外置串联阀式阻尼可调油气弹簧研究

2007年 (第 29卷 )第 8期 汽 　车 　工 　程 Automotive Engineering 2007 (Vol. 29) No. 8 2007166 外置串联阀式阻尼可调油气弹簧研究 　　修改稿收到日期为 2007年 6月 27日。 陈思忠 ,杨 　杰 ,吴志成 ,杨 　林 ,张 　斌 (北京理工大学机械与车辆工程学院 ,北京　100081) [摘要 ]　对外置串联阀式阻尼可调油气弹簧的基本结构和进行了分析 ;建立了以阻尼阀结构数据为 参数的阻尼力算法模型。通过对 BJ2020JC改装后的油气弹簧进行理论分析和台架试验 ,结果明该模型可用于 指导阻尼可调油气弹簧的设计。 关键词 :可调阻尼 ;油气弹簧 A Study on the O il2gas Sp ring with a Separate Adjustable Damp ing Valve Chen S izhong, Yang J ie, W u Zh icheng, Yang L in & Zhang B in School of M echanica l and V ehicu lar Engineering, B eijing Institu te of Technology, B eijing　100081 [ Abstract] 　The basic structure and operation p rincip le of a variable damp ing oil2gas sp ring with a separate adjustable damp ing valve are p resented. A model for damp ing force algorithm based on the structure parameters of the damp ing valve is built. A bench test on the modified hydro2pneumatic sp ring of a BJ2020JC vehicle is conduc2 ted. The results show that the model can guide the design of oil2gas p ring with tunable damp ing. Keywords: Adjustable dam p ing; O il2ga s spr ing 前言 现代的汽车越来越注重乘坐的舒适性 ,以致消 费者往往将其列为购买汽车的一个重要衡量标准。 事实上 ,汽车乘坐的舒适性除了座椅的柔软程度、支 撑力等因素外 ,关系最大的就是汽车的悬架系统 ,它 是车架与车桥之间一切传力连接装置的总称 [ 1 ] ,对 诸如行驶安全性、通过性、稳定性以及附着性能都有 重大影响。 传统的被动悬架系统刚度和阻尼参数是按照优 化设计方法选择的 ,一经确定 ,在车辆行驶过程中无 法进行调节 ,因而不能适应复杂多变的行驶工况。 在某个特定工况下按目标优化出的悬架系统 ,一旦 载荷、车速和路况等发生变化 ,便不再最优 [ 2 ]。为 了克服被动悬架的上述缺陷 ,人们设计了主动悬架 和半主动悬架。主动悬架由于机构复杂 ,消耗很多 的外部能量 ,无法普遍应用。介于被动悬架和主动 悬架之间的半主动悬架 ,因结构较简单、性能上接近 主动悬架而得以迅速发展 [ 3 ]。 在悬架系统中 ,由于弹簧除减少来自地面的振 动外 ,还要承受簧载质量 ,而改变弹簧的刚度比较困 难 [ 4 ] ,因此目前对半主动悬架的研究主要集中在调 节阻尼系数方面 [ 5 ]。阻尼力的调节有 2种方法 : (1)调节工作液的黏度 , (2)调节节流口的大小 [ 6 ]。 改变工作液的黏度主要是采用磁流体或电流体 ,通 过调节电流的大小 ,使工作液黏度发生变化 ,从而改 变减振器的阻尼。调节节流口的大小来改变阻尼的 工作原理是当车辆行驶工况发生变化 ,控制器向步 进电机或电磁阀发出指令 ,由步进电机或电磁阀调 节节流口的大小从而达到调节阻尼的作用。我国的 路况较差 ,发展半主动悬架系统是主要方向 [ 7 ]。国 外在这方面的研究较早 ,并已成功应用 ;虽然我国对 半主动悬架及其控制的研究做了大量的工作 ,但仍 未成功地用于实车 ,为此必须加速研究一种适合我 国汽车状况的实用型半主动悬架 [ 8 ]。基于以上考 虑 ,作者介绍了一种新型的外置串联阀式阻尼可调 油气弹簧 ,在对其结构和工作原理进行分析的基础 ·720　　 · 汽 　车 　工 　程 2007年 (第 29卷 )第 8期 上 ,建立了阻尼力算法模型 ,讨论了结构参数对阻尼 力的影响 ,通过台架试验 ,验证了该方案是可行的。 1　阻尼可调油气弹簧结构与工作原理 图 1为阻尼可调式油气弹簧结构图。该油气弹 簧由缸筒、油管、外置可调阻尼阀和蓄能器等组成。 活塞上设有拉伸阀、常通孔 (图中未画出 )和压缩 阀。拉伸阀和压缩阀弹簧预紧力较大 ,只有当油压 增加到一定程度时 ,阀才开启 ;而当油压减低到一定 程度时 ,阀即自行关闭。缸筒侧壁加工有小孔用于 将油液从缸筒引出并经外置阻尼阀排入蓄能器。 图 1　阻尼可调油气弹簧结构图 (1) 压缩行程 　当汽车载荷增加 ,车架与车轮 间距离缩短时 ,活塞上移 ,缸筒上腔容积减小 ,油压 升高 ,油液经活塞常通孔流入下腔 ,由于下腔被活塞 杆占去一部分 ,下腔增加的容积小于上腔减小的容 积 ,故还有一部分油液通过油管和外置阻尼阀流入 蓄能器 ,使得蓄能器中氮气体积减小 ,压力升高 ,升 高了的氮气压力通过油液的传递变为作用在活塞上 的下移力 ,当此力与外界载荷相等时 ,活塞不再移 动 ,这时车架与车轮的相对位置不再变化。压缩时 所需的阻尼力由外置阻尼阀和活塞常通孔产生 ,当 阻尼力过大时 ,压缩阀开启 ,使缸筒内油压不至于过 大而损坏阻尼阀。为使压缩阻尼小于伸张阻尼 ,故 须使压缩阀面积大于伸张阀面积。 (2) 伸张行程 　当汽车载荷减小 ,车架与车轮 间距离增加时 ,活塞下移 ,缸筒下腔容积减小 ,油压 升高 ,油液经活塞常通孔流入上腔 ,由于活塞杆的存 在 ,自下腔流来的油液不足以充满上腔所增加的容 积 ,上腔产生一定的真空度 ,这时 ,蓄能器中的油液 在氮气压力的作用下经外置阻尼阀流回缸筒上腔 , 并推动活塞下移 ,直到氮气的压力通过油液的传递 变为作用在活塞上的力与外界载荷相等时 ,活塞才 停止运动 ,此时车架与车轮的相对位置不再变化。 伸张时所需的阻尼力由活塞常通孔和外置阻尼阀产 生 ,当阻尼力过大时 ,伸张阀开启 ,使缸筒内的油压 不至于过高而损坏阻尼阀。 外置阻尼阀是阻尼可调油气弹簧的重要组成部 分。外置可调阻尼阀结构如图 2所示。它由电磁阀 和阀体两部分组成。其中电磁阀 1为常闭电磁阀 , 电磁阀 2为常开电磁阀。阀体上并联装有 3个节流 孔 ,可更换。其中 2为常通节流孔 , 1、3为受控节流 孔 ,其节流状态分别受电磁阀 1、2控制 ,使用中通过 控制电磁阀的通、断电 ,使节流孔处于不同的开闭状 况 ,改变油液流经的节流面积 ,从而实现不同的阻尼 效果。 图 2　外置可调阻尼阀结构图 行驶中 ,自动控制系统或者驾驶员可根据路面 和车辆的振动情况 ,通过选择开关 ,使得电磁阀处于 不同的通、断电状态 ,从而获得不同的阻尼力效果。 电磁阀通、断电与节流孔、阻尼力变化之间的关系如 表 1所示。 表 1　电磁阀通、断电与阻尼力的关系 电磁阀 1 (常闭 ) 电磁阀 2 (常开 ) 流经节流孔 阻尼状态 关 开 2 大 关 关 2、3 开 开 1、2 中 开 关 1、2、3 小 一旦阻尼调节机构出现故障 ,因采用的是常开 和常闭电磁阀各一 ,所以外置阻尼阀仍能够工作在 中等阻尼状态。 2　阻尼可调油气弹簧阻尼特性计算 所研究的阻尼可调油气弹簧通过改变节流面积 2007 (Vol. 29) No. 8 陈思忠 ,等 :外置串联阀式阻尼可调油气弹簧研究 ·721　　 · 的大小来实现阻尼力的调节 ,节流面积的改变在缸 体外部实现 ,通过对油气弹簧系统整体结构的研究 , 可以方便地建立起阻尼力 2节流面积 2活塞运动速度 之间的关系 ,如图 3所示。 图 3　阻尼可调油气弹簧物理模型 图 3中符号 : p1 , V1 , A1 为无杆腔压力、容积、活 塞截面积 ; p2 , V2 , A2 为有杆腔压力、容积、有效截面 积 ; p3 , V3 为蓄能器压力、容积 ; x为活塞杆的位移 , 向上为正。 为简化运算 ,假设活塞和内缸筒侧壁无泄漏 ,油 液不可压缩 ,忽略温度对油液黏度的影响 ,且振动中 动摩擦力的数值为定值。另外 ,假设缸筒不动 ,活塞 及活塞杆相对缸筒运动 ,则输出力方程为 F = p1 A1 - p2 A2 + Ffsign ( x·) = p3 A1 + ( p1 - p3 ) A1 - p2 A2 + Ff sign ( x·) (1) 式中 p1 A1 为 I腔压力 , p2 A2 为 II腔压力 , Ffsing( x·)为 活塞与缸筒间的摩擦力 , p3 A1 为弹性力 , ( p1 - p3 ) A1 为外置阻尼阀所产生的阻尼力。由式 ( 1)可见 ,通 过调节机构控制外置阻尼阀所产生的阻尼力来达到 调节整个系统阻尼力是可行的。 211　缸筒部分理论计算模型 21111　压缩阻尼力 2速度特性 压缩时 I腔排入 II腔的流量为 Q1 = A2 x· = CdA01 2ΔpI- II ρ (2) (1) 压缩阀开阀前阻尼力 Fkq - y = Ff +ΔpI- IIA2 = Ff + ρA32 2C2d A 2 01 x ·2 (3) 当活塞与缸筒之间相对速度达到一定数值后 , 压缩阀打开 ,此时 Q1 =A2 x· =Q11 +Q12 (4) 其中 Q11 = Cd A01 2ΔpI- II ρ (5) Q12 = Cd n1 A02 2ΔpI- II ρ (6) (2) 压缩阀开阀后阻尼力 Fkh - y = Ff +ΔpI- IIA2 = Ff + ρA32 2C2d (A01 + n1 A02 ) 2 x ·2 (7) (3) 压缩阀开阀速度 x · open - y = Δpopen - y ·2C2d (A01 + n1 A02 ) 2 ρA22 (8) 式 (2) ～式 ( 8)中 : Q1 为由 I腔排入 II腔的流 量 , Q11为压缩阀开阀后 I腔通过活塞常通孔流入 II 腔的流量 , Q12为压缩阀开阀后 I腔通过压缩阀流入 II腔的流量 , A2 为 II腔有效截面积 , A01为活塞常通 孔面积 , A02为压缩阀截面积 , x·为活塞杆运动速度 , Cd 为流量系数 ,ρ为油液的密度 ,ΔpI - II为 I、II腔间 的压差 , Fkq - y为压缩阀开阀前阻尼力 , Fkh - y为压缩 阀开阀后阻尼力 , Ff 为活塞与缸筒间的摩擦力 , n1 为压缩阀个数 ,Δpopen - y为压缩阀开阀压力 , x·open - y为 压缩阀开阀速度。 21112　拉伸阻尼力 2速度特性 拉伸时的阻尼力计算方法与压缩时相同。 (1) 拉伸阀开阀前的阻尼力 Fkq - l = Ff +ΔpII- IA2 = Ff + ρA32 2C2d A 2 01 x ·2 (9) (2) 拉伸阀开阀后的阻尼力 Fkh - l = Ff +ΔpII- IA2 = Ff + ρA32 2C2d (A01 + n2 A03 ) 2 x ·2 (10) (3) 拉伸阀开阀速度 x · open - l = Δpopen - l ·2C2d (A01 + n2 A03 ) 2 ρA22 (11) 式 ( 9) ～式 ( 11)中 : Fkq - l为拉伸阀开阀前阻尼力 , Fkh - l为拉伸阀开阀后阻尼力 , A03为拉伸阀截面积 , ΔpII - I为 II、I腔间压差 , n2 为拉伸阀个数 ,Δpopen - l为 拉伸阀开阀压力 , x·open - l为拉伸阀开阀速度。 212　外置阻尼阀部分理论计算模型 流经外置阻尼阀部分的油液体积为活塞运动时 ·722　　 · 汽 　车 　工 　程 2007年 (第 29卷 )第 8期 缸体上下腔之间的体积差 ,其流量为 Q2 = (A1 - A2 ) x· = Cd Ab 2Δp ρ (12) (1) 外置阻尼阀压缩阻尼力 Fw - y =ΔpI- III (A1 - A2 ) = ρ(A1 - A2 ) 3 2C2d A 2 b x ·2 (13) (2) 外置阻尼阀拉伸阻尼力 Fw - l =ΔpIII- I (A1 - A2 ) = ρ(A1 - A2 ) 3 2C2d A 2 b x ·2 (14) 式 (12) ～式 (14)中 : Q2 为 I腔排入 III腔 (或 III腔 流回 I腔 )的流量 , (A1 - A2 )为活塞杆面积 , Ab 为外 置阻尼阀当量节流面积 ,ΔpI - III为 I、III腔之间的压 差 ,ΔpIII - I为 III、I腔之间的压差 , Fw - y为外置阻尼阀 压缩阻尼力 , Fw - l为外置阻尼阀拉伸阻尼力。 213　系统理论计算模型 根据前面的分析可知 ,阻尼可调式油气弹簧阻 尼力由缸筒部分和外置阻尼阀部分共同提供 ,故整 个系统阻尼力为 (1) 压缩行程 　开阀前阻尼力 Fq - y = Ff + ρ 2C2d A32 A201 + (A1 - A2 ) 3 A2b x ·2 (15) 开阀后阻尼力 Fh - y = Ff + ρ 2C2d A32 (A01 + n1 A02 ) 2 + (A1 - A2 ) 3 A2b x ·2 (16) (2) 拉伸行程 　开阀前阻尼力 Fq - l = Ff + ρ 2C2d A32 A201 + (A1 - A2 ) 3 A2b x ·2 (17) 开阀后阻尼力 Fh - l = Ff + ρ 2C2d A32 (A01 + n2 A03 ) 2 + (A1 - A2 ) 3 A2b x ·2 (18) 由系统计算模型可以看出 ,通过改变 Ab 的大小 可以得到不同节流面积下的阻尼力大小。 3　台架试验 为验证上述模型的正确性 ,须对该阻尼可调油 气弹簧进行台架试验 ,文中所采用的实验设备为北 京佛力系统公司的车辆悬架试验系统 ,试验时采用 如下方法。 (1) 中等阻尼条件下固定行程 ,变化频率的方 法 　试验时采用 015、1 和 1167Hz等行程 ( s = 60mm )的正弦位移激励 ,测得不同频率时的阻尼力 曲线 ,如图 4所示。由图 4可见 ,行程不变时 ,随着 激振频率的增加 ,压缩阻尼和拉伸阻尼均增加。 图 4　固定行程变化频率阻尼示功曲线 (2) 固定行程和频率 ,调节节流口大小的方法 　试验时采用频率为 1Hz,行程 s = 60mm的正弦位 移激励 ,测得相同频率不同节流口大小状态下阻尼 力曲线 ,如图 5所示。由图 5可见 ,行程和频率不变 时 ,随着节流口面积的减小 ,压缩和拉伸阻尼力是增 加的。 图 5　调节节流口大小的阻尼示功曲线 4　结论 设计了一种新型的外置串联阀式阻尼可调油气 弹簧 ,油液从缸筒中引出经外置阻尼阀到蓄能器 ,通 过改变外置阻尼阀节流面积的大小实现阻尼的变 化。通过对油气弹簧的工作原理和整体结构进行研 究 ,建立了阻尼可调油气弹簧的阻尼算法模型 ,通过 台架试验验证 ,阻尼的分级调节效果是明显的 ,该模 型可用于指导阻尼可调油气弹簧的设计。 (下转第 680页 ) ·680　　 · 汽 　车 　工 　程 2007年 (第 29卷 )第 8期 驾驶员反应滞后时间 Td = 011 s。 进行仿真 ,对模型中的 6个控制参数进行正交 设计 ,每个参数取 5个水平 ,需要进行 25次试验 ,每 次试验可以得出一个评价指标的数值。对评价指标 的值进行正交设计计算 ,得出优化的一组控制参数 : Kδ = 4; Kdδ = - 112; Kφ = - 99; Kdφ = 0122; K′φ = 200; K′dφ = 11。由统计数据中的极差的大小可以得出这 6个控制参数对评价指标的影响由大到小分别为 : Kdφ , Kφ , Kδ, K′dφ , K′φ , Kdδ。 当 v = 20m / s时 ,以同样的 T和 Td 进行仿真优 化。得出优化的一组控制参数 : Kδ = - 70; Kdδ = - 5; Kφ = - 190; Kdφ = 0137; K′φ = - 3 000; K′dφ = - 10。 412　双移线控制 模型中的各参数分别为 : T = 018 s, v = 10m / s, Td = 011 s。 得出一组最优参数分别为 : Kδ = 4; Kdδ = - 1165; Kφ = - 99; Kdφ = 012; K′φ = 200; K′dφ = 11。 各参数对评价指标的影响由大到小依次为 : Kdφ , Kφ , K′dφ , Kδ, K′φ , Kdδ。 当 v = 20m / s时 ,以同样的 T和 Td 进行仿真优 化得到一组优化控制参数 : Kδ = - 66; Kdδ = - 5; Kφ = - 190; Kdφ = 0141; K′φ = - 1 000; K′dφ = - 4。 413　定圆仿真 模型中的各参数分别为 : T = 018 s, v = 50 /3m / s, Td = 011 s, R = 46m / s。 经过仿真得到一组优化控制参数 : Kδ = 5; Kdδ = 22; Kφ = - 120; Kdφ = 014; K′φ = - 1 000; K′dφ = 2。 5　结论 (1) 经过单移线和双移线的仿真 ,表明文中建 立的驾驶员模型是合理有效的 ,适用于驾驶员 —摩 托车系统的仿真计算。 (2) 6个控制参数 Kδ, Kdδ, Kφ , Kdφ , K′φ , K′dφ的 变化范围是有一定限度的。太大或太小对系统的稳 定性都不利 ,随着每个参数的增大 ,道路跟踪性能变 差 ,相反驾驶员的负担则减小。参数的增大或减小 都会使摩托车滑倒的危险性增大。经过正交设计得 出这 6个参数对综合评价指标影响最大的是 Kφ、 Kdφ ,影响最小的是 K′φ、Kdδ,影响居中的是 Kδ、K′dφ。 (3) 随着车速的变化 , 6个控制参数的最优数 值也会发生很大变化 ,有的参数甚至发生了正负特 性的变化。 参考文献 [ 1 ]　Cossalter V, Lot R. 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