装甲车辆油气弹簧减振阀阻尼特性研究

樊冰村，毛 明，蔡文斌，陈轶杰，杜 甫

(中国北方车辆研究所，北京 100072)

油气弹簧是集阻尼特性和非线性刚度特性为一体的一种悬挂装置[1]，是装甲车辆的核心部件之一。减振阀是油气弹簧中产生阻尼力的主要元件，对装甲车辆的减振性能具有重要影响。

近年来，国内外学者针对减振阀进行了大量的研究。2010年，刘建勇和贺李平等[2-4]采用有限元仿真和理论相结合的方法分析了阀片变形对阻尼特性的影响；2013年，José R Valdés等[5]通过计算流体动力学仿真和试验测试，分析了通过阀系的流量特征和球阀的受力情况；2013—2015年，马天飞等[6-8]用abqus和AMESim联合仿真对弹簧阀片减振阀进行分析，并用Iight对减振阀中的关键参数进行优化；2016年,程祥瑞等[9]基于薄壁小孔理论和范德瓦尔实际气体状态方程计算分析了常通孔对油气弹簧系统阻尼力的影响；同年，Basavaraj V等[10]对带阻尼阀芯的提升阀进行了仿真，分析了其瞬态响应；2019年，么鸣涛等[11]将小间隙节流的计算方法和薄板弯曲变形的微分方程相结合,分析了节流阀片厚度变化时减振器阻尼力值的变化规律。上述研究多为常通孔和弹簧阀片式减振阀，然而针对装甲车辆的实际应用表明，常通孔减振阀在高速时由于泄压不及时容易出现空程和困压等现象，造成减振性能变差和部件冲击载荷过大损坏等问题，难以适用于强冲击高速重载工况；而弹簧阀片在频繁的强冲击下极易出现疲劳断裂失效等可靠性问题，现有材料和工艺技术水平难以解决。

为兼顾装甲车辆油气弹簧用减振阀高减振性能和高可靠性的双重需求，本文在某油气弹簧减振阀(减振阀1)的基础上提出一种由常通孔和带有螺旋弹簧阀芯的串、并联组合式新型减振阀(减振阀2)，既实现了良好的阻尼特性，又可有效限制冲击载荷，提高减振阀的可靠性。本文通过建立减振阀的数学模型，利用试验以验证减振阀数学模型的合理性，研究减振阀结构参数对阻尼特性的影响规律，为减振阀的设计和优化提供理论依据。

1 油气弹簧原理及减振阀结构

油气弹簧结构原理图如图1，主要由缸筒、减振阀、上腔、主活塞、油管、下腔、浮动活塞和气室等结构组成。工作时通过气室产生的弹性力和减振阀等结构产生阻尼力以缓冲和衰减车体的振动。

图1 油气弹簧结构原理图

油气弹簧的阻尼力主要由3部分产生：第1部分为活塞与筒壁之间的摩擦力，第2部分为液体通过油管时产生的阻尼力，第3部分为液体通过减振阀时产生的节流阻尼力。其中减振阀的节流阻尼力是主要部分。

减振阀1的结构简图如图2，主要由阀体、阀芯和限位挡块三部分组成，其中限位挡块和阀芯固连。压缩行程，由于阀芯质量小，在液体压力作用下阀芯被直接完全推开，通过限位挡块接触阀体进行限位，此时节流通道由阀体常通孔①和阀芯与阀体之间的缝隙串联后，再与阀体常通孔②并联组成；拉伸行程，阀芯始终关闭，切断阀体常通孔①，节流通道仅为阀体常通孔②。由于拉伸行程阀体常通孔②的通流面积固定，压强差与流量呈指数平方关系，在低速时产生的阻尼力小，而在高速冲击时阻尼力迅速增大，无法兼顾低速产生足够阻尼力和高速开阀泄压的使用要求，难以适用于装甲车辆强冲击高速重载工况。同时由于开阀频繁导致阀体反复撞击限位挡块，阀芯存在疲劳断裂(如图3所示)的隐患，并伴随产生噪音。

图3 阀芯断裂图

为解决减振阀1存在的问题，在基本结构尺寸变化不大的前提下，提出一种减振阀2如图4所示，主要由阀体、挡圈、挡环、阀座、阀芯、螺旋弹簧和弹簧座等七部分组成。压缩行程，阀芯不开阀，阀芯常通孔①与阀座常通孔串联，液体直接将挡环顶开。节流通道有弹簧座常通孔、阀芯常通孔②、流道、阀芯常通孔①和阀座常通孔。拉伸行程，液体将挡环推向阀座常通孔使其封闭。当液体流速较低时，流体推力不能克服螺旋弹簧预紧力，不开阀，仅有流道、阀芯常通孔②和弹簧座常通孔起节流作用；当液体流速较高时，阀芯克服螺旋弹簧的预紧力开阀，充分泄流防止出现阻尼力快速增长，此时流道、阀芯和阀座上的缝隙、阀芯常通孔①、阀芯常通孔②和弹簧座常通孔同时起节流作用。

图4 减振阀2结构简图

2 减振阀的数学模型

根据上文分析可知，减振阀2中产生阻尼力的主要有弹簧座、阀芯和阀座3部分，因此在建立减振阀数学模型时先对这3部分的阻尼特性进行单独的解析计算，然后通过联立方程组得到整个减振阀的阻尼特性数学模型。令油气弹簧主活塞的运动速度为V(m/s)；活塞面积为A(m2)；则总的流量Q=AV；为便于计算，本文以压缩行程活塞运动方向为正向。

2.1 弹簧座压强损失

液体流经弹簧座每个常通孔时的压强损失ΔPc主要包括由于入口和出口流通面积突然变化产生的局部压强损失ΔPj和沿程压强损失ΔPf两部分[12]。

(1)

(2)

联立式(1)、(2)可得常通孔总的压强损失ΔPc；

(3)

式(3)中，ρ为液体密度(kg/m3)；Qc为流经每个常通孔的液体流量(m3/s)；dc为常通孔直径(m)；Ac为常通孔面积(m2)；lc为常通孔长度(m)；ξ1为入口损失系数；ξ2为出口损失系数；λ为沿程压强损失系数，均为无量纲数，可由经验公式[9，13]得出。

(4)

(5)

(6)

(7)

此处n=6，则可得弹簧座总的压强损失ΔPt：

(8)

式(8)中的符号函数sign(V)用于表示压缩行程和拉伸行程。

2.2 阀芯压强损失

阀芯是一种单向阀结构，通常是和常通孔并联使用。压缩行程中，阀芯不开阀，此时阀芯常通孔①和阀座常通孔串联，组成的串联结构再与阀芯常通孔②并联。则压缩行程时阀芯的压强损失ΔPm：

(9)

式(9)中，ξm为阀芯常通孔①的压强损失系数；Qm为流经阀芯常通孔①的流量；Am为阀芯常通孔①的面积。

拉伸行程中，活塞速度V<0 ，假设开阀速度为Vk，当|V|<|Vk|时，为开阀前阶段，此时节流通道为阀芯常通孔②，可得压强损失ΔPn：

(10)

式(10)中，ξn为阀芯常通孔②的压强损失系数；An为阀芯常通孔②的面积。

当|V|>|Vk|时，阀芯开阀，为开阀阶段。通过常通孔节流计算可知，阀芯常通孔①产生的阻尼力较小，计算阀芯部分阻尼力时可忽略阀芯常通孔①的节流作用，则此时的节流通道由阀芯常通孔②和阀芯开阀后的缝隙并联组成。如图5为开阀阶段阀芯的结构简化图。

图5 阀芯结构简化图

设锥阀的开度为，此时流经阀芯常通孔②的流量为Qn，压强损失为；流经阀芯缝隙的流量为Qz，压强损失为ΔPz，则可得公式：

Q=Qn+Qz

(11)

ΔP=ΔPn=ΔPz

(12)

对阀芯受力分析，其自身重力G较小可忽略，阀芯受到的液体压力Fz、螺旋弹簧弹性力Ff和稳态液动力Fw平衡，即：

Fz+Ff+Fw=0

(13)

阀芯所受的液压力Fz：

(14)

螺旋弹簧弹性力Ff：

Ff=-k(h0+h)

(15)

液体的稳态液动力[14]Fw：

Fw=-CdCvπhdsΔPzsin(2α)

(16)

阀芯两端压强损失ΔPz：

ΔPz=Pz1-Pz2

(17)

式(14)、(15)、(16)中，ds为阀座流道的直径(m)；dp为阀芯最大直径(m)；α为阀芯半锥角(°)；da为入口处阀芯液压受力面积的直径，da=ds-hsin(2a)；k为螺旋弹簧刚度(N/m)；h0为螺旋弹簧初始位移(m)；Cd为流量系数；Cv为速度系数。

如图5所示，锥阀开阀后的节流缝隙为阀芯与阀座之间的过油通道，为便于计算，可将其等效成面积为Ab=πhdssin(α)的薄壁小孔[15]。根据薄壁小孔理论，可得流经锥阀的流量Qz和压强损失ΔPz之间的关系式：

(18)

同时根据并联分流而压强损失相等，可参照公式(7)得到流经常通孔的流量Qc与压强损失ΔPz之间的关系。

则综合式(7)、式(11)～式(18)可得锥阀的压强损失ΔPz和总流量Q之间的关系。

(19)

式(19)中Qz和h都是关于总流量Q的函数。

综合式(9)、(10)、(19)可得阀芯的压强损失ΔPf：

(20)

2.3 阀座压强损失

由于挡环的作用，阀座为单向节流孔结构。压缩行程，节流孔打开，节流通道6个常通孔的压强损失为ΔPs：

(21)

拉伸行程中，由于挡环的作用，节流孔封闭，此时液体直接从阀座上的流道作用在阀芯上，因此可得拉伸行程阀座的压强损失ΔPs：

(22)

综合式(21)和式(22)可得阀芯的压强损失ΔPs：

(23)

式(23)中，ξl为阀座常通孔的压强损失系数；Al为阀座常通孔的面积；ξs为阀座流道的压强损失系数；As为阀座流道的面积。

2.4 减振阀阻尼力

由于弹簧座、阀芯和阀座3部分为串联组合，因此整个减振阀的压差为这3部分压强损失之和，即减振阀2总的压强损失ΔP：

ΔP=ΔPt+ΔPf+ΔPs

(24)

油气弹簧中减振阀的阻尼力等于总的压差损失与主活塞面积的乘积，可得阻尼力F：

F=ΔPA

(25)

由于减振阀1与减振阀2的结构大体相似，且减振阀1的节流通道较减振阀2的节流通道更简单，因此减振阀1的数学模型在减振阀2的基础上适当简化即可得，此处不详细论述。

3 理论计算与试验验证

油气弹簧相关结构参数如表1所示，根据上述数学模型计算得减振阀2的阻尼力示功图如图11所示。利用IST—PL63N试验台(如图6所示主要由油泵、伺服阀、控制柜、激振头、位移传感器、压力传感器等模块组成)进行试验验证，由激振头输入如表2所示5组正弦位移激励。

表1 油气弹簧结构参数

图6 IST—PL63N试验台

表2 位移激励参数

试验过程中，当激振头频率为0.33 Hz时，主活塞最大速度仅为0.1 m/s，此阶段为油气弹簧磨合阶段，此时减振阀基本不产生阻尼力，如图7所示为该频率时油气弹簧示功图，曲线仅由摩擦力和弹性力组成，通过数据处理可得油气弹簧摩擦力和弹性力曲线如图8所示。

图7 0.33 Hz油气弹簧示功图

图8 油气弹簧摩擦力和弹性力曲线

将油气弹簧示功图(图9所示)减去上述摩擦力和弹性力后即可得到各频率时的阻尼力示功图如图10所示。

图9 油气弹簧示功图

图10 试验示功图

图11 Matlab计算示功图

由图10试验数据可知，当激振头频率大于3.18 Hz时，示功图下端左半部分阻尼力波动较大，且阻尼力值偏小，而该部分是压缩行程阻尼阀逐渐开阀阶段，此现象可能是逐渐开阀过程中阀芯不稳定引起的。通过对比图10和图11可以看出数学模型计算曲线和试验曲线基本吻合，证明理论模型的合理性。

采用Matlab对上述数学模型进行计算，减振阀1的结构参数如表3所示，得到2种减振阀的速度阻尼特性曲线如图12所示。从图可知2种阀的拉伸行程阻尼力均明显大于压缩行程，表明此类减振阀主要在车轮下跳过程中进行熄振。对比压缩行程最大阻尼力，减振阀1仅为1 229 N，而减振阀2为3 373 N，表明压缩行程减振阀2的减振效果更好。另外由图12可以看到拉伸行程减振阀1不具有开阀泄压功能，阻尼力持续快速增长，而减振阀2有一个明显的开阀过程，开阀速度为0.31 m/s，开阀后阻尼力随速度的增加明显变缓，可防止冲击时速度快速增加出现阻尼力过快增长。

表3 减振阀1结构参数

图12 减振阀1和减振阀2速度阻尼特性曲线

4 不同参数对阻尼特性的影响

采用上述数学模型重点分析减振阀2中阀芯常通孔②的直径和螺旋弹簧预紧力对阻尼特性的影响。

4.1 常通孔直径的影响

其他参数不变，分析阀芯常通孔②的直径对阻尼特性的影响，分别取四组不同直径的常通孔如表4所示，仿真可得到不同孔径时油气弹簧阻尼特性曲线和示功图如图13和图14所示。

表4 阀芯常通孔②的确不同直径

图13 不同直径常通孔的速度阻尼特性曲线

图14 不同直径常通孔的阻尼力示功图

从图13可以看出，随着阀芯常通孔②直径的减小，减振阀的阻尼力不断增大，并且阀芯常通孔②直径对拉伸行程阻尼力的影响大于压缩行程。在拉伸行程中，当阀芯常通孔②直径减小时，减振阀阀芯的开阀点提前，但是当直径小于3 mm 时，开阀前阶段的阻尼力呈线性激增，会对相关结构造成较大冲击，不利于减振阀零件的可靠性。

4.2 螺旋弹簧预紧力的影响

其他参数不变，分析螺旋弹簧的预紧力对阻尼特性的影响，分别取3组螺旋弹簧的预紧力如表5所示。则可得到不同预紧力时减振阀阻尼特性如图15和图16所示。

表5 螺旋弹簧预紧力

图15 不同螺旋弹簧预紧力的速度阻尼特性曲线

图16 不同螺旋弹簧预紧力的阻尼力示功图

从图15可知，当螺旋弹簧预紧力由71.5 N增加到91 N时，影响拉伸行程中减振阀阀芯的开阀点，预紧力越大，开阀点越晚。

5 结论

1) 试验验证减振阀的数学模型较为合理，可用于减振阀的结构设计和参数优化。

2) 相对于减振阀1，减振阀2的压缩行程最大阻尼力提升了近2倍，而拉伸行程减振阀1不具有开阀泄压功能，减振阀2速度为0.31 m/s时能够开阀泄压，防止阻尼力过快增长。

3) 阀芯常通孔②的直径减小可增大减振阀2的阻尼力并使阀芯的开阀点提前，但是当阀芯常通孔②的直径小于3 mm 时，会导致减振阀2开阀前阶段阻尼力激增。

4) 随着螺旋弹簧预紧力的增大，阀芯开阀点将延后，但预紧力过大会导致开阀前阻尼力随速度显著增加，使阀芯失去开阀泄压保护作用。