车用液压减震器外特性仿真.pdf

精密制造与 自动化 2 0 1 5 年第 4 期 车用液压减震器外特性仿真 魏文鹏王姝宁王天任闻邦椿 东北大学 机械工程与 自动化学院沈阳 1 1 0 8 1 9 摘要针对某车用液压减震器的物理结构及其工作原理，做出合理的模型假设，建立了液压减震器的阻尼特性 数学模型。该模型将减震器油液流动情况分为活塞阀系、底阀阀系和储油腔三部分讨论，并且考虑了减震器工作 过程中的油液泄露以及储油腔内的气体压力。 采用 Ma t l a b软件对液压减震器的阻尼特性模型进行仿真， 将仿真结 果与试验 结果对 比，发现仿真数据与试验数据 之间的误差不超过 1 0 ％。由此可以得 出，建立的减震器阻尼特性模 型是准确可信 的，该模型可 以为减震器外特性设计提供直接 参考 。 关键词减震器阻尼特性仿真试验 目前 ，汽车悬架中广泛采用双筒式液压减震器 来提供悬架阻尼，减震器 的特性对整车的操纵稳定 性、行驶平顺性和乘坐安全性都有重要影响。传统 的减震器设计方法依靠经验来确定各个参数 ，然后 通过实验对各个参数进行修正，对于不 同要求的减 震器 ，需要反复修改参数与进行实验，导致减震器 的生产周期长、成本高，而且精度也常常得不到保 证⋯。因此，采用仿真软件对减震器的性能进行预 测，在设计阶段即能对减震器 的性能进行优化成为 了重要的研究方向。 在减震器建模仿真研究中，前人建立了各种各 样的仿真模型 1 9 7 0 年代 L a n g建立了包含 8 3个参 数的模型，利用模拟电路对减振器 的特性进行仿真 分析 ’ ；1 9 9 9年， 美国 T e n n e c o 汽车部件集 团 H e r r 等人采用 F E M 和 C F D相结合 的方法分析了减振器 阀系的节流特性 ’ ；D u y m等人建立了减振器各腔 室之 间油液流动的模型，对减振器速度特性 的滞后 性做 了专 门的研究 ’ ； 重庆大学的徐中明根据环形 薄板 阀片变形微分方程 以及 内外径处的边界条件， 建立 了较全面的双筒式液压减振器 的数学模型，并 用 Ma t l a b软件对所建立 的模 型进行仿 真分析 ’ ⋯ ； 武汉理工大学 的冯雪梅利用 An s y s 有 限元分析软 件对汽车减振器建模，基于稳态分析条件下对所建 立的二维模型进行简化 等等。这些模型各有优缺 点，也有各 自的适用范围。其归纳起来即为三种模 型 物理参数模型、 等效参数模型和非参数模型⋯ 。 本文在上述模型理论 的基础之上，考虑活塞与 工作缸之间的油液泄露以及储油腔 内的充气压力的 影响，建立了减震器的阻尼特性数学模型，并利用 26 Ma t l a b软件 ，对减震器的阻尼特性模型施加正弦激 励进行仿真。仿真结果与实验数据吻合 良好，证 明 本文 中所提出的减震器阻尼特性模型是合理可靠的。 1 减震器阻尼特性分析 1 ． 1 减震器的结构 如图 1 为液压减震器的结构示意图。上 吊耳与 车身相连接，下吊耳与车轮相连接 ；工作缸被活塞 分为上腔和下腔， 活塞杆分别与上吊耳和活塞相连； 活塞与底 阀座上有不同的阀系结构 。当车身与车轮 相对运动时，活塞杆带动活塞相对于工作缸运动， 工作缸与储油缸内的油液则通过阀系相应流动 ，产 生阻尼力 ，从而减缓车身与车轮的相对运动，达到 减震 的作用。 i 吊耳防尘翠 锌㈣鹰流通阑活率 I ． 作缸 补偿阑 薹o 竺 油封 活 塞杆 仲张蒯 {i {} 油缸H ； 鳓 麻问 F吊 } 图1 液压减震器的结构示意图 1 ． 2 阻尼力的数学模型 减震器的阻尼特性主要由复原行程和压缩行程 决定，复原行程与压缩行程的工作原理类似，以下 以复原行程为例讨论减震器的阻尼特性。 根据减震器的工作原理以及其物理结构，以活 塞为分析对象进行受力分析，可以得到减震器阻尼 力的数学模型如下 魏文鹏 等车用液压减震器外特性仿真 F r q P 1 A h A q 一 P 2 A h 1 式 中 。 为工作行程产生的阻尼力； 尸1 为减震器上 腔压力 ；P 2为减震器下腔压力；A 为活塞截面积 ； 为活塞杆截面积。 1 ． 3 活塞阀系 活塞总成在复原阀开阀前，由于上腔油液的压 力较小 ，不足 以克服复原阀的预紧力，油液只经过 活塞上的复原阀常通孔而流入下腔。随着活塞杆继 续 向上运动，上腔油液压力逐渐增大，将复原阀打 开，开阀后油液流经常通孔和复原阀而流入下腔。 由于复原阀常通孔的孔长与孔径之 比约为 2 ． 5 ， 由流 体力学知识可知 ，油液在常通孔中的流动属于管嘴 流动；开阀后油液流经复原阀形成圆环平面缝隙流 动。所 以有 Q f e ￡fc A fc ]2 Pp P2 O f f 3 L j I 着J 式中 为复原行程流经复原阀常通孔的流量； O f f 为复原行程流经复原阀流量 ； ￡ 为复原常通孔流量 系数；A 为复原常通孔节流面积 ；p 为油液密度； 为油液动力粘度 ； r 为复节流片外半径； r 为复 原节流片阀口半径。 不管复原阀是否开启，活塞与工作缸之间的缝 隙泄露一直存在 。油液流经活塞缝隙的泄露属于环 形偏心缝隙。由于活塞速度不大，取偏心率 e l ， 则泄漏量可表示为 4 式 中 1 为活塞总成 泄露量 ，d 为活塞直径；b 为活塞缝隙宽度；L h 为活塞缝隙长度。 1 ． 4 底阀阀系 当活塞杆向上运动，下腔体积逐渐增大 ，则储 油腔 的油液会通过底阀阀系流 向下腔。此时压缩阀 不开启 ，只能通过常通孔从储油腔流向下腔，压缩 阀常通孔的流动形式也是管嘴流动；补偿 阀阀片刚 度很小 ，且没有预紧力，当储油腔与下腔 的压差很 小时补偿阀即会完全打开，其流动形式是圆环平面 流动。所以根据流体力学理论有 P y c y c Ay c ． 2 Pp- P2 5 O 6 y b 式中P 为流经压缩阀常通孔的流量；P b 为流经 补偿 阀的流量；￡ 为压缩常通孔流量系数； 为 压缩 常通孔面积 ；Q y b 为补偿阀片开度；r b 6 为补偿 阀片外半径； b 为补偿阀片阀E l 半径。 复原行程活塞杆 向上运动，活塞杆在上腔所 占 的体积减少，从储油腔流入下腔的油液流量就等于 活塞杆体积减少的部分 ，其表达式为 v A 7 式中 为储油腔流到下腔的总流量，1 ， 为活塞杆 速度 。 1 ． 5 储油腔 设初始时刻，储油腔气体的体积与压力分别为 与P 0 ，假设工作过程 中为理想状态 ，由理想气体 状态方程可知 P 3 P o V o ／ V o 目 8 式中 为活塞的位移 ，它随时间变化，与速度 v 之间是导数关系。 综合 以上各式可以得到阻尼力 F与速度 之问 的关系，即可得到减震器的阻尼特性。 2 仿真与试验 2 ． 1 仿真分析流程 在实际应用中，按照上述理论推导来指导生产 显然不太现实，企业需要的是在设计过程 中即能得 出减震器 的特性图，进而分析减震器的性能。基于 上述需求 ，利用 Ma t l a b软件的 G UI 界面设计 ，开 发一套求解减震器特性 曲线的仿真软件，仿真求解 流程如图 2所示。仿真过程 中所用的主要参数如表 1 所示 。 图 2 液压减震器阻尼特性仿真流程图 精密制造与 自动化 2 0 1 5 年第4 期 表 1 仿真过程主要参数 参数 数值 活塞直径 mm 3 2 缝隙宽度 ram 0 ．0 7 油液密度 k g ／ m。 9 0 0 储油腔气体压力 MP a 0 ．6 流量系数 0 ． 8 2 阀片刚度 N／ ra m 1 ．1 X1 0 3 活塞孔个数 6 2 ． 2 仿真分析与实验结果对比 根据我国减震器台架试验标准 J B3 9 0 1 8 5规定 ， 对减震器施加正弦激励 X 。 s i n wt 9 式 中 为活塞位移 ； 为活塞位移；O J 为运动 频率；t 为时间。 则活塞与工作缸的相对运动速度为 o J X m Ⅱ c o s o t 1 0 结合上述减震器的数学模型 ，得到了减震器 的 阻尼特性 曲线如下图所示。图 3为减震器 的速度特 性 图，图 4为减震器的示意图。 J L 圯 刀 e ／ t Kr q 2 ． ’ I ． l 2 德 挺v ， f I s 1 图3 减震器速度特性图 图 4 减震器示意图 表 2 仿真数据与试验数据对比 速度 阻尼力仿真值 N 阻尼力实验值 N 误差 ％ 一 1 ．O 一 9 5 3 ．9 9 0 2 ．5 5 ．4 0 ． 8 9 0 84 ． 8 3 3 3 8 ．3 0 ． 5 ． 8 2 2 ．4 ． 7 6 6 ．4 6 8 O ． 2 ． 7 0 3 9 ． 6 4 4 ．6 84 0 0 O O O ． 1 3 9 6 ．4 4 4 0 ．5 9 ．9 0 3 6 9 2 ．5 7 5 3 ．2 8 ．O O ．6 8 4 8 ．6 9 2 8 ．5 8 ．6 O ．9 9 81 - 3 1 0 6 4 ． 4 7 ． 8 根据仿真所得的减震器阻尼力与试验所得阻尼 力值比较 ，其误差不超过 1 0 ％，即仿真模型所得出 的结果与实际试验结果吻合 良好，从图 3中可以看 出在本 文所 用 参数 下 ，减 震器 的开 阀速度 约为 0 ． 1 2 m／ s 。 3 结语 根据减震器的实际结构 以及做出的合理假设 ， 建立了减震器外特性即速度特性和示功特性的计算 模型，由模型仿真得出的外特性数据与厂家提供 的 实测数据的误差不超过 1 0 ％，仿真特性与实际特性 良好吻合，证明本文建立的减震器阻尼特性模型是 合 理 正确 的 。 参考文献 [ 1 ] 任卫群， 赵峰， 张杰． 汽车减震器阻尼特性的仿真分析 [ J ] ． 系统仿真学报， 2 0 0 6 ， 1 8 S u p p 1 ． 2 9 5 7 9 6 0 ． [ 2 ] L a n g H． H． A S t u d y o f t h e C h a r a c t e r i s t i c s o f A u t o mo t i v e Hy d r a u l i c Da mp e r s a t Hi g h S t r o k i n g F r e q u e n c i e s l J j ． Un i v e r s i t y Mi v h i g a n ． 1 9 7 7 ， 1 2 5 6 3 2 7 ． [ 3 ]L ． S e g e 1 ．H． H． L a n g ． T h e Me c h a n i c s o f A u t o mo b i l e H y d r a u l i c D a mp e r s a t Hi g h S t r o k i n g F r e q u e n c i e s[ J ] ． V e h i c l e S y s t e m Dy n a mi e s ． 1 9 8 1 1 0 5 6 8 5 9 3 ． [ 4 ] H e r r F ， Ma l l i n T ， L a n e J ， e t a 1 ． A s h o c k a b s o r b e r mo d e l u s i n g c f dana l y s i s a n dE a s y [ J ] ． 1 9 9 9 1 1 1 3 2 2 ． [ 5 ] C ． S u r a c e ， K． Wo r d e n ． A n I mp r o v e d N o n l i n e a r Mo d e l f o r an A u t o mo t i v e S h o c k A b s o r b e r E J ] ． N o n l i n e a r , D y n a mi c s ， 1 9 9 2 3 4 1 3 - 4 2 9 ． [ 6 ] S t e f a a n ． W． Du y m，Ra n d y S t i e n s ． P h y s i c a l M o d e l i ng o f t he Hy s t e r e t i c Be ha v i o r o f Au t o mo t i v e Sh o c k A b s o r b e r s [ J ] ． S A E P a p e r ， 1 9 9 7 1 4 6 5 1 ． 下转第 3 7页 饶成晨 等 高速陶瓷电主轴结构设计及静动态特性分析 曲线 。可 以看 出在低频工作范 围内，电主轴 中部 的转子部分 的变 形量最大 ，但其最大位移远远 小 于 5 g m，刚度满足使用要求 。 图 1 4 主轴前端、中部和后端的径向位移一 频率曲线图 6 结语 通过分析某精密磨削加工中心 电主轴 的基本 结构，重点讨论 了轴承材料、配置形式及预紧_方式 的选择过程 ，最终完成高速陶瓷电主轴基本结构 的 设计，并对其进行相关的静动态特性分析，分析结 果如 下 1 计算得到电主轴前端受力大小 F r 1 5 2 9 N。 通过 A NS YS静态特性分析，结果表明该陶瓷电 主 轴 最大 径 向位 移发 生在 主轴 前端 ，位 移 量 为 0 ． 4 2 p m，此时刚度可达 3 6 4 0 N／ p m，满足使用要 求；最大应力为 1 1 2 ． 1 MP a ，远小于材料的许用应 力 7 0 0 MP a ，满足使用的要求； 2 通过模态分析获得 了前六阶模态 的固有频 率 和 临 界 转 速 ，其 中 一 阶 模 态 的 固有 频 率 为 8 2 9 ． 1 8 Hz 、 临界转速为 4 9 7 5 0 ． 8 r ／ mi n ， 远远大于该 电主轴的最高转速 2 0 0 0 0 r ／ mi ra 3 谐响应分析获得了该电主轴 的不同位置在 一 定激振力下随频率变化的位移响应 曲线，其 中在 一 阶固有频率 8 2 9 ． 1 8 Hz附近的最大位移量发生在 主轴前端 ，大小为 0 ． 4 3 p m，远小于该 电主轴 刚度 所允许的最大位移量 5 g m，满足使用要求。 参考文献 [ 1 ] AB E L E E 。 AL T I NT AS YB R E C H E R C ．Ma c h i n e t o o l s p i n d l e u n i t s [ J ] ． C I R P A n n a l s Ma n u f a c t u r i n g T e c h n o l o g y ， 2 01 0 ， 5 9 2 卜2 2 ． [ 2 ] 徐化文． 电主轴 单元 结构及静动 态性能 的研 究 [ D] ． 兰 州 兰州理工大学， 2 0 1 0 ． [ 3 ] 张海杰． 轴承对高速电主轴静动刚度影响的研究[ D] ． 兰州 兰州理工大学， 2 0 1 1 ． [ 4 ] 汪维康， 彭 阳阳． 基于 A NS YS 的陶瓷 电主轴振动模态 分析 [ J ] ． 电子测试， 2 0 1 3 ， 0 8 1 3 6 1 3 8 ． [ 5 ] 解 文志． 高速 电主轴 动静态特 性 的有 限元分 析 [ D] ． 哈 尔滨 哈 尔滨 工业大学， 2 0 0 6 ． [ 6 ] 文怀心， 夏 田． 数控机床系统 设计 [ M] ． 北京 化 学工 业 出版社， 2 0 0 5 ． 5 ， 9 7 1 0 3 ． [ 7 ] 彭 文生， 李志 明， 黄华粱． 机械 设计 [ M] ． 北京 高等教 育出版社， 2 0 0 8 ． [ 8 ] 崔康 ． 高速 电主 轴 的结构设 计与性 能研 究 [ D] ． 安 陕西科技大学， 2 0 1 3 ． [ 9 ] 王保 民， 胡 赤兵， 邬再新等 ． 预 紧对高速 角接触球轴 承 动 态 刚 度的 影响 [ J ] ．兰 州 理 工 大 学 学 报， 2 0 0 9 ， 0 2 2 9 3 2 ． [ 1 O ] 刘艳华， 李志远， 张朝煌 等． 高速 角接 触球轴承动态刚 度的分析与计算 [ J ] ． 轴承， 2 0 0 5 ， 0 9 1 3 ． [ 1 1 ] 王玉丹． 转子 动力学基础理论及其在 电主轴动 力特 性 分析 中的应用 [ D] ． 武汉 武汉汽车 工业大学 ， 2 0 0 0 ． [ 1 2 ] 刘道钱， 陈涛， 沈顺 成等． 数控铣床 主轴部件动态特性 分析 [ J _] ． 机械设计与制造， 2 0 0 8 ， 0 4 1 7 2 1 7 4 ． 上接第 2 8页 [ 7 ] L e e K．Nu me r i c a l Mo d e l i n g f o r t h e Hy d r a u l i c P e r f o r m a nc e s P r e d i c t i o n o f Au t o mo t i v e M o n t u b e Da mp e r s[ J ] ． Ve h i c l e S y s d y n a ， 1 9 9 7 2 8 2 5 3 9 ． [ 8 ] 徐 中明， 李仕 生． 汽 车减振 器外特 性仿 真 与试 验 分析 [ J ] ． 振动与冲 击， 2 0 1 1 ， 3 0 8 9 2 9 6 ． [ 9 ] 徐中明， 李仕生． 基于Ma t l a b ／ S i m u l i n k的汽车减振器 外特性仿真与性能分析 [ J ] ． 汽车工程， 2 0 1 1 ，3 3 4 3 29 3 34． [ 1 0 ] 冯雪梅， 刘佐 民， 魏乐． 减振器双节流孔 闭式油路稳态 行 为 特 征 有 限 元 分 析 ．机 械 设 计 与 研 究． 2 0 0 3 ， 1 9 1 6 6 6 9 ． [ 1 1 ] 李世民， 吕振华． 汽车筒式液阻减振器技术的发展『 J ] 汽车技术， 2 0 0 1 8 1 0 1 6 ．