李春明， 陰運(yùn)寶， 馮占宗

(中國(guó)北方車輛研究所，北京 100072)

車輛懸架中的減振器除了具有衰減車體自由振動(dòng)的功能外，還具有傳遞力的作用[1].在傳統(tǒng)液壓減振器中，采用了較低剛度的壓縮閥片，通過降低壓縮行程阻尼來降低經(jīng)減振器傳遞至車體上的沖擊，充分發(fā)揮彈性元件對(duì)沖擊的緩沖作用.該沖擊是由不平路面與車輪撞擊作用形成的.

但是，這種限壓方式會(huì)降低其它工況下的平順性與操縱穩(wěn)定性.例如會(huì)加劇車輛高速轉(zhuǎn)向、加速、制動(dòng)等工況時(shí)車體俯仰和側(cè)傾角；對(duì)于越野車輛，還會(huì)增加“懸掛擊穿”概率，嚴(yán)重?fù)p害車輛平順性.許多現(xiàn)代軍用車輛設(shè)置較高壓縮阻尼，如T72、M113等車輛懸架正、反行程阻尼接近相等[2]，Bradley運(yùn)兵車的減振器壓縮阻尼為復(fù)原阻尼的2倍[3].

引起這種技術(shù)矛盾的原因是，限壓與大阻尼需求均由同一閥提供，而該閥又無法區(qū)分相對(duì)壓縮速度究竟是來自軸載轉(zhuǎn)移工況還是車輪受到不平路面的沖擊[4-5]，因此無法按工況配置期望的阻尼.這樣，就制約了車輛平順性改善.

近十多年來，電/磁流變等阻尼可控減振器得到長(zhǎng)足發(fā)展與應(yīng)用[6]，它可根據(jù)工況實(shí)時(shí)匹配阻尼，理論上可從根本上解決變阻尼問題.但實(shí)踐表明，由于存在控制時(shí)滯，也難以對(duì)單次撞擊形成有效隔離[7-8].

未來越野車輛速度更高，車輪被撞擊強(qiáng)度(實(shí)測(cè)車輪垂向加速度可達(dá)106g[9])與懸架發(fā)生擊穿的概率均增加，阻尼匹配面臨的技術(shù)矛盾更加突出，需探索新措施或新結(jié)構(gòu)來解決強(qiáng)沖擊帶來的問題.

本研究設(shè)計(jì)了一種慣性限壓閥，旨在引入沖擊加速度這一狀態(tài)變量來判定工況、調(diào)節(jié)阻尼，達(dá)到依據(jù)工況變阻尼的目的.

1 慣性閥結(jié)構(gòu)與工作原理

結(jié)構(gòu)形式上，雙筒減振器采用雙筒同軸安裝，主要組件包括如圖1所示的活塞桿、活塞總成、導(dǎo)向及油封總成、工作缸、外筒總成、底閥總成等[1].

流通閥、復(fù)原閥、壓縮閥、補(bǔ)償閥分別安裝在活塞總成與底閥總成上[2]，構(gòu)成節(jié)流閥系.車輛行駛時(shí)，車輪相對(duì)車體跳動(dòng)，帶動(dòng)活塞桿相對(duì)工作缸在平衡位置附近做往復(fù)運(yùn)動(dòng).工作缸油液在活塞及活塞桿推動(dòng)下往復(fù)流經(jīng)閥系，閥系的節(jié)流作用產(chǎn)生阻尼，抑制車體與輪間的相對(duì)運(yùn)動(dòng).

圖1 雙筒減振器結(jié)構(gòu)圖

底閥總成安裝在工作缸底端的支承座上，主要作用是節(jié)流與補(bǔ)償，是保證活塞行程變化時(shí)阻尼連續(xù)變化的關(guān)鍵部件.

1.1 慣性閥結(jié)構(gòu)

本研究設(shè)計(jì)的慣性閥安裝在底閥總成的閥桿上，由如圖2所示的滑塊、彈簧，以及閥桿上徑向通孔組成.其中，滑塊和彈簧安裝在閥芯、螺母內(nèi)孔組成的空腔內(nèi).滑塊的功能是開、關(guān)閥桿上的徑向通孔，其外形為圓柱形，與閥芯內(nèi)孔為間隙配合沿軸線滑動(dòng)；圓柱上沿略高于閥桿上的徑向通孔，該通孔連接工作缸與補(bǔ)償腔；為保證滑塊在流體內(nèi)順利滑動(dòng)并形成一定阻尼，滑塊軸線方向上設(shè)計(jì)有常通孔.

彈簧為圓柱形或圓錐形螺旋彈簧，一端壓緊滑塊，另一端支撐在螺母內(nèi)腔底部.其功能是預(yù)壓滑塊，并在滑塊相對(duì)底閥運(yùn)動(dòng)后使其復(fù)位.

圖2 慣性閥及底閥總成結(jié)構(gòu)圖

1.2 工作原理

1)維持高阻尼原理.

底閥總成與貯油缸、非簧載質(zhì)量(車輪)連接，一般工況下滑塊在彈簧的預(yù)壓作用下隨閥桿同步跳動(dòng)，使閥桿上的徑向通孔常閉，減振器維持較高阻尼.

阻尼力在數(shù)值上可表示為作用面積與壓差的乘積.傳統(tǒng)液壓減振器壓縮行程時(shí)阻尼主要依賴底閥總成上的壓縮閥，而活塞上流通閥截面積大，節(jié)流作用很弱.但是活塞桿截面積遠(yuǎn)小于活塞截面積，這樣為達(dá)到相同阻尼力整個(gè)工作缸都存在較高的動(dòng)液壓，加之工作缸與補(bǔ)償腔接合處縫隙泄漏較多，難以獲得穩(wěn)定的大阻尼.而如果以活塞上的流通閥節(jié)流為主，則可大幅提高壓縮行程阻尼，提高壓縮閥片的使用壽命.為此，本設(shè)計(jì)強(qiáng)化了活塞上壓縮閥系.

2)沖擊感知與變阻尼原理.

當(dāng)車輪受到的沖擊強(qiáng)度達(dá)到設(shè)定值時(shí)，滑塊的慣性力大于彈簧預(yù)壓力產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)滯后，通孔口打開，工作缸下端的高壓腔與補(bǔ)償腔連通，高壓腔卸載，減振器壓縮阻尼降低，經(jīng)活塞桿傳遞至車體的沖擊力減小.

當(dāng)沖擊加速度降低時(shí)，滑塊在彈簧的作用下復(fù)位，關(guān)閉通孔口，下腔形成密閉空間建立高壓，減振器恢復(fù)正常阻尼.

為避免滑塊與彈簧構(gòu)成的慣性系統(tǒng)反復(fù)振動(dòng)，需設(shè)置適當(dāng)阻尼熄振.本研究利用滑塊與空腔間隙、滑塊軸中心孔對(duì)流體的節(jié)流作用產(chǎn)生阻尼.

2 慣性閥主要設(shè)計(jì)參數(shù)及力學(xué)特性

2.1 主要設(shè)計(jì)參數(shù)

慣性閥中，滑塊與彈簧構(gòu)成慣性系統(tǒng).在力學(xué)上，當(dāng)滑塊產(chǎn)生的慣性力小于彈簧預(yù)壓力時(shí)，滑塊與閥桿通孔間無相對(duì)運(yùn)動(dòng)；當(dāng)滑塊產(chǎn)生的慣性力大于彈簧預(yù)壓力時(shí)，滑塊相對(duì)閥桿通孔運(yùn)動(dòng)，開閥卸壓.這說明彈簧預(yù)壓力與滑塊的質(zhì)量決定了慣性閥開閥點(diǎn).根據(jù)牛頓定律，三者間的關(guān)系可表示為

(1)

式中：ak為開閥點(diǎn)臨界值；Fy為彈簧預(yù)緊力；ma為滑塊質(zhì)量；i為減振器在懸架上的安裝杠桿比(i<1).

當(dāng)車輪受到的沖擊速度a>ak時(shí)，開閥卸壓.

為避免頻繁出現(xiàn)共振現(xiàn)象，該慣性系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)遠(yuǎn)離車輛簧下質(zhì)量的固有頻率.

2.2 阻尼力模型

為提高壓縮阻尼，活塞上的流通閥強(qiáng)化為主要節(jié)流區(qū)，而底閥總成上的壓縮閥充當(dāng)安全閥.忽略大氣壓力，減振器壓縮行程時(shí)阻尼力可表示為

Fy=(P2-P1)(Ah-Ag)+(P2-P0)Ag.

(2)

式中：P1為工作缸上腔壓力；P2為下腔壓力；P0為貯油腔背壓；Ag為活塞桿截面積；Ah為活塞截面積.

式中第一項(xiàng)為流通閥節(jié)流貢獻(xiàn)的阻尼力，第二項(xiàng)為壓縮閥節(jié)流貢獻(xiàn)的阻尼力.

閥片與閥座之間的環(huán)形節(jié)流間隙可近似看作薄壁孔.根據(jù)伯努利方程與薄壁孔節(jié)流原理知，流經(jīng)流通閥的流量可表示為

(3)

式中：ρ為油液密度；CdL為流量系數(shù)；AL為活塞上流通閥節(jié)流面積.

同理，經(jīng)壓縮閥進(jìn)入補(bǔ)償腔的流量Q20可表示為

(4)

式中：CdY為流量系數(shù)；Ay為底閥上壓縮閥節(jié)流面積.

流量間存在如下關(guān)系

Q=Q21+Q20.

(5)

式中：Q為總流量，可通過活塞有效作用面積及活塞運(yùn)動(dòng)速度求得，即

(6)

當(dāng)慣性閥起作用時(shí)，流量被分流，相當(dāng)于加大了底閥上壓縮閥節(jié)流面積Ay.顯然，Ay越大，分流流量就越多，壓縮行程阻尼力也就越低.Ay與徑向通孔的個(gè)數(shù)、孔徑(或孔口外形)以及開度有關(guān).

開度是指滑塊上沿與通孔間的位移差.根據(jù)測(cè)振原理，位移差h可用沖擊加速度a表示[10].

(7)

式中：fn為慣性系統(tǒng)的固有頻率；a為減振器底閥處的沖擊加速度.

為方便加工，通常設(shè)計(jì)為圓孔口.在開閥之初，通孔與滑塊上沿構(gòu)成的節(jié)流面積為拱形，假設(shè)徑向通孔個(gè)數(shù)為N，孔徑為r，則慣性閥節(jié)流面積AI可表示為

(8)

綜上可知，減振器阻尼力與活塞壓縮速度、車輪垂直加速度均有關(guān)系.沖擊加速越大，開度越大，泄流面積越大，卸載越快速.此外，增加孔徑及個(gè)數(shù)也有利于快速卸壓；還可以在通孔處加工環(huán)形溝槽，這樣極小的開度都能達(dá)到較大節(jié)流面積，這樣阻尼力可表示為

(9)

式中：v為活塞運(yùn)動(dòng)速度；cmin、cmax分別為開關(guān)閥后減振器阻尼系數(shù).

3 減振器力學(xué)特性

3.1 減振器開閥點(diǎn)和阻尼參數(shù)的選擇

慣性閥及底閥如圖3所示.減振器結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示.需要說明的是，考慮配合間隙、加工精度、裝配精度，節(jié)流面積實(shí)際值僅取理論值的30%～ 40%.

圖3 慣性閥及底閥總成

表1 減振器結(jié)構(gòu)參數(shù)

參數(shù)名稱參數(shù)值參數(shù)名稱參數(shù)值活塞直徑/mm?50活塞桿直徑/mm?22油液密度/(kg·m-3)845.5外筒內(nèi)徑/mm75動(dòng)黏度/(Pa·s)0.1外筒外徑/mm70油液溫度/℃30充氣壓力/MPa0.6通孔個(gè)數(shù)6孔徑/mm?1

1)開閥點(diǎn)的選擇.

可根據(jù)車輛的常用工況選擇開閥點(diǎn).開閥點(diǎn)太低，則懸架長(zhǎng)時(shí)間低阻尼，車輛振動(dòng)加??；太高又失去了設(shè)置慣性閥的意義.圖4是某特種車輛以時(shí)速24 km/h在試驗(yàn)場(chǎng)道路上行駛時(shí)車輪垂向加速度實(shí)際測(cè)量值.數(shù)據(jù)表明，最高沖擊加速度可達(dá)58g，而常見的沖擊加速度強(qiáng)度低于15g.本研究選擇15g作為開閥點(diǎn)(設(shè)計(jì)減振器時(shí)需要考慮懸架的杠桿比).

圖4 某特種車輛車輪垂向加速度

2) 壓縮阻尼選擇.

試驗(yàn)車輛安裝的傳統(tǒng)液壓減振器壓縮阻尼約為復(fù)原阻尼的1/4.引入慣性閥后，消除了傳統(tǒng)減振器壓縮阻尼過大帶來的不利因素.本研究取壓縮阻尼與復(fù)原阻尼之比2/3.為驗(yàn)證減振器是否合格，進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn)，示功特性如圖5所示.試驗(yàn)條件與方法依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)QC/T545，采用正弦激勵(lì)方式，激勵(lì)振幅為±50 mm，頻率為1.667 Hz.橫坐標(biāo)為激勵(lì)振幅，縱坐標(biāo)為阻尼力.

圖5 低沖擊條件下的示功圖

圖5中示功圖無畸變，力值符合設(shè)計(jì)要求，說明閥系參數(shù)匹配合理.

3.2 沖擊加速度-阻尼特性試驗(yàn)

為驗(yàn)證減振器阻尼力與沖擊加速度之間的關(guān)系，進(jìn)行了沖擊加速度-阻尼特性試驗(yàn).

試驗(yàn)時(shí)激振器在下方，與減振器外筒相連，這樣激勵(lì)加速度才能傳遞至慣性閥處.根據(jù)理論計(jì)算，假設(shè)擬定當(dāng)車輪垂向加速度達(dá)到15g時(shí)慣性閥開啟，減振器安裝杠桿比為0.45，則試驗(yàn)時(shí)沖擊加速度必須大于6.75g，才可能出現(xiàn)開閥卸載現(xiàn)象.但受試驗(yàn)臺(tái)條件限制，試驗(yàn)條件設(shè)置為：頻率10 Hz，行程±10 mm.為體現(xiàn)沖擊特性，調(diào)低了慣性閥上彈性元件的預(yù)緊力.為改善、區(qū)分減振器高頻特性，對(duì)補(bǔ)償腔予充氣壓力0.6 MPa.

強(qiáng)沖擊條件下的示功圖如圖6所示.橫坐標(biāo)為激勵(lì)振幅，縱坐標(biāo)為阻尼力.

圖6 隨沖擊加速度變化的示功特性

試驗(yàn)結(jié)果表明，示功圖表現(xiàn)為雙空程畸變.原因主要是：在壓縮行程轉(zhuǎn)為拉伸行程時(shí)，向上加速度較大，慣性閥開閥，阻尼急劇下降，出現(xiàn)壓縮阻尼空程.示功圖畸變說明，慣性閥起到卸載作用.

慣性閥的開閥將導(dǎo)致后續(xù)拉伸行程出現(xiàn)阻尼空程，慣性閥與活塞上的流通閥為并聯(lián)關(guān)系，慣性閥的卸壓分流將導(dǎo)致經(jīng)壓縮閥進(jìn)入工作缸上腔的液體量減少，上腔將出現(xiàn)“空化”.當(dāng)活塞轉(zhuǎn)為拉伸行程時(shí)，上腔由于存在低壓時(shí)產(chǎn)生的“空化”，導(dǎo)致行程初期活塞兩側(cè)難以形成壓差，于是出現(xiàn)空程.當(dāng)壓力升至一定值時(shí)，“空化”引起的蒸汽團(tuán)迅速變回液體，阻尼恢復(fù)正常.這個(gè)過程與雙筒減振器每次起動(dòng)時(shí)的“排空”過程相同.“排空”時(shí)由于減振器上腔油液未充滿，因此拉伸行程阻尼較低.

車輪在越過突起路面后需快速落回路面，低阻尼是符合需求的.另外，“排空”過程僅需兩、三沖程即可達(dá)到正常阻尼，因此慣性閥的卸壓分流不會(huì)對(duì)減振器的后續(xù)工作造成不良影響.

4 車輛平順性試驗(yàn)

為了驗(yàn)證慣性閥的有效性，進(jìn)行了道路試驗(yàn).

4.1 車輛沖擊試驗(yàn)

采用半徑150 mm半圓凸塊作為脈沖輸入行駛試驗(yàn).試驗(yàn)車速30 km/h.通過測(cè)量車體質(zhì)心處車廂底板垂向加速度來評(píng)價(jià)慣性閥在過濾強(qiáng)沖擊方面的有效性.結(jié)果如圖7所示.

圖7 脈沖激勵(lì)路面及加速度時(shí)域?qū)Ρ?/p>

試驗(yàn)結(jié)果表明：當(dāng)采用慣性閥后，車體質(zhì)心加速度最大值由3.31g降低至2.42g，低于人體對(duì)振動(dòng)沖擊的極限3g.而在剛接觸凸塊時(shí)，車體加速度比原車大，原因主要是在未開閥之前減振器壓縮阻尼力較大.可通過降低懸架的彈簧剛度來改善.

4.2 越野路面

參照《GB/T 4970-2009汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)方法》，在河灘沙石道路上進(jìn)行了試驗(yàn).車速50 km/h、經(jīng)過某段路面時(shí)車輛振動(dòng)俯仰角速度如圖8所示.

圖8 越野路面車體俯仰振動(dòng)時(shí)域圖

試驗(yàn)結(jié)果表明：車輛俯仰振動(dòng)得到了大幅改善.同時(shí)車體垂直振動(dòng)加權(quán)加速度均方根值由0.2g降低至0.14g.

5 結(jié) 論

慣性閥的引入使減振器阻尼力具有隨著沖擊加速度變化的特性.當(dāng)車輪碾壓障礙物時(shí)，經(jīng)減振器傳遞至車體的沖擊力減小，為提高壓縮阻尼消除了不利因素.壓縮阻尼的增加，抑制了車輛俯仰振動(dòng)、降低了懸架被擊穿的概率，因此提高了車輛平順性及姿態(tài)平穩(wěn)性.

該閥為機(jī)械式，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，幾乎不增加減振器成本與復(fù)雜度就能實(shí)現(xiàn)自適應(yīng)變阻尼.且可用于主動(dòng)/半主動(dòng)懸掛上的減振器上，以降低對(duì)控制時(shí)滯的要求.因此具有廣闊的應(yīng)用前景.