羅天洪，金銳超，江 礁，胡啟國(guó)，朱孫科

(1.重慶交通大學(xué) 機(jī)電與汽車工程學(xué)院，重慶 400074；2.重慶交通大學(xué) 交通與運(yùn)輸學(xué)院，重慶 400074)

0 引 言

隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，對(duì)汽車乘坐舒適性和噪聲水平的要求不斷提高，汽車噪聲的法規(guī)和標(biāo)準(zhǔn)越來(lái)越嚴(yán)格，汽車降噪的研究也就越來(lái)越廣泛和深入。許多原來(lái)不被重視的汽車零部件的噪聲逐漸突顯出來(lái)，成為振動(dòng)和噪聲的主要控制對(duì)象[1]。其中液壓減振器的噪聲是比較突出的一項(xiàng)，減振器是車輛懸架中吸收車輛振動(dòng)能量的阻尼元件，可以緩和由不平路面所引起的沖擊和車身的振動(dòng)，提高車輛的行駛平順性。目前轎車上主要采用雙筒液壓減振器，它結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單但易于引發(fā)噪聲，這種噪聲降低了汽車的品質(zhì)，影響了汽車的銷售[2]。

目前對(duì)減振器噪音的研究主要分為節(jié)流噪聲、結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲、撞擊噪聲和氣蝕噪聲[3-4]。流體流動(dòng)噪聲主要來(lái)源于減振器工作液通過(guò)閥體的流動(dòng)效應(yīng)；結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲發(fā)生在壓縮和伸張循環(huán)過(guò)程中節(jié)流閥開啟前和關(guān)閉后產(chǎn)生的對(duì)減振器活塞的沖擊引起的異響；撞擊異響發(fā)生在減振器活塞運(yùn)動(dòng)到上止點(diǎn)或下止點(diǎn)附近時(shí)，在伸張行程與壓縮行程的相互切換過(guò)程中，活塞與油液之間會(huì) 發(fā)生撞擊而產(chǎn)生異響[5-6]；溶于油液中的空氣從油液中分離出來(lái)，形成氣泡，大量的氣泡破壞了液流的連續(xù)性，氣泡流入高壓區(qū)時(shí)急劇破滅引起局部壓力沖擊和高溫，產(chǎn)生振動(dòng)和氣蝕噪聲[7]。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)減振器發(fā)聲機(jī)理做了廣泛的研究，但是減振器噪聲的降低尚無(wú)有效的控制方法，因而筆者了從減振器的物理參數(shù)出發(fā)探究閥孔參數(shù)和油液參數(shù)對(duì)降低減振器噪音的影響。

1 氣穴產(chǎn)生的機(jī)理

通常在減振器油液中溶解著一定量的空氣，液壓油溶解氣體的能力受壓力和溫度的影響?？諝庠谝簤河椭械娜芙舛群鸵簤河偷慕^對(duì)壓力成正比。如圖1，在壓縮過(guò)程中活塞向下運(yùn)動(dòng)，B腔壓力增大，氣體的溶解度隨之增大，溶解于液壓油中的氣體增多，當(dāng)壓力達(dá)到節(jié)流閥的開閥壓力時(shí)，液壓油通過(guò)流通閥和壓縮閥向A腔和C腔流動(dòng)，由于溶解了一定量的氣體，處于飽和狀態(tài)的油液流經(jīng)節(jié)流口段，在壓力降低到空氣分離壓(空氣分離壓與油液的種類、空氣溶解度、溫度有關(guān))時(shí)，油液中的飽和氣體析出并以微小的氣泡為核心成長(zhǎng)為較大的氣泡；當(dāng)液壓油經(jīng)過(guò)節(jié)流孔時(shí)，壓力降低到低于液壓油的飽和蒸汽壓時(shí)，液壓油便會(huì)氣化形成大量氣泡。從液壓油中析出的氣體氣泡和液壓油氣化后釋放出來(lái)的氣泡一起混雜在油液中使得原來(lái)液流成為不連續(xù)狀態(tài)，把這種現(xiàn)象成為氣穴現(xiàn)象[8]。

圖1 減振器結(jié)構(gòu)原理Fig.1 Shock absorber structure theory diagram

在復(fù)原過(guò)程中活塞閥向上運(yùn)動(dòng)，A腔的壓力變大，原來(lái)混入液壓油中的氣泡便會(huì)急劇縮小爆炸引起局部高溫高壓對(duì)活塞、密封件、油缸內(nèi)壁損害，引起活塞桿的強(qiáng)烈振動(dòng)和噪音。當(dāng)壓力達(dá)到節(jié)流閥的開閥壓力時(shí)油液便會(huì)由A腔和C腔向B腔流動(dòng)，這樣反復(fù)的循環(huán)使氣泡不斷地產(chǎn)生和破滅。

大量氣穴破壞了液流的連續(xù)性，造成流量和壓力脈動(dòng)，氣泡隨油液流入高壓區(qū)，氣泡縮小直至爆炸引起局部壓力沖擊和高溫并產(chǎn)生振動(dòng)和噪音對(duì)附近的工件產(chǎn)生損害，把這種現(xiàn)象稱作氣蝕。

2 建立減振器的結(jié)構(gòu)參數(shù)模型

圖2是減振器的結(jié)構(gòu)圖。

圖2 減振器結(jié)構(gòu)Fig.2 Shock absorber structure diagram

在壓縮過(guò)程中活塞往下運(yùn)動(dòng)，下腔壓力增大，油液在壓力的作用下經(jīng)過(guò)流通閥和壓縮閥向上腔和儲(chǔ)油腔運(yùn)動(dòng)，上腔油液流量Q1在往上腔運(yùn)動(dòng)的過(guò)程中先經(jīng)過(guò)活塞縫隙流入上腔，剩下的通過(guò)活塞孔再分兩路一路通過(guò)常通孔流入上腔，一路通過(guò)節(jié)流常通孔和復(fù)原閥流入上腔。下腔油液流量Q2則通過(guò)閥座孔流入壓縮閥和常通孔，最后進(jìn)入儲(chǔ)油腔。

2.1 建立壓縮過(guò)程結(jié)構(gòu)參數(shù)模型

減振器壓縮閥主要有閥座孔，常通節(jié)流孔，壓縮閥片產(chǎn)生節(jié)流阻力。

在壓縮行程中活塞向下運(yùn)動(dòng)復(fù)原閥和壓縮法打開，下腔流入上腔的流量為：

Q1=AA·Vy

(1)

(2)

ΔP1=PA-PB

(3)

下腔流通閥的流量為：

Q2=(AB-AA)Vy

(4)

(5)

ΔP2=PB-PC

(6)

則減振器的阻尼力為：

Fy=PBAB-PAAA

(7)

由式(1)～式(7)聯(lián)立解得：

PC(AB-AA)

(8)

PC為儲(chǔ)油缸壓力，一般近似于標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，故可以忽略，則阻尼力為：

(9)

式中：μt為油液黏度；AA，AB分別為上腔軸向截面積、下腔軸向截面積；Fy為壓縮過(guò)程中的阻尼力；ΔP1為上腔和下腔的壓力差，ΔP2為下腔儲(chǔ)油腔壓差；PA，PB,PC分別為上腔、下腔和儲(chǔ)油腔壓力；l1，l2，d1，d2分別為壓縮閥和流通閥的節(jié)流孔軸向長(zhǎng)度和節(jié)流孔直徑。

2.2 建立復(fù)原過(guò)程結(jié)構(gòu)參數(shù)模型

2.2.1 復(fù)原閥阻尼

復(fù)原閥阻尼包括常通孔節(jié)流阻尼、節(jié)流縫隙節(jié)流阻尼、活塞孔節(jié)流阻尼。同理根據(jù)節(jié)流孔的分類他們依次劃分為薄壁小孔，圓環(huán)平面縫隙和厚壁小孔。

在復(fù)原過(guò)程中，補(bǔ)償閥完全打開，油液迅速?gòu)膬?chǔ)油腔進(jìn)入下腔，一般近似認(rèn)為下腔和儲(chǔ)油腔的壓強(qiáng)相等，儲(chǔ)油腔的壓力一般認(rèn)為一個(gè)大氣壓，故油液流經(jīng)補(bǔ)償閥的阻尼力忽略不計(jì)。

建立復(fù)原過(guò)程方程如下：

Ff=PAAA-PBAB+Fm

(10)

Qb=Qfh+Qff+Qfc=AAVf

(11)

ΔP1=PA-PB

(12)

PB=PC

(13)

將以上各個(gè)方程聯(lián)立解之得：

PBAA-PBAB+Fm

(14)

(15)

(16)

(17)

(18)

(19)

式中：Qfc為通過(guò)常通孔的流量；Qff為通過(guò)節(jié)流縫的流量；Qfh為通過(guò)活塞孔的流量；rbf，rkf，δf分別為復(fù)原閥節(jié)流閥片外半徑、內(nèi)半徑、節(jié)流開度；Qb為補(bǔ)償閥的流量；dh為活塞孔的直徑；nh，Lhe為活塞孔個(gè)數(shù)和有效總長(zhǎng)度；Ff為復(fù)原過(guò)程的阻尼力；ΔP1為上腔和下腔的壓力差；Cq為流量系數(shù)；S0f為常通孔的流通面積。

3 建立影響氣穴的參數(shù)模型

液壓手冊(cè)[8]中用氣穴系數(shù)C=(v1-v2)/vp表征氣穴的產(chǎn)生程度。v1表示油液進(jìn)入閥口時(shí)的速度；v2表示油液出閥口時(shí)的速度；vp表示活塞運(yùn)動(dòng)的速度。一般氣穴系數(shù)越小，說(shuō)明液壓閥的抗氣穴性能愈好。應(yīng)該盡量減小(v1-v2)的值便可以減少氣穴的程度從而降低氣蝕對(duì)減振器造成的沖擊和腐蝕。

根據(jù)能量守恒方程：

(20)

變形得：

(21)

(22)

(23)

(24)

(25)

根據(jù)孔的定義設(shè)l/d=b>4保證活塞孔是細(xì)長(zhǎng)孔的性質(zhì)不變，令l=bd，b為常數(shù)，將l帶入式(25)并整理得：

(26)

4 影響氣穴的參數(shù)分析

由式C=k1vyd/d3+k2d畫出氣穴系數(shù)和活塞閥孔直徑、運(yùn)動(dòng)黏度之間的關(guān)系如圖4。從圖中可以看出，在孔徑從1 mm增加到2 mm，氣穴系數(shù)是逐漸降低的，當(dāng)孔徑為2 mm時(shí)氣穴系數(shù)接近于20。故可以通過(guò)增加節(jié)流孔直徑達(dá)到降低氣穴系數(shù)的目的。從圖中還可以看出氣穴系數(shù)隨運(yùn)動(dòng)黏度的減小而減小，故還可以通過(guò)降低運(yùn)動(dòng)黏度達(dá)到降低氣穴系數(shù)的目的。

圖4 減振器活塞孔氣穴系數(shù)-孔徑-運(yùn)動(dòng)黏度之間的關(guān)系Fig.4 The relationship of damper piston among orifices sectional, cavitations coefficient and kinematic viscosity

動(dòng)力黏度的變化對(duì)氣穴系數(shù)有明顯的影響，然而也對(duì)減振器的阻尼特性有一定的影響，在壓縮過(guò)程中阻尼力：

(27)

由式(27)可以看出動(dòng)力黏度的增大壓縮阻尼力增大，假定其他因素不變化，動(dòng)力黏度與阻尼力為正比例關(guān)系，與節(jié)流閥的孔徑有非線性關(guān)系。

在復(fù)原過(guò)程中阻尼力為:

PBAA-PBAB+ Fm

(28)

式中：B5，B6，B7均為動(dòng)力黏度和節(jié)流閥孔徑的函數(shù)。

由式(28)可以看出在復(fù)原過(guò)程中復(fù)原阻尼力與動(dòng)力黏度和節(jié)流閥孔徑有復(fù)雜的函數(shù)關(guān)系，因此在調(diào)整氣穴系數(shù)的同時(shí)要考慮減振器液壓系統(tǒng)優(yōu)化調(diào)節(jié)，使得氣穴影響、阻尼特性都能達(dá)到最優(yōu)。

可以將氣穴系數(shù)C，F(xiàn)y，F(xiàn)f做為目標(biāo)函數(shù)，將節(jié)流孔徑、油液動(dòng)力黏度、活塞運(yùn)動(dòng)速度做狀態(tài)變量，求目標(biāo)函數(shù)最優(yōu)的狀態(tài)變量值。

5 結(jié) 論

減振器的氣穴現(xiàn)象是減振器噪音的重要來(lái)源，減振器的氣穴系數(shù)是衡量減振器氣穴產(chǎn)生程度的一個(gè)指標(biāo)，通過(guò)研究，氣穴系數(shù)和閥孔的長(zhǎng)度有一定的關(guān)系，和閥孔的孔徑有著曲線關(guān)系，和減震器油液的運(yùn)動(dòng)黏度系數(shù)有關(guān)系。

1)通過(guò)降低油液運(yùn)動(dòng)黏度能有效降低氣穴系數(shù)。

2)通過(guò)增加節(jié)流孔直徑的途徑來(lái)降低氣穴系數(shù)從而減輕氣穴噪音的產(chǎn)生。

3)孔徑和油液動(dòng)力黏度均與減振器的阻尼特性由復(fù)雜的函數(shù)關(guān)系，在考慮通過(guò)改變油液動(dòng)力黏度和節(jié)流閥孔徑改變氣穴影響時(shí)應(yīng)將減振器液壓系統(tǒng)同時(shí)作為考慮對(duì)象系統(tǒng)優(yōu)化求出最優(yōu)解。

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