裝甲車輛油氣彈簧減振閥阻尼特性研究

樊冰村，毛 明，蔡文斌，陳軼杰，杜 甫

(中國(guó)北方車輛研究所，北京 100072)

油氣彈簧是集阻尼特性和非線性剛度特性為一體的一種懸掛裝置[1]，是裝甲車輛的核心部件之一。減振閥是油氣彈簧中產(chǎn)生阻尼力的主要元件，對(duì)裝甲車輛的減振性能具有重要影響。

近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)減振閥進(jìn)行了大量的研究。2010年，劉建勇和賀李平等[2-4]采用有限元仿真和理論相結(jié)合的方法分析了閥片變形對(duì)阻尼特性的影響；2013年，José R Valdés等[5]通過(guò)計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)仿真和試驗(yàn)測(cè)試，分析了通過(guò)閥系的流量特征和球閥的受力情況；2013—2015年，馬天飛等[6-8]用abqus和AMESim聯(lián)合仿真對(duì)彈簧閥片減振閥進(jìn)行分析，并用Iight對(duì)減振閥中的關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化；2016年,程祥瑞等[9]基于薄壁小孔理論和范德瓦爾實(shí)際氣體狀態(tài)方程計(jì)算分析了常通孔對(duì)油氣彈簧系統(tǒng)阻尼力的影響；同年，Basavaraj V等[10]對(duì)帶阻尼閥芯的提升閥進(jìn)行了仿真，分析了其瞬態(tài)響應(yīng)；2019年，么鳴濤等[11]將小間隙節(jié)流的計(jì)算方法和薄板彎曲變形的微分方程相結(jié)合,分析了節(jié)流閥片厚度變化時(shí)減振器阻尼力值的變化規(guī)律。上述研究多為常通孔和彈簧閥片式減振閥，然而針對(duì)裝甲車輛的實(shí)際應(yīng)用表明，常通孔減振閥在高速時(shí)由于泄壓不及時(shí)容易出現(xiàn)空程和困壓等現(xiàn)象，造成減振性能變差和部件沖擊載荷過(guò)大損壞等問(wèn)題，難以適用于強(qiáng)沖擊高速重載工況；而彈簧閥片在頻繁的強(qiáng)沖擊下極易出現(xiàn)疲勞斷裂失效等可靠性問(wèn)題，現(xiàn)有材料和工藝技術(shù)水平難以解決。

為兼顧裝甲車輛油氣彈簧用減振閥高減振性能和高可靠性的雙重需求，本文在某油氣彈簧減振閥(減振閥1)的基礎(chǔ)上提出一種由常通孔和帶有螺旋彈簧閥芯的串、并聯(lián)組合式新型減振閥(減振閥2)，既實(shí)現(xiàn)了良好的阻尼特性，又可有效限制沖擊載荷，提高減振閥的可靠性。本文通過(guò)建立減振閥的數(shù)學(xué)模型，利用試驗(yàn)以驗(yàn)證減振閥數(shù)學(xué)模型的合理性，研究減振閥結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)阻尼特性的影響規(guī)律，為減振閥的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供理論依據(jù)。

1 油氣彈簧原理及減振閥結(jié)構(gòu)

油氣彈簧結(jié)構(gòu)原理圖如圖1，主要由缸筒、減振閥、上腔、主活塞、油管、下腔、浮動(dòng)活塞和氣室等結(jié)構(gòu)組成。工作時(shí)通過(guò)氣室產(chǎn)生的彈性力和減振閥等結(jié)構(gòu)產(chǎn)生阻尼力以緩沖和衰減車體的振動(dòng)。

圖1 油氣彈簧結(jié)構(gòu)原理圖

油氣彈簧的阻尼力主要由3部分產(chǎn)生：第1部分為活塞與筒壁之間的摩擦力，第2部分為液體通過(guò)油管時(shí)產(chǎn)生的阻尼力，第3部分為液體通過(guò)減振閥時(shí)產(chǎn)生的節(jié)流阻尼力。其中減振閥的節(jié)流阻尼力是主要部分。

減振閥1的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖2，主要由閥體、閥芯和限位擋塊三部分組成，其中限位擋塊和閥芯固連。壓縮行程，由于閥芯質(zhì)量小，在液體壓力作用下閥芯被直接完全推開(kāi)，通過(guò)限位擋塊接觸閥體進(jìn)行限位，此時(shí)節(jié)流通道由閥體常通孔①和閥芯與閥體之間的縫隙串聯(lián)后，再與閥體常通孔②并聯(lián)組成；拉伸行程，閥芯始終關(guān)閉，切斷閥體常通孔①，節(jié)流通道僅為閥體常通孔②。由于拉伸行程閥體常通孔②的通流面積固定，壓強(qiáng)差與流量呈指數(shù)平方關(guān)系，在低速時(shí)產(chǎn)生的阻尼力小，而在高速?zèng)_擊時(shí)阻尼力迅速增大，無(wú)法兼顧低速產(chǎn)生足夠阻尼力和高速開(kāi)閥泄壓的使用要求，難以適用于裝甲車輛強(qiáng)沖擊高速重載工況。同時(shí)由于開(kāi)閥頻繁導(dǎo)致閥體反復(fù)撞擊限位擋塊，閥芯存在疲勞斷裂(如圖3所示)的隱患，并伴隨產(chǎn)生噪音。

圖3 閥芯斷裂圖

為解決減振閥1存在的問(wèn)題，在基本結(jié)構(gòu)尺寸變化不大的前提下，提出一種減振閥2如圖4所示，主要由閥體、擋圈、擋環(huán)、閥座、閥芯、螺旋彈簧和彈簧座等七部分組成。壓縮行程，閥芯不開(kāi)閥，閥芯常通孔①與閥座常通孔串聯(lián)，液體直接將擋環(huán)頂開(kāi)。節(jié)流通道有彈簧座常通孔、閥芯常通孔②、流道、閥芯常通孔①和閥座常通孔。拉伸行程，液體將擋環(huán)推向閥座常通孔使其封閉。當(dāng)液體流速較低時(shí)，流體推力不能克服螺旋彈簧預(yù)緊力，不開(kāi)閥，僅有流道、閥芯常通孔②和彈簧座常通孔起節(jié)流作用；當(dāng)液體流速較高時(shí)，閥芯克服螺旋彈簧的預(yù)緊力開(kāi)閥，充分泄流防止出現(xiàn)阻尼力快速增長(zhǎng)，此時(shí)流道、閥芯和閥座上的縫隙、閥芯常通孔①、閥芯常通孔②和彈簧座常通孔同時(shí)起節(jié)流作用。

圖4 減振閥2結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

2 減振閥的數(shù)學(xué)模型

根據(jù)上文分析可知，減振閥2中產(chǎn)生阻尼力的主要有彈簧座、閥芯和閥座3部分，因此在建立減振閥數(shù)學(xué)模型時(shí)先對(duì)這3部分的阻尼特性進(jìn)行單獨(dú)的解析計(jì)算，然后通過(guò)聯(lián)立方程組得到整個(gè)減振閥的阻尼特性數(shù)學(xué)模型。令油氣彈簧主活塞的運(yùn)動(dòng)速度為V(m/s)；活塞面積為A(m2)；則總的流量Q=AV；為便于計(jì)算，本文以壓縮行程活塞運(yùn)動(dòng)方向?yàn)檎颉?/p>

2.1 彈簧座壓強(qiáng)損失

液體流經(jīng)彈簧座每個(gè)常通孔時(shí)的壓強(qiáng)損失ΔPc主要包括由于入口和出口流通面積突然變化產(chǎn)生的局部壓強(qiáng)損失ΔPj和沿程壓強(qiáng)損失ΔPf兩部分[12]。

(1)

(2)

聯(lián)立式(1)、(2)可得常通孔總的壓強(qiáng)損失ΔPc；

(3)

式(3)中，ρ為液體密度(kg/m3)；Qc為流經(jīng)每個(gè)常通孔的液體流量(m3/s)；dc為常通孔直徑(m)；Ac為常通孔面積(m2)；lc為常通孔長(zhǎng)度(m)；ξ1為入口損失系數(shù)；ξ2為出口損失系數(shù)；λ為沿程壓強(qiáng)損失系數(shù)，均為無(wú)量綱數(shù)，可由經(jīng)驗(yàn)公式[9，13]得出。

(4)

(5)

(6)

(7)

此處n=6，則可得彈簧座總的壓強(qiáng)損失ΔPt：

(8)

式(8)中的符號(hào)函數(shù)sign(V)用于表示壓縮行程和拉伸行程。

2.2 閥芯壓強(qiáng)損失

閥芯是一種單向閥結(jié)構(gòu)，通常是和常通孔并聯(lián)使用。壓縮行程中，閥芯不開(kāi)閥，此時(shí)閥芯常通孔①和閥座常通孔串聯(lián)，組成的串聯(lián)結(jié)構(gòu)再與閥芯常通孔②并聯(lián)。則壓縮行程時(shí)閥芯的壓強(qiáng)損失ΔPm：

(9)

式(9)中，ξm為閥芯常通孔①的壓強(qiáng)損失系數(shù)；Qm為流經(jīng)閥芯常通孔①的流量；Am為閥芯常通孔①的面積。

拉伸行程中，活塞速度V<0 ，假設(shè)開(kāi)閥速度為Vk，當(dāng)|V|<|Vk|時(shí)，為開(kāi)閥前階段，此時(shí)節(jié)流通道為閥芯常通孔②，可得壓強(qiáng)損失ΔPn：

(10)

式(10)中，ξn為閥芯常通孔②的壓強(qiáng)損失系數(shù)；An為閥芯常通孔②的面積。

當(dāng)|V|>|Vk|時(shí)，閥芯開(kāi)閥，為開(kāi)閥階段。通過(guò)常通孔節(jié)流計(jì)算可知，閥芯常通孔①產(chǎn)生的阻尼力較小，計(jì)算閥芯部分阻尼力時(shí)可忽略閥芯常通孔①的節(jié)流作用，則此時(shí)的節(jié)流通道由閥芯常通孔②和閥芯開(kāi)閥后的縫隙并聯(lián)組成。如圖5為開(kāi)閥階段閥芯的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化圖。

圖5 閥芯結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化圖

設(shè)錐閥的開(kāi)度為，此時(shí)流經(jīng)閥芯常通孔②的流量為Qn，壓強(qiáng)損失為；流經(jīng)閥芯縫隙的流量為Qz，壓強(qiáng)損失為ΔPz，則可得公式：

Q=Qn+Qz

(11)

ΔP=ΔPn=ΔPz

(12)

對(duì)閥芯受力分析，其自身重力G較小可忽略，閥芯受到的液體壓力Fz、螺旋彈簧彈性力Ff和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力Fw平衡，即：

Fz+Ff+Fw=0

(13)

閥芯所受的液壓力Fz：

(14)

螺旋彈簧彈性力Ff：

Ff=-k(h0+h)

(15)

液體的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力[14]Fw：

Fw=-CdCvπhdsΔPzsin(2α)

(16)

閥芯兩端壓強(qiáng)損失ΔPz：

ΔPz=Pz1-Pz2

(17)

式(14)、(15)、(16)中，ds為閥座流道的直徑(m)；dp為閥芯最大直徑(m)；α為閥芯半錐角(°)；da為入口處閥芯液壓受力面積的直徑，da=ds-hsin(2a)；k為螺旋彈簧剛度(N/m)；h0為螺旋彈簧初始位移(m)；Cd為流量系數(shù)；Cv為速度系數(shù)。

如圖5所示，錐閥開(kāi)閥后的節(jié)流縫隙為閥芯與閥座之間的過(guò)油通道，為便于計(jì)算，可將其等效成面積為Ab=πhdssin(α)的薄壁小孔[15]。根據(jù)薄壁小孔理論，可得流經(jīng)錐閥的流量Qz和壓強(qiáng)損失ΔPz之間的關(guān)系式：

(18)

同時(shí)根據(jù)并聯(lián)分流而壓強(qiáng)損失相等，可參照公式(7)得到流經(jīng)常通孔的流量Qc與壓強(qiáng)損失ΔPz之間的關(guān)系。

則綜合式(7)、式(11)～式(18)可得錐閥的壓強(qiáng)損失ΔPz和總流量Q之間的關(guān)系。

(19)

式(19)中Qz和h都是關(guān)于總流量Q的函數(shù)。

綜合式(9)、(10)、(19)可得閥芯的壓強(qiáng)損失ΔPf：

(20)

2.3 閥座壓強(qiáng)損失

由于擋環(huán)的作用，閥座為單向節(jié)流孔結(jié)構(gòu)。壓縮行程，節(jié)流孔打開(kāi)，節(jié)流通道6個(gè)常通孔的壓強(qiáng)損失為ΔPs：

(21)

拉伸行程中，由于擋環(huán)的作用，節(jié)流孔封閉，此時(shí)液體直接從閥座上的流道作用在閥芯上，因此可得拉伸行程閥座的壓強(qiáng)損失ΔPs：

(22)

綜合式(21)和式(22)可得閥芯的壓強(qiáng)損失ΔPs：

(23)

式(23)中，ξl為閥座常通孔的壓強(qiáng)損失系數(shù)；Al為閥座常通孔的面積；ξs為閥座流道的壓強(qiáng)損失系數(shù)；As為閥座流道的面積。

2.4 減振閥阻尼力

由于彈簧座、閥芯和閥座3部分為串聯(lián)組合，因此整個(gè)減振閥的壓差為這3部分壓強(qiáng)損失之和，即減振閥2總的壓強(qiáng)損失ΔP：

ΔP=ΔPt+ΔPf+ΔPs

(24)

油氣彈簧中減振閥的阻尼力等于總的壓差損失與主活塞面積的乘積，可得阻尼力F：

F=ΔPA

(25)

由于減振閥1與減振閥2的結(jié)構(gòu)大體相似，且減振閥1的節(jié)流通道較減振閥2的節(jié)流通道更簡(jiǎn)單，因此減振閥1的數(shù)學(xué)模型在減振閥2的基礎(chǔ)上適當(dāng)簡(jiǎn)化即可得，此處不詳細(xì)論述。

3 理論計(jì)算與試驗(yàn)驗(yàn)證

油氣彈簧相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示，根據(jù)上述數(shù)學(xué)模型計(jì)算得減振閥2的阻尼力示功圖如圖11所示。利用IST—PL63N試驗(yàn)臺(tái)(如圖6所示主要由油泵、伺服閥、控制柜、激振頭、位移傳感器、壓力傳感器等模塊組成)進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，由激振頭輸入如表2所示5組正弦位移激勵(lì)。

表1 油氣彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖6 IST—PL63N試驗(yàn)臺(tái)

表2 位移激勵(lì)參數(shù)

試驗(yàn)過(guò)程中，當(dāng)激振頭頻率為0.33 Hz時(shí)，主活塞最大速度僅為0.1 m/s，此階段為油氣彈簧磨合階段，此時(shí)減振閥基本不產(chǎn)生阻尼力，如圖7所示為該頻率時(shí)油氣彈簧示功圖，曲線僅由摩擦力和彈性力組成，通過(guò)數(shù)據(jù)處理可得油氣彈簧摩擦力和彈性力曲線如圖8所示。

圖7 0.33 Hz油氣彈簧示功圖

圖8 油氣彈簧摩擦力和彈性力曲線

將油氣彈簧示功圖(圖9所示)減去上述摩擦力和彈性力后即可得到各頻率時(shí)的阻尼力示功圖如圖10所示。

圖9 油氣彈簧示功圖

圖10 試驗(yàn)示功圖

圖11 Matlab計(jì)算示功圖

由圖10試驗(yàn)數(shù)據(jù)可知，當(dāng)激振頭頻率大于3.18 Hz時(shí)，示功圖下端左半部分阻尼力波動(dòng)較大，且阻尼力值偏小，而該部分是壓縮行程阻尼閥逐漸開(kāi)閥階段，此現(xiàn)象可能是逐漸開(kāi)閥過(guò)程中閥芯不穩(wěn)定引起的。通過(guò)對(duì)比圖10和圖11可以看出數(shù)學(xué)模型計(jì)算曲線和試驗(yàn)曲線基本吻合，證明理論模型的合理性。

采用Matlab對(duì)上述數(shù)學(xué)模型進(jìn)行計(jì)算，減振閥1的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表3所示，得到2種減振閥的速度阻尼特性曲線如圖12所示。從圖可知2種閥的拉伸行程阻尼力均明顯大于壓縮行程，表明此類減振閥主要在車輪下跳過(guò)程中進(jìn)行熄振。對(duì)比壓縮行程最大阻尼力，減振閥1僅為1 229 N，而減振閥2為3 373 N，表明壓縮行程減振閥2的減振效果更好。另外由圖12可以看到拉伸行程減振閥1不具有開(kāi)閥泄壓功能，阻尼力持續(xù)快速增長(zhǎng)，而減振閥2有一個(gè)明顯的開(kāi)閥過(guò)程，開(kāi)閥速度為0.31 m/s，開(kāi)閥后阻尼力隨速度的增加明顯變緩，可防止沖擊時(shí)速度快速增加出現(xiàn)阻尼力過(guò)快增長(zhǎng)。

表3 減振閥1結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖12 減振閥1和減振閥2速度阻尼特性曲線

4 不同參數(shù)對(duì)阻尼特性的影響

采用上述數(shù)學(xué)模型重點(diǎn)分析減振閥2中閥芯常通孔②的直徑和螺旋彈簧預(yù)緊力對(duì)阻尼特性的影響。

4.1 常通孔直徑的影響

其他參數(shù)不變，分析閥芯常通孔②的直徑對(duì)阻尼特性的影響，分別取四組不同直徑的常通孔如表4所示，仿真可得到不同孔徑時(shí)油氣彈簧阻尼特性曲線和示功圖如圖13和圖14所示。

表4 閥芯常通孔②的確不同直徑

圖13 不同直徑常通孔的速度阻尼特性曲線

圖14 不同直徑常通孔的阻尼力示功圖

從圖13可以看出，隨著閥芯常通孔②直徑的減小，減振閥的阻尼力不斷增大，并且閥芯常通孔②直徑對(duì)拉伸行程阻尼力的影響大于壓縮行程。在拉伸行程中，當(dāng)閥芯常通孔②直徑減小時(shí)，減振閥閥芯的開(kāi)閥點(diǎn)提前，但是當(dāng)直徑小于3 mm 時(shí)，開(kāi)閥前階段的阻尼力呈線性激增，會(huì)對(duì)相關(guān)結(jié)構(gòu)造成較大沖擊，不利于減振閥零件的可靠性。

4.2 螺旋彈簧預(yù)緊力的影響

其他參數(shù)不變，分析螺旋彈簧的預(yù)緊力對(duì)阻尼特性的影響，分別取3組螺旋彈簧的預(yù)緊力如表5所示。則可得到不同預(yù)緊力時(shí)減振閥阻尼特性如圖15和圖16所示。

表5 螺旋彈簧預(yù)緊力

圖15 不同螺旋彈簧預(yù)緊力的速度阻尼特性曲線

圖16 不同螺旋彈簧預(yù)緊力的阻尼力示功圖

從圖15可知，當(dāng)螺旋彈簧預(yù)緊力由71.5 N增加到91 N時(shí)，影響拉伸行程中減振閥閥芯的開(kāi)閥點(diǎn)，預(yù)緊力越大，開(kāi)閥點(diǎn)越晚。

5 結(jié)論

1) 試驗(yàn)驗(yàn)證減振閥的數(shù)學(xué)模型較為合理，可用于減振閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和參數(shù)優(yōu)化。

2) 相對(duì)于減振閥1，減振閥2的壓縮行程最大阻尼力提升了近2倍，而拉伸行程減振閥1不具有開(kāi)閥泄壓功能，減振閥2速度為0.31 m/s時(shí)能夠開(kāi)閥泄壓，防止阻尼力過(guò)快增長(zhǎng)。

3) 閥芯常通孔②的直徑減小可增大減振閥2的阻尼力并使閥芯的開(kāi)閥點(diǎn)提前，但是當(dāng)閥芯常通孔②的直徑小于3 mm 時(shí)，會(huì)導(dǎo)致減振閥2開(kāi)閥前階段阻尼力激增。

4) 隨著螺旋彈簧預(yù)緊力的增大，閥芯開(kāi)閥點(diǎn)將延后，但預(yù)緊力過(guò)大會(huì)導(dǎo)致開(kāi)閥前阻尼力隨速度顯著增加，使閥芯失去開(kāi)閥泄壓保護(hù)作用。