李衛(wèi)民，潘士超，劉顯智，楊瀚文，付松松，張凱璇

基于減振器速度特性對節(jié)流閥系的設(shè)計與研究

李衛(wèi)民1，潘士超1，劉顯智2，楊瀚文1，付松松1，張凱璇1

（1. 遼寧工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程與自動化學(xué)院，遼寧 錦州 121001；2. 錦州市檢驗檢測認(rèn)證中心，遼寧 錦州 121003）

基于減振器的速度特性，采用最佳平方逼近的方法確定復(fù)原閥系的常通節(jié)流孔面積、節(jié)流閥片厚度、節(jié)流閥片預(yù)變形量以及最大限位間隙的結(jié)構(gòu)參數(shù)的最優(yōu)值。對復(fù)原閥系進(jìn)行數(shù)值仿真，研究其在某一速度點下的流體特性，確定節(jié)流閥片的變形量與最大開閥速度點；研討減振器的阻尼特性，依據(jù)其產(chǎn)生的節(jié)流壓力計算其阻尼力。實驗結(jié)果表明，閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計與數(shù)值模擬合理、可靠，對減振器閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計具有指導(dǎo)意義。

減振器；節(jié)流閥系；速度特性；優(yōu)化設(shè)計

減振器作為車輛懸架系統(tǒng)中最重要的阻尼元件，對于提高車輛的駕駛操縱性與行駛安全性有著重要作用[1-2]。近年來，電動汽車已成為未來汽車發(fā)展的主要方向，而電動汽車的底盤懸架設(shè)計大多借用燃油車平臺所采用的底盤懸架，由于電動汽車的整備質(zhì)量與燃油車相差較大，底盤的調(diào)校上有所不同，進(jìn)而影響電動汽車的操縱性與安全性。本文針對電動汽車車型，根據(jù)整車廠的底盤懸架性能要求，基于減振器速度特性對節(jié)流閥系進(jìn)行底層設(shè)計，從根本上提高整車底盤以及懸架系統(tǒng)的性能。

1 減振器的原理與速度特性分析

1.1 減振器工作原理

減振器共有4個節(jié)流閥系，分別為復(fù)原閥系、壓縮閥系、流通閥系與補償閥系，如圖1所示。

圖1 減振器結(jié)構(gòu)原理

在減振器的壓縮與復(fù)原工作過程中：(1)當(dāng)運動速度低于節(jié)流閥系的初次開閥速度點時，節(jié)流閥片未產(chǎn)生變形，節(jié)流閥系不開閥，油液僅通過流通閥片上的常通節(jié)流孔流出，由于常通節(jié)流孔面積較小，油液的流速減緩，上下貯油腔室形成壓力差，產(chǎn)生節(jié)流壓力，其大小由常通節(jié)流孔的面積決定；(2)當(dāng)運動速度大于節(jié)流閥系的初次開閥速度點時，節(jié)流閥片產(chǎn)生變形，節(jié)流閥系開閥，此時油液通過節(jié)流閥片變形所產(chǎn)生的的節(jié)流縫隙中流出，上下腔室形成壓力差產(chǎn)生節(jié)流壓力，節(jié)流壓力大小由節(jié)流閥片的開度決定；(3)當(dāng)運動速度大于最大開閥速度點時，節(jié)流閥片的變形不再繼續(xù)增大，節(jié)流壓力保持穩(wěn)定，閥片最大開度由限位閥系所決定。

1.2 減振器速度特性分析

減振器的速度特性表示減振器工作過程中不同速度點時減振器的阻尼力，其常用分段非線性函數(shù)進(jìn)行表示[3-6]。本文針對減振器復(fù)原閥系進(jìn)行分析，其要求的速度特性曲線如圖2所示。

圖2 減振器要求速度特性曲線

由速度特性曲線圖可知，減振器速度0.3 m/s為第一次開閥速度點，記為k1，若減振器速度＜k1時，閥片開度如圖3(a)所示；當(dāng)速度為1 m/s時為最大開閥速度點，記為k2，若減振器的運動速度k1＜＜k2，閥片開度如圖3(b)所示；若減振器的運動速度＞k2，閥片開度如圖3(c)所示。

圖3 節(jié)流閥片開度

2 基于速度特性對節(jié)流閥系參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計

根據(jù)減振器速度特性的要求，利用減振器在不同運動速度點下所產(chǎn)生的阻尼力不同以及油液的流量與所產(chǎn)生的節(jié)流壓力之間的關(guān)系，對節(jié)流閥系每個結(jié)構(gòu)的參數(shù)值進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計[7-9]。

2.1 常通節(jié)流孔面積的優(yōu)化設(shè)計

取開閥前速度點＜k1，其阻尼力為，分析活塞復(fù)原閥系油液路徑，利用阻尼力、節(jié)流壓力與減振器油液流量之間的關(guān)系，可得復(fù)原閥常通節(jié)流孔面積0的數(shù)學(xué)模型如式(1)所示。

式中：0為常通節(jié)流孔所流經(jīng)的減振器油液流量，0=S-Q；為減振器油液密度，本文取值為890 kg/m3；為常通節(jié)流孔流量系數(shù)，本文取值為0.82；S為貯油缸筒內(nèi)壁與減振器活塞桿之間所形成的環(huán)形面積；p為常通節(jié)流孔所形成的節(jié)流壓力；Q為活塞縫隙所流經(jīng)的減振器油液流量。

根據(jù)式(1)，不同速度設(shè)計點下所產(chǎn)生節(jié)流壓力不同，產(chǎn)生的阻尼力不同，所得到的閥系參數(shù)設(shè)計值也就不同。對于不同的閥系參數(shù)設(shè)計值，所得到的減振器的速度特性曲線與所要求的速度特性曲線兩者之間的擬合度也不同。為此，將不同的閥系參數(shù)設(shè)計值下的速度特性曲線與所要求的速度特性曲線利用最佳平方逼近的優(yōu)化方法進(jìn)行曲線擬合，所建立的目標(biāo)函數(shù)如式(2)所示。

式中：F(,) 為設(shè)計點的減振器速度特性函數(shù)；F()為減振器所要求的速度特性函數(shù)。

將減振器活塞復(fù)原閥系的的設(shè)計參數(shù)代入常通節(jié)流孔的數(shù)學(xué)模型，并將其與所要求的速度特性曲線進(jìn)行最佳平方逼近，優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)與常通節(jié)流孔面積的變化關(guān)系如圖4所示。

圖4 常通節(jié)流孔優(yōu)化函數(shù)曲線

2.2 節(jié)流閥片厚度優(yōu)化設(shè)計

常通節(jié)流孔的面積確定之后，利用初次開閥后的速度特性對節(jié)流閥片厚度進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。取減振器初次開閥后的速度k1＜＜k2，利用減振器的運動速度、節(jié)流閥片的變形量、油液流量、節(jié)流壓力以及其所產(chǎn)生的阻尼力之間的關(guān)系，建立節(jié)流閥片厚度的數(shù)學(xué)模型如式(3)所示。

同理，優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)與節(jié)流閥片厚度的關(guān)系如圖5所示。

圖5 節(jié)流閥片厚度優(yōu)化函數(shù)曲線

2.3 節(jié)流閥片預(yù)變形量與限位間隙

節(jié)流閥片厚度參數(shù)確定之后，根據(jù)節(jié)流閥片的開閥速度點與此時阻尼力之間的關(guān)系進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，節(jié)流閥片預(yù)變形量數(shù)學(xué)模型如式(4)所示。

式中：p為閥片縫隙的節(jié)流壓力；為節(jié)流閥片的厚度。

節(jié)流閥片預(yù)變形量確定之后，利用最大開閥點速度與其阻尼力之間的關(guān)系，對節(jié)流閥片的最大限位間隙進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，數(shù)學(xué)模型如式(5)所示。

式中：為節(jié)流閥片半徑；為節(jié)流閥片片數(shù)。

3 減振器節(jié)流閥系建模與數(shù)值仿真

3.1 建立節(jié)流閥系的數(shù)字模型

根據(jù)節(jié)流閥系優(yōu)化之后的結(jié)果，確定閥系的結(jié)構(gòu)參數(shù)，并對節(jié)流閥片厚度進(jìn)行等效厚度拆分，閥系各參數(shù)如表1所示。

表1 閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)

結(jié)構(gòu)名稱常通節(jié)流孔面積/mm2節(jié)流閥片厚度/mm節(jié)流閥片預(yù)變形量/mm限位間隙/mm 設(shè)計值20.250.10.6

依據(jù)閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)，對其進(jìn)行三維數(shù)字建模，閥系數(shù)字模型如圖6所示，其中流通閥片參數(shù)如圖7所示。

圖6 復(fù)原閥系數(shù)字模型

圖7 流通閥片

3.2 復(fù)原閥系的雙向流固耦合數(shù)值仿真

雙向流固耦合數(shù)值仿真是指流體和固體之間有著雙向的數(shù)據(jù)交換，既流體的分析結(jié)果(如力、壓力)傳遞給固體結(jié)構(gòu)，又有固體的數(shù)值模擬結(jié)果(如位移，變形)反向作用給流體。其中固體的變形明顯，并且變形對流體的流動狀況產(chǎn)生了顯著的影響[10-13]。流固耦合分析遵循流體控制方程、固體控制方程[14-16]，并且滿足如式(6)所示的守恒方程。

式中：為應(yīng)力，為位移，為熱流量，為溫度。

3.2.1 建立流體的離散模型

根據(jù)已經(jīng)確定的固體模型建立流體模型，流體模型分別由入口、上油室、流固耦合面、下油室、出口與壁面構(gòu)成。并對流體模型進(jìn)行離散化處理，為提高計算精度，離散化模型采用正六面體動網(wǎng)格技術(shù)，并采用基于徑向基函數(shù)的變形網(wǎng)格生成技術(shù)，其具有優(yōu)越的網(wǎng)格變形能力，并且網(wǎng)格的變形不依賴網(wǎng)格點的連接關(guān)系，簡化了數(shù)據(jù)結(jié)構(gòu)，有助于在并行計算條件下動態(tài)網(wǎng)格的生成，該網(wǎng)格生成技術(shù)具有較高的生成效率，所建立的流體離散化模型如圖8所示。

3.2.2 邊界條件加載與求解策略

在Fluent模塊中對流體模型進(jìn)行邊界條件的加載。流體材料為減振器專用油液，其具有良好的抗磨性、抗氧化性以及熱穩(wěn)定性，其密度為890 kg/m3,運動粘度為12.2 mm2/s，粘度指數(shù)為202 mm2/s。入口速度加載為t×1 m/s，速度隨時間成線性增長。求解模型為瞬態(tài)求解模型，采用-湍流模型，仿真總時間為1 s，子步時間為0.05 s，共20個子步。

3.3 節(jié)流閥系特性分析

雙向流固耦合數(shù)值仿真結(jié)果收斂后，在CFD-post模塊中對其進(jìn)行后特性分析，包括流體場速度分析，流體場壓力分析以及在結(jié)構(gòu)場中的閥片變形分析。

3.3.1 流體場速度分析

對流體場速度進(jìn)行研究，分別提取了速度為0.1、0.3、0.6 m/s以及1 m/s的速度云圖，如圖9所示。

圖9 復(fù)原閥系流體場速度云圖

由圖9(a)可知，當(dāng)油液的入口速度為0.1 m/s時，油液僅僅通過流通閥片上的常通節(jié)流孔流出，此時油液的最大流速為7.625 m/s；由圖9(b)可知，當(dāng)油液的入口速度為0.3 m/s時，此時油液通過常通節(jié)流孔以及閥片變形產(chǎn)生的節(jié)流縫隙中流出，油液的最大流速為17.74 m/s；由圖9(c)可知，當(dāng)油液入口速度為0.6 m/s時，油液在節(jié)流縫隙中的流量不斷增大，此時油液的最高流速為35.36 m/s；由圖9(d)可知，當(dāng)油液入口素的為1.0 m/s時，此時閥片開度達(dá)到最大，油液在節(jié)流縫隙中的流通量明顯居多，油液的最大流通速度為50.48 m/s。

3.3.2 閥片變形量分析

在瞬態(tài)結(jié)構(gòu)場中對閥片的變形量進(jìn)行求解，對初次開閥速度點時的閥片變形量以及閥片最大變形量進(jìn)行重點研究，分析節(jié)流閥片厚度與最大限位間隙參數(shù)值的合理性。閥片在入口速度為0.1、0.3、0.6、1.0 m/s時的變形量云圖，如圖10所示。閥片的在20個子步的變形量，部分?jǐn)?shù)據(jù)如表2所示。

圖10 節(jié)流閥片變形量

閥片變形量與時間的函數(shù)關(guān)系，如圖11所示。由圖可知，當(dāng)時間為0.6 s時，即速度為0.3 m/s時，此時函數(shù)曲線的曲率發(fā)生明顯變化，表明了此時節(jié)流閥片的變形量發(fā)生突變，即節(jié)流閥片開閥，符合速度特性所要求的開閥速度點；當(dāng)時間為1.9 s時，即速度為0.95 m/s時，此時函數(shù)曲線曲率變小，表明閥片達(dá)到了最大變形，并且限位閥片產(chǎn)生限位作用，閥片的最大變形量為1.077 6 mm，與設(shè)計值誤差小于1%，滿足設(shè)計要求。

表2 閥片變形量

時間/s變形量/mm 0.10.0183 0.20.0617 0.30.1481 …… 0.80.9770 0.91.0479 1.01.0776

圖11 閥片變形量與時間關(guān)系曲線圖

3.3.3 阻尼力分析

阻尼特性又稱為示功特性，其特性曲線稱為示功圖。對阻尼力的研究中，根據(jù)節(jié)流壓力所產(chǎn)生在活塞平面上的的壓力，以及活塞的受力面積，從而確定在某一速度點下的阻尼力。研究了速度點為0.1、0.3、0.6、1.0 m/s的活塞的壓力云圖，如圖12所示。

圖12 活塞所受節(jié)流壓力云圖

根據(jù)上述優(yōu)化設(shè)計方法，建立了減振器復(fù)原閥系、壓縮閥系、流通閥系與補償閥系的數(shù)字模型，進(jìn)行阻尼特性的研究。分別對復(fù)原行程與壓縮行程進(jìn)行數(shù)值模擬，根據(jù)某一速度點所對應(yīng)的活塞位移以及所產(chǎn)生的的節(jié)流壓力，推導(dǎo)出減振器活塞所受到的阻尼力，并對位移與阻尼的進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合，得到減振器示功圖如圖13所示。

圖13 仿真所得減振器示功圖

根據(jù)示功圖可知，復(fù)原行程與壓縮行程的阻尼特性曲線均圓潤飽滿，無畸程，符合減振器的工作要求。復(fù)原行程的的工作過程中最大阻尼力為1 367 N，壓縮行程的工作過程中最大阻尼力為974 N，滿足減振器的阻尼特性要求。

4 減振器特性試驗

為驗證減振器閥系參數(shù)優(yōu)化設(shè)計值的準(zhǔn)確性以及雙向流固耦合數(shù)值模擬的可靠性，對減振器進(jìn)行阻尼特性與速度特性試驗[17-18]。試驗設(shè)備為美國MTS-849型減振器試驗臺，如圖14所示。

圖14 減振器試驗臺架

試驗頻率為1.67 Hz，測得減振器在某一速度點下活塞的位移與其阻尼力[19-20]。并對數(shù)據(jù)點進(jìn)行曲線擬合，得出示功圖與速度特性曲線，如圖15、圖16所示。

圖15 減振器示功圖

圖16 減振器速度特性曲線圖

由示功圖可知，在速度點分別為0.05、0.1、0.3、0.6、1.0 m/s狀態(tài)下的示功特性，其示功圖均飽滿；除在起始點25 mm處有部分畸程外，其余部位均沒有畸程，此處的畸程是由于試驗臺在此處時加速度突變引起的，并非減振器閥系設(shè)計缺陷。根據(jù)減振器速度特性試驗曲線可知，減振器在復(fù)原行程與壓縮行程狀態(tài)時，其速度特性曲線均為非線性曲線，滿足減振器速度特性三級控制的要求。復(fù)原行程工作過程中其開閥速度點為0.3 m/s，壓縮行程工作過程中其開閥速度點為0.25 m/s。根據(jù)減振器試驗所得特性曲線可知，減振器性能滿足工作要求，且滿足閥系設(shè)計速度特性要求。

5 結(jié)論

研究了液壓式減振器的工作原理與結(jié)構(gòu)特性，對其阻尼構(gòu)件進(jìn)行了分析，并對減振器的速度特性進(jìn)行了研究。根據(jù)所要求的速度特性，針對節(jié)流閥系進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，并對閥系的優(yōu)化設(shè)計進(jìn)行仿真驗證。結(jié)合減振器臺架試驗，進(jìn)一步驗證了閥系優(yōu)化設(shè)計與數(shù)值模擬的可靠性。

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Design and Research of Throttle System Based on the Velocity Characteristics of Shock Absorber

LI Wei-min1, PAN Shi-chao1, LIU Xian-zhi2, YANG Han-wen1, FU Song-song1, ZHANG Kai-xuan1

（1. College of Mechanical Engineering and Automation, Liaoning University of Technology, Jinzhou 121001, China;2. Jinzhou Center For Inspection, Testing and Certification, Jinzhou 121003, China）

Based on the velocity characteristics of shock absorber, the optimal square approximation method is used to determine the optimal structural parameters of the normal orifice area, throttle plate thickness, throttle plate predeformation and maximum limit clearance of the recovery valve system. The numerical simulation of the recovery valve system was carried out to study its fluid characteristics at a certain speed point, and to determine the deformation of throttle disc and the maximum opening speed point. The damping characteristics of shock absorber are studied and its damping force is calculated according to its throttling pressure. The experimental results show that the optimal design and numerical simulation of the structural parameters of the valve system are reasonable and reliable, and have guiding significance for the optimal design of the structural parameters of the shock absorber valve system.

shock absorber; throttle system; velocity characteristics; optimization design

10.15916/j.issn1674-3261.2023.03.001

TH16；U463

A

1674-3261(2023)03-0141-06

2022-03-07

遼寧省教育廳科學(xué)研究項目(JZL202015401)

李衛(wèi)民(1965-)，男，遼寧朝陽人，教授，博士。

責(zé)任編輯：陳 明