楊超峰, 殷智宏, 上官文斌, , 段小成, 李　聰

(1.華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院,廣州　510640;2.寧波拓普集團(tuán)股份有限公司,浙江 寧波　315800;3.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州　545007)

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汽車懸架液壓襯套非線性動(dòng)特性的實(shí)驗(yàn)與建模方法研究

楊超峰1, 殷智宏1, 上官文斌1, 2, 段小成2, 李聰3

(1.華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院,廣州510640;2.寧波拓普集團(tuán)股份有限公司,浙江 寧波315800;3.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州545007)

摘要：在不同振幅位移激勵(lì)下，測(cè)試了一汽車液壓襯套的動(dòng)剛度、滯后角隨頻率的變化特性。建立了液壓襯套動(dòng)態(tài)特性分析的非線性集總參數(shù)模型，基于模型，探討了液壓襯套橡膠主簧、慣性通道與液壓襯套動(dòng)特性之間的關(guān)系，計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的一致，驗(yàn)證了計(jì)算模型分析的正確性。分析建立的集總參數(shù)模型，表明液壓襯套在不同位移振幅激勵(lì)下，存儲(chǔ)動(dòng)剛度具有不動(dòng)特征點(diǎn)及在高頻激勵(lì)下動(dòng)剛度趨于定值的特性?；谶@種特性發(fā)展了模型參數(shù)的辨識(shí)方法，并對(duì)液壓襯套集總參數(shù)模型中的參數(shù)進(jìn)行了識(shí)別，利用識(shí)別得到的參數(shù)對(duì)液壓襯套的動(dòng)特性進(jìn)行了計(jì)算，驗(yàn)證了識(shí)別得到的參數(shù)的正確性。

關(guān)鍵詞：液壓襯套;動(dòng)態(tài)特性;測(cè)試分析;集總參數(shù)模型;計(jì)算分析

近年來，隨著汽車的輕量化設(shè)計(jì)以及大功率發(fā)動(dòng)機(jī)的應(yīng)用，發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)激勵(lì)更容易傳遞到駕駛室，從而影響乘車的舒適性。為了控制來自發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、路面及車輪的不平衡等干擾激勵(lì)引起的振動(dòng)及噪聲，發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器一般通過橡膠懸置或液阻懸置與車身或副車架相連接，懸架控制臂一般通過橡膠襯套或液壓襯套與車身相連接。橡膠懸置、橡膠襯套、液阻懸置、液壓襯套統(tǒng)稱為橡膠隔振器。

為了有效的隔離來自發(fā)動(dòng)機(jī)或路面的振動(dòng)，在低頻、大振幅激勵(lì)下，要求橡膠隔振器具有大阻尼的特性。典型橡膠懸置或橡膠襯套的滯后角一般在3°~10°之間[1]。雖然通過調(diào)整橡膠的配方，可使橡膠襯套的滯后角大于10°[2]，但這種橡膠襯套的疲勞性能難以保證[3]。為了提高橡膠隔振器的阻尼，通過在橡膠襯套或懸置中封裝液體以提高其阻尼。

在汽車的懸架控制臂、副車架與車身的連接中，采用液壓襯套可有效的隔離來自路面的振動(dòng)[1,3]。在懸架控制臂中廣泛使用的液壓襯套與動(dòng)力總成中的液阻懸置不同點(diǎn)在于其兩個(gè)液室均為工作液室，即兩個(gè)液室中的壓力均很大，而液阻懸置中的一個(gè)液室的橡膠膜很薄，且直接與大氣相通，其中液室的壓力很小。

自20世紀(jì)50年代以來，雖然有很多相關(guān)專利文獻(xiàn)對(duì)液壓襯套的設(shè)計(jì)特征進(jìn)行了描述[4-5],但對(duì)液壓襯套的作用機(jī)理進(jìn)行研究的文獻(xiàn)較少。Lu[6-7]采用與液阻懸置相同的集總參數(shù)模型建模的方法，對(duì)液壓襯套的動(dòng)特性進(jìn)行了線性分析。Sauer等[3]建立了一個(gè)描述液壓襯套動(dòng)特性模型，但并沒有給出基于這種模型的仿真結(jié)果。上官文斌等[2]建立了一個(gè)控制臂液壓襯套線性的集總參數(shù)模型，并采用實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的正確性。Chai等[8-9]建立了一個(gè)概念性的液壓襯套的物理模型，并對(duì)多種工況下液壓襯套線性的集總參數(shù)模型進(jìn)行了分析。但采用線性的流體阻尼模型并不能描述激勵(lì)振幅對(duì)液壓襯套的影響。綜上所述，關(guān)于液壓襯套的研究主要采用線性模型進(jìn)行分析，具有一定的局限性。

本文介紹了某液壓襯套的結(jié)構(gòu)及其工作原理，實(shí)驗(yàn)測(cè)試了液壓襯套的動(dòng)態(tài)特性。建立了液壓襯套動(dòng)特性計(jì)算分析的非線性集總參數(shù)模型，計(jì)算分析了液壓襯套的動(dòng)態(tài)特性，并與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比分析。對(duì)比結(jié)果驗(yàn)證了模型的有效性及分析結(jié)論的正確性，揭示了液壓襯套的作用機(jī)理。在不同振幅激勵(lì)下，采用計(jì)算的方法對(duì)液壓襯套的不變特征點(diǎn)進(jìn)行了分析，并對(duì)液壓襯套的參數(shù)進(jìn)行了辨識(shí)。

1液壓襯套的結(jié)構(gòu)及動(dòng)特性測(cè)試分析

1.1液壓襯套的結(jié)構(gòu)

液壓襯套的剖面結(jié)構(gòu)如圖1所示，襯套的外管1與內(nèi)管5之間的橡膠主簧4與外管之間形成上下兩個(gè)液室3，兩液室之間通過慣性通道6相連接。流道板7與金屬外管1形成慣性通道6，慣性通道的橫截面為矩形。流道板一般內(nèi)置，與外管共同承受激勵(lì)力[1]。

1.外管　2.防撞塊　3.液室　4.橡膠主簧5.內(nèi)管　6. 慣性通道　7. 流道板圖1　液壓襯套的剖面圖Fig.1 The hydraulic bushing section

液壓襯套主要在液壓工作方向提供阻尼，當(dāng)內(nèi)外管的相對(duì)位移變化時(shí)，兩液室的壓力差產(chǎn)生波動(dòng)，液體通過慣性通道在兩液室內(nèi)來回流動(dòng)，利用液體流動(dòng)的慣性損失、液體與壁面的摩擦損失及局部損失衰減振動(dòng)的能量。液壓襯套大阻尼的產(chǎn)生原理與發(fā)動(dòng)機(jī)液阻懸置產(chǎn)生的大阻尼類似，但液壓襯套的兩個(gè)液室均為工作液室，液室中的壓力均很大。

液壓襯套的結(jié)構(gòu)及材料參數(shù)尺寸如表1所示。

表1　液壓襯套的結(jié)構(gòu)及材料參數(shù)尺寸

1.2液壓襯套動(dòng)特性的測(cè)試結(jié)果與分析

液壓襯套動(dòng)態(tài)特性的測(cè)試是在MTS831彈性動(dòng)態(tài)特性振動(dòng)測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行的。液壓襯套的動(dòng)特性通常采用動(dòng)剛度與滯后角進(jìn)行評(píng)價(jià)，動(dòng)態(tài)實(shí)驗(yàn)的方法及數(shù)據(jù)處理的方法與液阻懸置動(dòng)態(tài)特性測(cè)試所采用的方法相同[10]。本文主要對(duì)液壓襯套液體阻尼機(jī)構(gòu)垂向的動(dòng)特性進(jìn)行分析。

K(jω)+jωC(jω)=K′+jK″

(1)

式中，xr為位移激勵(lì)；FT為傳遞到外管的力；K′為液壓襯套的存儲(chǔ)動(dòng)剛度，代表了液壓襯套彈性單元的剛度特性；K″為液壓襯套的損失動(dòng)剛度，復(fù)剛度的虛部ωC(jω)表示了液壓襯套的阻尼特性。動(dòng)剛度Kd與滯后角φ定義為[10]：

(2)

φ=arctg(K″/K′)

(3)

圖2　橡膠主簧的動(dòng)特性Fig.2 The dynamic characteristics of rubber spring

將液壓襯套內(nèi)的液體放掉，即可得到與液壓襯套對(duì)應(yīng)的橡膠襯套，簡(jiǎn)稱液壓襯套橡膠主簧。測(cè)量得到橡膠主簧的動(dòng)特性的實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖2所示。由圖可知，隨激勵(lì)振幅的增大，橡膠主簧的動(dòng)剛度降低，但主簧的滯后角則隨振幅的增大而增大。隨激勵(lì)頻率的增加，動(dòng)剛度逐漸增大，增幅約為0.8 N/mm/Hz；滯后角的增長(zhǎng)量約為0.06°/Hz。與液壓襯套的動(dòng)特性相比較，橡膠主簧的動(dòng)特性在低頻范圍內(nèi)增加的幅度較小。由分析可知，低頻下橡膠主簧的動(dòng)特性近似為線性，且具有幅頻相關(guān)性。

測(cè)量得到的單慣性通道及堵塞慣性通道后液壓襯套的動(dòng)剛度及滯后角見圖3。由圖可知，在不同振幅激勵(lì)下，動(dòng)剛度-頻率曲線與滯后角-頻率曲線具有不變特征點(diǎn)Ni及Qi(i=1,2)，這些特征點(diǎn)是由于橡膠主簧與液體作用力的相互轉(zhuǎn)變及液體流動(dòng)方向的改變而引起的，受振幅變化的影響較小。在不同振幅激勵(lì)下，單慣性通道與堵塞慣性通道后液壓襯套動(dòng)剛度的值在N2點(diǎn)處相差小于150 N/mm，差值與動(dòng)剛度的最大值相比較相對(duì)較小，又考慮到實(shí)驗(yàn)操作及工裝誤差的影響，可認(rèn)為在N2點(diǎn)處兩者的動(dòng)剛度近似相等。

由圖3(a)可見，在不同振幅激勵(lì)下，激振頻率在1~fN1Hz的范圍內(nèi)，隨振幅的增大，動(dòng)剛度降低，與圖2(a)橡膠主簧的特性及大小相同，表明橡膠主簧對(duì)液壓襯套動(dòng)剛度的貢獻(xiàn)占主要作用。由于慣性通道內(nèi)液體流動(dòng)方向的改變，動(dòng)剛度在頻率為7 Hz鄰近出現(xiàn)反共振谷值點(diǎn)。當(dāng)頻率在fN1~fN2范圍內(nèi)，由于流道內(nèi)液體的作用，隨振幅的增大，動(dòng)剛度增加。當(dāng)激振頻率大于fN2，隨激振振幅的增加，動(dòng)剛度降低，慣性通道中液體的振動(dòng)對(duì)液壓襯套動(dòng)剛度的貢獻(xiàn)起主要作用。當(dāng)頻率為36 Hz時(shí)，動(dòng)剛度出現(xiàn)峰值點(diǎn)。在頻率大于80 Hz范圍，動(dòng)剛度與滯后角逐漸降低并趨于恒定。單通道液壓襯套的特性與堵塞通道后液壓襯套的動(dòng)特性具有相似性。

對(duì)比圖2(b)與圖3(b)可知，在1~ 100 Hz范圍內(nèi)堵塞通道后液壓襯套及橡膠主簧的滯后角相差小于5°，最大值小于10°。當(dāng)頻率在1~fQ1Hz范圍內(nèi)時(shí)，單通道液壓襯套的滯后角遠(yuǎn)大于它們的滯后角。在頻率為fQ1~fQ2Hz范圍內(nèi)，由于通道內(nèi)液體的作用，液壓襯套的滯后角遠(yuǎn)大于橡膠主簧的滯后角，表明單通道液壓襯套在低頻激勵(lì)下具有可提供大阻尼的特性。當(dāng)激勵(lì)頻率大于70 Hz時(shí)，液壓襯套與橡膠主簧滯后角之間的差別減小，表明慣性通道內(nèi)的液體在較高頻率段所提供的阻尼作用逐漸減弱。由圖2(b)可見，滯后角的峰值隨激振振幅的增加而減小，峰值頻率點(diǎn)降低。

圖3　液壓襯套的動(dòng)特性Fig.3 The dynamic characteristics of hydraulic bushing

2液壓襯套的非線性集總參數(shù)模型

單慣性通道液壓襯套的集總參數(shù)模型見圖4。圖中Kr、Cr為橡膠主簧的動(dòng)剛度(N/m)及阻尼系數(shù)(N·s/m)；Ap1與Ap2(m2)分別為兩液室的等效活塞面積；p1(t)與p2(t)分別為兩液室內(nèi)的壓力(N/m2)；在壓力的作用下，兩個(gè)液室的體積變形量分別用體積剛度Ku及Kl(N/m5)表征；Qi(t)為液體流徑慣性通道的流量(m3/s)；li為慣性通道的長(zhǎng)度(m)；Ai為慣性通道的橫截面積(m2)；xi(t)為液柱相對(duì)壁面的位移(m)。內(nèi)管上承受正弦位移激勵(lì)為xr(t)=Xrsinωt，外管的響應(yīng)力為FT(t)/N。

圖4　液壓襯套的集總參數(shù)模型Fig.4 Fluid system model of hydraulic bushing

2.1慣性通道中液體流動(dòng)的方程

建模時(shí)，作如下假設(shè)：液體不可壓縮；忽略液體的重力；液體在慣性通道內(nèi)流動(dòng)時(shí)進(jìn)出口的屬性相同；通道的橫截面積是均勻的；液體的動(dòng)力黏度及密度的特性不變。根據(jù)黏性流體沿流線的非定常伯努利方程，可得通道內(nèi)液體流動(dòng)的動(dòng)量方程[11-12]：

(4)

式中，ρ為液體的密度；dH為慣性通道橫截面的水力直徑；ξ為局部損失的二階非線性阻力系數(shù)；ηl為慣性通道內(nèi)液體與壁面的沿程阻力系數(shù)。ξ與ηl可采用以下計(jì)算方法得到。

ξ的計(jì)算公式為[13]：

ξ=ξin+ξout+ξl

(5a)

(5b)

(5c)

式中，ξin為進(jìn)口收縮系數(shù)；ξout為出口膨脹系數(shù)；Aout與Ain為進(jìn)出口的橫截面積；ξl為彎曲損失系數(shù)，取決于通道軸心線的曲率半徑、通道的直徑及通道的方向變化角等參數(shù)。一般采用實(shí)驗(yàn)方法確定。

不同液體流動(dòng)狀態(tài)下，慣性通道內(nèi)液體與壁面的沿程損失系數(shù)ηl的動(dòng)態(tài)參數(shù)估計(jì)的計(jì)算方法如表2所示，表中δ為相對(duì)粗糙度系數(shù)，與通道的材料及直徑有關(guān)；液體與壁面的沿程阻力系數(shù)ηl1及ηl2與等效活塞的位移激勵(lì)振幅計(jì)頻率有關(guān)[12]，分別定義為：

(6a)

ηl2=ηl=64/Re

(6b)

表2中的雷諾數(shù)Re定義為[12]：

(7)

de/dH=1/γ

(8)

式中，γ是遵循層流理論水力直徑的修正系數(shù)，但把它用到湍流范圍內(nèi)，也可得到更為精確的計(jì)算結(jié)果[12]。

表2　沿程損失系數(shù)

2.2液壓襯套的非線性集總參數(shù)模型

由慣性通道內(nèi)液體的連續(xù)方程，有：

(9)

將式(9)代入式(4)，可得到慣性通道內(nèi)液體的動(dòng)量方程為：

(10)

傳遞到外管的力FT(t)為：

(11)

由式(11)所示的傳遞力的方程可知，傳遞到外管的動(dòng)態(tài)力由兩部分構(gòu)成：

FT(t)=FTr(t)+FTh(t)

(12)

由式(12)可知，F(xiàn)Tr(t)定義為通過橡膠主簧傳遞的力，F(xiàn)Th(t)定義為通過液體傳遞的力。由式(12)可知，F(xiàn)Tr(t)與FTh(t)分別為：

(13)

3液壓襯套動(dòng)態(tài)特性的計(jì)算分析

把(10)式改寫成振動(dòng)方程的形式，可得到慣性通道內(nèi)液柱的振動(dòng)方程：

(14)

式(14)可知，慣性通道內(nèi)液柱的運(yùn)動(dòng)與單自由度系統(tǒng)的振動(dòng)類似，液壓襯套的剛度項(xiàng)與Ku、Kl、Ai、li及ρ等參數(shù)有關(guān)。其中，由于Ai及l(fā)i為液壓襯套的結(jié)構(gòu)幾何參量。假設(shè)液體不可壓縮，可知ρ為定值。在低頻激勵(lì)下，由于體積剛度Ku與Kl變化較小，可近似為定值。所以，方程(14)中的剛度項(xiàng)可以認(rèn)為不變。

(15)

式(15)表明，液柱的共振頻率的值不但與兩液室體積剛度Ku及Kl有關(guān)，同時(shí)還取決于ρ,li及Ai等參數(shù)。

(16)

式(16)中的阻尼比為：

(17)

由式(16)，通過傅里葉變換，整理可得：

(18)

式中，Xr為激勵(lì)的位移振幅；Xi為慣性液柱的位移響應(yīng)振幅；φ1為xi相對(duì)于xr的滯后角度。通過整理，可得到通道內(nèi)慣性液柱的位移頻響函數(shù)Hf：

(19)

式中:

(20)

(21)

3.1慣性通道中液體流動(dòng)的方程激振頻率與慣性通道內(nèi)液柱的固有頻率趨于0時(shí)

(22)

Kd(λ→0)=Kr(λ→0)

(23)

但當(dāng)Ap2與Ap1不相等時(shí)，液壓襯套內(nèi)的液體對(duì)Kd(λ→0)有一定的貢獻(xiàn)，導(dǎo)致Kd(λ→0)大于Kr(λ→0)的值。由實(shí)驗(yàn)可知，當(dāng)振幅為1 mm時(shí)，Kd(λ→0)為485.47 N/mm，Kr(λ→0)為434.14 N/mm，兩者的比值約為1.12?？梢妱偠仍黾恿肯啾容^小。當(dāng)λ→0時(shí)，可近似采用Kd(λ→0)代替Kr(λ→0)。

對(duì)比圖2與圖3可見，當(dāng)頻率低于5 Hz時(shí)，Kd(λ→0)與Kr(λ→0)的變化趨勢(shì)相同，動(dòng)剛度都隨振幅的增大而降低，滯后角小于10°。當(dāng)激勵(lì)頻率趨于零時(shí)，在不同振幅激勵(lì)下，橡膠主簧的動(dòng)剛度在452.32~482.65 N/mm范圍內(nèi)，而液壓襯套的動(dòng)剛度在501.87~505.76 N/mm之間，兩者相差小于50 N/mm。可知慣性通道內(nèi)的液體對(duì)動(dòng)剛度的貢獻(xiàn)很小。所以，在較低激勵(lì)頻率下，Kr(f→0)起主要作用，結(jié)論與式(23)相吻合。

綜上所述，當(dāng)λ→0時(shí)，液壓襯套的動(dòng)特性主要取決于橡膠主簧的動(dòng)特性，理論分析與實(shí)驗(yàn)所得到的結(jié)論一致。

3.2慣性通道中液體流動(dòng)的方程激振頻率與慣性通道內(nèi)液柱的固有頻率趨于1時(shí)

由式(19)知，當(dāng)λ→1，位移頻響函數(shù)Hf(λ→1)可簡(jiǎn)化為：

因Xi與Xr都為正值，所以Hf(λ→1)為虛部為負(fù)值的純虛數(shù)。表明當(dāng)λ=1時(shí)，液體通道內(nèi)的液柱產(chǎn)生相位共振。如設(shè)：

e-jφ1=cosφ1-jsinφ1

E=(KlAp2+KuAp1)/ρli

(25)

通過變換，得到位移頻響函數(shù)Hf(λ→1)：

(26)

(27)

由式(27)得到當(dāng)λ→1時(shí)，液壓襯套的滯后角φ(λ→1)為：

(28)

上式中：

(29)

由式(20)及式(28)可得：

由式(29)及(30)可知，μ、Ai、ξ、li及dH等參數(shù)的改變都影響系數(shù)τf的大小。當(dāng)λ→1時(shí)，適當(dāng)增大ρ與dH的值，可有效增大φ(λ→1)的值。由式(30)可見，當(dāng)激勵(lì)位移的振幅Xr減小，τf增加，增大了滯后角φ(λ→1)的值，闡釋了液壓襯套具有幅變特性的原因，理論分析與圖3(b)測(cè)量得到的液壓襯套的滯后角曲線相吻合。

對(duì)比圖2(a)及圖3(a)可見，當(dāng)激勵(lì)頻率在35 Hz鄰近，激勵(lì)的振幅每增大0.2 mm，橡膠主簧的動(dòng)剛度變化值小于20 N/mm。但在相同激勵(lì)條件下，液壓襯套動(dòng)剛度的變化大于100 N/mm，變化范圍遠(yuǎn)大于橡膠主簧的動(dòng)剛度的變化量。所以，當(dāng)λ→1時(shí)，慣性通道子系統(tǒng)對(duì)液壓襯套動(dòng)剛度的貢獻(xiàn)起到主要作用。

綜上所述，當(dāng)λ→1時(shí)，液壓襯套的振幅相關(guān)性主要取決于慣性通道系統(tǒng)的振幅相關(guān)性。解析理論分析與實(shí)驗(yàn)所得到的結(jié)論相同。

3.3慣性通道中液體流動(dòng)的方程激振頻率與慣性通道內(nèi)液柱的固有頻率趨于無窮大

由式(19)、(21)可知，當(dāng)λ→∞時(shí)，慣性通道子系統(tǒng)的復(fù)剛度K*f(λ→∞)趨于常數(shù)：

(31)

(32)

式(32)表明，當(dāng)λ→∞時(shí)，通過減小體積剛度Kl、Ku及等效活塞面積Ap1、Ap2的值，可以在相對(duì)高頻范圍內(nèi)，減小液壓襯套的動(dòng)剛度，所以通過添加柔性的解耦膜，可降低液壓襯套的動(dòng)剛度。

減小Kr的值也可以降低相對(duì)高頻范圍內(nèi)液壓襯套的動(dòng)剛度，所以液壓襯套的通常采用剪切型橡膠主簧。采用剪切型橡膠主簧不但使液壓襯套具有足夠的垂向及橫搖柔度，同時(shí)滿足大側(cè)向剛度的要求，容易實(shí)現(xiàn)液壓襯套橡膠主簧比典型橡膠襯套更軟的設(shè)計(jì)目的，還可消減襯套橡膠主簧高頻駐波振動(dòng)的影響。

綜上所述，當(dāng)λ→∞時(shí)，解析理論分析與實(shí)驗(yàn)所得到的結(jié)論相同，分析方法可為液壓襯套的設(shè)計(jì)提供參考。

4集總參數(shù)模型參數(shù)的識(shí)別

(33)

如設(shè)兩體積剛度Kl與Ku對(duì)應(yīng)成比例。因?yàn)榇鎯?chǔ)剛度的不變特征點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的頻率點(diǎn)fN3與液柱的共振頻率fn近似相等[11]，又由于Ai、ρ及l(fā)i等幾何物理參數(shù)已知，可由式(15)得到Kl與Ku的值。

(34)

由于不變特征點(diǎn)附近的存儲(chǔ)動(dòng)剛度的變化曲線幾乎與X軸(頻率軸)垂直，不變特征點(diǎn)處較小的測(cè)量及辨識(shí)誤差對(duì)不變特征點(diǎn)頻率fN3的影響較小，所以采用fN3辨識(shí)fn的精度較高，進(jìn)而可對(duì)體積剛度Kl及Ku進(jìn)行識(shí)別。

圖5　液壓襯套的存儲(chǔ)動(dòng)剛度及損失動(dòng)剛度Fig.5 Dynamic stiffness in-phase and out-of-phase of the hydraulic bushing

(35)

圖6　液壓襯套動(dòng)特性的計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的對(duì)比(振幅:1mm)Fig.6 Comparisons between experimental and predicted results of the dynamic characteristics of hydraulic bushing

由上所述，理論與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了不變特征點(diǎn)的存在，并驗(yàn)證了采用的非線性集總參數(shù)模型及對(duì)液壓襯套參數(shù)進(jìn)行辨識(shí)的正確性。

5結(jié)論

(1)采用實(shí)驗(yàn)的方法，測(cè)試分析了液壓襯套在低頻、不同振幅位移激勵(lì)下，其動(dòng)剛度、滯后角、存儲(chǔ)動(dòng)剛度及損失動(dòng)剛度的動(dòng)態(tài)特性，和動(dòng)特性在一些頻率點(diǎn)具有不變特征點(diǎn)。

(2)基于流體力學(xué)理論，建立了考慮慣性通道中液體流動(dòng)局部損失及沿程損失的非線性集總參數(shù)模型。采用解析計(jì)算的方法，對(duì)液壓襯套動(dòng)特性的振幅相關(guān)性及頻率相關(guān)性進(jìn)行了理論上的闡述，計(jì)算分析結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的一致，驗(yàn)證了解析分析的正確性，揭示了液壓襯套的作用機(jī)理。

(3)分析了液壓襯套在不同振幅位移激勵(lì)下存儲(chǔ)動(dòng)剛度存在不變特征點(diǎn)，表明作為有阻尼液壓襯套系統(tǒng)的頻率響應(yīng)特性中也具有不變特征點(diǎn)的特性。

(4)本文的研究工作發(fā)展了采用建模解析分析的方法對(duì)非線性集總參數(shù)模型的參數(shù)進(jìn)行辨識(shí)的理論，參數(shù)辨識(shí)的結(jié)果驗(yàn)證了計(jì)算分析的正確性。

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Experiment and modeling on nonlinear dynamic characteristics of a hydraulic bushing used in vehicle suspension

YANGChao-feng1,YINZhi-hong1,SHANGGUANWen-bin1,2,DUANXiao-cheng2,LICong3

(1. College of Automotive Engineering, South China University of Technology, Guangzhou 510641, China;2. Ningbo Tuopu Group Co., Ltd., Ningbo 315800, China; 3. SAIC GM Wuling Automobile Co., Ltd., Liuzhou 545007, China)

Abstract:The dynamic characteristics of hydraulic bushing, namely the dynamic stiffness and the loss angle, are crucial for the performance of vehicle suspension. The dynamic stiffness and loss angle of a practical hydraulic bushing were tested and compared with the results predicted by a nonlinear lumped parameter model whose parameters were extracted by a parameter identification technique. Using the model, the effects of the main rubber and inertia track on the dynamic stiffness and loss angle were investigated. It is found the real part of the dynamic stiffness has a fixed feature point while the module of the dynamic stiffness tends to a certain constant value under high frequency excitation. The good result suggests the validity of the model and the parameter identification implementation.

Key words:hydraulic bushing; dynamic performance; test analysis; nonlinear lumped parameter model; numerical analysis

中圖分類號(hào):TH113;U464

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.03.013

通信作者殷智宏 女，博士,講師，1982年生

收稿日期：2014-10-23修改稿收到日期：2015-01-20

基金項(xiàng)目：國(guó)家自然科學(xué)基金(51305139;51475171);中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)面上項(xiàng)目(2013ZM0016);廣東省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(2015A030310383;2014A030313254)

第一作者 楊超峰 男，博士生，1981年生