车用液压缓冲器动态特性研究

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2013年9月第 41卷 第 17期机床与液压MACHINE TOOL& HYDRAULICSSep．2013Vo1．41 No．17DOI：10．3969／j．issn．1001—3881．2013．17．015车用液压缓冲器动态特性研究马星国，顾婷婷 ，尤小梅(沈阳理工大学机械工程学院，辽宁沈阳 110159)摘要：为研究履带车辆平衡肘限位液压缓冲器的工作特性，在分析液压缓冲器缓冲机制的基础上，建立了缓冲过程的数学模型。采用四阶龙格一库塔数值计算方法，运用MATLAB编程进行仿真计算，得出缓冲器动态特性曲线。对影响液压缓冲器缓冲特性的因素进行了分析。研究结果表明：合理选择活塞与缸壁的缝隙、节流孔的大小及位置对缓冲器的缓冲性能非常重要；冲击载荷的初速度对缓冲器的最大缓冲力影响很大，而冲击质量对最大缓冲力影响很小。

关键词：液压缓冲器；缓冲特性；数学模型；仿真中图分类号：TH137 文献标识码：A 文章编号：1001—3881(2013)17—056—4Research on Dynamic Characteristics of the Hydraulic Bufer for VehiclesMA Xingguo，GU Tingting，YOU Xiaomei(Shenyang Ligong University，Shenyang Liaoning 1 10159，China)Abstract：For studying the hydraulic buffer used for limiting the balance elbow of a tracked vehicle，the mathematical model ofbuffering process of the hydraulic buffer was established on the basis of the analysis of hydraulic buffer’S behavior．Then the buferingprocess was simulated to get the dynamic characteristics of the buffer by using the four order Runge·Kutta numerical calculating methodand programming in MATLAB，The results show that it is very important for buffer’S cushioning capacity to choose a reasonable diame—ter of damping hole and size of spherical gap for buffer’S cushion performance．and the impact velocity has a great effect on the maxi—mum cushioning force，but impact mass has a little efect on the force.

Keywords：Hydraulic bufer；Bufering characteristics；Mathematical model；Simulation履带车辆常用的行程限位装置为弹性限制器和液压缓冲器?。与弹性限制器通过弹性元件变形来储存和释放能量的工作方式相比，液压缓冲器是利用液体通过小孔和缝隙时，将冲击能量转化为热能耗散掉。

液压缓冲器可以消除二次振动现象，有效地限制负重轮的动行程，改善车辆的行驶平稳性，因此在悬挂系统中有比较大的作用 。

目前，德国的豹 2A1到豹2A6等坦克均采用了液压缓冲器 。液压缓冲器的研究主要集中在将计算机仿真技术应用在缓冲器的设计中，理论上取得了很多成果。但如何与实际更好地结合，得到更好的缓冲性能仍是有待解决的问题。

作者在研究缓冲器的缓冲作用机制的基础上，建立了动态缓冲过程的数学模型，进行动态仿真计算，并对影响液压缓冲器动态特性的因数进行了分析。

1 液压缓冲器的特性分析缓冲器主要由承压件、缓冲件 (介质)、复位件及壳体等四部分构成。其基本作用原理如下：冲击载荷作用于承压导杆时，导杆带动活塞推动流体运动，利用流体流过节流孔和活塞与缸壁间缝隙所产生的阻尼效应，吸收并耗散冲击动能；待冲击物移去时，复位件的弹性能使承压导杆回复至冲击前的初始位置。

所研究的液压缓冲器在缓冲过程是由3个节流孔和球面缝隙共同作用产生缓冲力来抵抗冲击载荷。作者分析了节流孔阻尼特性和球面缝隙流阻尼特性以及油液的压缩特性 ，来研究缓冲器的综合特性。

1．1 节流孔的流量文中研究的液压缓冲器在导杆的顶端径向均匀分布3个节流孔，孑L的尺寸符合薄壁小孔条件，即通过节流孔的流量为 ：g =C A~／2△p／p设a=CdA 2／p，则：q ： 口式中：C 为流量系数，A为 3个小孔的流量面积，却 为活塞两侧的压力差，P为液压油密度。

收稿 日期1 2012—09—04作者简介：马星国 (1963一)，男，博士，教授，研究方向为机械设计及理论。E—mail：gutingting_6###126．con。

第 17期 马星国等：车用液压缓冲器动态特性研究 ·57·1．2 球面缝隙流流量活塞运动过程中，油液在球面活塞与缸壁之间的流动称为压差 一剪切流，含两种方式的油液流动，体现的是一种联合流动 。

1．2．1 压差流实际工程中，由于制造、装配等原因致使油缸和活塞都处于图1所示的偏心工作状态，且缓冲器常常工作在侧向力很大的状况下，因此在研究缝隙流时，须考虑球面活塞的偏心与偏转。

缸壁油液活塞图 1 活塞与缸壁位置关系俯视图图1中 为口角处的间隙高度，e为偏心距，为活塞球面半径 ， ：为缸壁半径。设 h。：R 一R：为活塞和缸壁同心时的间隙高度，s=e／h。为相对偏心率，得出h h0+(1+SCO )。

图2为考虑活塞偏转情况 ，活塞与缸壁的关系视图，油液从活塞与缸壁之间的缝隙流过。由图2可知 ：1=arcsin(L／R1)+OL2=arcsin(L／R1)一Ol其中：OL为 活塞 的偏 转角， 为活塞 厚度 的一半，为微通道方法的积分限 。

图2 活塞与缸壁位置关系侧视图图2中的每一条微通道都是一个宽度极小的由弧面与平面构成的流通道。对于每一条微通道，运用微积分原理及斜面缝隙的分析方式进行分析。 。

把每一条微通道的缝隙视为无数微小的 的累加，则压差流为 ：q2v —12—u—d
x6 dD在全长内，对 进行积分，代入 z=cosyR：+ ，经过计算推导可以得到球面缝隙压差流量：apR2J cosy／(cosyR2+h) R2dy整理为 q =6卸 (2)其中：6= 1 fr
?
'
R 2
cosTR(3) ： + )1．2．2 剪切流对于剪切流，同样可利用微通道原理进行研究，由剪切流公式 可得微通道剪切流量为 ：= l 5 -hvR =耵 h。 (4)由此可得活塞与缸壁之间的压差一剪切缝隙总流量 q2：q2=g2 +q2。=6卸 +竹R1hov (5)1．3 油液可压缩特性油液的可压缩性是流体承受压力变化时其体积发生变化的属性，以体积弹性系数 来表示，其定义公式为：K
o
= 一 Vdp／dV式中： 为上腔油液体积，缓冲过程中，下腔压强变化较小，认为P 保持不变 ，可推出：： 一 (6) d— d设上腔的初始体积为 ，可得活塞的行程 与 的关V=Vo一综合以上，可得缓冲器的油液流量连续方程为盯 ； =。 +b~Xp+,rRlhoV+__V (7)假设活塞运动速度 保持恒值，可认为却 保持不变，由式 (6)可知 dV／dt：0。得到液压缓冲器的综合特性，如下式 ：△p=(0 +2bq一口、／Ⅱ +4bq)／2b (8)式中：q=1TR； 一1TR1h0V取相应的设计参数代入式 (8)得出缓冲器的综合特性曲线 (压差 一速度关系)，图3为特性曲线随着节流口节流面积变化的曲线 ，节流面积由直径 d表示。可见压差随着速度的增大而增大。低速时，节流孔的节 流阻尼作用明显，表现薄壁小孔 的二次 特性；高速时，缝隙流起主要作用，表现球面缝隙的一 次特性；再随着节流面积的增大，薄壁小孔的二次特性愈加明显 ，曲线在低速阶段表现出明显的非· 58· 机床与液压 第 41卷线性特征。

图3 活塞速度 一压差曲线2 缓冲过程的建模及仿真2．1 数学模型的建立图4为缓冲器的结构示意图，冲击载荷为质量m的冲击块 ，冲击块撞击缓 冲器 活塞头 的速度 为[。

图4 缓冲器结构示意图设活塞的行程和速度分别为 和 ，可建立活塞力的平衡方程 ：m dv
=一PlA1+P2A2一K( Yo) (9)式中：m为冲击质量 ；A =叮T 为上腔油液压力面积；A：= R 一订 为下腔油液压力面积， 为导杆半径；P =p +卸；K为复位弹簧刚度；Y。为弹簧预压缩量。

由式 (7)可以得到 △p的微分方程，由式 (9)可以得到 的微分方程， 的微分方程式为 。综合以上可得到缓冲过程的微分方程组如下：dxddvdplA1+p2A2一K( +Yo)一 ! 二 二 二dt — Vo一丌尺补充方程缓冲力 F=m·dv／dt2．2 仿真计算运用四阶龙格一库塔数值方法解微分方程组，在计算机上使用 MATLAB语言编写仿真程序，从而实现缓冲过程的动态模拟仿真 ]。其仿真计算的流程如图5所示。

图5 仿真计算流程图3 仿真结果及分析3．1 仿真计算结果缓冲器的主要结构参数如下：h =0．16 mm，d=4 mm，Rl=32．34 mm，R，=32．5 mm，R =25mm；设定初始值 ap=0， =0， =1 m／s。经计算得到 ， ，卸 随时间的变化曲线如图6—8所示。

0．080．070．06吕 0．050．04姆 0．O30．020．010图 6f 0·毒0·0·O.

一 时间曲线图8 压差 一时间曲线3．2 缓冲器动态特性分析缓冲器的动态特性 曲线一般 由缓 冲力 F随缓冲行程 变化曲线来表示 ，如图 9所示。曲线所包含的面积即为缓冲器所吸收的能量，曲线越接近矩形，在相同的缓冲能量下，缓冲力越小，缓冲效果越好。

Z是图9 缓冲力 一行程曲线从图6、图7、图9可知 ：活塞 t=0．07 S时速度第 17期 马星国 等：车用液压缓冲器动态特性研究 ·59·由 1 m／s迅速减小到 0．4 m／s左右，走过了约 0．04 m(占总行程的 50％)；在前 50％的行程中，耗时 0．07s，仅占总用时的23．3％，吸收了大部分的能量 (占总能量的70％左右)，而后半程尽管耗时较长、但吸收能量很小 ，说明缓冲器后半程作用发挥得不好。因此 ，缓冲力 一行程曲线的后半程有待优化。

3．2．1 冲击工况对缓冲特性的影响冲击初速度 和冲击质量m对缓冲特性的影响如图lO、图11所示。当冲击质量一定时，随着冲击速度的增加缓冲力峰值明显增大；当冲击速度一定时，随着冲击质量的增加，缓冲力峰值增加较小。缓冲器吸收的能量为 E =1~2my ，因为速度在二次项 ，因此对缓冲能量的影响要比冲击质量更明显。

Z_×是图 10 冲击初速度对 图 11 冲击质量对缓缓冲力的影响 冲力的影响3．2．2 结构及介质对缓冲特性的影响图12为节流孔直径对缓冲特性的影响曲线。可知：当冲击载荷一定时，随着直径的增大，缓冲力峰值变小，缓冲行程变大。

图 13为活塞与缸壁的缝隙不同时的缓冲力曲线。

可知：当冲击载荷一定时，活塞与缸壁的缝隙h 对缓冲特性的影响最大，决定了缓冲曲线的形状。当h 较小时，缓冲力上升较快，峰值过高，行程较短，起不到应有的缓冲效果。当h 较大时，缓冲力峰值较小，速度降低缓慢，行程较大，甚至可能出现在缓冲行程内没有完全吸收冲击能量导致撞缸的现象，因此设计合理的缝隙大小对缓冲器的缓冲效果至关重要11Z是图 12 节流孔直径对缓冲性能的影响14I2Z 10杂 8是 6420图 13 球面缝隙对缓冲性能的影响油液作为缓冲介质，其体积弹性模量K 对缓冲特性的影响如图14所示，当冲击载荷一定时，K 值越大，油液的压缩性越差 ，油液的刚度越大，碰撞时缓冲力迅速达到峰值，曲线波动较大。适当减少 ，可以降低缓冲力峰值，减少刚性冲击，且缓冲吸收能量基本不变。

Z受图14 体积弹性模量对缓冲性能的影响4 结论(1)从文中的缓冲器结构看，节流孔的阻尼在低速缓冲时起主要作用，球面缝隙阻尼在高速缓冲起主要作用。h。决定球面缝隙的一次特性，h 过小时，如侧向力过大可能会造成卡死现象，h 过大则起不到足够的缓冲作用。合理选择h 的值对缓冲效果至关重要。

(2)油液的压缩对缓冲吸能贡献很小，但适当地减少K 值，可以改善缓冲性能。

(3)缓冲器的工作与缓冲初速度和缓冲质量相关，其中缓冲初速度对最大缓冲力影响较大，缓冲质量对最大缓冲力影响很小。

参考文献：【1】王书镇．高速履带车辆行驶系[M]．北京：北京工业学院出版社，1986.

【2】丁法乾．履带式装甲车辆悬挂系统动力学[M]．北京：国防工业出版社 ，2004.

【3】郑慕侨，冯崇植，蓝祖佑．坦克装甲车[M]．北京：北京理工大学出版社，2003.

【4】金朝铭．液压流体力学[M]．北京：国防工业出版社，200O.

【5】张文斌，周晓军．越野车用液压缓冲器的特性分析及其影响参数研究[J]．中国机械工程，2008，19(12)：1415—1418.

【6】张宇．液压缓冲器研究及其对车辆动力学性能的研究[D]．北京：北京理工大学，2003.

【7】谭宗柒，汪云峰，陈永清．阻尼孔连续型液压缓冲器研究及设计[J]．起重运输机械，2008(2)：27—29.

【8】姜健飞．数值分析及其 MATLAB实验[M]．北京：科学出版社 ，2004.