樊冰村，毛 明，蔡文斌，陳軼杰，杜 甫

(中國(guó)北方車(chē)輛研究所，北京 100072)

油氣彈簧是集阻尼特性和非線(xiàn)性剛度特性為一體的一種懸掛裝置[1]，是裝甲車(chē)輛的核心部件之一。減振閥是油氣彈簧中產(chǎn)生阻尼力的主要元件，對(duì)裝甲車(chē)輛的減振性能具有重要影響。

近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)減振閥進(jìn)行了大量的研究。2010年，劉建勇和賀李平等[2-4]采用有限元仿真和理論相結(jié)合的方法分析了閥片變形對(duì)阻尼特性的影響；2013年，José R Valdés等[5]通過(guò)計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)仿真和試驗(yàn)測(cè)試，分析了通過(guò)閥系的流量特征和球閥的受力情況；2013—2015年，馬天飛等[6-8]用abqus和AMESim聯(lián)合仿真對(duì)彈簧閥片減振閥進(jìn)行分析，并用Iight對(duì)減振閥中的關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化；2016年,程祥瑞等[9]基于薄壁小孔理論和范德瓦爾實(shí)際氣體狀態(tài)方程計(jì)算分析了常通孔對(duì)油氣彈簧系統(tǒng)阻尼力的影響；同年，Basavaraj V等[10]對(duì)帶阻尼閥芯的提升閥進(jìn)行了仿真，分析了其瞬態(tài)響應(yīng)；2019年，么鳴濤等[11]將小間隙節(jié)流的計(jì)算方法和薄板彎曲變形的微分方程相結(jié)合,分析了節(jié)流閥片厚度變化時(shí)減振器阻尼力值的變化規(guī)律。上述研究多為常通孔和彈簧閥片式減振閥，然而針對(duì)裝甲車(chē)輛的實(shí)際應(yīng)用表明，常通孔減振閥在高速時(shí)由于泄壓不及時(shí)容易出現(xiàn)空程和困壓等現(xiàn)象，造成減振性能變差和部件沖擊載荷過(guò)大損壞等問(wèn)題，難以適用于強(qiáng)沖擊高速重載工況；而彈簧閥片在頻繁的強(qiáng)沖擊下極易出現(xiàn)疲勞斷裂失效等可靠性問(wèn)題，現(xiàn)有材料和工藝技術(shù)水平難以解決。

為兼顧裝甲車(chē)輛油氣彈簧用減振閥高減振性能和高可靠性的雙重需求，本文在某油氣彈簧減振閥(減振閥1)的基礎(chǔ)上提出一種由常通孔和帶有螺旋彈簧閥芯的串、并聯(lián)組合式新型減振閥(減振閥2)，既實(shí)現(xiàn)了良好的阻尼特性，又可有效限制沖擊載荷，提高減振閥的可靠性。本文通過(guò)建立減振閥的數(shù)學(xué)模型，利用試驗(yàn)以驗(yàn)證減振閥數(shù)學(xué)模型的合理性，研究減振閥結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)阻尼特性的影響規(guī)律，為減振閥的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供理論依據(jù)。

1 油氣彈簧原理及減振閥結(jié)構(gòu)

油氣彈簧結(jié)構(gòu)原理圖如圖1，主要由缸筒、減振閥、上腔、主活塞、油管、下腔、浮動(dòng)活塞和氣室等結(jié)構(gòu)組成。工作時(shí)通過(guò)氣室產(chǎn)生的彈性力和減振閥等結(jié)構(gòu)產(chǎn)生阻尼力以緩沖和衰減車(chē)體的振動(dòng)。

圖1 油氣彈簧結(jié)構(gòu)原理圖

油氣彈簧的阻尼力主要由3部分產(chǎn)生：第1部分為活塞與筒壁之間的摩擦力，第2部分為液體通過(guò)油管時(shí)產(chǎn)生的阻尼力，第3部分為液體通過(guò)減振閥時(shí)產(chǎn)生的節(jié)流阻尼力。其中減振閥的節(jié)流阻尼力是主要部分。

減振閥1的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖2，主要由閥體、閥芯和限位擋塊三部分組成，其中限位擋塊和閥芯固連。壓縮行程，由于閥芯質(zhì)量小，在液體壓力作用下閥芯被直接完全推開(kāi)，通過(guò)限位擋塊接觸閥體進(jìn)行限位，此時(shí)節(jié)流通道由閥體常通孔①和閥芯與閥體之間的縫隙串聯(lián)后，再與閥體常通孔②并聯(lián)組成；拉伸行程，閥芯始終關(guān)閉，切斷閥體常通孔①，節(jié)流通道僅為閥體常通孔②。由于拉伸行程閥體常通孔②的通流面積固定，壓強(qiáng)差與流量呈指數(shù)平方關(guān)系，在低速時(shí)產(chǎn)生的阻尼力小，而在高速?zèng)_擊時(shí)阻尼力迅速增大，無(wú)法兼顧低速產(chǎn)生足夠阻尼力和高速開(kāi)閥泄壓的使用要求，難以適用于裝甲車(chē)輛強(qiáng)沖擊高速重載工況。同時(shí)由于開(kāi)閥頻繁導(dǎo)致閥體反復(fù)撞擊限位擋塊，閥芯存在疲勞斷裂(如圖3所示)的隱患，并伴隨產(chǎn)生噪音。

圖3 閥芯斷裂圖

為解決減振閥1存在的問(wèn)題，在基本結(jié)構(gòu)尺寸變化不大的前提下，提出一種減振閥2如圖4所示，主要由閥體、擋圈、擋環(huán)、閥座、閥芯、螺旋彈簧和彈簧座等七部分組成。壓縮行程，閥芯不開(kāi)閥，閥芯常通孔①與閥座常通孔串聯(lián)，液體直接將擋環(huán)頂開(kāi)。節(jié)流通道有彈簧座常通孔、閥芯常通孔②、流道、閥芯常通孔①和閥座常通孔。拉伸行程，液體將擋環(huán)推向閥座常通孔使其封閉。當(dāng)液體流速較低時(shí)，流體推力不能克服螺旋彈簧預(yù)緊力，不開(kāi)閥，僅有流道、閥芯常通孔②和彈簧座常通孔起節(jié)流作用；當(dāng)液體流速較高時(shí)，閥芯克服螺旋彈簧的預(yù)緊力開(kāi)閥，充分泄流防止出現(xiàn)阻尼力快速增長(zhǎng)，此時(shí)流道、閥芯和閥座上的縫隙、閥芯常通孔①、閥芯常通孔②和彈簧座常通孔同時(shí)起節(jié)流作用。

圖4 減振閥2結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

2 減振閥的數(shù)學(xué)模型

根據(jù)上文分析可知，減振閥2中產(chǎn)生阻尼力的主要有彈簧座、閥芯和閥座3部分，因此在建立減振閥數(shù)學(xué)模型時(shí)先對(duì)這3部分的阻尼特性進(jìn)行單獨(dú)的解析計(jì)算，然后通過(guò)聯(lián)立方程組得到整個(gè)減振閥的阻尼特性數(shù)學(xué)模型。令油氣彈簧主活塞的運(yùn)動(dòng)速度為V(m/s)；活塞面積為A(m2)；則總的流量Q=AV；為便于計(jì)算，本文以壓縮行程活塞運(yùn)動(dòng)方向?yàn)檎颉?/p>

2.1 彈簧座壓強(qiáng)損失

液體流經(jīng)彈簧座每個(gè)常通孔時(shí)的壓強(qiáng)損失ΔPc主要包括由于入口和出口流通面積突然變化產(chǎn)生的局部壓強(qiáng)損失ΔPj和沿程壓強(qiáng)損失ΔPf兩部分[12]。

(1)

(2)

聯(lián)立式(1)、(2)可得常通孔總的壓強(qiáng)損失ΔPc；

(3)

式(3)中，ρ為液體密度(kg/m3)；Qc為流經(jīng)每個(gè)常通孔的液體流量(m3/s)；dc為常通孔直徑(m)；Ac為常通孔面積(m2)；lc為常通孔長(zhǎng)度(m)；ξ1為入口損失系數(shù)；ξ2為出口損失系數(shù)；λ為沿程壓強(qiáng)損失系數(shù)，均為無(wú)量綱數(shù)，可由經(jīng)驗(yàn)公式[9，13]得出。

(4)

(5)

(6)

(7)

此處n=6，則可得彈簧座總的壓強(qiáng)損失ΔPt：

(8)

式(8)中的符號(hào)函數(shù)sign(V)用于表示壓縮行程和拉伸行程。

2.2 閥芯壓強(qiáng)損失

閥芯是一種單向閥結(jié)構(gòu)，通常是和常通孔并聯(lián)使用。壓縮行程中，閥芯不開(kāi)閥，此時(shí)閥芯常通孔①和閥座常通孔串聯(lián)，組成的串聯(lián)結(jié)構(gòu)再與閥芯常通孔②并聯(lián)。則壓縮行程時(shí)閥芯的壓強(qiáng)損失ΔPm：

(9)

式(9)中，ξm為閥芯常通孔①的壓強(qiáng)損失系數(shù)；Qm為流經(jīng)閥芯常通孔①的流量；Am為閥芯常通孔①的面積。

拉伸行程中，活塞速度V<0 ，假設(shè)開(kāi)閥速度為Vk，當(dāng)|V|<|Vk|時(shí)，為開(kāi)閥前階段，此時(shí)節(jié)流通道為閥芯常通孔②，可得壓強(qiáng)損失ΔPn：

(10)

式(10)中，ξn為閥芯常通孔②的壓強(qiáng)損失系數(shù)；An為閥芯常通孔②的面積。

當(dāng)|V|>|Vk|時(shí)，閥芯開(kāi)閥，為開(kāi)閥階段。通過(guò)常通孔節(jié)流計(jì)算可知，閥芯常通孔①產(chǎn)生的阻尼力較小，計(jì)算閥芯部分阻尼力時(shí)可忽略閥芯常通孔①的節(jié)流作用，則此時(shí)的節(jié)流通道由閥芯常通孔②和閥芯開(kāi)閥后的縫隙并聯(lián)組成。如圖5為開(kāi)閥階段閥芯的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化圖。

圖5 閥芯結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化圖

設(shè)錐閥的開(kāi)度為，此時(shí)流經(jīng)閥芯常通孔②的流量為Qn，壓強(qiáng)損失為；流經(jīng)閥芯縫隙的流量為Qz，壓強(qiáng)損失為ΔPz，則可得公式：

Q=Qn+Qz

(11)

ΔP=ΔPn=ΔPz

(12)

對(duì)閥芯受力分析，其自身重力G較小可忽略，閥芯受到的液體壓力Fz、螺旋彈簧彈性力Ff和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力Fw平衡，即：

Fz+Ff+Fw=0

(13)

閥芯所受的液壓力Fz：

(14)

螺旋彈簧彈性力Ff：

Ff=-k(h0+h)

(15)

液體的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力[14]Fw：

Fw=-CdCvπhdsΔPzsin(2α)

(16)

閥芯兩端壓強(qiáng)損失ΔPz：

ΔPz=Pz1-Pz2

(17)

式(14)、(15)、(16)中，ds為閥座流道的直徑(m)；dp為閥芯最大直徑(m)；α為閥芯半錐角(°)；da為入口處閥芯液壓受力面積的直徑，da=ds-hsin(2a)；k為螺旋彈簧剛度(N/m)；h0為螺旋彈簧初始位移(m)；Cd為流量系數(shù)；Cv為速度系數(shù)。

如圖5所示，錐閥開(kāi)閥后的節(jié)流縫隙為閥芯與閥座之間的過(guò)油通道，為便于計(jì)算，可將其等效成面積為Ab=πhdssin(α)的薄壁小孔[15]。根據(jù)薄壁小孔理論，可得流經(jīng)錐閥的流量Qz和壓強(qiáng)損失ΔPz之間的關(guān)系式：

(18)

同時(shí)根據(jù)并聯(lián)分流而壓強(qiáng)損失相等，可參照公式(7)得到流經(jīng)常通孔的流量Qc與壓強(qiáng)損失ΔPz之間的關(guān)系。

則綜合式(7)、式(11)～式(18)可得錐閥的壓強(qiáng)損失ΔPz和總流量Q之間的關(guān)系。

(19)

式(19)中Qz和h都是關(guān)于總流量Q的函數(shù)。

綜合式(9)、(10)、(19)可得閥芯的壓強(qiáng)損失ΔPf：

(20)

2.3 閥座壓強(qiáng)損失

由于擋環(huán)的作用，閥座為單向節(jié)流孔結(jié)構(gòu)。壓縮行程，節(jié)流孔打開(kāi)，節(jié)流通道6個(gè)常通孔的壓強(qiáng)損失為ΔPs：

(21)

拉伸行程中，由于擋環(huán)的作用，節(jié)流孔封閉，此時(shí)液體直接從閥座上的流道作用在閥芯上，因此可得拉伸行程閥座的壓強(qiáng)損失ΔPs：

(22)

綜合式(21)和式(22)可得閥芯的壓強(qiáng)損失ΔPs：

(23)

式(23)中，ξl為閥座常通孔的壓強(qiáng)損失系數(shù)；Al為閥座常通孔的面積；ξs為閥座流道的壓強(qiáng)損失系數(shù)；As為閥座流道的面積。

2.4 減振閥阻尼力

由于彈簧座、閥芯和閥座3部分為串聯(lián)組合，因此整個(gè)減振閥的壓差為這3部分壓強(qiáng)損失之和，即減振閥2總的壓強(qiáng)損失ΔP：

ΔP=ΔPt+ΔPf+ΔPs

(24)

油氣彈簧中減振閥的阻尼力等于總的壓差損失與主活塞面積的乘積，可得阻尼力F：

F=ΔPA

(25)

由于減振閥1與減振閥2的結(jié)構(gòu)大體相似，且減振閥1的節(jié)流通道較減振閥2的節(jié)流通道更簡(jiǎn)單，因此減振閥1的數(shù)學(xué)模型在減振閥2的基礎(chǔ)上適當(dāng)簡(jiǎn)化即可得，此處不詳細(xì)論述。

3 理論計(jì)算與試驗(yàn)驗(yàn)證

油氣彈簧相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示，根據(jù)上述數(shù)學(xué)模型計(jì)算得減振閥2的阻尼力示功圖如圖11所示。利用IST—PL63N試驗(yàn)臺(tái)(如圖6所示主要由油泵、伺服閥、控制柜、激振頭、位移傳感器、壓力傳感器等模塊組成)進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，由激振頭輸入如表2所示5組正弦位移激勵(lì)。

表1 油氣彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖6 IST—PL63N試驗(yàn)臺(tái)

表2 位移激勵(lì)參數(shù)

試驗(yàn)過(guò)程中，當(dāng)激振頭頻率為0.33 Hz時(shí)，主活塞最大速度僅為0.1 m/s，此階段為油氣彈簧磨合階段，此時(shí)減振閥基本不產(chǎn)生阻尼力，如圖7所示為該頻率時(shí)油氣彈簧示功圖，曲線(xiàn)僅由摩擦力和彈性力組成，通過(guò)數(shù)據(jù)處理可得油氣彈簧摩擦力和彈性力曲線(xiàn)如圖8所示。

圖7 0.33 Hz油氣彈簧示功圖

圖8 油氣彈簧摩擦力和彈性力曲線(xiàn)

將油氣彈簧示功圖(圖9所示)減去上述摩擦力和彈性力后即可得到各頻率時(shí)的阻尼力示功圖如圖10所示。

圖9 油氣彈簧示功圖

圖10 試驗(yàn)示功圖

圖11 Matlab計(jì)算示功圖

由圖10試驗(yàn)數(shù)據(jù)可知，當(dāng)激振頭頻率大于3.18 Hz時(shí)，示功圖下端左半部分阻尼力波動(dòng)較大，且阻尼力值偏小，而該部分是壓縮行程阻尼閥逐漸開(kāi)閥階段，此現(xiàn)象可能是逐漸開(kāi)閥過(guò)程中閥芯不穩(wěn)定引起的。通過(guò)對(duì)比圖10和圖11可以看出數(shù)學(xué)模型計(jì)算曲線(xiàn)和試驗(yàn)曲線(xiàn)基本吻合，證明理論模型的合理性。

采用Matlab對(duì)上述數(shù)學(xué)模型進(jìn)行計(jì)算，減振閥1的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表3所示，得到2種減振閥的速度阻尼特性曲線(xiàn)如圖12所示。從圖可知2種閥的拉伸行程阻尼力均明顯大于壓縮行程，表明此類(lèi)減振閥主要在車(chē)輪下跳過(guò)程中進(jìn)行熄振。對(duì)比壓縮行程最大阻尼力，減振閥1僅為1 229 N，而減振閥2為3 373 N，表明壓縮行程減振閥2的減振效果更好。另外由圖12可以看到拉伸行程減振閥1不具有開(kāi)閥泄壓功能，阻尼力持續(xù)快速增長(zhǎng)，而減振閥2有一個(gè)明顯的開(kāi)閥過(guò)程，開(kāi)閥速度為0.31 m/s，開(kāi)閥后阻尼力隨速度的增加明顯變緩，可防止沖擊時(shí)速度快速增加出現(xiàn)阻尼力過(guò)快增長(zhǎng)。

表3 減振閥1結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖12 減振閥1和減振閥2速度阻尼特性曲線(xiàn)

4 不同參數(shù)對(duì)阻尼特性的影響

采用上述數(shù)學(xué)模型重點(diǎn)分析減振閥2中閥芯常通孔②的直徑和螺旋彈簧預(yù)緊力對(duì)阻尼特性的影響。

4.1 常通孔直徑的影響

其他參數(shù)不變，分析閥芯常通孔②的直徑對(duì)阻尼特性的影響，分別取四組不同直徑的常通孔如表4所示，仿真可得到不同孔徑時(shí)油氣彈簧阻尼特性曲線(xiàn)和示功圖如圖13和圖14所示。

表4 閥芯常通孔②的確不同直徑

圖13 不同直徑常通孔的速度阻尼特性曲線(xiàn)

圖14 不同直徑常通孔的阻尼力示功圖

從圖13可以看出，隨著閥芯常通孔②直徑的減小，減振閥的阻尼力不斷增大，并且閥芯常通孔②直徑對(duì)拉伸行程阻尼力的影響大于壓縮行程。在拉伸行程中，當(dāng)閥芯常通孔②直徑減小時(shí)，減振閥閥芯的開(kāi)閥點(diǎn)提前，但是當(dāng)直徑小于3 mm 時(shí)，開(kāi)閥前階段的阻尼力呈線(xiàn)性激增，會(huì)對(duì)相關(guān)結(jié)構(gòu)造成較大沖擊，不利于減振閥零件的可靠性。

4.2 螺旋彈簧預(yù)緊力的影響

其他參數(shù)不變，分析螺旋彈簧的預(yù)緊力對(duì)阻尼特性的影響，分別取3組螺旋彈簧的預(yù)緊力如表5所示。則可得到不同預(yù)緊力時(shí)減振閥阻尼特性如圖15和圖16所示。

表5 螺旋彈簧預(yù)緊力

圖15 不同螺旋彈簧預(yù)緊力的速度阻尼特性曲線(xiàn)

圖16 不同螺旋彈簧預(yù)緊力的阻尼力示功圖

從圖15可知，當(dāng)螺旋彈簧預(yù)緊力由71.5 N增加到91 N時(shí)，影響拉伸行程中減振閥閥芯的開(kāi)閥點(diǎn)，預(yù)緊力越大，開(kāi)閥點(diǎn)越晚。

5 結(jié)論

1) 試驗(yàn)驗(yàn)證減振閥的數(shù)學(xué)模型較為合理，可用于減振閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和參數(shù)優(yōu)化。

2) 相對(duì)于減振閥1，減振閥2的壓縮行程最大阻尼力提升了近2倍，而拉伸行程減振閥1不具有開(kāi)閥泄壓功能，減振閥2速度為0.31 m/s時(shí)能夠開(kāi)閥泄壓，防止阻尼力過(guò)快增長(zhǎng)。

3) 閥芯常通孔②的直徑減小可增大減振閥2的阻尼力并使閥芯的開(kāi)閥點(diǎn)提前，但是當(dāng)閥芯常通孔②的直徑小于3 mm 時(shí)，會(huì)導(dǎo)致減振閥2開(kāi)閥前階段阻尼力激增。

4) 隨著螺旋彈簧預(yù)緊力的增大，閥芯開(kāi)閥點(diǎn)將延后，但預(yù)緊力過(guò)大會(huì)導(dǎo)致開(kāi)閥前阻尼力隨速度顯著增加，使閥芯失去開(kāi)閥泄壓保護(hù)作用。