建模与预装液体弹簧阻尼减震器分析Word格式.docx

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1，其中变量H，ht，Ap，Ar，M，W，g和V（t）

分别表示装置的总体内部高度，活塞的厚度，活塞横截面面积，活塞杆横截面积，支撑质量，其重量，重力和来自的速度激励地面。

液体弹簧的刚度与流体的体积模量和活塞面积的平方成比例，并且与流体腔的体积成反比。

主动液体弹簧可以改变刚度液体弹簧的特性与使用一个或多个辅助室连接的体积流体在活塞的两侧并且选择性地打开/关闭到辅助室[4]的导管的由液体弹簧提供的阻尼是由于流体流动限制，并且可以以各种方式调节：

例如，通过使用用于双向阻尼的阻力板或用于单向的阀和孔口阻尼[5]。

液体弹簧技术的最新发展大多基于主动控制，使得刚度和阻尼特性可以实时调节[4]。

使用磁流变（MR）工作流体是常用的主动控制方法之一[6]。

纳米多孔材料，其显示温度如形状记忆合金（SMA），也用于液体弹簧的主动控制[7]。

不考虑液体弹簧是主动还是被动的事实，液体的机械设计spring需要一个相当精确的模型。

在文献中，人们发现了基于液体弹簧模型的发展的流体力学[8]。

这些模型可用于研究微观行为（例如应力分布，流动字段），但是太复杂，无法研究宏观行为。

注意，为了开发主动控制方案，控制规律（具有一些特定的最优性）通常从简单的模型开发，因为它必须

在实时嵌入式/计算机化控制系统中实现。

减震器的宏观模型用诸如弹簧，缓冲器和摩擦元件的集总参数流变学元件表示。

每个集总参数元素可以具有线性或非线性特性并且与物理的自然定律兼容，当然包括热力学。

这种模型，对于纯机械现象，已经由不同的作者开发[5,9]。

图1.（a）液体缓冲器的示意图和（b）活塞中的孔的顶视图。

液体弹簧中的工作流体的温度显着改变了加工的性质流体。

体积模量和粘度。

这促使[10]的作者开发热机械模型的液体弹簧，其中作者表明，流变模型可以很容易地扩展以表示热机械加热现象和耦合效应。

他们评估了内部能量和外力的功率来制定用于工作流体之间的热通量的基本定律在阻尼器和环境中，因此获得描述的演变的微分方程温度

驾驶舒适性和机动性是汽车发展的主要设计目标减震系统。

移动的汽车总是受到来自道路的冲击输入。

类似地，船舶受到来自海浪的不断兴奋。

然而，冲击隔离的目的船上的船上设备的系统完全不同于乘客的冲击隔离系统舒适的汽车。

通常，用于敏感设备的液体弹簧支架预装在这样的支架中它们在正常巡航和运输期间对于小振幅冲击仍然不起作用[11]。

预加载不仅最小化由于摩擦引起的正常磨损，而且还保持了温度工作流体在液体弹簧中在正常大气温度下。

预加载也省去了完全重新设计组件以对负载的微小变化。

被动悬架动力学已在本文中使用债券图建模[12-17]。

其实，[13]的前两位作者是活跃和半主动悬浮液领域的知名研究人员。

债券用于空气弹簧/阻尼器系统的曲线模型，其有点类似于液体弹簧系统最近在[18]中开发。

在本文中，特定的液体弹簧系统被设计为支持给定负载。

的开发的液体弹簧系统被预加载并且其动力学被研究以迭代地确定关键设计参数，其将满足在最大瞬态液体方面给出的设计规范压力，最大悬挂间隙和最大传递冲击。

此外，证实预加载布置确保工作流体中的最小温度变化。

除此之外，高速率输入负载可能产生流动阻塞，从而在可压缩流体中形成冲击波并在工作流体中形成空穴。

在封闭体积内建立的冲击波产生应变率依赖性阻尼力。

设计问题的目标之一是选择适当的孔口尺寸，使得避免空化，流动阻塞和形成冲击波。

2.液体减震器

现代液体弹簧通常采用基于硅树脂的流体，其具有较小的体积模量，是非腐蚀性的，并且被认为是稳定的，即它们的性质如体积模量，粘度等对于大范围的工作压力和温度。

此外，这些流体具有优异的剪切稳定性，即在许多液压流体中没有观察到剪切破坏或粘度的持久下降当长时间使用时。

为本文选择的一种这样的流体是聚二甲基硅氧烷，其化学结构在图2中给出。

用于敏感军用设备的一些液体弹簧使用止回阀而不是活塞中的孔口仅在超过设计的预载冲击时允许流动，并且在正常操作下执行刚性安装。

在本文中，我们开发了一种替代预加载布置。

图2.硅氧烷流体，聚二甲基硅氧烷的化学结构。

在本文中，提出了一种用于液压式液态弹簧减震器的一般粘合图模型可以使用具有应用于consti的适当修改的相同模板来对其他设计进行建模模型中各种键图元素的实际关系。

3.减震器的预加载

所考虑的具体设备将安装在三个对称放置的液体弹簧上。

因此，我们考虑一个液体弹簧的负载的三分之一。

设计的规格要求从200g到5g的冲击衰减（g是由于的加速度

重力），最大悬浮间隙在±

3cm之间，峰值压力限制在1000巴。

此外，为了增加密封件和活塞环的寿命，液体弹簧应该表现为用于冲击的刚性体±

0.2g（相当于±

0.2W负载）。

这导致图1中给出的刚度特性。

5a，其中力的大小不包括静态载荷，即刚度特性参考

平衡状态。

由于预加载的液体弹簧作用为用于小的刚性体的事实冲击时，工作流体的温度在其平台处于正常巡航时保持恒定。

然而，本文将使用一个完整的热流体模型来验证这一事实。

图5.（a）所需的刚度特性，和（b）预加载布置

有不同的预加载液体弹簧的方式[11,32]。

本文使用的预加载安排如图1所示。

5b。

与早先的布置（在图1a中）不同，负载由气缸支撑，活塞杆是固定的。

主弹簧加载压力为Pc1=1.2W/Ar1和第二弹簧充气压力为Pc2=0.2W/Ar2，其中下标1和2表示主弹簧和副弹簧，

分别。

在平衡状态下，第二弹簧不承载任何负载。

在动态操作期间，除了在对应于平衡状态的位置之外，只有一个气缸可以与装载平台接触。

由于气缸中的充气压力高于平衡所需的充气压力它们各自的负载，活塞停留在它们的死端给定的停止。

组装顺序是

（1）安装主弹簧，保持负载和辅助弹簧的结构的一部分，

（2）预充电液体弹簧到其期望的压力，（3）通过调节螺钉来提升第二弹簧，（4）施加负载，这引起主弹簧的一些结构变形，最后，（5）调节螺钉以使次级弹簧向下移动，使得其仅位于装载平台上方。

液体弹簧的线性刚度可以从等式

（1）并由下式给出

其中体积模量是压力和温度的函数。

由于充电压力不同两个弹簧，则两个弹簧的刚度和阻尼特性变得不同。

因为更高主气缸中的压力，β1»

β2，这意味着如果相同的尺寸用于两个液体弹簧，那么K2«

K1。

这导致在向上方向上的大位移，与在各个方向上具有相同大小的冲击的向下位移相比。

因此，第二弹簧尺寸被修改为使得由两个弹簧提供的刚度是可比的。

线性化在较低的充气压力下操作的第二弹簧的刚度与初级弹簧的刚度相匹配弹簧通过调节其活塞杆的尺寸。

请注意，二次弹簧中的低充气压力使得容易产生空穴。

为了克服这个困难，使第二弹簧中的孔口更大，这导致在负载的向上运动期间的较低的耗散（阻尼）。

阻尼的主要部分（在总双弹簧组件中）由较大和较高压力的主弹簧提供。

4.仿真结果

液体弹簧在大偏转下显示强烈的非线性特性[11]，因此有几种复杂的研究是可能的他们的动态。

在本文中，研究了具有表1中给出的参数值的具体情况。

注意，第一粘度系数不直接作为参数出现，而是其影响包括在孔口排放系数中。

当考虑摩擦系数（粘度依赖性）时，

特定孔的排放系数变得不同于在等式1中导出的理论值。

（11）和它必须通过钻出不同直径的孔并测量流通量来实验获得

获得表1中给出的这些可变参数值（用于初级和次级弹簧）通过几次迭代得到一个设计，满足了本节提到的设计规范注意，减震器中流体的平均密度的变化仅仅是由于入侵的变化

活塞杆。

然而，在本研究中假定孔中的放电系数保持恒定在本研究中使用包括孔数及其尺寸的总排放系数。

预加载的减震器组件的刚度特性在图2中给出。

它是通过准静态地将负载从其平衡位置移动，即通过固定V（t）=0并且用I：

W/g代替慢速流动源。

。

在图7中，正偏转指的是第二弹簧的压缩静态负荷不排除。

力与位移曲线的初始斜率显示线性化的刚度

主弹簧和副弹簧几乎相同。

然而，在进一步大的偏转时，两个弹簧的刚度特性显着不同

为了评估热力学效应，单个液体弹簧（参见图1a和图4中的粘结图模型）考虑。

单个液体弹簧的参数与主弹簧的参数相当。

的支撑载荷刚性地连接到活塞杆，并且初始液体压力取为W/Ar。

的海浪的基本激励由具有最大振幅的随机输入信号近似0.4m/s，每2s后改变一次（由此，将基本加速度固定在±

0.2m/s2内）1小时

图7液体弹簧/阻尼器组件的刚度特性。

持续时间。

仿真结果如图3所示。

图8示出了工作流体温度达到稳态值由于从基座的连续功率输入约63℃。

在稳态操作时，电源输入到液体弹簧匹配从液体弹簧到壳体和壳体的热传递速率环境。

正常的汽车应用中，这种稳态温度，其值取决于道路轮廓和车辆的速度，可以用作标称操作条件。

此后，一个基于模型等温假设（图3b），其中具有对应于操作条件的参数值以模拟系统行为。

预加载的液体弹簧（图6b）组件用相同的随机输入模拟观察到输入冲击不足以压倒预加载力。

系统响应显示纯刚体运动，因此流体压力和温度没有变化。

这意味着可以通过使用从等温开发的模型来模拟预加载的液体弹簧悬架系统假设。

然而，在下面使用完全热机械模型以便温度在大冲击输入期间的变化可以被评估，然后决定，是否使用等温模型或热机械模型。

基本激发由从实验爆炸获得的冲击数据记录给出。

用固定液体

弹簧几何形状（对于所需的刚度特性），改变主弹簧的排放系数并模拟结合图模型以找到相应的最大流体压力，最小流体压力，负载的加速度的最大幅度和悬架的最大幅度

玩。

归一化的峰值压力（相对于可允许的密封压力，Pall=1000巴）被归一化加速度（相对于允许的加速度aall=5g）和标准化的悬挂间隙相对于允许游隙，yall=3cm）相对于主弹簧孔口排放系数绘制9。

图8由于连续的基极激励，液体弹簧内的工作流体温度的演变。

图9.设计迭代以选择主弹簧孔口排放系数。

所有变量在图1中绘制。

9对于Cd的非常小的范围值保持在允许范围（0-1）内

（由图9中的阴影区域示出）。

表1中的实际值（Cd=0.0218或logCd=〜1.66）如此选择所有变量具有大致相同的安全边际。

使用表1中的数据获得的仿真结果示于图1和图2中。

10-12。

这些结果表明输出加速度和悬架播放在规定的限制内。

此外，峰值压力远低于1000巴极限，并且最低压力远高于空化压力。

还要注意，二次液体弹簧的两个腔室中的液体压力（图11）几乎是相同。

这意味着次液体弹簧不提供任何负责的阻尼力，因为那里在其两个腔室中几乎是瞬时压力平衡（由于大孔排放系数值）。

在气缸和装载平台之间产生的间隙如图1所示。

据观察，在一些时间段期间（由图中的阴影区域示出），两个气缸与所述气缸松动接触负载，即负载执行自由飞行。

这可能归因于两个气缸的惯性的影响。

该设计的主要参数被发现是两个液体弹簧的尺寸和活塞中的孔的排放系数。

两个液体弹簧的尺寸（几何参数）与孔口排放系数一起控制最大（受限于允许的压力）密封）和液体弹簧的腔室中的最小（受气蚀压力限制）压力。

这些参数也决定了应变率依赖阻尼的大小，从而产生冲击波必须最小化，以避免损坏安装的设备。

主弹簧内的能量平衡如图1所14a。

供给弹簧的能量1秒的持续时间计算为

图10.输入基本加速度（从最大200g裁剪）与负载加速度的比较

图11应用实验冲击数据，初级液体和次级液体中的压力发生变化。

图12（a）输入基本速度与负载速度的比较，（b）输入基本位移与绝对和相对的比较

负载的位移。

图13具有相对于负载测量的负载的两个液体弹簧之间的间隙的时间演变。

图14（a）能量平衡，（b）主弹簧中的温度和体积模量变化。

其中下标1和2指代图1中所示的子模型的两个接口端口。

6a。

通过液压阻尼，中等阻尼（应变率相关阻尼）和摩擦（二者之间）消耗的能量活塞-气缸接口）计算为

由流体流向壳体/从壳体接收的热能由公式（17）。

已经发现，所提供的能量的主要部分被耗散，其余部分提供和耗散的能量），作为势能存储，释放回系统（获得负载的动能）。

耗散的能量被转换成热能并通过壳体释放到环境中。

热现象非常缓慢，系统需要很多时间才能返回其平衡状态，其中热能损失等于消耗的能量

此外，观察到方程2中的积分内的第二项和第三项的贡献。

（22）

相对于通过液压阻尼损失的能量是可忽略的。

这可能归因于活塞-缸体界面与良好设计的孔口排放系数之间的低阻力。

二次液体弹簧提供可忽略的阻尼（几乎像纯弹簧的作用），并且热现象在其动力学中具有不显着的影响。

由主弹簧消散的总能量大约为6000J（参见图14a）。

考虑到几何尺寸和流体参数，并假定绝热操作，6000J的热提供给弹簧内流体的能量（大约3kg质量，Cp=7949.6kg-1K-1）

将其平均温度提高约0.25℃。

但是，活塞两侧的体积是不等的，模拟结果如图1所示。

14b显示峰值温度在一侧略高的活塞。

流体的体积模量的变化（图14b），其通过使用方程（16）

和表1中给出的系数，主要由流体压力确定。

因此，基于等温假设的债券图模型足以设计预加载液体弹簧系统。

另一方面，如果液体弹簧系统不是预加载的，或者是单个液体弹簧，则必须首先从热机械模型确定平衡温度其后具有对应于动态平衡状态的参数值的等温模型

用进一步研究。

在适当设计的液体弹簧中，应变速率相关阻尼是可忽略的。

但是，到达适当的设计（即孔口排放系数的值），这种阻尼应保持在模型及其对动力学的影响应该迭代最小化。

5.结论

本文开发了液体弹簧减震器的特定配置的邦德图模型。

最初，假设等温条件创建一个简单的模型。

然后，完全热流体模型。

对于敏感设备中的冲击隔离，通过使用来开发预加载机构

两个反向取向的液体弹簧。

然后用实验冲击数据模拟该模型以获得设计参数，满足一系列严格的设计规范。

设计的主要参数被发现是两个液体弹簧的尺寸和孔中的排放系数

活塞等。

这些参数控制在室中产生的最大和最小瞬态压力的液体弹簧和液力阻尼。

在这项工作开发的模型可以适应各种修改设计。

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