工業瓣膜式單向閥頻響特性及其懸架減震器的應用研究

尹 鋼 顏忠營 雷傳茅 邵健男 方志成

（1.浙江豪中豪健康產品有限公司，浙江 溫州 325409；2.艾力斯特健康科技有限公司，浙江 嘉興 314006；3.豪中豪健康科技有限公司，浙江 溫州 325400）

0 前言

作為基本部件的單向啟閉閥在液壓系統中具有廣泛應用。在近幾年關于各種新型液壓作動器的研究中，其控制閥的頻響范圍為幾十到幾百赫茲，已經遠遠超出一般的液壓系統對單向閥的頻響要求，如果單向閥的被動響應不能及時配合啟閉動作，整個泵或控制系統的性能就會受到很大影響。

1 單向“塞流”式啟閉閥特性

目前工業用被動式單向閥，其閥芯大都以壓簧式為主[1]，開啟方向與其所控制的液體流向是一致的。當液體向上流動時，球閥上移并打開，當液體向下流動時，球閥下移并關閉，其液力受力模型如圖1 所示[2]。

圖1 中γ為阻尼系數，它與物體的形狀、大小及介質有關。

圖1 目前工業用單向閥液力受力圖

設閥門球受到彈性力-kx、阻尼力、周期性外力（驅動力）為此處液體的動量沖擊壓力d（m0υ）/dt，其中的速度分量d（m0υ）是指液體流速從υ1到υ2的變化量，如公式（1）所示。

因為液體密度不變，對球體作用的液體質量m0恒定，所以d（m0υ）/dt變換可得公式（2）。

將外腔無限大的容積視為dυ2/dt=0，同乘除流道的截面積S與深度l，可得公式（3）。

設閥門球質量為m，則由圖1 可建立受力平衡方程，如公式（5）所示。

基于以上分析，需要快速啟閉閥滿足如下要求：1）啟閉體質量m應小，或k、m比率應高，但這樣閥開啟壓力就增高了，與低壓閥門開啟形成了矛盾體，這是傳統啟閉閥最致命的缺陷。2）快速啟閉閥結構設計和液體的流動方式應使阻尼系數γ足夠小，但在流動方向上的γ值是最大的，這是因為γ往往與成正比，如此則阻礙了閥門的快速關閉，這又是傳統啟閉閥的另一個缺陷。

2 膜瓣“截流”式啟閉閥特性

用公式（5）簡要定性地對比分析膜瓣式啟閉閥[3]具有的快速響應性。首先，傳統啟閉閥開啟時，液體流速從υ1變為υ2，方向發生了明顯的變化，而膜瓣式啟閉閥閥門的開啟使液體流向幾乎沒發生任何變化，如圖2 所示。

圖2 膜瓣式單向啟閉閥液力流動作用圖

所以傳統啟閉閥的mx"值比膜瓣式的mx"值大得多。其次，液體流動對膜瓣式啟閉閥的阻尼系數γ的影響比傳統的阻尼系數γ小得多，這是由于在其法向的分量最小。以上分析說明膜瓣式啟閉閥具有較高的快頻響應特性。

綜上所述，傳統的啟閉閥可以形象地描述為一種“塞流閥”，而膜瓣式啟閉閥可形象地描述為一種“截流閥”，并由此可以得出“截流”閥比“塞流”閥具有控制響應速度更快的特性。

3 膜瓣啟閉閥的產品應用性開發

3.1 原理闡述

目前汽車懸架減震普遍使用的雙向作用筒式減振器的基本工作過程是通過液體流動阻尼來達到迅速減振的目的。且因拉伸腔與壓縮腔貯液體積占比不同（拉伸腔貯液體積小于壓縮腔貯液體積），導致減振器伸張行程中產生的阻尼力大于壓縮行程中產生的阻尼力[4]，減震器中各閥定義如圖3所示。

圖3 減震器拉伸與復原行程示意圖

而采用“膜瓣式啟閉閥”可充分利用液體較高的壓縮彈性模量，避免液體出現受拉工況，進而可保證減震器在更寬的頻帶范圍或更高的頻率下非常可靠地工作，即提出了“雙向壓力流道”結構的減震器[5]。

對懸架減震器，其能量交換主要體現在以液體流道的長短形成的液阻來進行熱交換，進而達到減震目的，而不是以閥門開啟的壓力大小來形成其壓力阻隔。本案例所采用的螺旋長流道與當前普遍使用的雙向作用筒式減振器的短流道是不同的。

在減震器外腔氣壓相同的壓力狀態下，由于“膜瓣式單向啟閉閥”開啟壓力小，可保證液體流動的平穩性與液流補充的及時性，因此不會出現如下3 種情況：1）當前普遍使用的彈片式單向閥在高壓開啟時，液體因開啟噴射紊流而帶來氣泡。2）液體超高頻振動受拉時，彈片式單向閥的高壓開啟，液體被強制阻隔而造成續流中斷。3）受拉液體被撕裂而發生“空穴”瞬爆。

“雙向壓力流道”結構設計示意圖列舉了“帶沖擊卸荷閥”與“不帶沖擊卸荷閥”2 種壓力閥結構，如圖4 與圖5所示。

圖4 壓縮閥不帶沖擊卸荷閥的結構

圖5 壓縮閥帶沖擊卸荷閥的結構

3.2 流道設計

運用伯努利方程，其主干道輸入端參數以下角標0 表示；第一支流輸出端參數以下角標以1 表示，代表卸荷閥短徑流道；第二支流輸出端參數以下角標2 表示，代表螺旋長徑流道，其液體微觀受力分析圖如圖6 所示，計算如公式（7）所示。

圖6 液體受力與流動微觀分析圖

式中：?Wζ為mΣ液體在管道的沿途能量損失。

可得公式（8）、公式（9）。

設定活塞桿以0.2m/s 移動，而卸荷閥未開啟，如果液體全從2 號流道經過，由雷諾數Re=ρυD/μ，得Re0=61.47，Re2=（d2s0υ0）/（ηs2）=697.44；如果液體全從1 號流道卸荷，則Re1=311.17。可見所有通道Re值均遠遠小于2300，因此通道0、1、2 均為層流狀態，也即液體流動以阻尼力為主，而非慣性力，則沿程損失系數λ=64/Re。由于卸荷閥開啟前υ1=0，因此s0×υ0=s2×υ2，且P0=P1。對雷諾系數Re遠小于2300 的層流狀態，公式（8）中的ΔWζ值是相當大的，不能按常規的將其視為零值，因此ΔWζ=ΔWζ0+ΔWζ2。又由于h0、h1、h2均<<1，則其3 個高度值均按“零”取定，則得公式（10）。

公式（10）中壓強P與流速υ均是時間的函數，因此對上式求導可得公式（11）。

由于2 號通道為大阻尼通道，因此活塞有P0'沖擊量時，P2幾乎無沖擊增量，即在不影響計算精度的情況下取P'2=0，可得公式（12）。

即由公式（12）可得公式（13）。

對當前普遍使用的“彈片式單向閥”流道，螺旋阻尼器的最大特點是在軸向長度相同時，其阻尼有效長度能被擴大n倍（n為圈數），可求得螺旋流道等效阻尼長度近似計算公式，如公式（14）所示。

式中：dp為等效阻尼流道長度；μυ為液體運動黏度；de為流道直徑；dl為流道實際長度。

按《汽車懸架系統的設計及仿真》方法，取沖擊加速度=0.75g 時[5-6]，υ0標定為0.2m/s。

由于沖擊幅值為0.025m，則其沖擊作用時間為?t=0.1（s），并有測量數據：活塞內缸徑截面積s0=741.88×10-6；活塞卸荷閥面積S11=15×10-6；底座閥卸荷面積S12=3.8×10-6，則卸荷總面積為S1=（15+3.8）×10-6=18.8×10-6；卸荷槽總深度為l1=（21.62+4.9）×10-6=26.52×10-3；螺旋槽設計截面積S2=5.76×10-6；其等效阻尼長度l2=162.46×10-3。同樣可得通道2 當量直徑d2=2.71×10-3。l0是公式（10）、（11）、（12）中與活塞初始位置相關的量，是0 號通道沿程損耗的阻尼路程長度，應取其平均值，對該專利取定l0≌100mm；作用在外缸的補償氣壓為=0.8（MPa），可計算出活塞所承受的沖擊力，因此活塞所受的最大反作用力

由于活塞在未受沖擊勻速移動時，其卸荷閥正壓與背壓相等，那么當活塞受沖擊時，其通道1 的增變壓力就等于卸荷閥開啟的預壓彈性力。則活塞卸荷閥最大預壓彈性力F11max=s11×P'0×?t=52.4（N），底座卸荷閥最大預壓彈性力F12max=s12×P'0×?t=13.2（N）。

由此可繪制出減震液循環流道示意圖（自封閉8 字形螺旋循環方式），如圖7 所示。

圖7 膜瓣閥螺旋流道液流循環圖

因篇幅有限，以上為簡要設計過程，詳盡設計請閱參考文獻[5]。

4 結論

“膜瓣式單向啟閉閥”因其較好的快速開啟與較高耐受背壓的特性，在醫學上已被深入、廣泛地應用，然而按（（（單向閥）AND（汽車 OR 機械））AND（膜瓣））NOT（醫 OR 療）進行檢索，其在工業中的應用卻相當少。因此為避免減震器內部油液“氣泡”與“空穴”的發生，該文提出了“雙向壓力流道”的設計思路，并從理論上嘗試性地模擬設計了膜瓣式單向閥雙向作用筒式減振器方案。因筆者知識有限，不免會出現錯誤，望各位讀者給出批評意見。另外，由于限于個人條件，該設計方案尚不能以試驗進行驗證，僅希望該方案能為減震器另一方案提供參考意見。