雙筒式減振器阻尼特性仿真及實驗研究

姜國華

摘要：以雙筒式減振器作為研究對象，通過分析減振器的結構及工作原理，并結合彈性力學和流體力學理論，利用Matlab/Simulink軟件建立減振器復原和壓縮行程的阻尼力輸出模型。以正弦激勵作為輸入，并根據實際產品參數進行仿真和實驗對比，得到減振器的阻尼特性曲線。通過對比分析結果可知，仿真和實驗曲線較為吻合，驗證了所建立的減振器模型的有效性，為減振器調校和匹配提供理論研究基礎。

關鍵詞：雙筒式減振器;Simulink仿真;阻尼特性;調校和匹配

0? 引言

減振器作為車輛懸架系統的重要組成部分，其性能的優(yōu)劣影響著行駛車輛的平順性和穩(wěn)定性。而雙筒式液壓減振器作為一種常見的減振器，由于具有結構簡單、可靠性好、價格低廉等優(yōu)點[1]，因此應用較為廣泛。雙筒式液壓減振器主要是通過油液流過阻尼孔時摩擦產生節(jié)流作用后輸出阻尼力，因此阻尼孔的結構影響減振器阻尼力輸出的大小。目前對于減振器阻尼孔的設計和調校大多依靠工程師設計經驗和反復進行調校方案試驗，對設計參數進行修正，周期長且設計成本高[2]，且參數最優(yōu)化得不到保證，因此結合計算機技術建立減振器模型并進行動態(tài)調校仿真，對于縮短減振器開發(fā)周期、提高設計參數準確性和最優(yōu)性具有重要意義，目前也是減振器設計開發(fā)的主要方式[3]。

目前國內外學者對于減振器模型建立和仿真設計進行了大量研究。Lang[4]針對減振器存在的高頻畸變問題，建立包含83個參數的雙筒式減振器模型，用于模擬減振器工作特性;Bunthoff等[5]建立單筒減振器仿真模型，利用疊加閥片彈性理論計算阻尼力，并與ANSYS仿真結果進行對比，用于修正模型精度;李仕生[6]對減振器的工作原理和閥系特性進行分析，并應用AMESim軟件建立油液流動模型：馬天飛[7]根據閥片式充氣液壓減振器實體結構抽象出在不同工況下的減振器數學模型并進行仿真驗證，結果與實驗數據吻合較好。

總體來說，對所設計的減振器進行建模仿真，對于提高效率、減少設計成本具有重要意義。本文針對之前研究存在的未全面考慮油液流動、模型復雜等問題，使用Matlab/Simulink軟件建立模型仿真，并與實驗結果對比來驗證模型的準確性，優(yōu)化設計參數，提高建模精度。

1? 雙筒式減振器模型設計

1.1 雙筒式減振器結構及工作原理

雙筒式減振器結構如圖1所示，本研究使用的是充氣式雙筒液壓減振器，補償腔的上部充有0.4Mpa的氮氣，下部為一定體積的減振器油，在減振器工作時起到調節(jié)和補償油液的作用?；钊偝砂ɑ钊⒘魍ㄩy和復原閥，底閥總成包括底閥、補償閥和壓縮閥。

雙筒式減振器工作過程主要包括復原行程和壓縮行程。當行駛路面存在凸起障礙時，車輪相對于車身向上跳動，此時活塞桿帶動活塞總成向壓縮腔運動，減振器處于壓縮行程，造成壓縮腔體積減小，油壓開始升高，一部分液壓油通過底閥上的壓縮閥進入補償腔，一部分經由活塞總成上的流通閥進入復原腔。在油液流動過程中產生的摩擦力及通過節(jié)流阻尼孔產生的節(jié)流作用產生阻尼力共同抑制減振器壓縮使車身向下運動。同理，當行駛路面存在凹坑時，車輪相對于車身向下拉伸，此時活塞桿帶動活塞向復原腔運動，減振器處于復原行程，復原腔體積減小，復原腔相較于壓縮腔的壓力較大，油液通過活塞總成上的復原閥和底閥總成上的補償腔分別流向壓縮腔和補償腔，產生的阻尼力抑制減振器拉伸使車身向上運動。

1.2 雙筒式減振器建模

1.2.1 阻尼孔流體力學模型

雙筒式減振器主要通過油液在各個腔室間孔隙流動時產生壓差來輸出阻尼力。根據流體力學理論，油液在不同阻尼孔口流動時產生的壓差也不同。根據小孔長徑比的不同可以將阻尼孔流量模型分為以下幾種：

當長徑比4

油液在流動過程中，不僅有小孔流動，還存在縫隙流動。

當減振器運行速度大于節(jié)流閥片的開閥速度時，閥片受到一定的壓力而變形，與活塞或底閥形成縫隙，一定量的油液沿縫隙流動，該縫隙屬于圓盤縫隙，流量計算公式為：

當復原閥片未開閥時，上腔壓差主要由活塞縫隙壓差、活塞孔和活塞閥片常通孔壓差產生，下腔壓差由底閥孔壓差和補償閥變形開啟的縫隙壓差提供;開閥后，閥片變形產生縫隙壓差組成阻尼力。

當壓縮閥片未開閥時，上腔壓差主要由活塞縫隙壓差、活塞孔壓差和流通閥變形開啟的縫隙壓差組成。下腔壓差由底閥孔壓差、壓縮閥片節(jié)流孔壓差提供;開閥后，除去之前所述壓差，底閥閥片變形產生縫隙壓差共同組成阻尼力。

1.2.2 閥片彎曲變形模型

當彈性節(jié)流閥片開閥時，以閥片圓心作為極點，建立閥片極坐標系，變形曲面微分方程為：

2? 雙筒式減振器仿真與實驗

選取某一型減振器作為研究對象，建立Simulink仿真模型。減振器和閥片的基本結構參數如表1所示。所用的減振器油液密度？籽為858kg/m3，動力粘度？滋為9.61×10-3Pa*s。

將參數輸入到模型中，對減振器模型進行仿真。同時對該減振器進行臺架實驗，如圖2所示。

以30mm的正弦激勵作為輸入激勵，經過模型仿真和實驗得到的減振器示功圖如圖3所示。

圖3中，實線為模型仿真示功圖，虛線為實驗結果示功圖。由圖3可知，在低速運動時，由于減振器油液存在熱摩擦或氣泡化等現象，會影響阻尼力的輸出，因此實驗結果輸出的阻尼力較仿真大;減振器在中高速運動情況時，摩擦力相對于輸出的阻尼力要小的多，因此仿真結果與實驗結果相近。仿真與實驗輸出的復原阻尼力對比如表2所示。

從表2可知，由于摩擦力不可避免，因此低速下仿真與實驗結果誤差較大，而高速時結果較為接近，驗證了所建立減振器模型的有效性。

3? 結論

通過彈性力學和流體力學原理，利用Simulink軟件建立雙筒式減振器模型，并選用某型號減振器參數進行仿真。在忽略摩擦力和油液氣泡化等影響因素下，通過仿真與實驗輸出的阻尼力結果對比，表明了所建減振器模型的準確性和有效性，為縮短減振器設計周期和參數調校提供了理論基礎。

參考文獻：

[1]馮雪梅，劉佐民.汽車液力減振器技術的發(fā)展與現狀[J].武漢理工大學學報（交通科學與工程版），2003（03）：340-343.

[2]周玉存，賀麗娟，崔世海，等.汽車減震器的運動仿真和應力分析[J].液壓與氣動，2013（03）：33-35.

[3]梁良，田靚，覃剛，等.車用雙筒液壓減振器的熱力學模型與試驗研究[J].華中科技大學學報（自然科學版），2012，40（8）：7-11.

[4]Lang H H. A Study of the characteristics of automotive hydraulic dampers at high stroking frequencies [D]. USA： University Michigan，1977.

[5]Bunthoff J，Gauterin F，Boehm C. Physical 1-D System Simulation Model for Monotube Shock Absorbers for Simulation with Excitation up to 70Hz[C]// SAE 2015 Noise and Vibration Conference and Exhibition. 2015.

[6]李仕生，徐中明，張志飛，等.可調阻尼減振器外特性仿真與性能分析[J].振動與沖擊，2012，31（12）：178-183.

[7]馬天飛，崔澤飛，張敏敏.基于AMESim雙筒疊加閥片式充氣減振器建模與仿真[J].機械工程學報，2013，49（12）：123-130.

[8]蔡艷輝，周長城.線性非均布壓力下減振器環(huán)形閥片變形解析計算[J].農業(yè)裝備與車輛工程，2009（010）：24-27.