特種車輛駕駛室減振器節(jié)流閥片開度及阻尼特性研究

趙雷雷，于曰偉，周長城，李曉晗

(山東理工大學(xué) 交通與車輛工程學(xué)院，山東 淄博 255000)

0 引言

特種車輛常作為重型精密儀器或戰(zhàn)略武器的運(yùn)載工具，其行駛工況非常復(fù)雜[1]。特種車輛駕駛室懸置系統(tǒng)能夠同時(shí)衰減動力總成及路面激勵，對駕駛室乘坐舒適性及駕駛員健康具有重要影響[2-3]。駕駛室空氣彈簧和減振器常為一體式結(jié)構(gòu)，其節(jié)流閥系與底盤懸架減振器閥系不完全相同，由于其安裝空間小且減振效果好，在駕駛室中的應(yīng)用成為行業(yè)發(fā)展的必然趨勢[4]。而節(jié)流閥片變形及閥口開度直接影響著減振器的阻尼特性[5]。

計(jì)算和獲取駕駛室減振器節(jié)流閥片精確的閥口開度，是建立準(zhǔn)確減振器阻尼特性仿真模型的基礎(chǔ)，然而，節(jié)流閥片閥口開度的精確分析計(jì)算一直是困擾工程設(shè)計(jì)和應(yīng)用的一個(gè)重要問題[6-8]。目前，主要采用有限元方法對節(jié)流閥片的變形及閥口開度進(jìn)行數(shù)值仿真研究[9-13]。由于該方法沒有節(jié)流閥片變形解析式，只能對給定結(jié)構(gòu)的節(jié)流閥片進(jìn)行變形量仿真驗(yàn)證，不便于建立精確的減振器阻尼特性仿真模型，很難滿足駕駛室減振器快速設(shè)計(jì)和開發(fā)的需求。

近年來，國內(nèi)外學(xué)者對底盤懸架減振器節(jié)流閥片的力學(xué)模型、變形及閥口開度計(jì)算方法等基礎(chǔ)理論展開了研究，這些研究主要分為小撓度變形理論和大撓度變形理論。例如，Crop等[14-15]、周長城等[16-19]分別基于彈性力學(xué)原理，利用小撓度理論對節(jié)流閥片力學(xué)模型、變形等進(jìn)行了研究，建立了相應(yīng)的節(jié)流閥片小撓度變形計(jì)算方法；李幼德等[20]、陳軼杰等[21]、賀李平等[22]及韋勇等[23]先后分別基于大撓度理論對節(jié)流閥片的變形進(jìn)行了研究，為減振器的設(shè)計(jì)及仿真提供了有效指導(dǎo)。然而，由于駕駛室減振器閥系結(jié)構(gòu)不同于傳統(tǒng)底盤減振器閥系結(jié)構(gòu)，即前者節(jié)流閥片具有上墊片，可近似為受區(qū)間線性均布壓力，而后者節(jié)流閥片無上墊片，可近似為受均布壓力。這種差異導(dǎo)致底盤減振器節(jié)流閥片變形解析式及閥口開度解析計(jì)算方法，不能直接用于駕駛室減振器的精確設(shè)計(jì)和仿真分析。駕駛室減振器節(jié)流閥片并非在任意半徑位置處受均布載荷作用，故文獻(xiàn)[24]中提供的環(huán)形薄板受均布載荷的近似解公式，也不適用于駕駛室減振器節(jié)流閥片閥口開度的分析計(jì)算。由此可見，對于特種車輛駕駛室減振器節(jié)流閥片的變形及閥口開度問題，還沒有提出實(shí)用的解析式，不便于建立精確的駕駛室減振器仿真模型及分析設(shè)計(jì)。因此，還必須基于駕駛室減振器閥系新結(jié)構(gòu)對節(jié)流閥片的力學(xué)模型、變形及閥口開度的解析求解方法進(jìn)行研究。

本文根據(jù)特種車輛駕駛室減振器新結(jié)構(gòu)，建立其減振器節(jié)流閥片力學(xué)模型，創(chuàng)建節(jié)流閥片在區(qū)段均布壓力作用下的變形解析式，使用有限元分析軟件ANSYS對其進(jìn)行正確性驗(yàn)證，并利用節(jié)流閥片變形解析式，對節(jié)流閥片開度隨閥系參數(shù)變化的規(guī)律進(jìn)行分析。在此基礎(chǔ)上，建立駕駛室減振器阻尼分段特性仿真模型，并通過試驗(yàn)對其驗(yàn)證。

1 駕駛室減振器節(jié)流閥結(jié)構(gòu)及閥片開度

駕駛室空氣懸置減振器一體式結(jié)構(gòu)如圖1(a)所示。它由空氣彈簧和雙筒式液壓減振器并聯(lián)組成?？諝鈴椈勺鳛閺椥栽饕鹬务{駛室和緩沖車架振動的作用，而減振器作為阻尼元件主要起衰減車架振動的作用。

圖1(a)中雙筒式液壓減振器設(shè)有流通閥、復(fù)原閥、壓縮閥及補(bǔ)償閥，共4個(gè)阻尼閥。流通閥和復(fù)原閥位于活塞總成上，壓縮閥和補(bǔ)償閥位于底閥總成上。復(fù)原閥和壓縮閥對油液有節(jié)流作用，對減振器特性起決定性作用。圖1(b)以駕駛室減振器活塞總成為例表示出阻尼閥的結(jié)構(gòu)原理。傳統(tǒng)底盤懸架減振器的阻尼閥一般由閥體、常通節(jié)流孔、疊加節(jié)流閥片和限位擋圈組成；與傳統(tǒng)底盤懸架減振器阻尼閥不同的是，圖1(b)中所示新結(jié)構(gòu)中，復(fù)原節(jié)流閥片的兩側(cè)還分別設(shè)置有上墊片和下墊片。圖1(b)中，上墊片半徑為ru，下墊片半徑為rd，復(fù)原節(jié)流閥片閥口位置半徑為rk、外圓半徑為rm.

節(jié)流閥片在閥口位置半徑rk處的彎曲變形量frk稱為節(jié)流閥片開度。它直接影響著駕駛室減振器的阻尼特性。當(dāng)油液流經(jīng)節(jié)流閥片與閥座形成的環(huán)形縫隙時(shí)，節(jié)流閥片開度frk值越大，則阻尼力越??；反之，則阻尼力越大。下墊片的厚度與限位擋圈共同決定了復(fù)原節(jié)流閥片開度frk的最大開度值；下墊片的半徑與上墊片的半徑共同決定復(fù)原節(jié)流閥片變形的有效內(nèi)圓半徑。減振器在復(fù)原和壓縮運(yùn)動過程中，油液流經(jīng)相應(yīng)阻尼閥而產(chǎn)生節(jié)流壓力，節(jié)流壓力與相應(yīng)面積的乘積即為減振器的阻尼力。

2 駕駛室減振器節(jié)流閥片模型

2.1 減振器節(jié)流閥片力學(xué)模型

特種車駕駛室減振器特性主要通過穩(wěn)態(tài)工況下的速度特性曲線或示功圖來評價(jià)[5,19]。減振器節(jié)流閥片的彈性剛度非常大，一般忽略穩(wěn)態(tài)交變載荷下節(jié)流閥片的振動，把穩(wěn)態(tài)交變載荷情況下的節(jié)流閥片變形視為準(zhǔn)靜態(tài)變形[5,16-18]。

忽略油液的瞬態(tài)波動[24]，由圖1(b)所示復(fù)原閥系的新結(jié)構(gòu)及油液在復(fù)原節(jié)流閥片上方的分布情況，可將復(fù)原節(jié)流閥片視為只受到部分均布載荷的作用。因此，可簡化得到圖2所示的節(jié)流閥片在區(qū)間線性均布載荷作用下的力學(xué)模型。節(jié)流閥片通常為多片疊加，片數(shù)記為n(n≥1)，其厚度自上而下依次記為h1、h2、h3、…、hn，但每片節(jié)流閥片的疊放順序不影響減振器的阻尼特性[19]。節(jié)流閥片的外圓為自由約束，外圓半徑為rm，中間是固定約束，因?yàn)樾陆Y(jié)構(gòu)中rd

減振器活塞桿的軸線記作z軸。節(jié)流閥片所受區(qū)間線性均布壓力繞z軸對稱且施加在[ru，rk]范圍內(nèi)，則節(jié)流閥片所受壓力p的分布情況可表示為

(1)

由于節(jié)流閥片結(jié)構(gòu)及其所受壓力p都繞z軸對稱，則閥片變形方程[25]可表示為

(2)

式中:r∈[rd，rm]；D=Eh3/[12(1-μ2)]，h為節(jié)流閥片厚度，E為節(jié)流閥片材料的彈性模量，μ為節(jié)流閥片材料的泊松比。節(jié)流閥片材料一般為高強(qiáng)度鋼。

當(dāng)節(jié)流閥片為單片時(shí)，厚度h為節(jié)流閥片的物理厚度；當(dāng)節(jié)流閥片為疊加片時(shí)，厚度h為節(jié)流閥片的當(dāng)量厚度he，即h=he. 當(dāng)量厚度he與每片節(jié)流閥片厚度hi的關(guān)系[5,19]可表示為

(3)

2.2 減振器節(jié)流閥片變形解析式

駕駛室減振器節(jié)流閥片變形方程(2)式的通解為

(4)

式中：α1、α2、α3、α4、β1、β2、β3、β4、γ1、γ2、γ3、γ4為待定常數(shù)，共12個(gè)。這些待定常數(shù)可根據(jù)閥片在內(nèi)圓半徑rd處的固定約束條件、外圓半徑rm處的自由邊界條件，以及上墊片半徑ru和閥口位置半徑rk處的連續(xù)性條件確定，即：

(5)

(6)

2) 因?yàn)楣?jié)流閥片在外圓半徑rm處為自由約束，則其在該處所受彎矩Mr及剪切力Fs均為0，即Mr|r=rm=0且Fs|r=rm=0，即

(7)

(8)

(9)

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

(15)

(16)

(17)

式中:Gr為節(jié)流閥片在區(qū)間均布力下的變形系數(shù)(m6/N).

3 節(jié)流閥片變形解析式正確性仿真驗(yàn)證

駕駛室減振器疊加節(jié)流閥片的當(dāng)量厚度范圍一般為0.20 mm≤he≤0.30 mm，節(jié)流閥片在減振器工作過程中所受的壓力p≤3.0 MPa. 下面利用ANSYS軟件[25]，結(jié)合實(shí)例對節(jié)流閥片在實(shí)際載荷作用下的閥口開度及變形解析式的正確性進(jìn)行驗(yàn)證。

3.1 減振器節(jié)流閥片變形解析計(jì)算實(shí)例

利用(17)式，可對節(jié)流閥片任意半徑r位置處的變形進(jìn)行計(jì)算。例如，某駕駛室減振器復(fù)原節(jié)流閥片由高強(qiáng)度鋼制造，其基本參數(shù)如表1所示，區(qū)間[rd，rm]上受均布壓力p=3.0 MPa. 在節(jié)流閥片為單片(厚度h=0.30 mm)和2片疊加(厚度h1=0.15 mm，h2=0.20 mm)兩種情況下，任意半徑r位置處的變形如圖3所示。

表1 駕駛室減振器節(jié)流閥基本參數(shù)Tab.1 Throttle slice parameters of damper for cab suspension

3.2 ANSYS軟件數(shù)值仿真

為了減小有限元建模的誤差，確保仿真計(jì)算值收斂并逼近閥片變形的真實(shí)值，在劃分網(wǎng)格時(shí)，采用了劃分不同單元長度的方法。對于上述節(jié)流閥片，在單片和2片疊加兩種情況下，分別建立其有限元模型，其邊界條件與圖2的力學(xué)模型一致，然后進(jìn)行靜力學(xué)分析。

對于單片閥片靜力學(xué)仿真的具體步驟如下：

1) 建立ANSYS閥片實(shí)體模型。①建立3個(gè)環(huán)形閥片模型，尺寸分別為：外半徑8.5 mm、內(nèi)半徑8.0 mm，外半徑8.0 mm、內(nèi)半徑6.0 mm及外半徑6.0 mm、內(nèi)半徑5.0 mm；②通過GLUE命令將3個(gè)圓環(huán)粘為一體。

2) 對建模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。單元屬性：定義單元類型為面單元，選用Elastic 4node63號單元，定義模型的厚度實(shí)常數(shù)為0.3 mm，定義材料特性，劃分網(wǎng)格，通過定義總體單元邊長來控制網(wǎng)格劃分，這里將進(jìn)行3次劃分，單元邊長分別設(shè)為0.15 mm、0.10 mm、0.05 mm.

3) 對模型進(jìn)行加載和求解。在環(huán)形閥片內(nèi)半徑處限制所有的自由度，在環(huán)形閥片半徑范圍6.0～8.0 mm的面上加載均布載荷3.0 MPa，選擇solve進(jìn)行求解。最后，對模型進(jìn)行結(jié)果后處理。這里使用通用后處理器(POST1)查看云圖分析結(jié)果。

對于2片節(jié)流閥片靜力學(xué)仿真的具體步驟與上述單片閥片的靜力學(xué)仿真步驟基本相同，所不同的是需要在ANSYS軟件中設(shè)置2片閥片之間的關(guān)系為無摩擦類型(frictionless)[25]。在3種網(wǎng)格劃分即單元邊長分別設(shè)為0.15 mm、0.10 mm、0.05 mm情況下得到的變形仿真云圖相同，說明仿真所得到的閥片變形值是收斂的。其中，在單元邊長為0.05 mm情況下的變形仿真云圖如圖4和圖5所示。

3.3 節(jié)流閥片變形解析值與仿真值對比驗(yàn)證

在單片和2片疊加兩種情況下，在半徑r處的節(jié)流閥片變形fr的解析計(jì)算值與ANSYS軟件仿真值對比，結(jié)果如表2所示。

由表2可知，在單片和2片疊加兩種情況下，節(jié)流閥片在半徑r處的變形解析值與仿真值相吻合。其中，節(jié)流閥片有效開度，即閥口位置半徑rk處解析值與仿真值的相對偏差僅為0.03%和0.04%. 結(jié)果表明，駕駛室減振器節(jié)流閥片在區(qū)間線性均布載荷作用下的變形解析式是正確的，在減振器實(shí)際工作壓力下計(jì)算的閥口開度是可靠的。

表2 半徑r位置處的節(jié)流閥片變形fr解析值與仿真值對比Tab.2 Comparison of the analytic and simulated deformation values of throttle slices with different radius r mm

4 流閥片開度frk的影響因素分析

根據(jù)閥系參數(shù)的實(shí)際設(shè)計(jì)范圍及受力范圍，利用(16)式對節(jié)流閥片開度frk的影響因素進(jìn)行分析。例如，某駕駛室減振器節(jié)流閥片的基本參數(shù)如表1所示：[rd，rm]上受均布壓力p，且2.0 Pa≤p≤3.0 Pa；節(jié)流閥片當(dāng)量厚度he=0.25 mm.

4.1 上墊片半徑ru對節(jié)流閥片開度frk的影響

圖6所示為減振器節(jié)流閥片開度frk隨上墊片半徑ru變化的曲線。由圖6可知，上墊片半徑ru設(shè)計(jì)得越大，在相同載荷條件下，節(jié)流閥片開度frk越小。

4.2 下墊片半徑rd對節(jié)流閥片開度frk的影響

圖7所示為減振器節(jié)流閥片開度frk隨下墊片半徑rd變化的曲線。由圖7可知，下墊片半徑rd設(shè)計(jì)得越大，在相同載荷條件下，節(jié)流閥片開度frk越小。

4.3 閥口半徑rk對節(jié)流閥片開度frk的影響

圖8所示為減振器節(jié)流閥片開度frk隨閥口半徑rk變化的曲線。由圖8可知，閥口半徑rk設(shè)計(jì)得越大，在相同載荷條件下，節(jié)流閥片開度frk越大。

4.4 當(dāng)量厚度he對節(jié)流閥片開度frk的影響

圖9所示為節(jié)流閥片開度frk隨節(jié)流閥片當(dāng)量厚度he變化的曲線。由圖9可知，在采用疊加節(jié)流閥片情況下，其當(dāng)量厚度he值越大，在相同載荷條件下，節(jié)流閥片開度frk越小。

4.5 彈性模量E對節(jié)流閥片開度frk的影響

圖10所示為減振器節(jié)流閥片開度frk隨節(jié)流閥片材料彈性模量E變化的曲線。由圖10可知，若節(jié)流閥片采用不同的鋼材制造，則節(jié)流閥片鋼材彈性模量E值越大，在相同載荷條件下，節(jié)流閥片開度frk越小。

4.6 節(jié)流閥片開度frk對閥系參數(shù)的靈敏性分析

為了進(jìn)一步分析在減振器正常工作壓力下(本文取p=3.0 MPa)，閥片參數(shù)對節(jié)流閥片開度frk的影響權(quán)重，將閥系某一參數(shù)增大10%，而其他參數(shù)保持不變，計(jì)算得到了frk的相對變化量，如表3所示。

表3 節(jié)流閥片開度frk對閥系參數(shù)的靈敏性Tab.3 Sensitivity of throttle slice opening size frk to valve parameters

由表3可知，在區(qū)間線性均布壓力p=3.0 MPa作用下，節(jié)流閥片開度frk對閥系參數(shù)的靈敏性從大到小排序?yàn)椋洪y口半徑rk、下墊片半徑rd、當(dāng)量厚度he、上墊片半徑ru、彈性模量E. 當(dāng)閥口半徑rk增大10%時(shí)，節(jié)流閥片開度frk增幅高達(dá)69.5%，說明frk對閥口半徑rk的增加非常敏感；而當(dāng)下墊片半徑rd增大10%時(shí)，節(jié)流閥片開度frk減幅高達(dá)57.1%，說明frk對下墊片半徑rd也很敏感，僅次于閥口半徑rk；當(dāng)彈性模量E增大10%時(shí)，frk增幅為9.1%，說明frk對彈性模量E敏感性??；frk對上墊片半徑ru和當(dāng)量厚度he的敏感程度相當(dāng)，分別為-22.2%和24.9%，變化趨勢相反。

5 駕駛室減振器特性仿真與試驗(yàn)

以某駕駛室減振器為例進(jìn)行特性仿真，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比驗(yàn)證，閥片的基本參數(shù)如表1所示。復(fù)原閥系的閥片采用2片節(jié)流閥片疊加，厚度分別為0.25 mm和0.10 mm，壓縮閥系采用單片節(jié)流閥片，厚度為0.20 mm，油液及其他結(jié)構(gòu)參數(shù)如表4所示。

5.1 駕駛室減振器特性仿真模型

在減振器工作速度v下，各閥片于閥口位置rk處都對應(yīng)節(jié)流閥片開度frk. 由于閥片具有預(yù)變形量frk0，因此，閥片有效開度δ等于閥片總彎曲變形量frk減去預(yù)變形量frk0，即δ=frk-frk0. 將文獻(xiàn)[26]所建減振器仿真模型中的節(jié)流閥片力學(xué)模型替換為本文中的閥片力學(xué)模型，即把原閥片有效開度δ的計(jì)算式替換為本文的計(jì)算式，得到了駕駛室減振器的仿真模型，具體如下：

表4 駕駛室減振器油液及結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.4 Damper oil and structural parameters

1) 當(dāng)減振器相對運(yùn)動速度v>0時(shí)，復(fù)原阻尼力Fdf表示為

(18)

式中：pf1、pf2、pf3、ph1、ph2和ph3分別為復(fù)原節(jié)流閥片和活塞孔在初次開閥前、初次及二次開閥后3種狀態(tài)下的節(jié)流壓差；vk1、vk2分別為減振器復(fù)原行程的初次和二次開閥速度；Sr為活塞缸筒內(nèi)筒橫截面積與活塞桿橫截面積之差。

2) 類似地，當(dāng)v<0時(shí)，壓縮阻尼力Fdy表示為

(19)

式中：py1、py2、py3、pl1、pl2、pl3、phy1、phy2、phy3分別為壓縮節(jié)流閥片、流通節(jié)流閥片和壓縮閥座孔在初次開閥前、初次及二次開閥后3種狀態(tài)下的節(jié)流壓差；vk1y、vk2y分別為減振器壓縮行程的初次和二次開閥速度；Sg為活塞桿橫截面積。

5.2 駕駛室減振器特性仿真

對減振器施加頻率fs=3.2 Hz、幅值A(chǔ)s=50.0 mm的正弦激勵信號進(jìn)行阻尼特性仿真，得到了復(fù)原閥片不同預(yù)變形量frk0情況下的示功圖，如圖11所示。在frk0=0.05情況下復(fù)原閥片有效開度δf及壓縮閥片有效開度δy隨速度變化的曲線，如圖12所示。

由圖11可知，復(fù)原閥片預(yù)變形量frk0對壓縮行程和開閥前的特性沒有影響，對開閥后的特性影響大，而且預(yù)變形量越大則阻尼力越大。由圖12可知，復(fù)原閥片有效開度δf和壓縮閥片有效開度δy均與減振器運(yùn)動速度v呈強(qiáng)非線性關(guān)系，且減振器運(yùn)動速度越大，節(jié)流閥片有效開度越大。利用這種非線性關(guān)系，可以滿足不同速度下減振器阻尼力Fd的設(shè)計(jì)需求。另外，由圖12(a)可知，v=0.2 m/s是整個(gè)曲線變化的轉(zhuǎn)折點(diǎn)，因此該點(diǎn)是復(fù)原閥初次開閥速度點(diǎn)，而當(dāng)v<0.2 m/s時(shí)，復(fù)原閥片有效開度δf始終為0；由圖12(b)可知，v=-0.1 m/s是整個(gè)曲線變化的轉(zhuǎn)折點(diǎn)，因此該點(diǎn)是壓縮閥初次開閥速度點(diǎn)，而當(dāng)v>-0.1 m/s時(shí)，壓縮閥片始終處于關(guān)閉狀態(tài)。

5.3 駕駛室減振器阻尼特性試驗(yàn)驗(yàn)證

使用長春試驗(yàn)機(jī)研究所有限公司生產(chǎn)的30 kN電液伺服減振器綜合試驗(yàn)臺進(jìn)行減振器阻尼特性試驗(yàn)，如圖13所示。利用試驗(yàn)臺控制系統(tǒng)，通過作動器對減振器施加與仿真相同的正弦激勵信號進(jìn)行阻尼特性試驗(yàn)。將駕駛室減振器特性分段仿真數(shù)學(xué)模型及試驗(yàn)得到的速度特性曲線作對比，如圖14所示。由圖14可知，特性曲線的仿真與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好。

為了進(jìn)一步量化考察阻尼力仿真值與試驗(yàn)值的差異，同時(shí)觀察試驗(yàn)結(jié)果與閥片有效開度δ計(jì)算值的關(guān)系，將閥片有效開度δ計(jì)算值、復(fù)原阻尼力及壓縮阻尼力的數(shù)據(jù)對比分別列于表5和表6中，試驗(yàn)值取遲滯曲線的中值平均。

由表5可知，在各速度下復(fù)原阻尼力的相對誤差在0.15%～6.19%之間，在v=0.10 m/s時(shí)，復(fù)原閥片有效開度δf=0，說明此時(shí)的阻尼力是油液流經(jīng)活塞孔及復(fù)原閥片上的常通節(jié)流孔產(chǎn)生的。而表5中其他速度點(diǎn)下的δf>0，說明阻尼力是油液流經(jīng)活塞孔及復(fù)原閥片上的常通節(jié)流孔和閥片環(huán)形節(jié)流縫隙共同產(chǎn)生的，而且復(fù)原阻尼力隨復(fù)原閥片有效開度δf的增大呈非線性增長趨勢。由表6可知，在各速度下壓縮阻尼力的相對誤差在2.22%～6.15%之間，減振器特性仿真值與試驗(yàn)值很接近，類似地，壓縮阻尼力隨壓縮閥片有效開度δy的增大也呈非線性增長趨勢。對比結(jié)果表明，所建駕駛室減振器阻尼分段特性仿真模型可較為真實(shí)地復(fù)現(xiàn)減振器的動態(tài)阻尼特性。

表5 復(fù)原阻尼力仿真值與試驗(yàn)值對比Tab.2 Comparison of simulated and tested rebound damping forces

表6 壓縮阻尼力仿真值與試驗(yàn)值對比Tab.3 Comparison of simulated and tested compressing damping forces

6 結(jié)論

1) 為準(zhǔn)確獲取駕駛室減振器節(jié)流閥片開度，需根據(jù)減振器新結(jié)構(gòu)，采用區(qū)間線性均布壓力下的節(jié)流閥片變形解析式進(jìn)行求解計(jì)算。算例表明，解析計(jì)算值與仿真值相對偏差在0.04%以內(nèi)。

2) 節(jié)流閥片開度frk對閥系參數(shù)的靈敏性，從大到小依次為：閥口半徑rk、下墊片半徑rd、當(dāng)量厚度he、上墊片半徑ru、彈性模量E. 當(dāng)閥口半徑rk增大10%時(shí)，節(jié)流閥片開度frk增幅高達(dá)69.5%.

3) 復(fù)原閥片預(yù)變形量frk0對壓縮行程和開閥前的特性沒有影響，對開閥后的特性影響大，而且預(yù)變形量越大則阻尼力越大。

4) 復(fù)原阻尼力及壓縮阻尼力均隨各自的有效開度增大呈非線性增長趨勢。利用這種非線性關(guān)系，可用于滿足不同速度下阻尼力Fd的設(shè)計(jì)需求。

5) 仿真與試驗(yàn)對比結(jié)果表明，所建立的駕駛室減振器阻尼特性仿真模型可較為真實(shí)地復(fù)現(xiàn)減振器的動態(tài)阻尼特性。

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