液壓減振器散熱性能研究

尹志敏

（中南大學機電工程學院，湖南 長沙 410083）

減振器是車輛懸架系統(tǒng)的重要部件，對操作平穩(wěn)性和乘坐舒適性有著重要的影響。目前液壓減振器應用較為廣泛，其是通過活塞閥體上若干小孔的節(jié)流效應產(chǎn)生阻尼力，將懸架系統(tǒng)機械振動的機械能轉化為熱能，從而衰減懸架系統(tǒng)的縱向機械振動。路面不平度激勵引起液壓減振器兩端相對運動，提供了能量來源。液壓減振器衰減振動能量產(chǎn)生的熱量一部分由減振器元件及內(nèi)部油液吸收，使得減振器油溫升高；另一部分由于減振器外表面與環(huán)境溫度的溫度差而導致持續(xù)不斷的熱量流失。減振器油溫升高后密封件會加速老化甚至失效，容易導致油液的泄漏；另一方面減振器溫度升高導致油液粘度變化，從而影響液壓減振器的阻尼性能。這些因素都必須在液壓減振器散熱參數(shù)和結構參數(shù)設計予以考慮。

余卓平等[1～2]建立了耦合動力學效應的理論分析模型，利用減振器發(fā)熱特性實驗建立了減振器熱動力學模型，研究找到了對減振器發(fā)熱平衡溫度有較大影響的因素。顧亮等[3]推導了減振器與油液相關傳熱系數(shù)和熱傳導方程，得出了綜合熱量傳遞表達式。劉韶慶等[4]提出了基于散熱因素的磁流變減振器的結構參數(shù)設計要求，并對某型號商品進行了臺架試驗，具有良好的參考價值。王文林等[5]綜合考慮油壓減振器油液特性及阻尼特性得出許用油溫，進而對減振器的散熱參數(shù)進行設計計算。國外一些文獻[6～7]也對液壓減振器進行了深入地研究，論文采用了熱動力學耦合混合神經(jīng)網(wǎng)絡減振器模型對車輛進行了動力學仿真。但是，目前國內(nèi)外學者對液壓減振器熱力學和散熱性能方面的研究還不夠系統(tǒng)完善，本文在此基礎上進行更深入地研究。

1 耦合熱動力學模型

路面不平度的統(tǒng)計特性研究表明，路面不平度的速度功率譜密度函數(shù)Gq（f）為

式中，

Gq（n0）為路面不平度系數(shù)；

n0為參考空間頻率；

u為車速。

圖1為汽車懸架二自由度振動模型，根據(jù)力學原理，可以得到系統(tǒng)的振動微分方程的矩陣形式為：

式中，

Fd為液壓減振器阻尼力；

z和zt分別為車身和車輪質(zhì)量的垂直位移；

q為路面不平度位移函數(shù)。

圖1 汽車懸架自由度振動模型

液壓減振器能量輸入功率Pd為：

從能量平衡角度考慮，減振器消耗的能量除了散發(fā)到外界外，其余的能量則導致自身溫度升高，由此可以建立液壓減振器的能量平衡式為：

式中，

Pw為散熱量；

Ps為溫升量。

減振器溫升量的具體表達式為：

式中，

Cm為減振器缸體材料比熱容；

Mm為缸體外殼質(zhì)量；

Cl為減振器油液比熱容；

Ml為減振器油液質(zhì)量；

T為減振器實時溫度；

T0為減振器初始溫度。

考慮熱輻射時油液散發(fā)到外界的綜合熱量表達式為：

式中，

T∞為環(huán)境溫度；

rhw為液壓減振器內(nèi)筒外徑；

rhn為內(nèi)筒內(nèi)徑；

rhw1為外筒外徑；

rhn1為外筒內(nèi)徑；

Ly為缸筒長度；

λ為缸體材料導熱系數(shù)；

λk為空氣導熱系數(shù)；

λy為油液導熱系數(shù)；

hwyi為層流狀態(tài)下內(nèi)筒表面的強迫對流換熱系數(shù)；

hwo為豎直狀態(tài)缸筒外表面換熱系數(shù)；

Ahn為內(nèi)筒內(nèi)表面積；

Aw1為外筒外表面積。

如果將減振器外筒壁噴涂成黑色，則還需要考慮熱輻射的換熱量，表達式為：

式中，

ε為熱輻射發(fā)射率；

Cb為黑體輻射系數(shù)；

Tw為外筒外壁溫度；

2 許用油溫的界定

當液壓減振器工作時，油液的溫度是不能無限制升高的。在上升到許用油溫時，要求減振器能夠達到一個新的熱平衡，做功產(chǎn)生的熱能能夠完全被耗散掉，從而保證減振器油溫不再增加。所以在減振器設計時必須要考慮其工作狀態(tài)時的最高許用油溫。

液壓減振器許用油溫Tu的確定主要考慮到以下幾個方面：高溫時的油液泄漏、密封材料的穩(wěn)定邊界溫度Tm、液壓油閃點溫度Ts和滿足減振器阻尼性能的許用油溫Tt。

油溫上升會引起油液粘度下降，泄漏量增加，使得液壓減振器有效工作流量減少，這對靈敏度較高的小孔阻尼器件來說影響是顯著的。

液壓減振器油液粘溫關系為：

式中，

γ、γo分別為溫度T、T0時油液的運動粘度；

ζ為油液的粘溫系數(shù)。

參考可調(diào)式線性液壓減振器的泄漏模型，可以得出在拉伸、壓縮狀態(tài)下液壓減振器的動態(tài)泄漏系數(shù)Klx、Klc與工作油溫的函數(shù)關系分別為：

式中，

ρ為油液密度；

Dhn、d分別為減振器活塞、活塞桿直徑；

δ1、δ2分別為活塞、活塞桿處的環(huán)形間隙量；

δ3為壓力筒一端的端面的間隙量；

C1、C2、C3分別為各縫隙流動處的層流起始段修正系數(shù)；

L、l分別為活塞、活塞桿動密封處的密封寬度；

r1、r2分別為壓力缸筒端面處內(nèi)外密封帶半徑。

研究發(fā)現(xiàn)[5]：液壓減振器拉伸狀態(tài)下的動態(tài)泄漏系數(shù)Klx(t)比壓縮狀態(tài)下的動態(tài)泄漏系數(shù)Klc(t)大，因此應以拉伸狀態(tài)下的動態(tài)泄漏系數(shù)Klx(t)為計算許用油溫的標準。

液壓減振器典型工作點阻尼力存在著極限允許值，則此時所對應的油溫即為滿足液壓減振器阻尼性能的許用油溫Tt。

式中：Klxu為液壓減振器拉伸狀態(tài)下許用動態(tài)泄漏系數(shù)。

液壓減振器許用油溫Tu應取為Tm、Ts和Tt的最小值。

3 散熱參數(shù)研究

通過數(shù)學軟件Matlab對減振器數(shù)學模型進行迭代計算，選取熱輻射發(fā)射率及減振器散熱面積兩個參數(shù)進行重點研究。

圖2 不同熱輻射發(fā)射率油溫對比

圖2 為選取不同熱輻射發(fā)射率時的油溫對比。發(fā)射率為0時表示不考慮熱輻射，最終油液溫度為401 K，高出了液壓油的許用油溫；當發(fā)射率為0.5時，油液最終溫度為387 K；減振器外壁噴涂成黑色時，類似于黑體輻射，發(fā)射率為0.97，油液最終溫度為366 K。隨著減振器缸體外壁熱輻射發(fā)射率越大，油液最終溫度越低。

圖3 不同散熱面積油溫對比

圖3 為液壓減振器缸筒外壁不同散熱面積的最終油溫對比。散熱面積為0.005 m2時，最終油溫可達357 K，高出了許用油溫；散熱面積分別為0.008 m2及0.011 m2時最終油溫為381 K和396 K。液壓減振器散熱面積越大，油液最終溫度越低。

在B級路面，環(huán)境溫度為28℃的狀況下進行行車試驗，結果證實了散熱參數(shù)的仿真研究。

4 結束語

（1）基于耦合熱動力學，綜合考慮許用油溫的散熱參數(shù)設計方法是可行的。

（2）液壓減振器缸筒外壁熱輻射發(fā)射率越大，油液最終溫度越低。將減振器外壁噴涂成黑色時，有較好的散熱性能。

（3）液壓減振器散熱面積越大，油液平衡溫度越低。盡量增大減振器散熱面積可以獲得較好的散熱性能。

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