汽車液壓減震器閥片阻尼力優(yōu)化分析

劉仁武 謝智峰

江西科技學院人工智能學院，中國·江西 南昌 330098

1 引言

汽車液壓減震器在結(jié)構(gòu)上主要由兩部分組成，彈簧和阻尼器；彈簧主要起支撐的作用，阻尼器主要起到減緩彈性元件快速伸縮的作用，可以給車身以及車架帶來一定的緩沖保護作用。液壓減震器在工作過程中主要由拉伸行程和壓縮行程組成。在壓縮行程中，與上支座連接的車身推動活塞桿往下運動，活塞桿會推動活塞壓縮處于壓力筒里的液壓油，下腔液壓油在壓力作用下會經(jīng)過流通閥流回上腔，而部分液壓油需經(jīng)過壓縮閥流回貯油缸體，這樣會降低活塞桿向下運動的速度來起到減震作用。在拉伸行程中，活塞桿會在彈簧復原的作用下往上方運動，此時液壓油會通過伸張閥流回下腔，此時由于下腔存在真空，因此需要位于底部的補償閥來補償一定的液壓油，補償閥是與貯油缸相連的，這樣一來通過伸張閥的阻尼作用來減緩活塞向上運動的速度以達到減震作用[1]。

2 阻尼力概述

2.1 示功特性

阻尼力本身由阻尼器件在運動或與外界發(fā)生動作的過程產(chǎn)生，液壓減震器所產(chǎn)生的阻尼力是其儲存在減震器儲油缸里的液壓油在工作缸內(nèi)的流動過程中會經(jīng)過閥系節(jié)流孔以及相關槽來形成壓差所導致。

如圖1所示，主要體現(xiàn)出減震器的示功特性，其中，Py 為壓縮行程的阻力；Pf 為伸張行程也稱復原行程的阻力；Pymax 是壓縮行程中所產(chǎn)生的最大阻尼力；Pfmax 是復原行程中所產(chǎn)生的最大位移，S 為活塞相對位移，以壓縮或還原行程的中點作為以下坐標系的位移原點。因此，可知當活塞相對位移最大的時候此時阻尼力為零，當相對位移為零的時候即達到壓縮極限時此時壓縮的阻尼力和復原的阻力是最大的。

圖1 減震器示功特性圖

2.2 速度特性

阻尼器除了可以通過圖1中的示功特性圖表現(xiàn)出來，當然還可以通過速度特性表現(xiàn)其運動特性，如圖2所示，其中橫坐標與縱坐標分別為活塞相對缸體的運動速度以及活塞產(chǎn)生的阻尼力也可直接稱作阻力，該曲線的斜率被稱為該阻尼器件的阻尼系數(shù)，由于不同阻尼器件中所構(gòu)成閥系結(jié)構(gòu)不同，導致在不同的工作狀態(tài)有不同的阻尼系數(shù)，因此會導致活塞在不同閥系結(jié)構(gòu)下運動的速度變化率不一樣。

圖2 速度特性圖

由圖2可以得出阻尼力、阻尼系數(shù)以及活塞相對速度的計算公式，其計算公式如下所示：

式中，p——阻尼力；

C——阻尼系數(shù)；

V——活塞與缸筒相對運動速度；

N——比例指數(shù)。

3 壓縮行程阻尼力計算

為了更好地分析液壓減震器內(nèi)部的各閥以及孔的工作示意圖，現(xiàn)將其工作缸在壓縮行程的工作示意圖展示如圖3所示。

圖3中F為壓縮行程所產(chǎn)生的阻尼力；Fd為大車對該減震器的作用力；Fk則為壓縮彈簧的作用力。

圖3 壓縮行程作用力示意圖

其中壓縮阻尼力的計算公式為：

式中，Pd(t)——壓縮行程中壓縮腔內(nèi)的壓強；

Pu(t)——壓縮行程中還原腔內(nèi)的壓強；

P0——儲油腔內(nèi)的大氣壓強；

Pdu(t)——活塞倆端的壓強差；

Pd0(t)——常通孔倆端的壓差；

Px(t)——縫隙倆端的壓強差；

Ah——活塞有效截面積；

Ag——活塞桿有效截面積；

Ax——活塞運動過程中油液泄露面積；

Ff——系統(tǒng)內(nèi)的總摩擦力。

上面大致分析了阻尼力的基本組成，為了更詳細地分析上式中壓縮阻尼力的計算，還需要對各個作用力進行詳細的分析與計算，尤其活塞運動過程中倆端的壓差是主要分析對象，同時也要對常通孔以及縫隙所帶來的壓差進行分析。由于其他作用力相對于前面所講的這些力其影響較小，下面將主要分析液壓減震器在壓縮行程中各個階段以及孔或閥片所產(chǎn)生的作用力[2]。

3.1 活塞倆端的壓差

活塞倆端的壓差可以看作壓縮閥動作時其節(jié)流孔產(chǎn)生的壓差Pdu1(t)和壓縮閥閥片變形導致圓環(huán)型節(jié)流縫隙產(chǎn)生的壓差Pdu2(t)倆部分組成。其中活塞孔在論文的尺寸設計中定義為細長孔的流動，因此根據(jù)流體力學理論可得：

其中，

式中，Pdu1(t)——活塞孔節(jié)流壓差；

Qh(t)——流經(jīng)活塞孔的流量；

v(t)——活塞桿相對工作缸的運動速度；

M——油液動力粘度；

Le——活塞孔等效長度；

Nk——閥片缺口數(shù)；

De——閥片缺口等效直徑。

以上所適用的為閥片外徑處有缺口，當閥片沒有缺口時其計算公式如下所示：

當閥片發(fā)生動作時，其變形如圖4所示，同時此時可以求得當壓縮閥閥片動作時閥片初次開閥變形帶來的壓差計算公式如下所示：

圖4 閥片變形示意圖

其中：

式中：Pdu2(t)——壓縮閥閥片變形壓差；

Qh(t)——流經(jīng)活塞孔的流量；

δ——閥片開度；

μ——油液動力粘度；

Rbf——閥片內(nèi)半徑；

Rkf——閥片外半徑；

K——閥片剛度；

Adp——閥片受力面積；

Fup——閥片所受壓力。

當壓縮閥閥片變形量達到最大時，此時開閥帶來的壓差如下所示：

其中，δmax為壓縮閥閥片的最大開度，此時閥片變形所帶來的壓差與節(jié)流孔所產(chǎn)生的壓差之和就是完成整個壓縮過程通過活塞帶來的阻尼作用，接下來分析壓縮行程中油液通過底座的常通孔帶來的壓差。

3.2 底座倆端的壓差

底座的結(jié)構(gòu)根據(jù)圖1可以很直觀地看出其主要由兩個孔組成，其中常通孔和補償孔的一端都與儲油缸接觸且都為單向通孔，其中儲油缸是直接與外界大氣接觸的[3]。在論文設計過程中還是按細長孔的設計去定義常通孔以及補償孔，因此我們所要求的底座倆邊的壓差也就是常通孔兩邊的壓差，常通孔所經(jīng)過的流量也就是經(jīng)過底座的流量，其流量表達式如下所示：

則通過常通孔所產(chǎn)生的壓差為：

式中，Qc(t)——流經(jīng)底座的流量；

lc——常通孔有效長度；

dc——常通孔有效直徑。

3.3 縫隙倆端的壓差

這里所指的縫隙就是指活塞在運動過程中由于本身的結(jié)構(gòu)導致的油液泄露，泄露過程中其流量組成一般是有壓力流量以及剪切流量兩部分，剪切流量一般在活塞高速運動的過程中會產(chǎn)生較大的影響[4]。由于論文應用于大車減速的工況下其運動速度可以說非常低了，因此可以忽略剪切流量所帶來的阻尼作用，在這里只考慮壓力流量，壓力流量作用下縫隙倆端的壓差計算如下所示：

其中：

式中：Qx(t)——流經(jīng)縫隙的流量；

LH——活塞厚度；

DH——工作缸直徑；

δH——縫隙大??；

dH——活塞直徑。

3.4 系統(tǒng)總摩擦力

在減震器工作的過程中，由于活塞的運動所導致的各組件之間的直接接觸所帶來的動摩擦力是不可避免的，同時還會有液壓油本身與各組件之間的接觸帶來的靜摩擦力，這些都是對減震器本身的阻尼作用有一定的影響，尤其當主要零配件之間的裝配精度較差時，如導向套與活塞桿的裝配，同時當導向套或活塞桿的尺寸設計沒有達到一定的精度要求而導致尺寸不合格從而產(chǎn)生的摩擦阻力更是影響較大。如圖5所示，在保持一定的速度下系統(tǒng)的摩擦力跟位移的關系如曲線所示，因此我們?yōu)榱丝刂坪靡欢ǖ哪Σ磷枇υ趯p震器的影響較小時，根據(jù)相關資料我們應該保證摩擦阻力控制在2%～3%左右。

圖5 系統(tǒng)摩擦力圖

4 復原行程阻尼力計算

為了保證復原行程的順利進行，對稱式雙筒液壓減震器需要在大車完成清污工作后開始行駛至下個孔口前才能開始復原動作，即大車靜止時大車對減震器的作用力Ff應等于壓縮后彈簧的反作用力Fk減去復原行程的阻尼力F，如圖6所示。

圖6 復原行程力作用示意圖

由于復原行程跟壓縮行程的動作過程并不一樣，在這里除了要保證壓縮阻尼力小于復原阻尼力還要確保足夠的壓縮阻尼力來保證大車的穩(wěn)定停車即準確定位，此時可以通過增大復原閥片的剛度即選用跟壓縮閥材料不同的閥片作為復原閥，還可以通過改變復原閥片的尺寸來增大復原阻尼力，接下來我們對復原過程阻尼力的計算作詳細分析，其實由于壓縮和復原兩過程的動作特性相差不大，只是油液的運動方向改變而已，因此其復原阻尼的計算跟壓縮阻尼的計算差不多，其計算公式如下所示：

即：

其中，Pud(t)同樣為活塞上下倆端的壓差，其計算方法跟壓縮閥閥片變形時產(chǎn)生的阻尼力一樣。此時的Pd0(t)為補償孔兩端的壓差，其尺寸以及規(guī)格在論文的設計中跟常通孔一樣，因此其計算方法也一樣，其他的像泄露縫隙的壓差以及系統(tǒng)摩擦力的計算則同樣是保持不變的，這里就不再贅述。

5 結(jié)語

論文主要從兩個方面分析了汽車液壓減震器閥片的阻尼力計算，通過計算其壓縮和復原行程中不同的阻尼力來分析其減震性能。因此為了能獲取汽車液壓減震器的最佳減震性能，可以通過改變閥片的內(nèi)外半徑即閥片的受力面積，甚至選取所需閥片的材料即閥片的剛度等，來達到優(yōu)化減震的效果；同時可對液壓缸體里面各個孔隙的大小來達到改變阻尼力大小的目的，從而使液壓減震器在汽車行駛舒適性方面能夠得到科學有效的保障。