多通道式液壓襯套動態(tài)特性的測試與計算分析*

楊超峰, 殷智宏, 呂兆平, 段小成, 上官文斌,

(1. 華南理工大學(xué)機械與汽車工程學(xué)院 廣州,510640) (2. 上汽通用五菱汽車股份有限公司 柳州，545007)(3. 寧波拓普集團股份有限公司 寧波,315800)

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多通道式液壓襯套動態(tài)特性的測試與計算分析*

楊超峰1, 殷智宏1, 呂兆平2, 段小成3, 上官文斌1,3

(1. 華南理工大學(xué)機械與汽車工程學(xué)院 廣州,510640) (2. 上汽通用五菱汽車股份有限公司 柳州，545007)(3. 寧波拓普集團股份有限公司 寧波,315800)

制作了不同結(jié)構(gòu)類型液壓襯套的實驗樣件，測試得到其靜、動特性的變化特性，并對比分析了不同結(jié)構(gòu)液壓襯套的作用機理。建立了多慣性通道-多節(jié)流孔式液壓襯套的集總參數(shù)模型，給出了其動剛度和滯后角的計算分析公式和滯后角峰值頻率的計算公式，計算結(jié)果與實驗值一致，驗證了計算模型的正確性。分析了多通道式液壓襯套的動特性與通道數(shù)目數(shù)量及其截面形狀的關(guān)系。所采用的分析方法及結(jié)論，可為液壓襯套的初級階段的設(shè)計及選型提供參考。

液壓襯套； 多通道； 集總參數(shù)模型； 測試分析； 參數(shù)識別； 動態(tài)特性

引 言

為了控制來自發(fā)動機、變速器、路面、結(jié)構(gòu)共振及車輪的不平衡等干擾激勵引起的振動及噪聲，提高車輛的操縱穩(wěn)定性，液壓襯套在車輛懸架與副車架中得到了廣泛的應(yīng)用[1-4]。Sauer等[1]建立了一種具有慣性通道與旁通道的液壓襯套模型，但并沒有給出具體的仿真結(jié)果。上官文斌等[2]建立了一個線性的單慣性通道式液壓襯套集總參數(shù)模型，并實驗驗證了模型的正確性。Chai等[3]建立了一個概念性液壓襯套的物理模型，并采用手動控制的方法改變不同流道之間的組合對這種液壓襯套進行了分析。但他們并沒有在頻域范圍內(nèi)對流體通道的數(shù)量與液壓襯套動態(tài)特性之間相互的影響關(guān)系進行研究。在液壓襯套的特性中，滯后角峰值所對應(yīng)的峰值頻率是襯套的一個重要性能參數(shù)。單通道的液壓襯套模型可看作單自由度的動力吸振器。在頻域內(nèi)，其滯后角的帶寬較窄，滯后角的峰值頻率一般較低(<50 Hz)。僅通過調(diào)整慣性通道的長度及橫截面積，并不能得到理想的滯后角峰值頻率。此外，液壓機構(gòu)的阻尼容易受到使用環(huán)境的影響，而多重動力吸振器的魯棒性能更好[5],所以采用多通道式液壓襯套更有利于振動的衰減。對單慣性通道集總參數(shù)模型的研究已經(jīng)較為成熟[2,6-7]。Lu等[8]只是對窄帶的雙慣性通道式液壓襯套進行了分析。

筆者主要對徑向型液壓襯套在低頻、大振幅激勵下的動特性進行分析，設(shè)計并試制了不同結(jié)構(gòu)類型的多通道式液壓襯套樣件，測試得到其靜、動態(tài)力學(xué)特性，驗證了不同結(jié)構(gòu)試件的一致性。建立了不同結(jié)構(gòu)液壓襯套的集總參數(shù)模型，給出了滯后角峰值頻率的計算公式。計算結(jié)果與實驗值進行了對比，驗證了模型的準(zhǔn)確性。預(yù)測分析了通道的形狀及數(shù)量等參數(shù)對液壓襯套動態(tài)特性的影響，采用的分析方法及結(jié)論可對液壓襯套進行優(yōu)化設(shè)計。

1 液壓襯套動態(tài)特性的測試結(jié)果與分析

1.1 實驗對象

控制臂慣性通道式液壓襯套沿其徑向及軸向的剖面結(jié)構(gòu)如圖1所示，襯套的外管與內(nèi)管之間的橡膠主簧與外管之間形成上、下兩個液室，液室內(nèi)充滿乙二醇液體。兩液室之間通過慣性通道或節(jié)流孔相連接，流道板與金屬外管形成慣性通道或孔口通道,如圖2所示。

液壓襯套主要在液壓工作方向提供阻尼。當(dāng)內(nèi)外管的相對位移發(fā)生變化時，兩液室內(nèi)的壓力差產(chǎn)生波動，液體通過慣性通道在兩液室內(nèi)來回流動，通道內(nèi)的振動液柱在運動中產(chǎn)生慣性阻力。可見，慣性通道式液壓襯套是利用液體流動的沿程能量損失、液體與壁面的摩擦損失及局部損失損耗振動的能量，從而達到減振的目的。

當(dāng)慣性通道式液壓襯套受到高頻激勵時，由于液體的黏性，液體在慣性通道內(nèi)的流動速度減慢，當(dāng)達到液柱的共振頻率后，通常可假設(shè)通道“鎖止”，慣性通道內(nèi)的液體不流動。此時，由于液體不可壓縮，導(dǎo)致液室內(nèi)的壓力迅速升高，液壓襯套將出現(xiàn)動態(tài)硬化，導(dǎo)致剛度增大。采用孔口式液壓襯套可在高頻獲得較大阻尼。

圖1 液壓襯套的剖面圖Fig.1 The cross-sectional view of hydraulic bushing

孔口式液壓襯套可分為小節(jié)流孔式及大節(jié)流孔式襯套。孔直徑較小的節(jié)流式液壓襯套的阻尼效應(yīng)與慣性通道的阻尼效應(yīng)相比較小，其主要在低頻范圍內(nèi)起作用。孔直徑較大的液柱共振式液壓襯套可在較寬頻率范圍內(nèi)得到較大的阻尼，但由于節(jié)流孔的直徑較大，低頻下產(chǎn)生的阻尼較小。筆者主要對大節(jié)流孔式襯套進行分析。

圖2 液壓襯套的流道板Fig.2 The runner plate of hydraulic bushing

雖然液壓襯套與液阻懸置的作用機理類似，但液壓襯套的兩個液室均為工作液室，兩液室中的壓力均很大；而液阻懸置下液室的體積柔度較大，下液室內(nèi)的壓強與上液室內(nèi)的壓強相比較，一般可忽略不計。因此，液阻懸置的參數(shù)模型并不能直接用于液壓襯套的分析。

液壓襯套的結(jié)構(gòu)及材料參數(shù)尺寸如表1所示。

表1 液壓襯套的結(jié)構(gòu)及材料參數(shù)尺寸

為了對不同通道結(jié)構(gòu)液壓襯套的靜、動態(tài)特性進行測試分析，通過改變流道板可獲得5種液阻減振機構(gòu)的不同組合，并標(biāo)識為樣件HB1～HB5。具體結(jié)構(gòu)如表2所示。每種樣件均制作了2個樣品，共制作了10個樣件。通過放掉對應(yīng)液壓襯套內(nèi)的液體，可獲得對應(yīng)橡膠主簧樣件HB6。所采用的實驗樣品均在寧波拓普集團股份有限公司中試制。

表2 液壓襯套樣件的結(jié)構(gòu)

液壓襯套動態(tài)特性的測試是在MTS831彈性動態(tài)特性振動測試實驗臺上進行的。液壓襯套的動特性通常采用動剛度與滯后角進行評價，動態(tài)實驗的方法及數(shù)據(jù)處理的方式與液阻懸置動態(tài)特性測試所采用的方法類似[2,9]。本實驗只對液壓襯套徑向的動特性進行了分析。

1.2 液壓襯套靜、動特性的測試結(jié)果與分析

圖3 不同結(jié)構(gòu)液壓襯套靜特性的對比Fig.3 Static characteristics of hydraulic bushings with different configurations

不同結(jié)構(gòu)液壓襯套特性之間的可比性是本次實驗研究的前提，HB1,HB2,HB4與HB5的靜態(tài)力-位移曲線如圖3所示。由圖3可知，當(dāng)位移激勵在0～3 mm范圍內(nèi)時，4個樣件的力-位移曲線為線性，曲線的一致性較好；當(dāng)位移激勵大于3～4 mm范圍內(nèi)時，力-位移曲線為非線性，樣件的曲線基本一致；當(dāng)位移激勵大于4 mm后，由于金屬外管與防撞塊相接觸，力-位移曲線急劇增大。

由于樣件的力-位移曲線的差別較小，最大相差為5%，在工程誤差允許范圍內(nèi)。結(jié)果表明所制作樣件的靜態(tài)特性具有一致性，制作樣件所采用的該批次的橡膠材料的性能一致，樣件的硫化、液封等工藝具有穩(wěn)定性。不同結(jié)構(gòu)液壓襯套在300～600 N載荷下的平均靜剛度約等于462.70 N/mm。

由于相同結(jié)構(gòu)形式的2個液壓襯套樣件的動特性實驗結(jié)果對應(yīng)一致，在以下的比較研究中，對同一結(jié)構(gòu)的液壓襯套僅列出1個樣件的實驗結(jié)果。

圖4為不同結(jié)構(gòu)液壓襯套在大振幅激勵下的動剛度特性。由圖4可知，在大振幅激勵下，HB1的動剛度在36 Hz附近出現(xiàn)峰值，其滯后角在13 Hz鄰近出現(xiàn)峰值。當(dāng)頻率大于60 Hz后，HB1，HB3及HB6的動特性類似，表明液體產(chǎn)生的阻尼減小。HB2的動剛度與HB1類似，隨頻率的增加，HB2在12 Hz鄰近出現(xiàn)谷值，之后在48 Hz附近出現(xiàn)峰值，滯后角在22 Hz鄰近出現(xiàn)峰值。當(dāng)頻率大于80 Hz后，HB2，HB1及HB3的動剛度特性類似，表明通道內(nèi)液體的流動性減弱，液體產(chǎn)生的阻尼較小。由圖4可知，在大振幅激勵下，HB4與HB5的動剛度只具有谷值，出現(xiàn)谷值點的頻率分別在35 Hz與55 Hz鄰近，但并沒有出現(xiàn)峰值。HB4與HB5的滯后角分別在58與90 Hz鄰近處出現(xiàn)峰值，兩者表現(xiàn)為寬帶特性。

圖4 不同結(jié)構(gòu)液壓襯套的動特性Fig.4 The dynamic characteristics of hydraulic bushing with different configurations

由以上分析可見，不同結(jié)構(gòu)液壓襯套滯后角的帶寬不同，HB1最小，HB5最大。隨慣性通道的增加，液壓襯套動剛度及滯后角的峰值及其對應(yīng)頻率增加，液壓襯套可在更寬頻率范圍內(nèi)提供阻尼。比較HB2，HB4與HB5可知，大節(jié)流孔口式通道的增加可以在高頻更寬頻帶范圍提供較大阻尼。可見，只要對液體通道的數(shù)目與尺寸進行合理的選擇，就可得到理想的液壓襯套動特性與激振頻率的關(guān)系。

2 多通道式液壓襯套的集總參數(shù)模型

假定液壓襯套具有兩組尺寸分別相同的液體通道，其集總參數(shù)模型如圖5所示。其中：第1組通道是由n1個相同的慣性通道構(gòu)成；第2組通道是由n2個相同的節(jié)流孔口式通道組成。Kr，Br為橡膠主簧的動剛度及阻尼系數(shù)；Kr為Kr1與Kr2的和；Br為Br1與Br2的和；Ap1，Ap2分別為兩液室的等效活塞面積；P1(t) ，P2(t)分別為兩液室內(nèi)的平均波動壓力；兩液室的體積變形量分別用體積剛度K1及K2表征，K1，K2分別為液室體積柔度C1和C2的倒數(shù)；Qi(t)，Qo(t)為流經(jīng)通道的液體流量；li為慣性通道的流線長度；Ai為慣性通道的橫截面積；xi(t)為液柱相對壁面的位移；內(nèi)管上承受正弦位移激勵為xr(t)=Xrsinωt；FT(t)為響應(yīng)力。

圖5 多慣性通道-多節(jié)流孔式液壓襯套的集總參數(shù)模型Fig.5 Fluid system model of hydraulic bushing with multiple inertia tracks and orifice elements

圖5中:Ii為慣性通道內(nèi)液柱的慣性系數(shù)；Ri為Ri1及Ri2兩者之和;Ri1是由于液體在慣性通道內(nèi)流動的沿程損失所產(chǎn)生的線性阻尼系數(shù)；Ri2為由于慣性通道內(nèi)液體進出通道口或彎曲通道引起的液柱流速的大小、方向或兩者均發(fā)生改變所引起的非線性阻尼系數(shù)。Ii,Ri1及Ri2的定義式[11]為

(1)

其中:mi為慣性通道內(nèi)液柱的質(zhì)量；ξi1為與液體速度的一次方成正比的速度阻尼系數(shù)；ξi2為與液體速度的平方項成正比的速度阻尼系數(shù)。

由于Ri2的局部阻力損失所導(dǎo)致的阻尼為2階非線性流體阻尼[12]，而低頻、大振幅激振下，慣性通道內(nèi)液體的流動狀態(tài)為層流[3]，所以2階非線性阻尼對系統(tǒng)的影響較小，可忽略不計。Ri1的定義[10]為

(2)

其中:μ為液壓襯套內(nèi)液體的動力黏度系數(shù)；di為慣性通道的水力直徑。

由于液體流進流出通道口時橫截面積的改變及管道彎曲所導(dǎo)致的局部阻力損失增大了液壓襯套的阻尼，為了得到符合真實情況的預(yù)測值，通過引用經(jīng)驗系數(shù)γ進行調(diào)節(jié)。

因孔口的壁厚L與孔口水力直徑do的比值約等于1，所以孔通道為薄壁孔口[13]。考慮到射流的作用，可將液體流經(jīng)節(jié)流孔的流線長度等效為孔通道的長度lo。Io為孔口通道中液體的慣性系數(shù)；xo為射流液柱相對壁面的位移；Ro為Ro1及Ro2兩者之和；Ro1與Ro2分別為由于液柱在孔口流動的局部損失所產(chǎn)生的線性阻尼系數(shù)及非線性阻尼系數(shù)。一般Io，Ro1與Ro2較難確定，通過引入經(jīng)驗參數(shù)，采用相同的集總參數(shù)模型對孔口式液壓襯套進行分析，Io與Ro1的定義[10]分別為

(3)

其中:ρ為液體的密度；Ao為孔口的橫截面積；β與ε為經(jīng)驗參數(shù)，當(dāng)do/lo≈0時，取值分別為0.83及0.003 5；Qo為液體流過孔口的流量；co為流量系數(shù)。

co與do,lo及雷諾數(shù)Re有關(guān)[10]

(4)

設(shè)集總參數(shù)模型的狀態(tài)變量為XT=[x1,x2,x3,x4]=[(P1,P2,Qi,Qo]，可得到系統(tǒng)的動力學(xué)狀態(tài)方程為

(5)

其中

(6a)

(6b)

在位移激勵xr(t)下，傳遞到外管的力為

(7)

由式(5)～式(7)，采用Laplace變換，可得多慣性通道-多節(jié)流孔式液壓襯套的復(fù)剛度表達為

(8)

式(8)中

(9a)

(9b)

由圖5可知，通道內(nèi)液柱運動位移與流量的關(guān)系為

(10)

將式(10)與Ri2=0及Ro2=0代入式(5)，可得到多慣性通道-多節(jié)流孔式液壓襯套內(nèi)液柱運動的微分方程

(11)

其中:X1T=(n1xi,n2xo)；M,C及K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣及剛度矩陣；Fm(t)為力向量矩陣。

其特征方程為

(12)

由式(12)可得到多慣性通道-多節(jié)流孔式液壓襯套內(nèi)液柱的共振頻率fn為

(13)

由式(13)可知，系統(tǒng)只有1個非零的諧振頻率，所以對應(yīng)系統(tǒng)的滯后角只有1個峰值。

由以上分析可見，將流經(jīng)節(jié)流孔的流線長度等效為節(jié)流孔液柱的長度，可將孔口式液壓襯套視為通道長度與等效長度相等的慣性通道式液壓襯套，實現(xiàn)了孔口式液壓襯套與慣性通道式液壓襯套在動力學(xué)模型上的統(tǒng)一，降低了建立集總參數(shù)模型的工作量，有利于底盤-懸架襯套系統(tǒng)的動力學(xué)計算分析。

3 液壓襯套模型參數(shù)的辨識

在低頻位移激勵下(如1 Hz)，液壓襯套兩液室的等效活塞面積泵液所排開或吸入的液體被同步排入或被吸入另一個液室，但并不會引起兩液室間的壓力差有較大的變化,所以通過液體路徑傳遞的力對液壓襯套低頻動剛度的作用很小，可忽略不計。如圖4所示，當(dāng)頻率低于5 Hz時，橡膠主簧的動剛度與液壓襯套動剛度變化趨勢相同，動剛度都隨振幅的增大而降低。當(dāng)激勵頻率趨于零時，在不同振幅激勵下，橡膠主簧的動剛度在452.32～488.65 N/mm的范圍內(nèi)，而液壓襯套的動剛度在501.87～505.76 N/mm之間，兩者相差小于50 N/mm。可知慣性通道內(nèi)的液體對動剛度的貢獻較小，所以在較低激勵頻率下，橡膠主簧的動剛度起主要作用，可通過低頻位移激勵下液壓襯套的動剛度識別橡膠主簧的動剛度Kr。筆者采用液壓襯套橡膠主簧的動態(tài)實驗結(jié)果得到不同振幅下Kr與Br的值。

由于實驗樣件間具有一致性，所以可采用單慣性通道式液壓襯套的特性對K1及K2的參數(shù)進行識別。在大振幅激勵下，單慣性通道式液壓襯套的存儲動剛度與損失動剛度如圖6所示，兩者都具有不動點(M1,M2,N1)。因存儲剛度的不變特征點所對應(yīng)的頻率點fM2與液柱的共振頻率fn1近似相等[12]，K1及K2對應(yīng)成比例，且Ai,ρ及l(fā)i等幾何物理參數(shù)已知，由實測值和式(14)可得到K1與K2的值。

(14)

圖6 單慣性通道液壓襯套的存儲動剛度及損失動剛度Fig.6 Dynamic stiffness in-phase and out-of-phase of the hydraulic bushing

由于不變特征點附近的存儲動剛度的變化曲線幾乎與x軸(頻率軸)垂直，不變特征點處較小的測量及辨識誤差對不變特征點頻率fM2的影響較小，所以采用fM2辨識fn1的精度較高，進而可對體積剛度進行識別。

由式(8)可知，隨著頻率的增大，單慣性通道液壓襯套的存儲動剛度趨近于定值，即

(15)

采用上述計算方法，由測試結(jié)果可見，當(dāng)頻率增大時，單慣性通道液壓襯套的存儲動剛度的值趨近于1.930×106N/m。參考表1中襯套的物理參數(shù)，辨識得到單慣性通道液壓襯套的參數(shù)值：Kr為4.84×105N/m；K1與K2分別為2.31×1011和2.08×1011N/m5；Ap1與Ap2分別為1.91×10-3和1.72×10-3m2。

4 液壓襯套集總參數(shù)模型動態(tài)特性的分析

由圖5及式(8)可見，當(dāng)設(shè)n1=1～7,n2=0時，可得具有n1個相同慣性通道液壓襯套動特性的表達。隨n1的增加，液壓襯套動特性的變化如圖7所示。由圖7可知，當(dāng)n1=1及n1=2，采用模型計算得到的液壓襯套的動特性與單慣性通道及雙慣性通道液壓襯套的實測值吻合較好，表明所建立的多通道式液壓襯套的集總參數(shù)模型可以用于多個相同慣性通道液壓襯套動特性的計算。隨著n1的逐漸增加，動剛度峰值及其所對應(yīng)的峰值頻率逐漸增加，滯后角峰值及所對應(yīng)的峰值頻率也逐漸增大，并且滯后角的帶寬增加。表明隨n1的增大，液壓襯套可在較寬頻帶內(nèi)提供阻尼。

當(dāng)n1=2,n2=0;n1=1,n2=1及n1=0,n2=2時，由式(8)可得到對應(yīng)HB1,HB2,HB4與HB5的動特性表達式，計算值與實測值的對比如圖8所示。由圖8可知，采用模型計算得到液壓襯套的動特性與實測值吻合較好。表明所建立的具有兩組相同尺寸多通道式液壓襯套的集總參數(shù)模型的正確性。由于將節(jié)流孔流線長度等效為慣性通道長度，對節(jié)流孔通道內(nèi)液體湍流影響估計不足及測試誤差的影響，HB4的滯后角在0～35 Hz內(nèi)的計算值與測試值誤差較大，HB5的滯后角在0～55 Hz內(nèi)的計算值與實驗值誤差較大。但計算值在整體頻域范圍內(nèi)可預(yù)測液壓襯套的動特性。

由式(13)所示的液柱共振頻率的表達可知，n1與n2的取值不同，得到對應(yīng)液壓襯套液柱的共振頻率不同，當(dāng)設(shè)n1=1,n2=0;n1=2,n2=0;n1=1,n2=1及n1=0,n2=2時，可得到對應(yīng)HB1,HB2,HB4與HB5液壓襯套內(nèi)液柱的共振頻率，計算值與實驗值的比較見表3。由表3可知，采用式(13)得到的液柱共振的頻率與實驗值較為接近，表明筆者估算滯后角的峰值頻率的方法是可行的。

表3 液柱共振頻率的對比

隨著n1與n2的變化，液壓襯套動特性的變化如圖9所示。由圖9可知，當(dāng)n2=2時，隨n1逐漸增大(n1=1,2,3)，液壓襯套的動特性變化很小，表明當(dāng)頻率較高時，這種具有寬帶特性液壓襯套的動特性受慣性通道數(shù)目改變的影響較小。當(dāng)n1=3,n2=3時，動剛度的最大峰值降低，峰值頻率增加，同時滯后角的峰值減小，而滯后角的峰值頻率增加。令n1=0，隨著n2的增大(n2=4,6)，動剛度的陷波峰值及最大峰值變小，但所對應(yīng)的峰值頻率增大，同時滯后角的峰值有一定降低，而所對應(yīng)的峰值頻率增大。

圖7 n1個相同尺寸的慣性通道液壓襯套動特性的計算結(jié)果與實測結(jié)果對比(振幅為0.8 mm)Fig.7 Comparisons between experimental and calculated results of the dynamic characteristics of hydraulic bushing with multiple inertia tracks (amplitude is 0.8 mm)

圖8 多通道液壓襯套動特性計算結(jié)果與實測結(jié)果的對比(振幅為0.8 mm)Fig.8 Comparisons between experimental and calculated results of the dynamic characteristics of hydraulic bushing with multiple tracks (amplitude is 0.8 mm)

圖9 液壓襯套動特性隨通道變化的預(yù)測Fig.9 The predicted results of the dynamic characteristics of hydraulic bushing with multiple tracks

5 結(jié) 論

1) 采用實驗的方法，測試分析了不同結(jié)構(gòu)形式液壓襯套動特性的變化。采用對比分析的方法，對液壓襯套的作用機理進行了闡述，認為隨慣性通道數(shù)目的增加，液壓襯套滯后角的峰值及出現(xiàn)峰值的頻率都增大。通過改變通道的結(jié)構(gòu)，可使液壓襯套在較寬頻率范圍內(nèi)具有大阻尼的特性。

2) 采用多通道-多節(jié)流孔式液壓襯套的集總參數(shù)模型，對不同結(jié)構(gòu)形式液壓襯套的動特性及滯后角的峰值頻率進行了計算，并與實驗值進行了對比。計算值與實驗結(jié)果相一致，驗證了模型的正確性。

3) 通過改變通道的數(shù)目，分析了液壓襯套動特性變化的規(guī)律。結(jié)果表明，隨慣性通道數(shù)目的增加，具有n個相同尺寸多慣性通道式液壓襯套動剛度及滯后角的峰值及所對應(yīng)的峰值頻率增大。但隨慣性通道數(shù)目的增多，對具有孔口通道式多通道液壓襯套的動特性的性能影響較小。隨著孔口通道數(shù)目增多，動剛度的最大峰值降低，所對應(yīng)的峰值頻率增大。同時滯后角的峰值減小，峰值所對應(yīng)的頻率增大。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.06.004

*國家自然科學(xué)基金青年基金資助項目(B5130960)；中央高校基本科研業(yè)務(wù)費資助項目(D2131410)

2014-11-05；

2015-01-07

TH113; U464

楊超峰，男，1981年6月生，博士。主要研究方向為液阻橡膠隔振器振動控制、車輛振動噪聲分析與控制。曾發(fā)表《汽車懸架液壓襯套非線性動特性的實驗與建模方法研究》(《振動與沖擊》2016年第35卷第3期)等論文。 E-mail：ychf8130@163.com 通信作者簡介：殷智宏，女，1982年2月生，講師。主要研究方向為汽車振動噪聲分析與控制、汽車動力學(xué)、橡膠隔振、懸架系統(tǒng)設(shè)計與主動控制。 E-mail：mezhyin@scut.edu.cn