徑向流磁流變閥控缸系統動力性能研究

胡國良 張佳偉 鐘 芳 喻理梵

(華東交通大學載運工具與裝備教育部重點實驗室， 南昌 330013)

0 引言

1948年美國學者RABINOW[1]首次提出磁流變液的概念。磁流變液在磁場作用下可由流體狀態瞬時轉變成半固體狀態，并且該變化瞬時可逆。借助于磁流變液的流變性能，以磁流變液為工作介質的磁流變智能器件受到廣泛關注。

磁流變閥是一種典型的磁流變智能器件，其閥體與閥芯相對固定，只需控制輸入電流，就可調節阻尼間隙處的磁感應強度，進而獲得可控的進出口壓降，具有操作簡單、響應速度快、可調范圍大等優點[2-4]。近年來，國內外研究學者對磁流變閥的結構設計及參數優化進行了研究[5-14]。如增加激勵線圈的數量，由單線圈變為雙線圈或多線圈；或者改變流道結構，由軸向流變為徑向流或混合流；抑或采用有限元法、響應曲面法來優化磁流變閥結構參數，達到提高壓降的目的。然而以上研究中磁流變閥的進出口壓降均小于2.5 MPa，所設計的磁流變閥只能應用于低壓小流量系統，一定程度上限制了磁流變閥的應用范圍。

針對磁流變閥的壓降性能，課題組進行了系列研究[15-20]。為提高磁流變閥壓降，設計了一種雙線圈式磁流變閥，同時試驗分析了磁流變閥結構參數對壓降的影響[15]；為提高壓降可調范圍，設計了一種阻尼間隙在1～2 mm之間機械無級可調的磁流變閥，仿真與試驗結果表明可調范圍可達10倍[16]；在磁流變閥液流通道結構改進方面，先后設計了一種混合流動式磁流變閥和一種兩級徑向流蜿蜒式磁流變閥，仿真和實驗結果表明這兩種閥均具有較大的壓降[17-18]；同時，通過仿真和實驗對比分析了圓環流和徑向流兩種流道結構對磁流變閥壓降性能的影響[19]；另外，在常規徑向流磁流變閥結構基礎上，通過改變材料屬性，設計了一種改進型徑向流磁流變閥，可提供4.2 MPa的壓降[20]。

本文將常規型和改進型徑向流磁流變閥[20]作為旁通控制閥應用于單出桿液壓缸系統中，構成一種徑向流磁流變閥控缸系統。同時通過理論計算及實驗分析對所設計的徑向流磁流變閥控缸系統進行動力性能分析，以期為磁流變閥的工業應用作進一步探索。

1 工作原理

傳統的磁流變阻尼器是在阻尼器缸體內置一勵磁線圈，通過控制輸入電流大小，改變阻尼間隙處磁場強度，獲得可控阻尼力。該磁流變阻尼器結構緊湊，但所能達到的輸出阻尼力較小。為獲得更大的阻尼力和可調范圍，一般采用增加勵磁線圈或延長有效阻尼間隙的方法，容易導致阻尼器體積增大，且維修拆卸困難。基于此，設計的徑向流磁流變閥控缸系統如圖1所示，主要由徑向流磁流變閥、單出桿液壓缸和蓄能器通過液壓管組合而成。旁通磁流變閥的結構有效解決了傳統磁流變阻尼器為達到較大輸出阻尼力導致外形尺寸偏大的問題；同時旁通式結構靈活性大，可通過更換不同結構的磁流變閥達到不同的動力性能。另外該系統結構簡單、維修方便、綜合成本低。

圖1 徑向流磁流變閥控缸系統結構示意圖Fig.1 Structure diagram of radial flow MR valve controlled cylinder system1.蓄能器 2.單出桿液壓缸 3.徑向流磁流變閥 4.液壓管5.液壓缸活塞桿 6.液壓缸活塞頭

由圖1可知，閥體、液壓缸體及液壓管內充滿磁流變液，液壓缸活塞頭將缸筒分為復原腔Ⅰ與壓縮腔Ⅱ。閥控缸系統工作可分為壓縮行程與復原行程兩部分，壓縮行程時，液壓缸活塞桿帶動活塞頭向右運動，壓縮腔Ⅱ體積變小，迫使壓縮腔Ⅱ內的磁流變液流經磁流變閥進入復原腔Ⅰ；復原行程時，液壓缸活塞桿帶動活塞頭向左運動，復原腔Ⅰ體積變小，迫使復原腔Ⅰ內的磁流變液流經磁流變閥進入壓縮腔Ⅱ，通過控制磁流變閥中的勵磁線圈輸入電流大小，可改變閥體內阻尼間隙處磁感應強度，流經磁流變閥的磁流變液剪切應力增加，進而控制磁流變閥進出口壓降，使復原與壓縮兩腔出現壓力差，活塞頭的位移一定程度被抑制，從而起到阻尼作用。由于單出桿液壓缸復原腔Ⅰ與壓縮腔Ⅱ磁流變液體積不相等，因此引入蓄能器進行液體補償。壓縮行程時，液壓缸體積空間減小，蓄能器收縮，補償液壓缸容積變化；復原行程時，液壓缸體積空間變大，蓄能器放大，補償液壓缸容積變化。

圖2為常規型徑向流磁流變閥結構示意圖。圖3為實物加工圖，主要包括端蓋、導磁圓盤、閥體、繞線架、阻尼圓盤和定位盤。導磁圓盤、閥體和繞線架均為導磁材料，磁力線依次穿過閥體、繞線架和導磁盤形成閉合回路，同時垂直于徑向圓盤阻尼間隙。從圖2可看出，徑向流磁流變閥阻尼間隙包括兩段中心小孔流、兩段徑向圓盤間隙流和兩段軸向圓環間隙流，可為閥控缸系統提供較大的壓降[19]。

圖2 常規型徑向流磁流變閥結構示意圖Fig.2 Structure diagram of typical radial flow MR valve1.端蓋 2.導磁圓盤 3.閥體 4.繞線架 5.阻尼圓盤 6.定位盤

圖3 常規型徑向流磁流變閥實物圖Fig.3 Prototype pictures of typical radial flow MR valve1.端蓋 2.導磁圓盤 3.繞線架 4.閥體 5.阻尼圓盤 6.定位盤

圖4 改進型徑向流磁流變閥結構示意圖Fig.4 Structure diagrams of improved radial flow MR valve1.端蓋 2.導磁圓盤 3.閥體 4.繞線架 5.阻尼圓盤 6.定位盤 7.隔磁盤 8.隔磁環

圖4為改進型徑向流磁流變閥結構示意圖。圖5為實物加工圖。由圖4、5可知，該閥是在常規型徑向流磁流變閥的基礎上，加入了隔磁盤和隔磁環結構，從而扭轉磁力線走向，使軸向圓環間隙流道同時暴露于磁場中，達到混合流磁流變閥的效果。與常規型徑向流磁流變閥相比，改進型徑向流磁流變閥能為閥控缸系統提供更大的壓降[20]。

圖5 改進型徑向流磁流變閥實物圖Fig.5 Prototype pictures of improved radial flow MR valve1.端蓋 2.導磁圓盤 3.閥體 4.繞線架 5.阻尼圓盤 6.定位盤 7.隔磁盤 8.隔磁環

2 阻尼力數學模型

由于選用單出桿液壓缸，導致液壓缸兩腔的有效工作面積不等，因此它在兩個方向上的阻尼力和速度也不等。圖6為單出桿液壓缸復原行程與壓縮行程工作原理示意圖。

圖6 單出桿液壓缸工作原理圖Fig.6 Working principle diagrams of single rod hydraulic cylinder

由圖6a可知，單出桿液壓缸復原行程阻尼力F1可表示為

F1=fc+fr+(p2A2-p1A1)

(1)

其中

fc=μFN

(2)

式中fc——缸體與活塞頭之間的摩擦力

fr——缸體與活塞桿之間的摩擦力

p1——壓縮腔壓力

p2——復原腔壓力

A1——壓縮腔有效工作面積

A2——復原腔有效工作面積

FN——活塞頭與液壓缸之間的壓力

μ——活塞頭與液壓缸之間的摩擦因數

其中活塞頭與液壓缸體之間相對潤滑，摩擦因數μ很小，同時fc?fr，因此可忽略。

壓縮腔與復原腔有效工作面積可表示為

(3)

(4)

式中Dc——液壓缸活塞頭直徑

dr——液壓缸活塞桿直徑

將式(3)、式(4)代入式(1)中，可得

(5)

同理，由圖6b可知，單出桿液壓缸壓縮行程阻尼力F2可表示為

(6)

復原行程中，流經徑向流磁流變閥的流量可表示為

(7)

式中v1——活塞與液壓缸體相對運動速度

壓縮行程中，流經徑向流磁流變閥的流量可表示為

(8)

式中v2——活塞與液壓缸體相對運動速度

無論在復原行程或壓縮行程，壓縮腔壓力p1和復原腔壓力p2分別由徑向流磁流變閥進出口兩端壓力提供，因此徑向流磁流變閥控缸進出口壓降即為磁流變閥兩端壓降，可表示為

Δp=p1-p2

(9)

3 仿真分析

3.1 磁流變液工作特性

徑向流磁流變閥控缸系統工作介質為MRF-J01T型磁流變液。該磁流變液的特性參數曲線如圖7所示，從圖7可看出，磁流變液的剪切應力τy隨磁場強度B增加而增加[19]。

圖7 磁流變液特性曲線Fig.7 Specification of MRF-J01T

利用最小二乘法對圖7所示τy-B曲線進行多項式擬合，得出磁場強度與剪切應力的關系

τy=a3B3+a2B2+a1B+a0

(10)

式中，a3=-984.274 2 kPa/T3，a2=865.390 1 kPa/T2，a1=-48.464 4 kPa/T，a0=0.018 2 kPa。

3.2 徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力仿真分析

圖8所示為采用有限元法得到的常規型和改進型徑向流磁流變閥壓降隨電流變化曲線。由圖8可知，電流較小時，常規型徑向流磁流變閥壓降高于改進型徑向流磁流變閥；但隨著電流的增加，常規型徑向流磁流變閥壓降增長速率變得緩慢；電流為1 A時改進型徑向流磁流變閥壓降超過常規型徑向流磁流變閥；電流為1.2 A后，常規型徑向流磁流變閥剪切應力達到飽和，壓降不再增加，而改進型徑向流磁流變閥剪切應力繼續增加。

圖8 改進型和常規型徑向流磁流變閥仿真壓降對比Fig.8 Comparison of simulated pressure drop for typical and improved radial flow MR valve

圖9 常規型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力與位移關系Fig.9 Relationship of damping force and displacement under different applied currents

徑向流磁流變閥控缸系統工作時，活塞桿呈往復運動規律，選取正弦激勵對其進行阻尼力仿真。圖9和圖10分別為0.25 Hz振動頻率激勵下的常規型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力隨位移變化曲線和阻尼力隨速度變化曲線。由圖9可看出，磁流變閥控缸系統示功特性曲線飽滿，呈“回”字型，仿真效果良好。另外，仿真分析時未考慮壓縮腔壓力p1和復原腔壓力p2分別對復原行程與壓縮行程的影響，示功特性曲線相對平衡位置對稱。由圖10可得，閥控缸系統阻尼力隨速度增大變化不明顯，隨輸入電流增大而增大；電流大于1 A時阻尼力增長減緩。輸入電流為1 A時，閥控缸系統最大阻尼力達3.2 kN；輸入電流1.25 A時，磁流變液剪切應力達到飽和，閥控缸最大阻尼力達3.5 kN。

圖10 常規型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力與速度關系Fig.10 Relationship of damping force and velocity under different applied currents

圖11和圖12分別為振動頻率0.25 Hz激勵下改進型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力隨位移變化和阻尼力隨速度變化關系曲線。由圖11可得，將常規型閥更換為改進型閥之后，示功曲線仍然呈飽滿“回”字型，仿真效果良好。由圖12可知，改進型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力隨輸入電流增大而增大，電流1.25 A時，閥控缸系統最大阻尼力達4 kN。

圖11 改進型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力與位移關系Fig.11 Relationship of damping force and displacementunder different applied currents

圖12 改進型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力與速度關系Fig.12 Relationship of damping force and velocity under different applied currents

圖13為常規型和改進型徑向流磁流變閥控缸系統輸出阻尼力隨電流變化對比曲線。由圖13可知，電流較小時常規型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力略大于改進型徑向流磁流變閥控缸，但隨著電流持續增加，電流為1 A左右時常規型和改進型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力相等，且常規型閥控缸阻尼力開始增長緩慢，而改進型閥控缸阻尼力持續增長。磁流變閥控缸系統輸出阻尼力曲線與圖8所示磁流變閥壓降曲線變化趨勢相同，仿真效果良好，進一步說明通過更換不同的磁流變閥可使磁流變閥控缸系統達到不同的控制效果，體現了外控優點。

圖13 常規型和改進型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力仿真對比Fig.13 Comparison of simulation of damping force with respect to current

4 動力性能實驗分析

4.1 動力性能測試系統

圖14 徑向流磁流變閥控缸系統實物圖Fig.14 Prototype picture of radial flow MR valve controlled cylinder system1.蓄能器 2.液壓缸 3.徑向流磁流變閥 4.液壓管

設計了如圖14所示的徑向流磁流變閥控缸系統，并采用INSTRON疲勞拉伸機對其進行動力性能測試，搭建的動力性能測試實驗臺如圖15所示。該實驗臺主要包括徑向流磁流變閥控缸系統、電源、疲勞拉伸機和主機。液壓缸下端固定在疲勞拉伸機夾具上，上端連接動力桿及傳感器。電源用于給磁流變閥激勵線圈供電；疲勞拉伸機可為液壓缸提供不同振動激勵，同時配備傳感器可將產生的阻尼力數據實時傳遞給主機。

圖15 磁流變閥控缸系統動力性能測試臺Fig.15 Experimental test rig of radial flow MR valve controlled cylinder system1.電源 2.徑向流磁流變閥控缸系統 3.疲勞拉伸機 4.主機

4.2 常規型徑向流磁流變閥控缸系統動力性能

圖16 不同電流下阻尼力-位移關系Fig.16 Relationship of damping force and displacement at different currents

實驗時，手動調節電源旋鈕，為徑向流磁流變閥控缸系統提供不同大小的加載電流，進而得到所需輸出阻尼力。同時，設置疲勞拉伸機參數用于提供不同頻率和位移的振動激勵。圖16為不同電流下常規型徑向流磁流變閥控缸系統輸出阻尼力隨位移的變化曲線。由圖16可知，常規型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力-位移關系曲線與仿真曲線趨勢基本一致，隨著激勵電流的增大，阻尼力-位移曲線在縱軸上都表現為由內向外分布，這是因為隨著外加激勵電流的增大，徑向流磁流變閥兩端的屈服壓降也會增大，進而引起徑向流磁流變閥控缸系統的阻尼力逐漸增大。同時，阻尼力在0到1 A時增長迅速，1 A以后增長緩慢，這是由于電流為1.2 A時，容腔內的磁流變液剪切應力達到飽和，磁流變閥兩端壓降達到最大值，繼續增大電流對阻尼力的影響變小。另外，該曲線并不像仿真曲線一樣呈規則的圓滑飽滿的“回”字分布，在復原和壓縮行程中分別存在一定程度的缺失，主要原因在于系統中磁流變液灌注不充分，導致系統中混有一定體積的空氣，在拉伸和壓縮過程中不能及時補償液壓缸內缺失的磁流變液出現一段空程，活塞得不到來自磁流變液傳遞的阻尼力，因此呈現出不同程度缺失。

圖17為不同振幅下阻尼力變化關系，圖18為不同頻率下阻尼力變化關系。從圖17、18可看出，同一頻率下，阻尼力隨振幅增大而增大；同一振幅下，阻尼力隨頻率增大而增大，但變化均不是很大。主要原因在于，通入電流時，磁流變閥在磁場作用下既有粘滯壓降又有屈服壓降，其中屈服壓降與電流相關，電流不變時，磁流變閥的屈服壓降也保持不變。而粘滯壓降與磁流變液的流量相關，即磁流變液的流動速度越大，粘滯壓降也越大。由于振幅和頻率的增大，閥控缸內磁流變液的流動速度增大，使磁流變閥的粘滯壓降增大，從而增大輸出阻尼力。

圖17 不同振幅下阻尼力-位移關系Fig.17 Relationship of damping force and displacement at different amplitudes

圖18 不同頻率下阻尼力-位移關系Fig.18 Relationship of damping force and displacement at different frequencies

4.3 改進型徑向流磁流變閥控缸系統動力性能

圖19 不同電流下阻尼力-位移關系Fig.19 Relationship of damping force and displacement at different currents

圖19所示為不同電流下改進型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力隨位移的變化曲線。由圖19可知，改進型徑向流磁流變閥阻尼力-位移關系曲線與仿真曲線基本趨勢一樣，阻尼力隨輸入電流的增大而增大。與常規型徑向流磁流變閥控缸系統不同的是，電流大于1 A時，阻尼力仍持續增長。另外，在復原和壓縮行程中實驗曲線也存在一定程度的缺失。

圖20為不同振幅下阻尼力變化關系，圖21為不同頻率下阻尼力變化關系。從圖20、21可看出，改進型閥控缸系統與常規型閥控缸系統變化趨勢相同，阻尼力均隨活塞桿的運動速度增加而增大。

圖20 不同振幅下阻尼力-位移關系Fig.20 Relationship of damping force and displacement at different amplitudes

圖21 不同頻率下阻尼力-位移關系Fig.21 Relationship of damping force and displacement at different frequencies

4.4 常規型與改進型徑向流磁流變閥控缸系統動力性能對比分析

圖22所示為常規型和改進型徑向流磁流變閥控缸系統輸出阻尼力對比曲線圖，其中加載電流分別為0.25、0.5、0.75、1、1.25 A。由圖22a、22b、22c可知，當電流較小時，常規型磁流變閥控缸系統產生的阻尼力會大于改進型磁流變閥控缸系統。由圖22d可知，當電流達到1 A時，常規型磁流變閥控缸系統與改進型磁流變閥控缸系統輸出阻尼力曲線趨于重合，此時兩種閥控缸系統復原行程下阻尼力可達3.6 kN，壓縮行程阻尼力為5 kN。由圖22e可知，當電流為1.25 A時，改進型磁流變閥控缸系統所產生的阻尼力大于常規型磁流變閥控缸系統，改進型磁流變閥控缸系統復原行程阻尼力達4.2 kN，壓縮行程阻尼力達5.8 kN，常規型磁流變閥控缸系統復原行程阻尼力只有3.8 kN，壓縮行程阻尼力只有5 kN。

圖22 常規型與改進型磁流變閥控缸系統阻尼力對比Fig.22 Damping force of typical and improved radial flow MR valve controlled cylinder systems

圖23 常規型和改進型徑向流磁流變閥實驗壓降對比Fig.23 Pressure drop of typical and improved radial flow MR valve controlled cylinder systems

圖23所示為改進型與常規型徑向流磁流變閥壓降實驗對比[20]。當加載電流較小時，常規型徑向流磁流變閥壓降大于改進型徑向流磁流變閥壓降，從而常規型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力大于徑向流磁流變閥控缸系統；隨著電流的增大，當電流達到0.9 A時，常規徑向流磁流變趨于飽和，然而此時的改進型徑向流磁流變閥還遠未達到飽和，壓降增大的趨勢依舊明顯，因此改進型徑向流磁流變閥的壓降隨電流增大仍然保持增大，并在1 A時與常規型徑向流磁流變閥一樣，此時常規型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力等于改進型徑向流磁流變閥控缸系統；當電流超過1 A，改進型徑向流磁流變閥所得到的壓降超過常規型徑向流磁流變閥的壓降，進而改進型徑向流磁流變閥控缸系統阻尼力大于常規型徑向流磁流變閥控缸系統。

上述分析說明徑向流磁流變閥兩端的壓降決定著徑向流磁流變閥控缸系統的輸出阻尼力。磁流變閥所能產生的壓降越大，其形成的旁通型閥控缸系統能實現的阻尼力越大，也驗證了具有更高壓降可調范圍的改進型徑向流磁流變閥所形成的閥控缸系

統能達到更好的阻尼性能。因此可通過更換具有不同壓降可調范圍的磁流變閥來滿足閥控缸系統不同輸出阻尼力的需求。

5 結論

(1)常規型與改進型徑向流磁流變閥控缸系統輸出阻尼力均隨電流增加而增大，磁流變閥作為核心元件旁通控制阻尼器能夠實現阻尼力連續可調，得到良好減振效果。

(2)仿真和實驗結果表明，徑向流磁流變閥控缸系統輸出阻尼力隨頻率和振幅變化不大，說明磁流變閥作為核心元件旁通控制阻尼器受活塞桿運動速度影響很小。

(3)徑向流磁流變閥控缸系統動力性能測試結果表明，加載電流1.25 A時，常規型閥控缸系統最大阻尼力可達5 kN，改進型閥控缸系統最大阻尼力可達5.8 kN，說明徑向流磁流變閥控缸系統具有良好的動力性能。

(4)對比分析不同加載電流下常規型與改進型徑向流磁流變閥控缸系統輸出阻尼力，得知不同類型的磁流變閥控缸系統具有不同的動力性能，進一步說明可通過更換具有不同壓降可調范圍的磁流變閥來滿足系統不同輸出阻尼力的需求。

1 RABINOW J. The magnetic fluid clutch[J]. American Institute of Electrical Engineers, 1948, 67: 1308-1315.

2 LI W H, DU H, GUO N Q. Finite element analysis and simulation evaluation of a magnetorheological valve[J]. The International Journal of Advanced Manufacturing Technology, 2003, 21(6):438-445.

3 ZHU X, JING X, CHENG L. Optimal design of control valves in magnetorheological fluid dampers using a nondimensional analytical method[J]. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 2013, 24(1): 108-129.

4 KOSTAMO E, KOSTAMO J, KAJASTE J, et al. Magnetorheological valve in servo applications[J]. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 2012, 23(9): 1001-1010.

5 ABD FATAH A Y, MAZLAN S A, KOGA T, et al. A review of design and modeling of magnetorheological valve[J]. International Journal of Modern Physics B, 2015, 29(4): 1530004.

6 GORDANINEJAD F, WANG X, HITCHCOCK G, et al. Modular high-force seismic magneto-rheological fluid damper[J]. Journal of Structural Engineering, 2010, 136 (2): 135-143.

7 SAHIN H, WANG X, GORDANINEJAD F. Magneto-rheological fluid flow through complex valve geometries[J]. International Journal of Vehicle Design, 2013, 63(2-3): 241-255.

8 YOO J H, WERELEY N M. Design of a high-efficiency magnetorheological valve[J]. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 2002，13(11): 679-685.

9 NOSSE D T, DAPINO M J. Magnetorheological valve for hybrid electrohydrostatic actuation[J]. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 2007, 18(11): 1121-1136.

10 WANG D H, AI H X, LIAO W H. A magnetorheological valve with both annular and radial fluid flow resistance gaps[J]. Smart Materials and Structures, 2009, 18(11): 115001.

11 IMADUDDIN F, MAZLAN S A, RAHMAN M A A, et al. A high performance magnetorheological valve with a meandering flow path[J]. Smart Materials and Structures, 2014, 23(6): 1-11.

12 ICHWAN B, MAZLAN S A, IMADUDDIN F, et al. Development of a modular MR valve using meandering flow path structure[J]. Smart Materials and Structures, 2016, 25(3): 037001．

13 NGUYEN Q H, CHOI S B, LEE Y S, et al. An analytical method for optimal design of MR valve structures[J]. Smart Materials and Structures, 2009, 18(9): 1088-1100.

14 HADADIAN A, SEDAGHATI R, ESMAILZADEH E. Design optimization of magnetorheological fluid valves using response surface method[J]. Journal of Intelligent Material System and Structures, 2014, 25(11): 1352-1371.

15 HU G, LONG M, HUANG M, et al. Design, analysis, prototyping, and experimental evaluation of an efficient double coil magnetorheological valve[J]. Advances in Mechanical Engineering, 2014(8): 1-9.

16 HU G, LONG M, YU L, et al. Design and performance evaluation of a novel magnetorheological valve with a tunable resistance gap[J]. Smart Materials and Structures, 2014, 23(12): 127001.

17 HU G, LIAO M, LI W. Analysis of a compact annular-radial-orifice flow magnetorheological valve and evaluation of its performance[J]. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 2017, 28(10): 1322-1333.

18 胡國良, 鐘芳, 張海云. 兩級徑向流蜿蜒式磁流變閥結構設計與動態性能分析[J/OL]. 農業機械學報, 2016,47(10):376-382,389.http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?flag=1&file_no=20161049&journal_id=jcsam. DOI: 10.6041/j.issn.1000-1298.2016.10.049.

HU Guoliang, ZHONG Fang, ZHANG Haiyun. Structure design and dynamic performance analysis of a two-stage radial type magnetorheological valve with meandering fluid flow paths[J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2016, 47(10): 376-382，389. (in Chinese)

19 胡國良, 李海燕, 李衛華. 徑向流和圓環流磁流變閥壓降性能分析與試驗[J/OL]. 農業機械學報, 2016, 47(4):364-371,405.http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?flag=1&file_no=20160448&journal_id=jcsam. DOI:10.6041/j.issn.1000-1298.2016.04.048.

HU Guoliang, LI Haiyan, LI Weihua. Comparison and experiment of pressure drop of radial and annular type magnetorheological valves[J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2016, 47(4): 364-371, 405. (in Chinese)

20 胡國良, 鐘芳. 磁場結構對徑向流磁流變閥動態性能的影響[J/OL]. 農業機械學報, 2017, 48(9): 411-420.http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?flag=1&file_no=20170952&journal_id=jcsam. DOI: 10.6041/j.issn.1000-1298.2017.09.052.

HU Guoliang, ZHONG Fang. Influence of magnetic field structure on dynamic performance of radial magnetorheological valve[J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2017,148(9): 411-420.(in Chinese)