孫超

(同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804)

0 引言

隨著國內(nèi)汽車工業(yè)高速發(fā)展以及人們對(duì)汽車認(rèn)識(shí)的不斷成熟，使得用戶對(duì)汽車性能和品質(zhì)的要求越來越高。底盤性能是衡量一輛汽車性能好壞的主要內(nèi)容，減振器作為底盤系統(tǒng)的重要部件其性能直接影響汽車操穩(wěn)性和平順性。國內(nèi)廠商對(duì)減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)及阻尼特性研究一般還停留在實(shí)物分析結(jié)合臺(tái)架試驗(yàn)的傳統(tǒng)方法，這種方法成本高、試驗(yàn)周期長(zhǎng)且不具備預(yù)測(cè)性，已無法滿足國內(nèi)廠商快節(jié)奏研發(fā)的需要[1]。

由于國內(nèi)減振器閥系研究起步較晚缺乏經(jīng)驗(yàn)積累加之國外技術(shù)保密，造成相關(guān)技術(shù)發(fā)展緩慢，以往國內(nèi)減振器閥系調(diào)校項(xiàng)目一般是由國外技術(shù)人員所主導(dǎo)。通過減振器閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)性能影響的研究可為減振器閥系自主調(diào)校提供參考和指引，在降低研發(fā)費(fèi)用的同時(shí)也可為整車自主研發(fā)打下基礎(chǔ)。

1 雙筒液壓減振器工作原理及閥系結(jié)構(gòu)

1.1 液壓減振器工作原理

減振器在工作循環(huán)中的壓力降決定了其阻尼力大小。從雙筒液壓減振器工作原理可看出減振器阻尼特性受到其內(nèi)部閥系影響較大，雙筒式液壓減振器工作原理按圖1所示分為復(fù)原行程和壓縮行程。

圖1 雙筒液壓減振器工作原理

復(fù)原行程：當(dāng)活塞總成和活塞桿向上運(yùn)動(dòng)，油液通過活塞常通縫隙或孔(圖中未畫出)和復(fù)原閥從減振器缸筒上油腔流向下油腔，因?yàn)榛钊麠U會(huì)占一部分體積，所以從上油腔流向下油腔的油液無法完全填充下油腔體積增加部分，此時(shí)儲(chǔ)油腔中部分油液便會(huì)經(jīng)過底閥上的補(bǔ)償閥及常通縫隙或孔(圖中未畫出)流向下油腔。

壓縮行程：當(dāng)活塞總成及活塞桿向下運(yùn)動(dòng)，油液通過活塞的常通縫隙或孔(圖中未畫出)及流通閥從減振器缸筒下油腔流向上油腔，因?yàn)榛钊麠U會(huì)占一部分體積，從下油腔流到上油腔的油液量大于上油腔體積增加量，此時(shí)下油腔部分油液會(huì)經(jīng)過底閥的常通縫隙或孔(圖中未畫出)和壓縮閥流向儲(chǔ)油腔。

通過上述工作原理，可知在減振器復(fù)原和壓縮往復(fù)運(yùn)動(dòng)過程中，缸筒內(nèi)的油液反復(fù)經(jīng)過常通縫隙或孔及閥體產(chǎn)生壓力降從而消耗部分能量；此外，孔壁和油液之間摩擦以及油液分子內(nèi)部摩擦?xí)纬勺枘崃Σa(chǎn)生熱量散發(fā)到大氣中從而消耗能量。與此同時(shí)，作用在活塞桿上的阻尼力會(huì)跟隨活塞桿運(yùn)動(dòng)速度變化以及其內(nèi)部閥系開啟(開閥)而改變。所以液壓減振器就是通過其內(nèi)部閥系元件節(jié)流的方式將來自于車輪及車身的振動(dòng)轉(zhuǎn)化為能量消耗，從而達(dá)到衰減振動(dòng)的目的[2]，閥系元件特性對(duì)于減振器特性有決定性的影響[3]。

1.2 減振器閥系結(jié)構(gòu)

從圖2減振器閥系結(jié)構(gòu)可以看出，復(fù)原閥系主要是由活塞閥座、各類閥片、活塞孔、復(fù)原彈簧、緊固螺母和調(diào)節(jié)螺母等組成；壓縮閥系主要組成部分是壓縮閥體、各類閥片及閥片組、壓縮閥孔、彈簧等。這些閥系元件參數(shù)的不同組合使減振器擁有不同的阻尼特性。

圖2 減振器閥系結(jié)構(gòu)圖

2 雙筒液壓減振器的建模仿真與臺(tái)架驗(yàn)證

2.1 減振器阻尼力分析

將減振器活塞及活塞桿作為整體進(jìn)行受力分析，以復(fù)原行程為例可得圖3活塞阻尼力簡(jiǎn)化模型。從模型中可知減振器復(fù)原行程阻尼力是由活塞桿及活塞閥體運(yùn)動(dòng)摩擦力、活塞上腔壓力、大氣壓力及活塞下腔復(fù)原力綜合作用形成。

圖3 活塞阻尼力簡(jiǎn)化模型

2.2 減振器特性仿真的數(shù)學(xué)模型

文中通過對(duì)乘用車后減的非線性速度特性分析，結(jié)合減振器阻尼元件受力分析，建立減振器特性仿真計(jì)算模型為：

式中:p為節(jié)流壓差，Sh為活塞面積，Sg為活塞桿面積。

從減振器工作原理可知，減振器復(fù)原及壓縮行程中會(huì)出現(xiàn)各類節(jié)流閥體因內(nèi)部閥片被油液壓力頂開而開啟(開閥)，節(jié)流閥在開閥前和開閥后有著不同的節(jié)流阻尼特性，所以在同一行程中需根據(jù)活塞運(yùn)動(dòng)的速度不同，使用分段計(jì)算模型分別計(jì)算開閥前后的阻尼力。一般非線性減振器在壓縮和復(fù)原行程中會(huì)有二次開閥，設(shè)二次開閥速度為vk1和vk2,得到圖4液壓減振器仿真數(shù)學(xué)模型圖。

圖4 液壓減振器仿真數(shù)學(xué)模型

根據(jù)仿真數(shù)學(xué)模型可以在MATLAB中分別建立復(fù)原阻尼、壓縮阻尼及其他阻尼的Simulink模塊。將建立好的各個(gè)模塊連接起來便可建立完整的減振系統(tǒng)Simulink模型，得到圖5液壓減振器阻尼模型圖。

圖5 液壓減振器阻尼模型圖

2.3 運(yùn)動(dòng)外特性仿真

減振器外特性是指阻尼力與位移特性和阻尼力與速度特性。如圖5要進(jìn)行減振器外特性仿真，應(yīng)先將減振器各類設(shè)計(jì)參數(shù)輸入物理模型，包括阻尼元件結(jié)構(gòu)參數(shù)及油液特性參數(shù)等。然后將諧波運(yùn)動(dòng)信號(hào)加載到已建立的減振器數(shù)學(xué)模型中，包括諧波幅度和頻率。這樣便可利用減振器物理和數(shù)學(xué)模型通過加載諧波運(yùn)動(dòng)信號(hào)，實(shí)現(xiàn)對(duì)減振器特性的仿真。

2.4 仿真結(jié)果臺(tái)架實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)一般道路條件，采用減振器阻尼系統(tǒng)模型，假定活塞運(yùn)動(dòng)是一個(gè)行程為50 mm的正弦波，以激勵(lì)速度為0.052、0.13、0.26、0.39、0.52，1.04 m/s這6個(gè)速度工況對(duì)某品牌乘用車非線性后減振器進(jìn)行仿真，得到圖6 MATLAB外特性仿真曲線。

由圖6(a)可以看出,減振器位移曲線比較飽滿且左右對(duì)稱，并未出現(xiàn)空程與畸變，說明該減振器性能比較優(yōu)良；由圖6(b)可以看出，減振器復(fù)原力和壓縮力隨著運(yùn)行速度上升而逐漸增大，減振器復(fù)原力在各速度點(diǎn)下均大于壓縮力，這與減振器實(shí)際運(yùn)行情況相符。

圖6 MATLAB外特性仿真曲線

依據(jù)QC/T 545汽車筒式減振器臺(tái)架試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，將對(duì)標(biāo)后減振器以行程約1/2的狀態(tài)為中間位置安裝在減振器示功機(jī)上，以50 mm為最大振幅，以速度為0.052、0.13、0.26、0.39、0.52，1.04 m/s的振動(dòng)激勵(lì)進(jìn)行臺(tái)架測(cè)試，得到圖7臺(tái)架實(shí)驗(yàn)減振器外特性曲線。

圖7 臺(tái)架試驗(yàn)減振器外特性曲線

通過臺(tái)架試驗(yàn)得到的外特性曲線與仿真曲線進(jìn)行比較。最大的區(qū)別是仿真結(jié)果的對(duì)稱性和完整性更好。表1將仿真結(jié)果與臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)標(biāo)，雖然有一定誤差，但極限誤差均在工程允許范圍內(nèi)，驗(yàn)證了在MATLAB中建立的模型的可參考性。

表1 數(shù)據(jù)對(duì)比

3 減振器閥系敏感性因素分析

通常一款減振器試制完成后還需要進(jìn)行裝車調(diào)校過程，減振器內(nèi)各閥系有幾十種元件上百種組合，為使減振器工作更加柔和流暢，采用不同數(shù)量不同類型節(jié)流閥片疊加的方法正成為主流[5]。如何在短時(shí)間內(nèi)找到最優(yōu)的閥系組合，這就需要對(duì)減振器閥系內(nèi)部進(jìn)行研究，找到影響減振器阻尼特性的敏感因素。文中基于MATLAB仿真模型發(fā)現(xiàn)調(diào)整減振器部分閥系參數(shù)會(huì)對(duì)減振器阻尼特性產(chǎn)生影響，現(xiàn)將影響顯著參數(shù)按復(fù)原(活塞)閥系及壓縮閥系分別總結(jié)如下。

3.1 復(fù)原節(jié)流閥片開口面積影響

復(fù)原節(jié)流閥片開口面積由開口數(shù)、開口寬度及開口厚度(即閥片厚度)決定。圖8為節(jié)流閥缺口面積對(duì)減振器阻尼力影響。

圖8 節(jié)流閥缺口面積對(duì)減振器阻尼力影響

由圖可看出，開口面積發(fā)生改變后(0.61 mm2變?yōu)?.54 mm2)，激勵(lì)速度在0～0.15 m/s之間的復(fù)原及壓縮阻尼力均明顯變大，激勵(lì)速度在0.15～0.5 m/s之間的復(fù)原及壓縮阻尼力變動(dòng)幅度逐漸減小，當(dāng)激勵(lì)速度超過0.5 m/s時(shí)，其減振器阻尼力改變較少，由此說明復(fù)原節(jié)流閥片缺口面積主要控制減振器低速段(激勵(lì)速度在0～0.15 m/s之間)阻尼力。

3.2 復(fù)原彈簧預(yù)緊力影響

圖9為復(fù)原彈簧預(yù)緊力對(duì)減振器阻尼力影響，由圖可看出改變復(fù)原閥系彈簧預(yù)緊力后(20 N變?yōu)?3 N)，激勵(lì)速度在0～0.15 m/s之間時(shí)復(fù)原阻尼力幾乎沒有改變，當(dāng)激勵(lì)速度超過 0.15 m/s 時(shí)其復(fù)原阻尼力開始變大，說明復(fù)原彈簧預(yù)緊力主要控制減振器復(fù)原中、高速段(激勵(lì)速度0.15 m/s以上)阻尼力。

圖9 復(fù)原彈簧預(yù)緊力對(duì)減振器阻尼力影響

3.3 活塞孔開孔面積影響

在活塞孔數(shù)量和孔徑一定的情況，活塞孔開孔面積一般由覆蓋在孔上的活塞閥片直徑?jīng)Q定，閥片直徑越大(覆蓋面越大)開孔面積越小，直徑越小(覆蓋面越小)開孔面積越大。圖10為活塞孔閥片對(duì)減振器阻尼力影響，由圖10可看出，活塞閥片直徑變化后(14 mm變?yōu)?3 mm)，激勵(lì)速度在0～0.5 m/s之間時(shí)復(fù)原及壓縮阻尼力幾乎沒有改變，激勵(lì)速度超過0.5 m/s時(shí)復(fù)原段阻尼力開始逐漸變小，說明活塞閥片直徑主要控制減振器復(fù)原高速段(激勵(lì)速度0.5 m/s以上)阻尼力。

圖10 活塞孔閥片對(duì)減振器阻尼力影響

3.4 壓縮閥彈簧片組影響

從圖11可看出，改變彈簧片數(shù)量后(5變4)，激勵(lì)速度在0～0.15 m/s之間壓縮段阻尼力幾乎沒有改變，激勵(lì)速度在0.15～0.5 m/s之間壓縮段阻尼力開始逐漸變小，激勵(lì)速度0.5 m/s之后的高速段阻尼力變小更為明顯，說明壓縮彈簧片組主要控制壓縮段中、高速阻尼力。

圖11 壓縮閥彈簧片組對(duì)減振器阻尼力影響

壓縮閥其他主要影響因素?；谏鲜鲅芯客瑯涌梢缘玫綁嚎s閥其他主要影響因素，例如壓縮閥節(jié)流閥片影響，壓縮閥預(yù)緊彈簧的預(yù)緊力及彈簧剛度影響，壓縮閥流通孔面積影響。

通過對(duì)市場(chǎng)上主流減振器類型進(jìn)行研究，將減振器閥系影響因素分3個(gè)速度段總結(jié)出如下規(guī)律：

第一級(jí)：低速段(激勵(lì)速度0～0.15 m/s)，影響因素為復(fù)原閥及壓縮閥節(jié)流閥片或節(jié)流槽(有部分閥系通過閥體刻流通槽來實(shí)現(xiàn)低速段阻尼力控制)；主要影響小起伏路況車身運(yùn)動(dòng)的控制；

第二級(jí)：中速段(0.15～0.5m/s),影響因素為復(fù)原及壓縮閥彈簧，復(fù)原及壓縮閥彈簧片組；中速段屬于低速和高速的過渡區(qū)域，對(duì)舒適性影響較大，如果中速段的阻尼過渡的柔和順滑，則舒適性相對(duì)較好；

第三級(jí)：高速段(0.5 m/s以上),影響因素為復(fù)原閥孔及壓縮閥孔開孔面積;主要影響車輪跳動(dòng)的約束，以及在車輛快速經(jīng)過大的路面起伏(飛跳、大坑等)時(shí)車身姿態(tài)。

4 結(jié)束語

文中闡述了減振器工作原理，通過減振器阻尼元件受力分析運(yùn)用MATLAB軟件對(duì)減振器內(nèi)部閥系進(jìn)行了仿真，得到了以下成果 ：(1)基于減振器數(shù)學(xué)模型使用MATLAB軟件對(duì)減振器內(nèi)部閥系和減振器外特性進(jìn)行了仿真，得到了減振器外特性仿真曲線，通過仿真數(shù)據(jù)與樣件臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果擬合度分析，驗(yàn)證了在MATLAB中所建模型的正確性;(2)利用MATLAB模型進(jìn)行了減振器閥系敏感性因素分析，得到了對(duì)阻尼特性影響顯著的減振器閥系參數(shù);(3)將減振器閥系影響因素分3個(gè)速度段進(jìn)行總結(jié)，為減振器試制、調(diào)校提供參考。