基于減振器速度特性對節流閥系的設計與研究

李衛民，潘士超，劉顯智，楊瀚文，付松松，張凱璇

基于減振器速度特性對節流閥系的設計與研究

李衛民1，潘士超1，劉顯智2，楊瀚文1，付松松1，張凱璇1

（1. 遼寧工業大學 機械工程與自動化學院，遼寧 錦州 121001；2. 錦州市檢驗檢測認證中心，遼寧 錦州 121003）

基于減振器的速度特性，采用最佳平方逼近的方法確定復原閥系的常通節流孔面積、節流閥片厚度、節流閥片預變形量以及最大限位間隙的結構參數的最優值。對復原閥系進行數值仿真，研究其在某一速度點下的流體特性，確定節流閥片的變形量與最大開閥速度點；研討減振器的阻尼特性，依據其產生的節流壓力計算其阻尼力。實驗結果表明，閥系結構參數優化設計與數值模擬合理、可靠，對減振器閥系結構參數的優化設計具有指導意義。

減振器；節流閥系；速度特性；優化設計

減振器作為車輛懸架系統中最重要的阻尼元件，對于提高車輛的駕駛操縱性與行駛安全性有著重要作用[1-2]。近年來，電動汽車已成為未來汽車發展的主要方向，而電動汽車的底盤懸架設計大多借用燃油車平臺所采用的底盤懸架，由于電動汽車的整備質量與燃油車相差較大，底盤的調校上有所不同，進而影響電動汽車的操縱性與安全性。本文針對電動汽車車型，根據整車廠的底盤懸架性能要求，基于減振器速度特性對節流閥系進行底層設計，從根本上提高整車底盤以及懸架系統的性能。

1 減振器的原理與速度特性分析

1.1 減振器工作原理

減振器共有4個節流閥系，分別為復原閥系、壓縮閥系、流通閥系與補償閥系，如圖1所示。

圖1 減振器結構原理

在減振器的壓縮與復原工作過程中：(1)當運動速度低于節流閥系的初次開閥速度點時，節流閥片未產生變形，節流閥系不開閥，油液僅通過流通閥片上的常通節流孔流出，由于常通節流孔面積較小，油液的流速減緩，上下貯油腔室形成壓力差，產生節流壓力，其大小由常通節流孔的面積決定；(2)當運動速度大于節流閥系的初次開閥速度點時，節流閥片產生變形，節流閥系開閥，此時油液通過節流閥片變形所產生的的節流縫隙中流出，上下腔室形成壓力差產生節流壓力，節流壓力大小由節流閥片的開度決定；(3)當運動速度大于最大開閥速度點時，節流閥片的變形不再繼續增大，節流壓力保持穩定，閥片最大開度由限位閥系所決定。

1.2 減振器速度特性分析

減振器的速度特性表示減振器工作過程中不同速度點時減振器的阻尼力，其常用分段非線性函數進行表示[3-6]。本文針對減振器復原閥系進行分析，其要求的速度特性曲線如圖2所示。

圖2 減振器要求速度特性曲線

由速度特性曲線圖可知，減振器速度0.3 m/s為第一次開閥速度點，記為k1，若減振器速度＜k1時，閥片開度如圖3(a)所示；當速度為1 m/s時為最大開閥速度點，記為k2，若減振器的運動速度k1＜＜k2，閥片開度如圖3(b)所示；若減振器的運動速度＞k2，閥片開度如圖3(c)所示。

圖3 節流閥片開度

2 基于速度特性對節流閥系參數的優化設計

根據減振器速度特性的要求，利用減振器在不同運動速度點下所產生的阻尼力不同以及油液的流量與所產生的節流壓力之間的關系，對節流閥系每個結構的參數值進行優化設計[7-9]。

2.1 常通節流孔面積的優化設計

取開閥前速度點＜k1，其阻尼力為，分析活塞復原閥系油液路徑，利用阻尼力、節流壓力與減振器油液流量之間的關系，可得復原閥常通節流孔面積0的數學模型如式(1)所示。

式中：0為常通節流孔所流經的減振器油液流量，0=S-Q；為減振器油液密度，本文取值為890 kg/m3；為常通節流孔流量系數，本文取值為0.82；S為貯油缸筒內壁與減振器活塞桿之間所形成的環形面積；p為常通節流孔所形成的節流壓力；Q為活塞縫隙所流經的減振器油液流量。

根據式(1)，不同速度設計點下所產生節流壓力不同，產生的阻尼力不同，所得到的閥系參數設計值也就不同。對于不同的閥系參數設計值，所得到的減振器的速度特性曲線與所要求的速度特性曲線兩者之間的擬合度也不同。為此，將不同的閥系參數設計值下的速度特性曲線與所要求的速度特性曲線利用最佳平方逼近的優化方法進行曲線擬合，所建立的目標函數如式(2)所示。

式中：F(,) 為設計點的減振器速度特性函數；F()為減振器所要求的速度特性函數。

將減振器活塞復原閥系的的設計參數代入常通節流孔的數學模型，并將其與所要求的速度特性曲線進行最佳平方逼近，優化目標函數與常通節流孔面積的變化關系如圖4所示。

圖4 常通節流孔優化函數曲線

2.2 節流閥片厚度優化設計

常通節流孔的面積確定之后，利用初次開閥后的速度特性對節流閥片厚度進行優化設計。取減振器初次開閥后的速度k1＜＜k2，利用減振器的運動速度、節流閥片的變形量、油液流量、節流壓力以及其所產生的阻尼力之間的關系，建立節流閥片厚度的數學模型如式(3)所示。

同理，優化目標函數與節流閥片厚度的關系如圖5所示。

圖5 節流閥片厚度優化函數曲線

2.3 節流閥片預變形量與限位間隙

節流閥片厚度參數確定之后，根據節流閥片的開閥速度點與此時阻尼力之間的關系進行優化設計，節流閥片預變形量數學模型如式(4)所示。

式中：p為閥片縫隙的節流壓力；為節流閥片的厚度。

節流閥片預變形量確定之后，利用最大開閥點速度與其阻尼力之間的關系，對節流閥片的最大限位間隙進行優化設計，數學模型如式(5)所示。

式中：為節流閥片半徑；為節流閥片片數。

3 減振器節流閥系建模與數值仿真

3.1 建立節流閥系的數字模型

根據節流閥系優化之后的結果，確定閥系的結構參數，并對節流閥片厚度進行等效厚度拆分，閥系各參數如表1所示。

表1 閥系結構參數

結構名稱常通節流孔面積/mm2節流閥片厚度/mm節流閥片預變形量/mm限位間隙/mm 設計值20.250.10.6

依據閥系結構參數，對其進行三維數字建模，閥系數字模型如圖6所示，其中流通閥片參數如圖7所示。

圖6 復原閥系數字模型

圖7 流通閥片

3.2 復原閥系的雙向流固耦合數值仿真

雙向流固耦合數值仿真是指流體和固體之間有著雙向的數據交換，既流體的分析結果(如力、壓力)傳遞給固體結構，又有固體的數值模擬結果(如位移，變形)反向作用給流體。其中固體的變形明顯，并且變形對流體的流動狀況產生了顯著的影響[10-13]。流固耦合分析遵循流體控制方程、固體控制方程[14-16]，并且滿足如式(6)所示的守恒方程。

式中：為應力，為位移，為熱流量，為溫度。

3.2.1 建立流體的離散模型

根據已經確定的固體模型建立流體模型，流體模型分別由入口、上油室、流固耦合面、下油室、出口與壁面構成。并對流體模型進行離散化處理，為提高計算精度，離散化模型采用正六面體動網格技術，并采用基于徑向基函數的變形網格生成技術，其具有優越的網格變形能力，并且網格的變形不依賴網格點的連接關系，簡化了數據結構，有助于在并行計算條件下動態網格的生成，該網格生成技術具有較高的生成效率，所建立的流體離散化模型如圖8所示。

3.2.2 邊界條件加載與求解策略

在Fluent模塊中對流體模型進行邊界條件的加載。流體材料為減振器專用油液，其具有良好的抗磨性、抗氧化性以及熱穩定性，其密度為890 kg/m3,運動粘度為12.2 mm2/s，粘度指數為202 mm2/s。入口速度加載為t×1 m/s，速度隨時間成線性增長。求解模型為瞬態求解模型，采用-湍流模型，仿真總時間為1 s，子步時間為0.05 s，共20個子步。

3.3 節流閥系特性分析

雙向流固耦合數值仿真結果收斂后，在CFD-post模塊中對其進行后特性分析，包括流體場速度分析，流體場壓力分析以及在結構場中的閥片變形分析。

3.3.1 流體場速度分析

對流體場速度進行研究，分別提取了速度為0.1、0.3、0.6 m/s以及1 m/s的速度云圖，如圖9所示。

圖9 復原閥系流體場速度云圖

由圖9(a)可知，當油液的入口速度為0.1 m/s時，油液僅僅通過流通閥片上的常通節流孔流出，此時油液的最大流速為7.625 m/s；由圖9(b)可知，當油液的入口速度為0.3 m/s時，此時油液通過常通節流孔以及閥片變形產生的節流縫隙中流出，油液的最大流速為17.74 m/s；由圖9(c)可知，當油液入口速度為0.6 m/s時，油液在節流縫隙中的流量不斷增大，此時油液的最高流速為35.36 m/s；由圖9(d)可知，當油液入口素的為1.0 m/s時，此時閥片開度達到最大，油液在節流縫隙中的流通量明顯居多，油液的最大流通速度為50.48 m/s。

3.3.2 閥片變形量分析

在瞬態結構場中對閥片的變形量進行求解，對初次開閥速度點時的閥片變形量以及閥片最大變形量進行重點研究，分析節流閥片厚度與最大限位間隙參數值的合理性。閥片在入口速度為0.1、0.3、0.6、1.0 m/s時的變形量云圖，如圖10所示。閥片的在20個子步的變形量，部分數據如表2所示。

圖10 節流閥片變形量

閥片變形量與時間的函數關系，如圖11所示。由圖可知，當時間為0.6 s時，即速度為0.3 m/s時，此時函數曲線的曲率發生明顯變化，表明了此時節流閥片的變形量發生突變，即節流閥片開閥，符合速度特性所要求的開閥速度點；當時間為1.9 s時，即速度為0.95 m/s時，此時函數曲線曲率變小，表明閥片達到了最大變形，并且限位閥片產生限位作用，閥片的最大變形量為1.077 6 mm，與設計值誤差小于1%，滿足設計要求。

表2 閥片變形量

時間/s變形量/mm 0.10.0183 0.20.0617 0.30.1481 …… 0.80.9770 0.91.0479 1.01.0776

圖11 閥片變形量與時間關系曲線圖

3.3.3 阻尼力分析

阻尼特性又稱為示功特性，其特性曲線稱為示功圖。對阻尼力的研究中，根據節流壓力所產生在活塞平面上的的壓力，以及活塞的受力面積，從而確定在某一速度點下的阻尼力。研究了速度點為0.1、0.3、0.6、1.0 m/s的活塞的壓力云圖，如圖12所示。

圖12 活塞所受節流壓力云圖

根據上述優化設計方法，建立了減振器復原閥系、壓縮閥系、流通閥系與補償閥系的數字模型，進行阻尼特性的研究。分別對復原行程與壓縮行程進行數值模擬，根據某一速度點所對應的活塞位移以及所產生的的節流壓力，推導出減振器活塞所受到的阻尼力，并對位移與阻尼的進行數據擬合，得到減振器示功圖如圖13所示。

圖13 仿真所得減振器示功圖

根據示功圖可知，復原行程與壓縮行程的阻尼特性曲線均圓潤飽滿，無畸程，符合減振器的工作要求。復原行程的的工作過程中最大阻尼力為1 367 N，壓縮行程的工作過程中最大阻尼力為974 N，滿足減振器的阻尼特性要求。

4 減振器特性試驗

為驗證減振器閥系參數優化設計值的準確性以及雙向流固耦合數值模擬的可靠性，對減振器進行阻尼特性與速度特性試驗[17-18]。試驗設備為美國MTS-849型減振器試驗臺，如圖14所示。

圖14 減振器試驗臺架

試驗頻率為1.67 Hz，測得減振器在某一速度點下活塞的位移與其阻尼力[19-20]。并對數據點進行曲線擬合，得出示功圖與速度特性曲線，如圖15、圖16所示。

圖15 減振器示功圖

圖16 減振器速度特性曲線圖

由示功圖可知，在速度點分別為0.05、0.1、0.3、0.6、1.0 m/s狀態下的示功特性，其示功圖均飽滿；除在起始點25 mm處有部分畸程外，其余部位均沒有畸程，此處的畸程是由于試驗臺在此處時加速度突變引起的，并非減振器閥系設計缺陷。根據減振器速度特性試驗曲線可知，減振器在復原行程與壓縮行程狀態時，其速度特性曲線均為非線性曲線，滿足減振器速度特性三級控制的要求。復原行程工作過程中其開閥速度點為0.3 m/s，壓縮行程工作過程中其開閥速度點為0.25 m/s。根據減振器試驗所得特性曲線可知，減振器性能滿足工作要求，且滿足閥系設計速度特性要求。

5 結論

研究了液壓式減振器的工作原理與結構特性，對其阻尼構件進行了分析，并對減振器的速度特性進行了研究。根據所要求的速度特性，針對節流閥系進行優化設計，并對閥系的優化設計進行仿真驗證。結合減振器臺架試驗，進一步驗證了閥系優化設計與數值模擬的可靠性。

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Design and Research of Throttle System Based on the Velocity Characteristics of Shock Absorber

LI Wei-min1, PAN Shi-chao1, LIU Xian-zhi2, YANG Han-wen1, FU Song-song1, ZHANG Kai-xuan1

（1. College of Mechanical Engineering and Automation, Liaoning University of Technology, Jinzhou 121001, China;2. Jinzhou Center For Inspection, Testing and Certification, Jinzhou 121003, China）

Based on the velocity characteristics of shock absorber, the optimal square approximation method is used to determine the optimal structural parameters of the normal orifice area, throttle plate thickness, throttle plate predeformation and maximum limit clearance of the recovery valve system. The numerical simulation of the recovery valve system was carried out to study its fluid characteristics at a certain speed point, and to determine the deformation of throttle disc and the maximum opening speed point. The damping characteristics of shock absorber are studied and its damping force is calculated according to its throttling pressure. The experimental results show that the optimal design and numerical simulation of the structural parameters of the valve system are reasonable and reliable, and have guiding significance for the optimal design of the structural parameters of the shock absorber valve system.

shock absorber; throttle system; velocity characteristics; optimization design

10.15916/j.issn1674-3261.2023.03.001

TH16；U463

A

1674-3261(2023)03-0141-06

2022-03-07

遼寧省教育廳科學研究項目(JZL202015401)

李衛民(1965-)，男，遼寧朝陽人，教授，博士。

責任編輯：陳 明