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生阻尼力的主要元件，對裝甲車輛的減振性能具有重要影響。

近年來，國內外學者針對減振閥進行了大量的研究。2010年，劉建勇和賀李平等[2-4]采用有限元仿真和理論相結合的方法分析了閥片變形對阻尼特性的影響；2013年，José R Valdés等[5]通過計算流體動力學仿真和試驗測試，分析了通過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聯合仿真對彈簧閥片減振閥進行分析，并用Iight對減振閥中的關鍵參數進行優化；2016年,程祥瑞等[9]基于薄壁小孔理論和范德瓦爾實際氣體狀態方程計算分析了常通孔對油氣彈簧系統阻尼力的影響；同年，Basavaraj V等[10]對帶阻尼閥芯的提升閥進行了仿真，分析了其瞬態響應；2019年，么鳴濤等[11]將小間隙節流的計算方法和薄板彎曲變形的微分方程相結合,分析了節流閥片厚度變化時減振器阻尼力值的變化規律。上述研究多為常通孔和彈簧閥片式減振閥，然而針對裝甲車輛的實際應用表明，常通孔減振閥在高速時由于泄壓不及時容易出現空程和困壓等現象，造成減振性能變差和部件沖擊載荷過大損壞等問題，難以適用于強沖擊高速重載工況；而彈簧閥片在頻繁的強沖擊下極易出現疲勞斷裂失效等可靠性問題，現有材料和工藝技術水平難以解決。

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)的基礎上提出一種由常通孔和帶有螺旋彈簧閥芯的串、并聯組合式新型減振閥(減振閥2)，既實現了良好的阻尼特性，又可有效限制沖擊載荷，提高減振閥的可靠性。本文通過建立減振閥的數學模型，利用試驗以驗證減振閥數學模型的合理性，研究減振閥結構參數對阻尼特性的影響規律，為減振閥的設計和優化提供理論依據。

1 油氣彈簧原理及減振閥結構

油氣彈簧結構原理圖如圖1，主要由缸筒、減振閥、上腔、主活塞、油管、下腔、浮動活塞和氣室等結構組成。工作時通過氣室產生的彈性力和減振閥等結構產生阻尼力以緩沖和衰減車體的振動。

圖1 油氣彈簧結構原理圖

油氣彈簧的阻尼力主要由3部分產生：第1部分為活塞與筒壁之間的摩擦力，第2部分為液體通過油管時產生的阻尼力，第3部分為液體通過減振閥時產生的節流阻尼力。其中減振閥的節流阻尼力是主要部分。

減振閥1的結構簡圖如圖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，由于閥芯質量小，在液體壓力作用下閥芯被直接完全推開，通過限位擋塊接觸閥體進行限位，此時節流通道由閥體常通孔①和閥芯與閥體之間的縫隙串聯后，再與閥體常通孔②并聯組成；拉伸行程，閥芯始終關閉，切斷閥體常通孔①，節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，壓強差與流量呈指數平方關系，在低速時產生的阻尼力小，而在高速沖擊時阻尼力迅速增大，無法兼顧低速產生足夠阻尼力和高速開閥泄壓的使用要求，難以適用于裝甲車輛強沖擊高速重載工況。同時由于開閥頻繁導致閥體反復撞擊限位擋塊，閥芯存在疲勞斷裂(如圖3所示)的隱患，并伴隨產生噪音。

圖3 閥芯斷裂圖

為解決減振閥1存在的問題，在基本結構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、閥座、閥芯、螺旋彈簧和彈簧座等七部分組成。壓縮行程，閥芯不開閥，閥芯常通孔①與閥座常通孔串聯，液體直接將擋環頂開。節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，液體將擋環推向閥座常通孔使其封閉。當液體流速較低時，流體推力不能克服螺旋彈簧預緊力，不開閥，僅有流道、閥芯常通孔②和彈簧座常通孔起節流作用；當液體流速較高時，閥芯克服螺旋彈簧的預緊力開閥，充分泄流防止出現阻尼力快速增長，此時流道、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起節流作用。

圖4 減振閥2結構簡圖

2 減振閥的數學模型

根據上文分析可知，減振閥2中產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學模型時先對這3部分的阻尼特性進行單獨的解析計算，然后通過聯立方程組得到整個減振閥的阻尼特性數學模型。令油氣彈簧主活塞的運動速度為V(m/s)；活塞面積為A(m2)；則總的流量Q=AV；為便于計算，本文以壓縮行程活塞運動方向為正向。

2.1 彈簧座壓強損失

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

(1)

(2)

聯立式(1)、(2)可得常通孔總的壓強損失ΔPc；

(3)

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

(4)

(5)

(6)

(7)

此處n=6，則可得彈簧座總的壓強損失ΔPt：

(8)

式(8)中的符號函數sign(V)用于表示壓縮行程和拉伸行程。

2.2 閥芯壓強損失

閥芯是一種單向閥結構，通常是和常通孔并聯使用。壓縮行程中，閥芯不開閥，此時閥芯常通孔①和閥座常通孔串聯，組成的串聯結構再與閥芯常通孔②并聯。則壓縮行程時閥芯的壓強損失ΔPm：

(9)

式(9)中，ξm為閥芯常通孔①的壓強損失系數；Qm為流經閥芯常通孔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 ，假設開閥速度為Vk，當|V|<|Vk|時，為開閥前階段，此時節流通道為閥芯常通孔②，可得壓強損失ΔPn：

(10)

式(10)中，ξn為閥芯常通孔②的壓強損失系數；An為閥芯常通孔②的面積。

當|V|>|Vk|時，閥芯開閥，為開閥階段。通過常通孔節流計算可知，閥芯常通孔①產生的阻尼力較小，計算閥芯部分阻尼力時可忽略閥芯常通孔①的節流作用，則此時的節流通道由閥芯常通孔②和閥芯開閥后的縫隙并聯組成。如圖5為開閥階段閥芯的結構簡化圖。

圖5 閥芯結構簡化圖

設錐閥的開度為，此時流經閥芯常通孔②的流量為Qn，壓強損失為；流經閥芯縫隙的流量為Qz，壓強損失為ΔPz，則可得公式：

Q=Qn+Qz

(11)

ΔP=ΔPn=ΔPz

(12)

對閥芯受力分析，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和穩態液動力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)

液體的穩態液動力[14]Fw：

Fw=-CdCvπhdsΔPzsin(2α)

(16)

閥芯兩端壓強損失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；Cv為速度系數。

如圖5所示，錐閥開閥后的節流縫隙為閥芯與閥座之間的過油通道，為便于計算，可將其等效成面積為Ab=πhdssin(α)的薄壁小孔[15]。根據薄壁小孔理論，可得流經錐閥的流量Qz和壓強損失ΔPz之間的關系式：

(18)

同時根據并聯分流而壓強損失相等，可參照公式(7)得到流經常通孔的流量Qc與壓強損失ΔPz之間的關系。

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

(19)

式(19)中Qz和h都是關于總流量Q的函數。

綜合式(9)、(10)、(19)可得閥芯的壓強損失ΔPf：

(20)

2.3 閥座壓強損失

由于擋環的作用，閥座為單向節流孔結構。壓縮行程，節流孔打開，節流通道6個常通孔的壓強損失為ΔPs：

(21)

拉伸行程中，由于擋環的作用，節流孔封閉，此時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損失ΔPs：

(22)

綜合式(21)和式(22)可得閥芯的壓強損失ΔPs：

(23)

式(23)中，ξl為閥座常通孔的壓強損失系數；Al為閥座常通孔的面積；ξs為閥座流道的壓強損失系數；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部分為串聯組合，因此整個減振閥的壓差為這3部分壓強損失之和，即減振閥2總的壓強損失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的結構大體相似，且減振閥1的節流通道較減振閥2的節流通道更簡單，因此減振閥1的數學模型在減振閥2的基礎上適當簡化即可得，此處不詳細論述。

3 理論計算與試驗驗證

油氣彈簧相關結構參數如表1所示，根據上述數學模型計算得減振閥2的阻尼力示功圖如圖11所示。利用IST—PL63N試驗臺(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)進行試驗驗證，由激振頭輸入如表2所示5組正弦位移激勵。

表1 油氣彈簧結構參數

圖6 IST—PL63N試驗臺

表2 位移激勵參數

試驗過程中，當激振頭頻率為0.33 Hz時，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，此時減振閥基本不產生阻尼力，如圖7所示為該頻率時油氣彈簧示功圖，曲線僅由摩擦力和彈性力組成，通過數據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 試驗示功圖

圖11 Matlab計算示功圖

由圖10試驗數據可知，當激振頭頻率大于3.18 Hz時，示功圖下端左半部分阻尼力波動較大，且阻尼力值偏小，而該部分是壓縮行程阻尼閥逐漸開閥階段，此現象可能是逐漸開閥過程中閥芯不穩定引起的。通過對比圖10和圖11可以看出數學模型計算曲線和試驗曲線基本吻合，證明理論模型的合理性。

采用Matlab對上述數學模型進行計算，減振閥1的結構參數如表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程中進行熄振。對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不具有開閥泄壓功能，阻尼力持續快速增長，而減振閥2有一個明顯的開閥過程，開閥速度為0.31 m/s，開閥后阻尼力隨速度的增加明顯變緩，可防止沖擊時速度快速增加出現阻尼力過快增長。

表3 減振閥1結構參數

圖12 減振閥1和減振閥2速度阻尼特性曲線

4 不同參數對阻尼特性的影響

采用上述數學模型重點分析減振閥2中閥芯常通孔②的直徑和螺旋彈簧預緊力對阻尼特性的影響。

4.1 常通孔直徑的影響

其他參數不變，分析閥芯常通孔②的直徑對阻尼特性的影響，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直徑對拉伸行程阻尼力的影響大于壓縮行程。在拉伸行程中，當閥芯常通孔②直徑減小時，減振閥閥芯的開閥點提前，但是當直徑小于3 mm 時，開閥前階段的阻尼力呈線性激增，會對相關結構造成較大沖擊，不利于減振閥零件的可靠性。

4.2 螺旋彈簧預緊力的影響

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

表5 螺旋彈簧預緊力

圖15 不同螺旋彈簧預緊力的速度阻尼特性曲線

圖16 不同螺旋彈簧預緊力的阻尼力示功圖

從圖15可知，當螺旋彈簧預緊力由71.5 N增加到91 N時，影響拉伸行程中減振閥閥芯的開閥點，預緊力越大，開閥點越晚。

5 結論

1) 試驗驗證減振閥的數學模型較為合理，可用于減振閥的結構設計和參數優化。

2) 相對于減振閥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不具有開閥泄壓功能，減振閥2速度為0.31 m/s時能夠開閥泄壓，防止阻尼力過快增長。

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閥點提前，但是當閥芯常通孔②的直徑小于3 mm 時，會導致減振閥2開閥前階段阻尼力激增。

4) 隨著螺旋彈簧預緊力的增大，閥芯開閥點將延后，但預緊力過大會導致開閥前阻尼力隨速度顯著增加，使閥芯失去開閥泄壓保護作用。