液壓減振器液壓模型與氣穴異響研究

羅天洪，金銳超，江 礁，胡啟國，朱孫科

(1.重慶交通大學(xué) 機電與汽車工程學(xué)院，重慶 400074；2.重慶交通大學(xué) 交通與運輸學(xué)院，重慶 400074)

0 引 言

隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，對汽車乘坐舒適性和噪聲水平的要求不斷提高，汽車噪聲的法規(guī)和標(biāo)準(zhǔn)越來越嚴(yán)格，汽車降噪的研究也就越來越廣泛和深入。許多原來不被重視的汽車零部件的噪聲逐漸突顯出來，成為振動和噪聲的主要控制對象[1]。其中液壓減振器的噪聲是比較突出的一項，減振器是車輛懸架中吸收車輛振動能量的阻尼元件，可以緩和由不平路面所引起的沖擊和車身的振動，提高車輛的行駛平順性。目前轎車上主要采用雙筒液壓減振器，它結(jié)構(gòu)簡單但易于引發(fā)噪聲，這種噪聲降低了汽車的品質(zhì)，影響了汽車的銷售[2]。

目前對減振器噪音的研究主要分為節(jié)流噪聲、結(jié)構(gòu)振動噪聲、撞擊噪聲和氣蝕噪聲[3-4]。流體流動噪聲主要來源于減振器工作液通過閥體的流動效應(yīng)；結(jié)構(gòu)振動噪聲發(fā)生在壓縮和伸張循環(huán)過程中節(jié)流閥開啟前和關(guān)閉后產(chǎn)生的對減振器活塞的沖擊引起的異響；撞擊異響發(fā)生在減振器活塞運動到上止點或下止點附近時，在伸張行程與壓縮行程的相互切換過程中，活塞與油液之間會 發(fā)生撞擊而產(chǎn)生異響[5-6]；溶于油液中的空氣從油液中分離出來，形成氣泡，大量的氣泡破壞了液流的連續(xù)性，氣泡流入高壓區(qū)時急劇破滅引起局部壓力沖擊和高溫，產(chǎn)生振動和氣蝕噪聲[7]。

國內(nèi)外學(xué)者對減振器發(fā)聲機理做了廣泛的研究，但是減振器噪聲的降低尚無有效的控制方法，因而筆者了從減振器的物理參數(shù)出發(fā)探究閥孔參數(shù)和油液參數(shù)對降低減振器噪音的影響。

1 氣穴產(chǎn)生的機理

通常在減振器油液中溶解著一定量的空氣，液壓油溶解氣體的能力受壓力和溫度的影響?？諝庠谝簤河椭械娜芙舛群鸵簤河偷慕^對壓力成正比。如圖1，在壓縮過程中活塞向下運動，B腔壓力增大，氣體的溶解度隨之增大，溶解于液壓油中的氣體增多，當(dāng)壓力達(dá)到節(jié)流閥的開閥壓力時，液壓油通過流通閥和壓縮閥向A腔和C腔流動，由于溶解了一定量的氣體，處于飽和狀態(tài)的油液流經(jīng)節(jié)流口段，在壓力降低到空氣分離壓(空氣分離壓與油液的種類、空氣溶解度、溫度有關(guān))時，油液中的飽和氣體析出并以微小的氣泡為核心成長為較大的氣泡；當(dāng)液壓油經(jīng)過節(jié)流孔時，壓力降低到低于液壓油的飽和蒸汽壓時，液壓油便會氣化形成大量氣泡。從液壓油中析出的氣體氣泡和液壓油氣化后釋放出來的氣泡一起混雜在油液中使得原來液流成為不連續(xù)狀態(tài)，把這種現(xiàn)象成為氣穴現(xiàn)象[8]。

圖1 減振器結(jié)構(gòu)原理Fig.1 Shock absorber structure theory diagram

在復(fù)原過程中活塞閥向上運動，A腔的壓力變大，原來混入液壓油中的氣泡便會急劇縮小爆炸引起局部高溫高壓對活塞、密封件、油缸內(nèi)壁損害，引起活塞桿的強烈振動和噪音。當(dāng)壓力達(dá)到節(jié)流閥的開閥壓力時油液便會由A腔和C腔向B腔流動，這樣反復(fù)的循環(huán)使氣泡不斷地產(chǎn)生和破滅。

大量氣穴破壞了液流的連續(xù)性，造成流量和壓力脈動，氣泡隨油液流入高壓區(qū)，氣泡縮小直至爆炸引起局部壓力沖擊和高溫并產(chǎn)生振動和噪音對附近的工件產(chǎn)生損害，把這種現(xiàn)象稱作氣蝕。

2 建立減振器的結(jié)構(gòu)參數(shù)模型

圖2是減振器的結(jié)構(gòu)圖。

圖2 減振器結(jié)構(gòu)Fig.2 Shock absorber structure diagram

在壓縮過程中活塞往下運動，下腔壓力增大，油液在壓力的作用下經(jīng)過流通閥和壓縮閥向上腔和儲油腔運動，上腔油液流量Q1在往上腔運動的過程中先經(jīng)過活塞縫隙流入上腔，剩下的通過活塞孔再分兩路一路通過常通孔流入上腔，一路通過節(jié)流常通孔和復(fù)原閥流入上腔。下腔油液流量Q2則通過閥座孔流入壓縮閥和常通孔，最后進(jìn)入儲油腔。

2.1 建立壓縮過程結(jié)構(gòu)參數(shù)模型

減振器壓縮閥主要有閥座孔，常通節(jié)流孔，壓縮閥片產(chǎn)生節(jié)流阻力。

在壓縮行程中活塞向下運動復(fù)原閥和壓縮法打開，下腔流入上腔的流量為：

Q1=AA·Vy

(1)

(2)

ΔP1=PA-PB

(3)

下腔流通閥的流量為：

Q2=(AB-AA)Vy

(4)

(5)

ΔP2=PB-PC

(6)

則減振器的阻尼力為：

Fy=PBAB-PAAA

(7)

由式(1)～式(7)聯(lián)立解得：

PC(AB-AA)

(8)

PC為儲油缸壓力，一般近似于標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，故可以忽略，則阻尼力為：

(9)

式中：μt為油液黏度；AA，AB分別為上腔軸向截面積、下腔軸向截面積；Fy為壓縮過程中的阻尼力；ΔP1為上腔和下腔的壓力差，ΔP2為下腔儲油腔壓差；PA，PB,PC分別為上腔、下腔和儲油腔壓力；l1，l2，d1，d2分別為壓縮閥和流通閥的節(jié)流孔軸向長度和節(jié)流孔直徑。

2.2 建立復(fù)原過程結(jié)構(gòu)參數(shù)模型

2.2.1 復(fù)原閥阻尼

復(fù)原閥阻尼包括常通孔節(jié)流阻尼、節(jié)流縫隙節(jié)流阻尼、活塞孔節(jié)流阻尼。同理根據(jù)節(jié)流孔的分類他們依次劃分為薄壁小孔，圓環(huán)平面縫隙和厚壁小孔。

在復(fù)原過程中，補償閥完全打開，油液迅速從儲油腔進(jìn)入下腔，一般近似認(rèn)為下腔和儲油腔的壓強相等，儲油腔的壓力一般認(rèn)為一個大氣壓，故油液流經(jīng)補償閥的阻尼力忽略不計。

建立復(fù)原過程方程如下：

Ff=PAAA-PBAB+Fm

(10)

Qb=Qfh+Qff+Qfc=AAVf

(11)

ΔP1=PA-PB

(12)

PB=PC

(13)

將以上各個方程聯(lián)立解之得：

PBAA-PBAB+Fm

(14)

(15)

(16)

(17)

(18)

(19)

式中：Qfc為通過常通孔的流量；Qff為通過節(jié)流縫的流量；Qfh為通過活塞孔的流量；rbf，rkf，δf分別為復(fù)原閥節(jié)流閥片外半徑、內(nèi)半徑、節(jié)流開度；Qb為補償閥的流量；dh為活塞孔的直徑；nh，Lhe為活塞孔個數(shù)和有效總長度；Ff為復(fù)原過程的阻尼力；ΔP1為上腔和下腔的壓力差；Cq為流量系數(shù)；S0f為常通孔的流通面積。

3 建立影響氣穴的參數(shù)模型

液壓手冊[8]中用氣穴系數(shù)C=(v1-v2)/vp表征氣穴的產(chǎn)生程度。v1表示油液進(jìn)入閥口時的速度；v2表示油液出閥口時的速度；vp表示活塞運動的速度。一般氣穴系數(shù)越小，說明液壓閥的抗氣穴性能愈好。應(yīng)該盡量減小(v1-v2)的值便可以減少氣穴的程度從而降低氣蝕對減振器造成的沖擊和腐蝕。

根據(jù)能量守恒方程：

(20)

變形得：

(21)

(22)

(23)

(24)

(25)

根據(jù)孔的定義設(shè)l/d=b>4保證活塞孔是細(xì)長孔的性質(zhì)不變，令l=bd，b為常數(shù)，將l帶入式(25)并整理得：

(26)

4 影響氣穴的參數(shù)分析

由式C=k1vyd/d3+k2d畫出氣穴系數(shù)和活塞閥孔直徑、運動黏度之間的關(guān)系如圖4。從圖中可以看出，在孔徑從1 mm增加到2 mm，氣穴系數(shù)是逐漸降低的，當(dāng)孔徑為2 mm時氣穴系數(shù)接近于20。故可以通過增加節(jié)流孔直徑達(dá)到降低氣穴系數(shù)的目的。從圖中還可以看出氣穴系數(shù)隨運動黏度的減小而減小，故還可以通過降低運動黏度達(dá)到降低氣穴系數(shù)的目的。

圖4 減振器活塞孔氣穴系數(shù)-孔徑-運動黏度之間的關(guān)系Fig.4 The relationship of damper piston among orifices sectional, cavitations coefficient and kinematic viscosity

動力黏度的變化對氣穴系數(shù)有明顯的影響，然而也對減振器的阻尼特性有一定的影響，在壓縮過程中阻尼力：

(27)

由式(27)可以看出動力黏度的增大壓縮阻尼力增大，假定其他因素不變化，動力黏度與阻尼力為正比例關(guān)系，與節(jié)流閥的孔徑有非線性關(guān)系。

在復(fù)原過程中阻尼力為:

PBAA-PBAB+ Fm

(28)

式中：B5，B6，B7均為動力黏度和節(jié)流閥孔徑的函數(shù)。

由式(28)可以看出在復(fù)原過程中復(fù)原阻尼力與動力黏度和節(jié)流閥孔徑有復(fù)雜的函數(shù)關(guān)系，因此在調(diào)整氣穴系數(shù)的同時要考慮減振器液壓系統(tǒng)優(yōu)化調(diào)節(jié)，使得氣穴影響、阻尼特性都能達(dá)到最優(yōu)。

可以將氣穴系數(shù)C，F(xiàn)y，F(xiàn)f做為目標(biāo)函數(shù)，將節(jié)流孔徑、油液動力黏度、活塞運動速度做狀態(tài)變量，求目標(biāo)函數(shù)最優(yōu)的狀態(tài)變量值。

5 結(jié) 論

減振器的氣穴現(xiàn)象是減振器噪音的重要來源，減振器的氣穴系數(shù)是衡量減振器氣穴產(chǎn)生程度的一個指標(biāo)，通過研究，氣穴系數(shù)和閥孔的長度有一定的關(guān)系，和閥孔的孔徑有著曲線關(guān)系，和減震器油液的運動黏度系數(shù)有關(guān)系。

1)通過降低油液運動黏度能有效降低氣穴系數(shù)。

2)通過增加節(jié)流孔直徑的途徑來降低氣穴系數(shù)從而減輕氣穴噪音的產(chǎn)生。

3)孔徑和油液動力黏度均與減振器的阻尼特性由復(fù)雜的函數(shù)關(guān)系，在考慮通過改變油液動力黏度和節(jié)流閥孔徑改變氣穴影響時應(yīng)將減振器液壓系統(tǒng)同時作為考慮對象系統(tǒng)優(yōu)化求出最優(yōu)解。

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