周素霞，盧術(shù)娟，孫晨龍，孫宇鐸，羅金良

(1.北京建筑大學(xué) 機電與車輛工程學(xué)院，北京 100044；2.北京建筑大學(xué) 城市軌道交通車輛服役性能保障北京市重點實驗室，北京 100044；3.山東凌博瑞軌道交通科技有限公司，山東 菏澤 274000)

列車運行中減振器對安全性、平穩(wěn)性起到關(guān)鍵作用。阻尼特性是評價油壓減振器部件性能的關(guān)鍵指標(biāo)，而對阻尼特性造成影響的重要因素是其閥系設(shè)計參數(shù)，這些相關(guān)參數(shù)的改變會使油壓減振器部件性能發(fā)生質(zhì)變[1-2]。所以，研究油壓減振器阻尼閥系設(shè)計參數(shù)對其阻尼特性的影響具有重大意義。

文獻[3]通過液壓計算軟件建立流液方式為單向的油壓減振器分析模型，根據(jù)試驗臺相應(yīng)的試驗數(shù)據(jù)對建立的模型進行了驗證，采用數(shù)字試驗的方法研究油壓減振器阻尼閥系設(shè)計參數(shù)對其部件特性的影響。文獻[4-6]對不同油液類型的抗蛇行減振器進行了對比研究，選取關(guān)鍵閥系設(shè)計系數(shù)建立計算模型，分析各個閥系參數(shù)對油壓減振器部件特性的影響。證明合適的結(jié)構(gòu)參數(shù)能有效改善車輛動力學(xué)性能。文獻[7-8]建立雙筒式液壓減振器的聯(lián)合仿真模型，對減振器示功圖和速度特性曲線與激振頻率的關(guān)系進行了研究。文獻[9]闡述了抗蛇行減振器的常見故障，研究了整車動力學(xué)受到的影響。上述研究只針對抗蛇行減振器及二系橫向單向流液減振器結(jié)構(gòu)參數(shù)對阻尼特性的影響，未提及二系橫向雙筒式液壓減振器阻尼閥關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)對阻尼特性的影響。

本文根據(jù)創(chuàng)新設(shè)計的活塞[10-13]，建立二系橫向油液雙向流動減振器液壓控制模型，并對其關(guān)鍵閥系設(shè)計系數(shù)變化造成對油壓減振器部件阻尼特性的影響進行分析研究。

1 減振器模型的建立

1.1 油壓減振器模型

二系橫向油壓減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)視圖如圖1所示。圖2為油壓減振器受力示意圖。

圖1 油壓減振器內(nèi)部視圖

圖2 油壓減振器受力示意圖

圖2中，F(xiàn)是施加于油壓減振器左側(cè)一端的作用力，Cd表示油壓減振器減振系數(shù)；Kd表示油壓減振器b端關(guān)節(jié)的串聯(lián)剛度系數(shù)；a、b表示油壓減振器兩側(cè)的橡膠關(guān)節(jié)。定義S為油壓減振器左側(cè)a的位置變化，S1為油壓減振器左側(cè)b的位置變化。

在圖2中，當(dāng)左側(cè)位置a端受到作用力F時，可知此時的受力方程為

(1)

定義油壓減振器左側(cè)a端的位置變化激勵為

S(t)=S0sin(ωt)

(2)

左側(cè)a端的速度為

(3)

式中：S0為位置變化所受激勵的振幅A；ω為所受激勵的角頻率。

因為右側(cè)b端的激勵遲延于左側(cè)a端激勵φ角，所以右側(cè)b端的位置變化和速度為

S1(t)=Sαsin(ωt+φ)

(4)

(5)

式中：Sα為連接的振幅；φ為連接彈簧的相位。

將式(1)、式(3)～式(5)聯(lián)立可得油壓減振器的實際減振力幅值[14]為

(6)

1.2 減振器液壓控制模型

減振器電液模擬模型如圖3所示，本模型基于Msc.easy5液壓仿真軟件建立。

圖3 減振器電液模擬模型

在油壓減振器電液模擬模型Msc.easy5中，定義AF1模塊控制活塞部件移動速度，定義AF2模塊控制活塞部件移動行程；模塊1表示力元件Force，用于模擬減振器活塞運動；模塊2、模塊5表示可變?nèi)萘科鱒X，用于模擬實際減振器中復(fù)原腔與壓縮腔；模塊4由可調(diào)節(jié)的節(jié)流孔和提升閥組成，用這個組合來仿真油壓減振器結(jié)構(gòu)里的復(fù)原閥系。同理，模塊7、模塊11均由這個組合來分別模擬結(jié)構(gòu)中的流通閥和底座中的壓縮閥；活塞與底座上的流通孔用Msc.easy5液壓庫中的小孔仿真，如圖3中的模塊3、模塊6和模塊8；油壓減振器結(jié)構(gòu)里的存油筒用Msc.easy5液壓庫中的模塊13仿真。在仿真計算時，電液模擬模型1中的活塞位置與速度變化導(dǎo)致由活塞隔離出的復(fù)原、壓縮腔(模塊2、模塊5)中油液容積的改變，由此產(chǎn)生阻尼力[15]。

2 仿真計算模型的試驗驗證

2.1 仿真與試驗結(jié)果

根據(jù)TJ/CL 284—2014 《動車組油壓減振器暫行技術(shù)條件》中的規(guī)定，在Msc.easy5仿真計算與試驗臺試驗中，設(shè)定液壓減振器的名義速度為0.10 m/s，行程為±25 mm。

減振器液壓控制模型在MSC.Easy5中仿真結(jié)果見表1，示功圖與速度特性曲線如圖4、圖5所示。

表1 模型分析結(jié)果

圖4 減振器仿真示功圖

圖5 仿真速度特性曲線

減振器試驗臺試驗結(jié)果見表2，示功圖與速度特性曲線如圖6、圖7所示。

表2 試驗臺試驗結(jié)果

圖6 減振器試驗示功圖

圖7 試驗速度特性曲線

2.2 對比分析

在TJ/CL 284—2014 《動車組油壓減振器暫行技術(shù)條件》中，對二系橫向減振器的要求見表3，表4為電液控制模型Msc.easy5分析與試驗臺實際測試結(jié)果對比。

表3 動車組(CRH380BL)油壓減振器阻尼特性

表4 油壓減振器模擬分析和測試結(jié)果對比

從表4可知，減振器仿真與試驗臺試驗結(jié)果均能滿足表3中阻尼特性要求。通過對比結(jié)果可知，試驗所得的數(shù)據(jù)與模型計算的結(jié)果中阻尼力相對誤差較小，最大為4.1%，最小為3.6%。其中，復(fù)原與壓縮行程的不對稱率都在行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)里規(guī)定的10%以下[16]，綜上所述，本文建立的MSC.Easy5液壓控制模型較為精確，可以用于對仿真液壓減振器阻尼性能的進一步研究。復(fù)原與壓縮行程的不對稱率都在行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)里規(guī)定的10%以下。

3 減振器阻尼閥設(shè)計參數(shù)研究

3.1 閥系設(shè)計數(shù)值設(shè)立與計算工況的創(chuàng)建

油壓減振器的閥系結(jié)構(gòu)和其結(jié)構(gòu)中自帶的阻尼孔徑是對減振性能造成影響的重要原因。所以，本文將主要分析活塞結(jié)構(gòu)中常通孔、流通閥、復(fù)原閥孔徑以及底座補償閥的彈簧剛度對油壓減振器阻尼特性的影響。在此基礎(chǔ)上，深入分析在計算工況中油壓減振器示功圖出現(xiàn)畸形的原因，并對此提出消除畸形的方法。

在經(jīng)驗證的油壓減振器電液模擬模型基礎(chǔ)上，設(shè)定示功性能試驗分析閥系設(shè)計參數(shù)對減振特性的影響。在研究油壓減振器閥系中某一系數(shù)對減振特性的變化規(guī)律時，其他系數(shù)恒定不變[17]。試驗工況見表5，在表5中，設(shè)定減振器分析模型的原始值為“0”，“+”和“-”分別代表在初始值上加減。

表5 試驗工況

3.2 各閥系參數(shù)對阻尼(減振)特性影響的研究分析3.2.1 活塞常通孔

活塞常通孔內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖8所示?；诔跏紨?shù)值的基礎(chǔ)上，分別±0.5 mm，油壓減振器的減振特性受活塞常通孔徑影響較大，仿真結(jié)果如圖9所示。通過示功圖可知，當(dāng)常通孔孔徑減小，壓縮力、復(fù)原力均上升，上升幅度最大的是壓縮阻尼力，從1.496 kN增大到3.127 kN；復(fù)原阻尼力由1.397 kN上升到2.236 kN。在常通孔徑增大的情況下，壓縮阻尼力、復(fù)原阻尼力全部減小，壓縮阻尼力由1.496 kN下降到0.707 kN，復(fù)原阻尼力由1.397 kN下降到1.019 kN。在孔徑增加和減小兩種情況下，均是壓縮行程的壓縮阻尼力有更大的變化幅度。因為油壓減振器中活塞桿在工作缸內(nèi)占據(jù)一定的體積，這會使壓縮腔和復(fù)原腔油液流動產(chǎn)生體積差，從而使壓縮阻尼力、復(fù)原阻尼力出現(xiàn)不同的幅度變化。

圖8 活塞常通孔

圖9 常通孔孔徑變化對阻尼特性的影響

3.2.2 活塞復(fù)原閥孔徑

在復(fù)原行程中，油壓減振器復(fù)原閥結(jié)構(gòu)與油液流動方向如圖10所示?；钊麖?fù)原閥孔徑改變對復(fù)原行程的復(fù)原阻尼力影響較大，仿真計算結(jié)果如圖11所示。當(dāng)減小復(fù)原閥孔徑，復(fù)原阻尼力上升，從1.397 kN增加到1.709 kN，壓縮阻尼力近乎未受影響；當(dāng)增大復(fù)原壓縮孔徑，復(fù)原阻尼力下降，從1.397 kN減小到1.237 kN，最大變化幅度約為22%，壓縮阻尼力同樣近乎未受影響。

圖10 復(fù)原閥結(jié)構(gòu)與油液流動方向

圖11 復(fù)原閥孔徑變化對阻尼特性的影響

3.2.3 活塞流通閥孔徑

在壓縮行程中，油壓減振器流通閥結(jié)構(gòu)與油液流動方向如圖12所示?；钊魍ㄩy孔徑改變對壓縮行程的壓縮阻尼力影響較大，仿真計算結(jié)果如圖13所示。當(dāng)減小流通閥孔徑，壓縮阻尼力上升，從1.496 kN增加到1.508 kN。壓縮阻尼力上升幅度小，其原因是壓縮到一定程度時座上流通閥趨于卸荷開啟點，開啟后則壓縮阻尼力就不在上升。當(dāng)增大壓縮閥孔徑，壓縮阻尼力下降，從1.496 kN減小到1.271 kN，壓縮阻尼力近乎未受影響。

圖12 壓縮閥結(jié)構(gòu)與油液流動方向

圖13 流通閥孔徑變化對阻尼特性的影響

3.2.4 底座補償閥彈簧剛度

圖14為油壓減振器底座補償閥結(jié)構(gòu)。復(fù)原行程階段，復(fù)原腔中的油液由底座上補償閥開啟后得到補充。在這個過程中，補償閥彈簧剛度是閥片開啟的重要影響因素，油壓減振器的阻尼力及阻尼特性曲線也會因閥片的開啟速度與程度發(fā)生變化。

圖14 底座補償閥結(jié)構(gòu)

在補償閥彈簧剛度減小時，復(fù)原、壓縮阻尼力值未發(fā)生明顯改變。相反，在彈簧剛度增大時，仿真分析的阻尼特性曲線出現(xiàn)畸形，如圖15所示。從阻尼特性曲線中可以看出，在復(fù)原行程的初始階段，出現(xiàn)空程現(xiàn)象，導(dǎo)致無阻尼力輸出。出現(xiàn)這種問題的原因是隨著補償閥彈簧剛度的上升，閥片會受此影響出現(xiàn)開啟遲鈍、滯后等現(xiàn)象，從而出現(xiàn)復(fù)原腔瞬時的真空階段造成阻尼特性曲線畸形。另外一種原因是由于閥片自身過重致使開啟出現(xiàn)滯后，造成阻尼特性曲線畸形。

圖15 補償閥彈簧剛度對阻尼特性的影響

解決阻尼特性曲線出現(xiàn)畸形的方法主要有[15]：

(1)安裝閥片的彈簧剛度應(yīng)適中，以此來消除閥片的遲鈍、滯后等。

(2)在允許范圍內(nèi)減少閥片重量，加快閥片開啟的反應(yīng)速率。

(3)變換閥體自身結(jié)構(gòu)，提升油液流速以補充復(fù)原腔。

4 結(jié)論

通過仿真計算與試驗數(shù)據(jù)對比，驗證了減振器液壓控制模型的實際可用性。利用模型對活塞常通孔、復(fù)原閥和流通閥孔徑、補償閥彈簧剛度等主要參數(shù)進行分析研究，得到如下結(jié)論：

(1)阻尼特性受活塞常通孔孔徑影響較大。對比復(fù)原行程，壓縮行程阻尼力變化幅度明顯，阻尼力上漲到1.631 kN，最高相對變化幅度約109%。

(2)孔徑的變化會使復(fù)原、壓縮行程產(chǎn)生的阻尼力均受到影響，阻尼力變化值最大為0.312 kN，相對變化幅度約22%。

(3)補償閥彈簧剛度值是阻尼特性曲線產(chǎn)生畸形的重要原因之一。變換彈簧剛度、優(yōu)化閥體結(jié)構(gòu)、提高油液流速等可有效處理畸形問題。

(4)孔徑參數(shù)對阻尼特性的影響規(guī)律可為油壓減振器設(shè)計與調(diào)試提供理論參考。