1為上腔油液壓力，MPa;p2為下腔油液壓力，MPa;p3為補(bǔ)償腔壓力，MPa;Fm為活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的摩擦力，N;F0為空氣彈簧作用力，N;Δp12為拉伸行程上腔油液流經(jīng)活塞產(chǎn)生的壓力損失，MPa;Δp32為拉伸行程補(bǔ)償腔油液流經(jīng)底閥產(chǎn)生的壓力差，MPa.

流經(jīng)主減振筒活塞的油液如圖4所示.

圖4 主減振筒活塞內(nèi)油液流向示意圖

一部分從上腔進(jìn)入壓縮閥片的常通孔1再經(jīng)活塞的節(jié)流孔2流入下腔，流量為QLct，這里的常通孔同樣采用壓縮閥片開(kāi)3個(gè)極小的缺口來(lái)實(shí)現(xiàn).該過(guò)程中活塞上下的壓差ΔpLct也可看作由2部分組成:常通孔1的固定平行平板縫隙節(jié)流產(chǎn)生的壓差Δpt和節(jié)流孔2的細(xì)長(zhǎng)小孔節(jié)流產(chǎn)生的壓差Δpj2.由能量損失疊加原理及多孔口串聯(lián)流量連續(xù)原理可得

式中:Qt為流經(jīng)常通孔1的油液流量，m3·s－1;Qj2為流經(jīng)節(jié)流孔2的油液流量，m3·s－1.

由流體力學(xué)理論公式可得

式中:bt為常通孔處平行板縫隙的寬度，m;ht為常通孔處兩平行板之間的縫隙，m;μ為液體的黏度，Pa·s;lt為常通孔處平行板縫隙的長(zhǎng)度，m;dj2為節(jié)流孔2的直徑，m;lj2為節(jié)流孔2的節(jié)流長(zhǎng)度，m.

另一部分油液則從上腔進(jìn)入活塞的節(jié)流孔3再經(jīng)復(fù)原閥片的節(jié)流口4流入下腔，流量為QLd.這里的節(jié)流口采用復(fù)原閥片開(kāi)3個(gè)極小的缺口來(lái)實(shí)現(xiàn).該過(guò)程中活塞上下的壓差ΔpLd可看作由2部分組成:節(jié)流孔3的細(xì)長(zhǎng)小孔節(jié)流產(chǎn)生的壓差Δpj1和節(jié)流口4產(chǎn)生的壓差Δpk.復(fù)原閥開(kāi)閥前節(jié)流口4為固定平行平板縫隙節(jié)流，而復(fù)原閥開(kāi)閥后油液經(jīng)過(guò)復(fù)原閥片變形后與活塞凸起之間的縫隙流入下腔，產(chǎn)生的由能量損失疊加原理及多孔口串聯(lián)流量連續(xù)原理可得

式中:Qj1為流經(jīng)節(jié)流孔3的油液流量，m3·s－1;Qk為流經(jīng)節(jié)流口4的油液流量，m3·s－1.

由流體力學(xué)理論公式可得

復(fù)原閥開(kāi)啟前后分別為

式中:dj1為節(jié)流孔3的直徑，m;lj1為節(jié)流孔3的節(jié)流長(zhǎng)度，m;bk為節(jié)流口4處平行板縫隙的寬度，m;hk為節(jié)流口4處兩平行板之間的縫隙，m;lk為節(jié)流口4處平行板縫隙的長(zhǎng)度，m;δ為復(fù)原閥片的變形撓度，m;R為復(fù)原閥片的外徑，m;r為復(fù)原閥片的內(nèi)徑，m.

根據(jù)流量連續(xù)原理，由圖4可得

流經(jīng)副減振筒內(nèi)單向閥b、電磁閥f所在回路的油液僅在單向閥b處受到節(jié)流作用，其節(jié)流方式與上述主減振活塞流向如圖4中從節(jié)流孔3到節(jié)流口4流向的節(jié)流方式相同，僅節(jié)流孔徑、長(zhǎng)度及閥片變形撓度發(fā)生改變，故不做復(fù)述.

綜上，可求得Δp12，進(jìn)而求得拉伸阻尼力F.

3 性能分析

根據(jù)上述減振器阻尼特性的數(shù)學(xué)模型，運(yùn)用Simulink軟件進(jìn)行編程并仿真.活塞運(yùn)動(dòng)位移方程為 s(t)=Asin ωt，速度方程為 v(t)=Aωcos ωt，式中:A為振幅;ω為頻率;t為時(shí)間.

根據(jù)仿真結(jié)果，在INSTRON8800電液伺服試驗(yàn)臺(tái)(見(jiàn)圖5)上按照汽車液壓減振器的試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)對(duì)減振器樣件的阻尼性能進(jìn)行測(cè)試.

減振器的阻尼調(diào)節(jié)驅(qū)動(dòng)裝置由電磁閥和擺動(dòng)氣缸組成，以保證精確、靈敏、可靠地實(shí)現(xiàn)阻尼狀態(tài)切換.臺(tái)架試驗(yàn)時(shí)，阻尼切換通過(guò)手動(dòng)開(kāi)關(guān)控制電磁閥而完成.通過(guò)計(jì)算機(jī)控制作動(dòng)器振動(dòng)頻率，使減振器活塞運(yùn)動(dòng)頻率分別為1，3，5 Hz，依次測(cè)出其示功圖，并作出速度特性曲線，如圖6－11所示，3種速度分別為 0.22，0.66，1.10 m·s－1.

圖5 INSTRON8800電液伺服試驗(yàn)臺(tái)

圖6 電磁閥e，f均打開(kāi)時(shí)，3種速度下仿真與試驗(yàn)示功圖

圖7 電磁閥e，f均關(guān)閉時(shí)，3種速度下仿真與試驗(yàn)示功圖

圖8 電磁閥e打開(kāi)，f關(guān)閉時(shí)，3種速度下仿真與試驗(yàn)示功圖

圖9 電磁閥e關(guān)閉，f打開(kāi)時(shí)，3種速度下仿真與試驗(yàn)示功圖

圖10 仿真速度特性曲線

圖11 試驗(yàn)速度特性曲線

由圖6－9可以看出，試驗(yàn)所得的4種阻尼狀態(tài)下的示功圖曲線飽滿光滑，沒(méi)有空程和畸變，說(shuō)明研制的可調(diào)阻尼減振器性能良好，示功圖仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本吻合，阻尼力仿真值與試驗(yàn)值偏差小，說(shuō)明所建的減振器數(shù)學(xué)模型精度較高.圖8中拉伸阻尼力大于壓縮阻尼力，減振器呈“硬拉伸，軟壓縮”特性明顯.圖9中壓縮阻尼力大于拉伸阻尼力，減振器呈“軟拉伸，硬壓縮”特性明顯.造成示功圖在壓縮－伸張最大位移處的輸出力不為0的原因是該阻尼多狀態(tài)切換減振器上部套有一體式空氣彈簧元件，擬合了空氣彈簧的彈性力在內(nèi).圖形呈一定傾斜是因?yàn)榭諝鈴椈煽勺儎偠鹊奶匦栽斐傻?

4 結(jié)論

在被動(dòng)式液壓減振器基礎(chǔ)上研制阻尼多狀態(tài)切換減振器的技術(shù)方案可行.所建減振器阻尼特性數(shù)學(xué)模型正確.對(duì)研制的減振支柱樣件進(jìn)行臺(tái)架性能測(cè)試，試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果基本一致，驗(yàn)證了減振支柱剛度特性數(shù)學(xué)模型的正確性及其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案的可行性.仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果存在一定偏差，這與在建立減振器數(shù)學(xué)模型時(shí)所做的一些假設(shè)有關(guān).

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