田雪，孫曉幫，王天利，張宗斌

(1.遼寧工業(yè)大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，遼寧錦州 121001；2.長城汽車哈弗技術(shù)中心，河北保定 071000)

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減振器能量耗散研究綜述

田雪1，孫曉幫1，王天利1，張宗斌2

(1.遼寧工業(yè)大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，遼寧錦州 121001；2.長城汽車哈弗技術(shù)中心，河北保定 071000)

介紹了減振器的工作形式和其工作時(shí)能量耗散原理；闡述了減振器阻尼特性對(duì)減振器能量耗散的影響；結(jié)合國內(nèi)外研究現(xiàn)狀，綜述用于減振器能量耗散理論研究方法；提出從能量角度建立減振器能量耗散理論來完善減振器性能評(píng)價(jià)體系的具體方法。

汽車懸架；減振器；能量耗散；能量匹配

0 引言

汽車懸架是現(xiàn)代汽車上重要的組成部分之一，其作用是傳遞作用在車輪和車身之間的力和力矩。當(dāng)車身和車輪振動(dòng)時(shí)，減振器通過內(nèi)部液壓油摩擦和流經(jīng)阻尼孔的摩擦將懸架動(dòng)能轉(zhuǎn)換成熱能，耗散到大氣中，實(shí)現(xiàn)衰減振動(dòng)目的。目前大多數(shù)學(xué)者在懸架設(shè)計(jì)中針對(duì)減振器的性能要求，一般采用汽車動(dòng)力學(xué)理論對(duì)懸架參數(shù)進(jìn)行最優(yōu)匹配，并以減振器阻尼特性曲線為優(yōu)化目標(biāo)進(jìn)行減振器的性能優(yōu)化，以達(dá)到為懸架系統(tǒng)匹配最佳性能減振器的目的，使車輛達(dá)到最佳減振效果。但是汽車懸架與減振器最佳能量匹配并沒有得到滿足。如果將減振器能量耗散與整車能量匹配有機(jī)地連接起來，將對(duì)減振器性能研究具有指導(dǎo)意義。

1 減振器工作原理及其阻尼特性

1.1 減振器工作原理

1.1.1 減振器壓縮行程工作原理

減振器在壓縮行程的運(yùn)動(dòng)及阻尼產(chǎn)生過程如圖1所示。壓縮行程是指當(dāng)車輪移近車身，減振器受壓，減振器活塞桿帶動(dòng)活塞向下運(yùn)動(dòng)，壓縮腔油壓升高,壓縮腔油液流經(jīng)流通閥到復(fù)原腔，一部分油液流經(jīng)壓縮閥到儲(chǔ)油腔,產(chǎn)生壓縮節(jié)流壓力。節(jié)流壓力對(duì)懸架壓縮運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生阻尼力，壓縮行程阻尼力可表

示為：

Fdy=(phy+py)Sg

(1)

式中：Fdy為壓縮行程阻尼力(N)；phy為油液流經(jīng)壓縮閥座孔的節(jié)流壓力(MPa)；py為壓縮閥節(jié)流縫隙壓力差(MPa)；Sg為活塞桿面積(m2)。

圖1 壓縮行程

1.1.2 減振器壓縮行程工作原理

減振器在復(fù)原行程的運(yùn)動(dòng)及阻尼產(chǎn)生過程如圖2所示。復(fù)原行程是指當(dāng)車輪相對(duì)車身移開，減振器受拉，減振器活塞桿帶動(dòng)活塞向上運(yùn)動(dòng)，復(fù)原腔油壓升高，復(fù)原腔油液流經(jīng)復(fù)原閥到壓縮腔，儲(chǔ)油腔的一部分油液流經(jīng)補(bǔ)償閥到壓縮腔,產(chǎn)生復(fù)原節(jié)流壓力。節(jié)流壓力便造成對(duì)懸架拉伸運(yùn)動(dòng)的阻尼力，復(fù)原行程阻尼力可表示為:

Fdf=(ph+pf)Sh

(2)

式中：Fdf為復(fù)原行程阻尼力(N)；ph為活塞孔的節(jié)流壓力(MPa)；pf為節(jié)流縫隙的節(jié)流壓力(MPa)；Sh為活塞缸筒和活塞桿之間的環(huán)形面積(m2)。

圖2 復(fù)原行程

根據(jù)能量守恒定律，活塞向下或向上運(yùn)動(dòng)對(duì)液體所做的功等于該液體位能變化量和動(dòng)能變化量之和。又因?yàn)橐后w具有黏性，液體流動(dòng)時(shí)會(huì)產(chǎn)生內(nèi)摩擦力，從而造成能量損失(即壓力損失)，包括沿程壓力損失和局部壓力損失：沿程壓力損失是液體分子間的內(nèi)摩擦產(chǎn)生的；局部壓力損失是液體分子間碰撞、漩渦產(chǎn)生的附加摩擦，如式(3)、(4)所示。

沿程壓力損失：

(3)

式中：λ為層流/紊流沿程阻力系數(shù)；l為管路長度(m)；Re為雷諾系數(shù)；ρ為油液動(dòng)力黏度(Pa·s)；d為圓管直徑(m)；v為液體平均流速(m/s)；Q為圓管流通量(m3/s)。

局部壓力損失:

p2=ζρv2/2

(4)

式中：ζ為局部阻力系數(shù)。

減振器將動(dòng)能轉(zhuǎn)化為熱能過程中能量耗散量可表示為：

(5)

如圖3所示：示功圖表示阻尼力-位移變化曲線，曲線圍成的面積表示減振器在一個(gè)周期內(nèi)消耗的總功，即減振器消耗的能量；速度特性圖反映了阻尼力-速度變化關(guān)系，由示功圖求導(dǎo)得到，因此，曲線與坐標(biāo)軸圍成的面積即減振器消耗的功率。

圖3 減振器阻尼特性曲線

1.2 影響減振器阻尼特性因素

對(duì)傳統(tǒng)減振器性能的判斷，人們大多根據(jù)示功圖上最大、最小阻尼力峰值及其示功曲線是否平滑飽滿、有無畸變等來判斷減振器的性能優(yōu)劣[1]。但是傳統(tǒng)減振器的評(píng)價(jià)方法中減振器能量耗散性能沒有得到體現(xiàn)。

減振器的阻尼特性是其內(nèi)部結(jié)構(gòu)的直觀表現(xiàn)，減振器的能量耗散是對(duì)其阻尼特性的直觀反映。因此，減振器內(nèi)部閥系對(duì)其能量耗散能力有很大的影響。一般減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)對(duì)減振器能量耗散影響包括兩類：閥片的變形程度和閥系的尺寸參數(shù)。

影響閥片變形程度因素包括：(1)瞬時(shí)油液的流量；(2)瞬時(shí)油液的流速；(3)油液的流通面積。

由公式(3)可知：沿程壓力損失p1與油液圓管流通量Q和液體平均流速v成正比，與管內(nèi)直徑d成反比。由公式(4)可知：局部壓力損失p2與液體平均流速v成反比。

閥系的尺寸參數(shù)[2]包括：

(1)活塞孔直徑?；钊讖皆叫。?jié)流效果越明顯，能量耗散量越大。

(2)活塞上常通孔。常通孔具有分流效果，通過配置不同的常通孔來調(diào)節(jié)所需的能量耗散量。

(3)閥片厚度及片數(shù)。閥片相同，疊加片數(shù)越多，能量耗散量越大?？偤穸认嗤?，閥片厚度不同，能量耗散量不同。

(4)壓縮閥形式。采用不同壓縮閥，示功圖飽滿程度不同，能量耗散量不同。

如果能夠分析出減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)減振器能量耗散的影響，可對(duì)汽車懸架與整車能量匹配提供一定的理論依據(jù)。

2 減振器耗能理論研究方法

目前減振器能量耗散性能分析，可采用理論、仿真和實(shí)驗(yàn)方法實(shí)施。汽車懸架減振器能量耗散研究，將對(duì)車輛振動(dòng)回收能量提供科學(xué)的理論依據(jù)。

2.1 理論研究方法

根據(jù)最佳阻尼對(duì)減振器速度特性作匹配，以此保證減振器能夠滿足車輛懸架最佳阻尼匹配要求，提高車輛行駛平順性。

文獻(xiàn)[3]中首先建立懸架二自由度行駛振動(dòng)模型，基于舒適性和安全性最優(yōu)阻尼比，建立車輛懸架最優(yōu)阻尼比數(shù)學(xué)模型。方法如下：

將ξoc和ξos利用黃金分割法得到車輛懸架最優(yōu)阻尼比ξo：

ξo=ξoc+0.618(ξos-ξoc)

(6)

由振動(dòng)理論可知，ξo與懸架系統(tǒng)最佳阻尼系數(shù)c的關(guān)系為:

c=4πξofm2

（2）水資源論證工作涉及對(duì)象。水資源工作涉及的對(duì)象主要包括取水企業(yè)、水資源論證企業(yè)、水行政主管部門、專家組這4個(gè)主要組成部分。涉及招商引資企業(yè)時(shí)，政府也是涉及對(duì)象。

(7)

式中：f為懸架系統(tǒng)固有頻率(Hz)；m2為簧載質(zhì)量(kg)。

當(dāng)ξo確定后，由文獻(xiàn)[4]可確定復(fù)原行程和壓縮行程初次開閥阻尼系數(shù)：

c1=c1y=4πξofm2

(8)

式中：c1為復(fù)原行程初次開閥阻尼系數(shù)；c1y為壓縮行程初次開閥阻尼系數(shù)。

復(fù)原行程開閥后特性曲線斜率k2：

k2=k1/η

(9)

式中：k1=c1；η為復(fù)原行程平安比。

減振器阻尼力Fd為阻尼系數(shù)與速度的乘積，根據(jù)公式(8),可建立減振器分段速度特性數(shù)學(xué)模型為:

(10)

式中：β為減振器壓縮與復(fù)原阻尼力雙向比；F1f為復(fù)原初次開閥阻尼力(N)；v1f為復(fù)原初次開閥速度(m/s)；F2f為復(fù)原最大開閥阻尼力(N)；v2f為復(fù)原最大開閥速度(m/s)；F1y為壓縮初次開閥阻尼力(N)；F2y為壓縮最大開閥阻尼力(N)；v1y為壓縮初次開閥速度(m/s)；v2y為壓縮最大開閥速度(m/s)。

由上述數(shù)學(xué)模型得到分段線性速度特性曲線，如圖3(b)所示。曲線與坐標(biāo)軸圍成的面積S表示減振器消耗的功率。

復(fù)原行程消耗功率，即復(fù)原行程面積為：

(11)

壓縮行程消耗的功率，即壓縮行程面積為：

(12)

減振器一個(gè)周期內(nèi)經(jīng)歷壓縮與復(fù)原兩個(gè)行程，因此，減振器耗散功率可表示為：

(13)

通過實(shí)例設(shè)計(jì)驗(yàn)證減振器功率數(shù)學(xué)模型正確性，為減振器能量耗散研究奠定了可靠的理論基礎(chǔ)。

(2)基于懸架動(dòng)力學(xué)理論研究車輛懸架能量耗散功率

文獻(xiàn)[5]中車輛懸架能量耗散主要來自減振器，其耗能可表示為阻尼力與懸架相對(duì)位移的乘積。車輛懸架系統(tǒng)的能量耗散與路面不平度激勵(lì)密不可分，由懸架振動(dòng)微分方程得到懸架相對(duì)速度均方值為：

(14)

式中: H(f)(v2-v1)/v0為懸架相對(duì)速度傳遞函數(shù)。

其中，白噪聲速度功率譜密度為:

Gv0(f)=(2πn0)2Gx0(n0)v

(15)

式中: Gx0(n0)為空間頻率下的路面功率譜密度；v為車輛行駛速度；n0為參考空間頻率；f為時(shí)間頻率。

在忽略減振器內(nèi)部連接襯套阻尼時(shí)，又可以表示為：

(16)

式中:t0為減振器工作時(shí)間(s)；cs為減振器阻尼系數(shù)；Fd為減振器阻尼力。

為了分析懸架能量耗散影響因素，假設(shè)車輛懸架耗散因子為：

(17)

由式(15)可知，kv與懸架運(yùn)動(dòng)參數(shù)有關(guān)。分別將非簧載質(zhì)量m1、簧載質(zhì)量m2、輪胎剛度k1、懸架彈簧剛度k2、減振器阻尼系數(shù)cs在選定范圍內(nèi)取不同值時(shí)(選定范圍不代表車輛參數(shù)的任意選擇，只是理論研究范圍)，并通過擬合曲線觀察kv的變化。其中輪胎剛度與k1呈45°線性關(guān)系，即kv=k1。其余參數(shù)對(duì)kv影響非常小可忽略。因此，減振器能量耗散功率又可以表示為：

P=k1Gv0(f)=(2πn0)2k1Gx0(n0)v

(18)

上述研究為減振器能量耗散理論研究提供參考依據(jù)。

2.2 實(shí)車試驗(yàn)方法

文獻(xiàn)[6]中選取某乘用車作為試驗(yàn)車，懸架動(dòng)位移采用激光位移傳感器測量，用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)以及Test.Lab工程測試與信號(hào)分析軟件完成數(shù)據(jù)采集。選定平直水泥路面、坑洼瀝青路面、減速帶的水泥路面作為試驗(yàn)路段。選定不同車速勻速行駛工況試驗(yàn)，對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)濾波后求導(dǎo)得到懸架速度-時(shí)間曲線。根據(jù)懸架能量瞬時(shí)公式：

(19)

式中：vv2-v1為懸架相對(duì)速度(m/s)。

利用MATLAB軟件處理得到減振器瞬時(shí)能量累計(jì)值-時(shí)間曲線，如圖4所示。再根據(jù)曲線數(shù)據(jù)求出不同車速下能量均方根值，即減振器耗散的能量。

圖4 減振器瞬時(shí)能量累計(jì)曲線

上述研究考查了實(shí)際車輛行駛時(shí)的可回收能量潛力，開展了減振器能量耗散評(píng)估的道路試驗(yàn)。

2.3 仿真分析方法

(1)用CarSim平臺(tái)進(jìn)行整車仿真

文獻(xiàn)[7]在CarSim平臺(tái)中選取E-Class SUV為車輛模型,對(duì)其模型進(jìn)行車輛參數(shù)設(shè)置，采用6速變速器及4輪驅(qū)動(dòng)方式;懸架阻尼器為Big SUV Damping模型(非線性阻尼);彈簧為Big SUV Spring，路面采用積分白噪聲的方法生成。仿真結(jié)果如表1所示。

表1 懸架阻尼器耗能百分比

通過對(duì)比懸架阻尼器所耗散的能量占發(fā)動(dòng)機(jī)輸出能量的百分比可知：相同車速下, 影響減振器耗能的主要因素為路面不平度系數(shù)。在相同路面上行駛時(shí),車速對(duì)減振器耗能影響較大。在目前的道路及工況條件下,減振器耗散的能量具有很大的回收價(jià)值。

(2)用MATLAB/Simulink平臺(tái)實(shí)現(xiàn)懸架車輛仿真

文獻(xiàn)[8]中建立了被動(dòng)懸架和主動(dòng)懸架模型。被動(dòng)懸架系統(tǒng)中，假定系統(tǒng)的振動(dòng)能量均由減振器以熱能形式耗散掉，則其耗能P應(yīng)為阻尼力乘以懸架相對(duì)位移，即：

(20)

式中：[x2(t)-x1(t)]為懸架相對(duì)位移 。

采用最優(yōu)線性二次控制器LQG設(shè)計(jì)主動(dòng)懸架，其總能量需求為最優(yōu)控制力U(t)所做的正功，即：

(21)

依據(jù)建立的主動(dòng)與被動(dòng)系統(tǒng)模型，對(duì)車輛在不同行駛工況下進(jìn)行仿真并考察耗能情況，如圖5所示。

圖5 懸架系統(tǒng)仿真圖

仿真結(jié)果將被動(dòng)懸架能量消耗與主動(dòng)懸架能量需求作對(duì)比，分析了主動(dòng)懸架能量回收潛力。懸架系統(tǒng)建模與仿真工作為減振器能量耗散的研究提供重要的指導(dǎo)作用。

3 結(jié)束語

比較國內(nèi)外減振器耗能研究現(xiàn)狀不難發(fā)現(xiàn)，無論是軟件仿真建模還是理論建模，大多數(shù)學(xué)者都是從減振器饋能潛力方面對(duì)減振器耗能理論進(jìn)行研究，方法如下：

(1)從汽車懸架動(dòng)力學(xué)模型出發(fā)，建立減振器能量耗散功率模型。

(2)對(duì)減振器能量耗散影響因素的研究，注重懸架運(yùn)動(dòng)參數(shù)對(duì)減振器能量耗散的影響。

懸架能量耗散能力可通過減振器示功圖面積計(jì)量得出，將減振器內(nèi)部閥系結(jié)構(gòu)理論與懸架性能實(shí)驗(yàn)結(jié)合即可分析減振器性能優(yōu)劣。如果從減振器能量耗散角度出發(fā)，可從以下3個(gè)方面建立減振器能量耗散理論來完善減振器性能評(píng)價(jià)體系：(1)用減振器能量耗散來描述示功圖飽滿程度。(2)用減振器能量耗散性能評(píng)價(jià)減振器性能優(yōu)劣。(3)從能量角度對(duì)汽車懸架與整車最佳能量匹配進(jìn)行研究。文中研究為減振器優(yōu)化研究及整車能量匹配提供了有效途徑，同時(shí)為減振器性能評(píng)估和質(zhì)量檢測提供一種可行的方法。

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以智能出行理念引領(lǐng)生活

日產(chǎn)BladeGlider高性能電動(dòng)汽車原型車發(fā)布

日產(chǎn)汽車公司在巴西里約熱內(nèi)盧發(fā)布了其領(lǐng)先時(shí)代的日產(chǎn)BladeGlider原型車。這款基于2013年東京車展上首次亮相的BladeGlider概念車所研發(fā)的車型，以極具革命性的跑車設(shè)計(jì)將零排放與高性能完美結(jié)合。日產(chǎn)BladeGlider原型車的發(fā)布，標(biāo)志著日產(chǎn)汽車將智能出行、節(jié)能環(huán)保和跑車驅(qū)動(dòng)能力融為一體。

日產(chǎn)BladeGlider原型車的發(fā)布，標(biāo)志著日產(chǎn)汽車實(shí)現(xiàn)了以靈敏、高效的純電動(dòng)汽車為消費(fèi)者營造全新駕駛樂趣和激情的愿景。

此次發(fā)布的日產(chǎn)BladeGlider原型車具有先進(jìn)的底盤配置，前窄后寬的輪距設(shè)計(jì)帶來了最佳的空氣動(dòng)力效率和操作穩(wěn)定性；高腰線和后鉸鏈上掀式車門的設(shè)計(jì)帶來酷感十足的上、下車體驗(yàn)；一體化的翻轉(zhuǎn)保護(hù)結(jié)構(gòu)則令敞篷設(shè)計(jì)得以強(qiáng)化，保留敞篷跑車帶來的愉悅駕乘體驗(yàn)的同時(shí)還賦予了這款車轎跑級(jí)別的安全保護(hù)。

日產(chǎn)BladeGlider原型車先進(jìn)的方向盤控制集成顯示系統(tǒng)可以顯示速度、電池充電狀態(tài)、更新模式和扭矩表現(xiàn)等信息。中央顯示屏的左右兩側(cè)各設(shè)有一塊顯示屏，顯示安裝在前輪后側(cè)的后視攝像頭所采集的影像。這一創(chuàng)新的雙屏設(shè)計(jì)有效提升汽車的空氣動(dòng)力效率。駕駛艙內(nèi)的3個(gè)座椅呈三角形分布，駕駛位在前排中間的箭頭位置，為后排的兩個(gè)乘客位提供寬敞的腿部空間。而駕駛艙風(fēng)擋玻璃的無縫設(shè)計(jì)，更為車內(nèi)的每位駕乘者帶來全景視野。

日產(chǎn)BladeGlider采用100%電力驅(qū)動(dòng)，其卓越的動(dòng)力性能由日產(chǎn)汽車的技術(shù)伙伴——英國威廉姆斯先進(jìn)技術(shù)工程公司專門打造。在巴西里約熱內(nèi)盧現(xiàn)場展示的BladeGlider原型車，最高時(shí)速可達(dá)190 km/h*，0～100 km/h的加速時(shí)間不超過5 s*，車輛的每個(gè)后輪各配備了一個(gè)功率達(dá)130 kW的電機(jī)為其提供強(qiáng)勁動(dòng)力。系統(tǒng)通過扭矩矢量分配來控制傳輸?shù)礁黩?qū)動(dòng)輪的扭矩，從而進(jìn)一步提升操控性能。搭載扭矩矢量分配系統(tǒng)后，一旦汽車出現(xiàn)轉(zhuǎn)向不足的情況，系統(tǒng)會(huì)自動(dòng)向外側(cè)車輪分配更多扭矩，從而恢復(fù)操作平衡。系統(tǒng)共設(shè)有3種模式：關(guān)閉模式、敏捷模式和漂移模式。車型動(dòng)力來源于五模功率達(dá)220 kW的高性能塊鋰離子電池。同時(shí)，車上搭載了專為電池和電機(jī)開發(fā)的全定制冷卻系統(tǒng)。

日產(chǎn)BladeGlider原型車的內(nèi)飾設(shè)計(jì)則展現(xiàn)出這款車型動(dòng)感十足的一面，車內(nèi)每個(gè)座椅都配備了4點(diǎn)式安全帶，同時(shí)還可為駕乘者提供獨(dú)特的體側(cè)和腿部支撐。座椅采用纖維織物與環(huán)氧樹脂高密混合的高韌性耐磨面料，令駕乘者的乘坐更為舒適安全。內(nèi)飾共有兩種顏色——數(shù)碼綠和幽暗橙。這些顏色主要應(yīng)用于座椅靠背的上半部分，框架部分則運(yùn)用銀色反光材料來營造奪目、動(dòng)感的視覺。座椅整體視覺為黑色印花底座搭配帶有綠、橙色邊飾的坐墊。

備注：標(biāo)*號(hào)的數(shù)據(jù)均來自威廉姆斯先進(jìn)技術(shù)工程公司的測評(píng)記錄。

(來源：日產(chǎn)汽車)

Review on Energy Dissipation of Shock Absorber

TIAN Xue1,SUN Xiaobang1, WANG Tianli1, ZHANG Zongbin2

(1.College of Automobile and Transportation Engineering, Liaoning University of Technology, Jinzhou Liaoning 121001,China;2.Changcheng Automobile Technology Center of Havard, Baoding Hebei 071000,China)

The structure and energy dissipation principle of a shock absorber were introduced; the effect of shock absorber damping characteristic on the damper energy dissipation was expounded; combining with the research status at home and abroad, the research methods about the energy dissipation of shock absorber were reviewed; the theory of energy dissipation in shock absorber was put forward from the point of energy to improve the performance evaluation system of shock absorber.

Vehicle suspension; Shock absorber; Energy dissipation; Energy matching

2016-06-24

遼寧省科技廳項(xiàng)目(2014004029)

田雪(1991—),女，碩士，主要從事汽車動(dòng)力學(xué)方面的科研。E-mail：1508202842@qq.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2016.09.018

U463.33

A

1674-1986(2016)09-077-05