雙筒液力減振器示功特性影響因素及其敏感性分析

馬逸飛，丁渭平，王鈴燕，張聞見，楊明亮，稅永波

（1.西南交通大學(xué) 汽車工程研究所，成都 610031；2.廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司，福建 廈門 361023；3.重慶工商職業(yè)學(xué)院，重慶 401520）

減振器是車輛懸架結(jié)構(gòu)中重要的組成部件，其性能直接影響車輛的操穩(wěn)性、平順性以及行駛安全性[1–2]。目前當(dāng)數(shù)雙筒式液力減振器在業(yè)內(nèi)應(yīng)用最為廣泛，其阻尼力大小是由多個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)決定。傳統(tǒng)的減振器開發(fā)需要?dú)v經(jīng)多次的設(shè)計(jì)制造、試驗(yàn)分析等諸多過程，開發(fā)時(shí)間較長(zhǎng)且在設(shè)計(jì)過程中存在一定的盲目性，成本也比較高，并且產(chǎn)品質(zhì)量也不一定可靠[3–4]。因此，利用CAE即計(jì)算機(jī)輔助工程技術(shù)對(duì)減振器進(jìn)行建模仿真，有針對(duì)性地分析其結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)其性能的影響并對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)己成為快速提升減振器研發(fā)水平的途徑。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者如Bunthoff、周長(zhǎng)城、賀李平等分別從分布參數(shù)和集總參數(shù)對(duì)減振器阻尼力建模方法進(jìn)行了探索。然而，這些研究主要集中在減振器的性能參數(shù)建模方法以及減振器與實(shí)車底盤懸架的匹配問題上，卻很少涉及減振器尺寸參數(shù)、充氣壓力、油液粘度等對(duì)阻尼特性的影響。在充分考慮車用液力減振器結(jié)構(gòu)特征的基礎(chǔ)上，建立面向減振器阻尼特性的AMESim一維仿真模型，并通過多工況減振器臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了仿真模型的置信度。最后采用中心差分法確定了減振器各設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)減振器復(fù)原和壓縮行程阻尼特性的敏感性并根據(jù)減振器的結(jié)構(gòu)和原理分析了原因。

1 AMESim模型建立及驗(yàn)證

1.1 減振器的結(jié)構(gòu)與工作原理

懸架系統(tǒng)中由于彈性元件受到?jīng)_擊產(chǎn)生振動(dòng)，為了滿足車輛的行駛安全性、乘坐舒適性和操縱穩(wěn)定性要求，車輛懸架中一般都安裝有減振器，汽車懸架系統(tǒng)中大多數(shù)都是采用液力減振器。液力減振器主要由儲(chǔ)油缸和活塞缸兩部分組成，如圖1所示。

減振器內(nèi)活塞上下移動(dòng)，減振器內(nèi)的油液便反復(fù)地從一個(gè)腔通過不同節(jié)流縫隙流入另一個(gè)腔。油液間的摩擦和油液與孔壁間的摩擦對(duì)懸架的振動(dòng)形成了阻尼力，使機(jī)械能轉(zhuǎn)化為熱能并散發(fā)到空氣中，從而達(dá)到衰減懸架振動(dòng)的作用。

減振器的工作過程分為復(fù)原和壓縮行程。對(duì)于復(fù)原行程，安裝在活塞下部的復(fù)原閥片與閥座間隙和底閥上部補(bǔ)償閥片的常通孔和縫隙構(gòu)成減振器復(fù)原行程油液的主流道。對(duì)于壓縮行程，活塞上部的流通閥片的常通孔和節(jié)流縫隙以及壓縮閥片與閥座間隙構(gòu)成壓縮行程油液的主流道[5–6]。隨著工況的變化減振器內(nèi)部閥系處于不同狀態(tài)，油液流道發(fā)生改變，使減振器表現(xiàn)出不同的阻尼特性。

圖1 雙筒式液力減振器結(jié)構(gòu)圖

1.2 減振器AMEsim模型建立

根據(jù)液力減振器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及工作原理，并結(jié)合實(shí)際測(cè)量以及計(jì)算等途徑所獲取的建模參數(shù)，運(yùn)用AMESim仿真平臺(tái)建立液力減振器的一維動(dòng)態(tài)仿真模型，如圖2所示，主要仿真參數(shù)如表1所示。

圖2中為減振器集總參數(shù)模型，模型中包含活塞桿與導(dǎo)向座間隙、活塞與工作缸之間的間隙、外連接橡膠襯套剛度阻尼、減振器內(nèi)部摩擦力、儲(chǔ)油腔充氣壓力、減振器的上、下工作腔、儲(chǔ)油腔和各節(jié)流閥系等參數(shù)。

其中LTFK表示流通閥片上缺口，HSFK表示活塞上矩形孔，YSFK表示壓縮閥片上缺口，BCFK底閥上矩形孔。HSYK表示活塞上圓孔，YSYK表示底閥上圓孔。流通閥片、補(bǔ)償閥片、壓縮閥片和復(fù)原閥片分別用表示LTFP、BCFP、YSFP、FYFP，其中流通閥片、壓縮閥片、復(fù)原閥片的剛度通過有限元軟件Hypermesh仿真獲得，補(bǔ)償閥上置圓錐形螺旋彈簧，通過試驗(yàn)測(cè)試獲取其剛度值。減振器中的儲(chǔ)油腔用仿真軟件中儲(chǔ)能器元件模擬。

表1 仿真模型主要參數(shù)

圖2 液力減振器AMESim仿真模型

1.3 仿真模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證仿真模型是否建立合理，對(duì)其進(jìn)行多工況試驗(yàn)驗(yàn)證。驗(yàn)證試驗(yàn)在美國(guó)進(jìn)口的液壓驅(qū)動(dòng)垂直安裝的MTS850.25減振器試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行，如圖3所示。試驗(yàn)采用正弦激勵(lì)方式，振幅為25 mm，測(cè)試速度分別為0.05m/s、0.1m/s、0.3m/s、0.6m/s、1.0m/s。其中每個(gè)速度點(diǎn)下試驗(yàn)進(jìn)行五次，將同一速度點(diǎn)測(cè)試結(jié)果去掉最大值和最小值，保留剩下3組試驗(yàn)結(jié)果。最后將試驗(yàn)得到的各個(gè)速度點(diǎn)的示功曲線與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，如圖4所示。

圖4 減振器臺(tái)架仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

由上圖可見，仿真示功圖圓滑飽滿，與試驗(yàn)結(jié)果形狀相似，說明仿真與測(cè)試結(jié)果一致，由表2可知所有速度點(diǎn)最大阻尼功偏差為5.2%，五個(gè)速度點(diǎn)平均阻尼功偏差僅為2.59%。由表3和表4可知減振器3次阻尼力實(shí)驗(yàn)平均值與仿真結(jié)果最大偏差百分比僅為7.81%，5個(gè)速度點(diǎn)復(fù)原和壓縮行程仿真阻尼力與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)平均偏差百分比分別為4.36%、3.47%?？梢钥闯鲈摲抡婺Ｐ湍軌蜉^好地描述減振器的真實(shí)工作情況。

表2 減振器阻尼功仿真與試驗(yàn)對(duì)比

表3 減振器復(fù)原阻尼力仿真與試驗(yàn)對(duì)比

表4 減振器壓縮阻尼力仿真與試驗(yàn)對(duì)比

2 示功特性靈敏度分析

減振器的內(nèi)外特性受眾多因素影響，其設(shè)計(jì)參數(shù)按照性質(zhì)可分為多個(gè)種類[7]。分析各參數(shù)敏感性有助于篩選對(duì)阻尼力影響較大的因素，并有針對(duì)性地提高減振器開發(fā)效率[8–9]。為覆蓋減振器常規(guī)設(shè)計(jì)變量，選擇流通閥缺口面積等共計(jì)25個(gè)參數(shù)進(jìn)行分析。仿真速度選擇開閥前一個(gè)速度點(diǎn)0.05 m/s、開閥后低速0.3 m/s以及1.0 m/s開閥后高速，這3個(gè)速度分別代表了減振器由常通節(jié)流孔產(chǎn)生節(jié)流阻尼力即汽車承受微弱振動(dòng)、減振器阻尼力由彈性閥片產(chǎn)生相應(yīng)的間隙控制即汽車承受中等強(qiáng)度振動(dòng)以及懸架劇烈振動(dòng)車輪高頻振動(dòng)這3種典型工況，也是性能較好的減振器所能具備的多級(jí)阻尼特性。

試驗(yàn)采取中心差分法解析各設(shè)計(jì)因素在以上所述的3個(gè)不同速度工況下對(duì)于減振器阻尼特性的影響。即使設(shè)計(jì)參數(shù)有一個(gè)微小的攝動(dòng)量Δxj，用中心差分格式來計(jì)算目標(biāo)函數(shù)對(duì)設(shè)計(jì)變量的近似導(dǎo)數(shù)。

式中：xj=(x1,x2,…,xj-1,xj+Δxj,xj+1,…,xm)，截?cái)嗾`差與Δxj2同階。

該試驗(yàn)方法首先能篩選出對(duì)減振器阻尼特性影響較為敏感的因素。其次能定性地剖析設(shè)計(jì)變量對(duì)阻尼特性的影響的趨勢(shì)，并在一定程度上定量解析設(shè)計(jì)變量對(duì)于阻尼特性的大小。通過計(jì)算獲得阻尼力模型各結(jié)構(gòu)參數(shù)的敏感性并統(tǒng)一轉(zhuǎn)化為無綱量相對(duì)敏感性使計(jì)算結(jié)果可以進(jìn)行橫向不同速度條件下對(duì)比，也可以在縱向不同綱量單位的各因素間進(jìn)行比較。對(duì)比結(jié)果，如表5、表6所示，表格中省略了相對(duì)敏感性小于1‰的設(shè)計(jì)變量。

表5 復(fù)原行程設(shè)計(jì)變量相對(duì)敏感性/(%)

由表4、表5分析可知：

復(fù)原和壓縮行程均有較大影響的有活塞長(zhǎng)度、流通閥缺口面積、壓縮閥缺口面積、活塞矩形孔面積、動(dòng)力黏度、活塞與工作缸間隙6個(gè)因素。其中活塞長(zhǎng)度、流通閥缺口面積、壓縮閥缺口面積、動(dòng)力黏度、活塞與工作缸間隙隨著減振器運(yùn)動(dòng)速度增大影響逐漸減小。這主要是因?yàn)殚y系開閥后油液的主流道由節(jié)流閥片上的常通孔變?yōu)楣?jié)流閥片與閥座間的環(huán)形間隙所引起的。因減振器工作特點(diǎn)決定壓縮行程油液流道面積遠(yuǎn)大于復(fù)原流道，而運(yùn)動(dòng)黏度所表征的油液粘滯性在流道越小時(shí)越為明顯。因而復(fù)原行程油液動(dòng)力黏度的影響比壓縮行程大。

表6 壓縮行程設(shè)計(jì)相對(duì)敏感性/(%)

低速?gòu)?fù)原行程中減振器未開閥時(shí)，阻尼力主要由復(fù)原閥缺口面積和活塞與工作缸間隙所決定，占比分別為74.85%、12.23%。隨著速度的增加，復(fù)原孔直徑和復(fù)原閥剛度影響逐漸加大。當(dāng)速度由0.3 m/s增加到1.0 m/s，復(fù)原閥剛度對(duì)于復(fù)原閥開閥高度影響率由2×10-3mm/(kN/mm)增加到3.37×10-3mm/(kN/mm)，影響率增加了68.5%。復(fù)原孔直徑對(duì)于復(fù)原孔油液流量影響率由4.77×10-2（L/min）/mm增加到6.77×10-2（L/min）/mm，影響率增加了41.9%?？梢姀?fù)原閥剛度影響著閥片開啟的高度進(jìn)而影響油液的流量，而油液的流量此時(shí)也由復(fù)原孔直徑所決定。

壓縮行程中低速工況下，阻尼力主要由流通閥和壓縮閥缺口面積決定，流通閥在低速壓縮行程中的影響較大是因?yàn)橛闪魍ㄩy、壓縮閥缺口面積所組成的流道是減振器低速工況下的主要流道。而由表1可知，流通閥缺口的面積遠(yuǎn)大于壓縮閥缺口的面積，所以在壓縮行程中流通閥缺口的面積一直起到不可忽視的作用。隨著減振器運(yùn)行速度的增加，流通閥剛度和活塞矩形孔面積的影響逐漸增大，主要是隨著流通閥克服預(yù)緊力，流通閥剛度決定了閥片的開閥高度，而此時(shí)活塞矩形孔的面積也決定了油液的流量大小。

對(duì)減振器復(fù)原和壓縮阻尼均無較大影響的因素有補(bǔ)償閥剛度、壓縮閥剛度、壓縮閥最大變形量、復(fù)原閥最大變形量、補(bǔ)償閥最大變形量、流通閥最大變形量、補(bǔ)償閥預(yù)緊力、補(bǔ)償孔節(jié)流面積、儲(chǔ)油腔預(yù)充氣壓。其中補(bǔ)償閥剛度和補(bǔ)償閥預(yù)緊力因其初值太小導(dǎo)致補(bǔ)償閥開閥速度點(diǎn)很低，故其對(duì)復(fù)原阻尼力的影響甚微。因復(fù)原行程中壓降主要由復(fù)原閥決定，所以補(bǔ)償閥最大變形量、補(bǔ)償孔節(jié)流面積對(duì)復(fù)原阻尼力也不敏感。儲(chǔ)油腔預(yù)充壓力對(duì)于各速度點(diǎn)條件下的阻尼特性影響均較小，由于其對(duì)減振器異響敏感性較大[10–11]，可以在不改變阻尼特性的情況下，作為減振器異響治理的首選因素。

3 結(jié)語

通過對(duì)某雙筒式液力減振器結(jié)構(gòu)、阻尼部件等進(jìn)行分析，在AMESim中建立減振器一維仿真模型進(jìn)行仿真并進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn)，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果能夠較好地吻合，表明運(yùn)用AMESim所建立的模型能夠真實(shí)描述減振器的工作情況。同時(shí)，對(duì)減振器阻尼特性進(jìn)行了敏感性分析，分析中較為全面地覆蓋了常規(guī)減振器設(shè)計(jì)中的25個(gè)參數(shù)，以量化的形式表現(xiàn)了在同一速度下不同影響因素和不同速度下同一影響因素敏感性的相對(duì)大小和變化趨勢(shì)。得出了閥片常通孔面積、活塞長(zhǎng)度、動(dòng)力黏度、活塞與工作缸間隙是影響減振器阻尼特性的主要因素。為液力減振器的開發(fā)及改進(jìn)提供了清晰的思路和方向。

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