液压减振器动态特性研究

王汛 冉龙超 李施其

摘 要：针对某抗蛇行减振器，利用液压减振器试验台进行测试，动态特性试验考虑频率和幅值两种因素。通过分析不同加载频率和不同加载幅值下测试结果，给出减振器动态特性。测试结果与Maxwell减振器理论模型结果对比分析发现，Maxwell模型能够较好地模拟减振器相位角随加载频率变化的规律，但无法准确反映出减振器的动态阻尼系数和动态刚度。试验结果显示，动态阻尼系数在低频时随频率增大而增大，高频时随频率增大而减小；动态刚度在低频时随频率增大而增大，频率高于4Hz时，动态刚度趋于平稳。

关键词：液压减振器；Maxwell模型；动态特性；试验

中图分类号：U270.33 文献标志码：A 文章编号：2095-2945（2018）14-0011-04

Abstract： For a snake-shaped shock absorber， the hydraulic shock absorber test bench is used to test. The dynamic characteristic test takes two factors into account： frequency and amplitude. The dynamic characteristics of the shock absorber are given by analyzing the test results under different loading frequencies and different loading amplitudes. Comparing the test results with the theoretical model results of Maxwell shock absorber， it is found that the Maxwell model can well simulate the law of the phase angle changing with the loading frequency， but it can not accurately reflect the dynamic damping coefficient and dynamic stiffness of the shock absorber. The experimental results show that the dynamic damping coefficient increases with the increase of frequency and decreases with the increase of frequency at low frequency， and the dynamic stiffness increases with the increase of frequency at low frequency， and when the frequency is higher than 4Hz， the dynamic stiffness tends to be stable.

Keywords： hydraulic shock absorber； Maxwell model； dynamic characteristics； test

引言

液壓减振器是通过利用液体粘滞阻力做负功来实现衰减和吸收在列车运行过程中产生的振动，它的优点在于它的阻力是振动速度的函数，其特点是振幅的衰减量与幅值大小有关，振幅大时衰减量也大，反之亦然[1]。目前，液压减振器在轨道交通车辆悬挂系统中得到了广泛应用，其性能的优劣直接影响列车运行的安全性和平稳性[3]。

文献[1，4]对液压减振器Maxwell模型进行了详细的讨论，分析了其动态特性。文献[3]讲述了液压减振器的工作原理，提出一种数学模型并予以验证。文献[6]给出了分析液压减振器的各种模型。在这些文献中，都没有通过对液压减振器进行测试，分析测试结果，得到其动态特性，并与模型理论分析的动态结果进行对比。本文以某抗蛇行减振器为研究对象，根据标准BS EN 13802：2004"Railway applications Suspension components-Hydraulic dampers"规定，对抗蛇行减振器进行动态特性测试。采用Maxwell模型对抗蛇行减振器进行动态特性理论分析，并与动态特性测试结果进行分析比较。

1 液压减振器基本工作原理

液压减振器在外界激励作用下作往复运动，工作缸内液压油流经阻尼阀时产生压力损失，使减振器产生阻尼力，同时将机车车辆振动的部分机械能转变成热能并耗散，从而达到减振的目的[3]。抗蛇行减振器的物理模型如图1所示。

在压缩过程中，如图1（a）所示，活塞向下运动，活塞单向阀开启，底阀单向阀关闭，压力腔的上、下腔相通。此时压力腔下腔的油液通过活塞单向阀进入上腔，由于压力腔上腔被活塞杆占据一定空间，迫使油液通过阻尼阀系统流向储油缸。从而使整个压力腔产生一个瞬时压强，由于压力腔的上、下腔的作用面积不同，会产生一个压力阻碍活塞运动。

在拉伸过程中，如图1（b）所示，活塞向上运动，活塞单向阀关闭，底阀单向阀开启。压力腔上腔中的油液被迫通过阻尼阀系统进入储油缸。由于压力腔下腔压力降低，储油缸中的油液被吸入到压力腔下腔中。在压力腔上腔中，会产生一个瞬时压力阻碍活塞运动。

（a） （b）

图1 减振器结构与油液流动示意图

（1）活塞杆，（2）阻尼阀，（3）活塞，（4）活塞单向阀，（5）压力腔，（6）底阀单向阀，（7）储油缸

2 液压减振器Maxwell模型分析

实际的液压减振器由于其两端具有橡胶接头和液压缸中存在一定体积的压缩空气，使得液压减振器在轴向方向运动时出现弹性作用力而显现出一定的刚度效应。当考虑到液压减振器接头刚度和液体刚度时，阻尼力与活塞速度之间会产生相位变化，这种特性称为动态阻尼特性[4]。本文在对液压减振器做理论研究时，使用Maxwell模型，即将实际减振器看成是一个阻尼和弹簧串联的组合元件。如图2所示。

当减振器端部受到频率为？棕，振幅为A的正弦激励X时，设活塞的质量为m，位移为x0，则该系统的数学模型为：

（1）

由于惯性力m0很小，比起其他项可以略掉，则上式成为：

（2）

当液压减振器端部受到的激励位移为x（t）=Asin（？棕t）时，代入式（2）得到：

（3）

因此，减振器的阻尼力可以表示为：

（4）

将式（4）化简后得：

其中

（6）

由以上关系式可以画出激励位移X、激励速度V、阻尼力F的时域图，如图3所示。

由图3可以看出，当计及减振器串联刚度时，阻尼力F与外界激励速度v不是同相位，会出现一个？仔/2-？渍的相位滞后；其次阻尼力幅值也会相应减小，变为理想阻尼力的k/■倍[4]。

将液压减振器端部受到的激励位移x（t）=Asin（？棕t）时，代入式（4）得到：

（7）

式（7）为计及液压减振器串联刚度后的示功图特性，由于阻尼力与激励速度之间存在相位角，所以该特性图为一个偏转椭圆。

由式（6）可知液压减振器的动态阻尼系数为：

式中

？棕为外界激励频率；

？渍为液压减振器阻尼力与外界激励位移之间的相位角；

k为液压减振器动态刚度。

该式与标准BS EN 13802：2004中一致。

液压减振器动态刚度为：

（9）

式中

Fmax为液压减振器的轴向力幅值；

xmax为外界激励位移幅值。

3 液压减振器动态特性对比分析

液压减振器动态特性试验对象为某带接头的抗蛇行减振器。该试验是将抗蛇行减振器的一端固定，另一端与作动器相连，采用位移传感器和力传感器采集数据。在试验过程中，通过改换工装，既可以进行减振器的单个测试，也可进行减振器的并联测试，如图4所示。

试验装置中减振器固定端的刚度足够大，整个系统的各部分连接要牢固可靠，保证在测试时不吸收加载的位移，在试验测试之前，保证减振器和作动器中心在同一水平线上。在试验过程中，采用MTS系统中减振器模块采集数据，采集的数据必须足够多，保证得到的示功图是平滑的曲线。

本次试验中，加载的波形采用正弦波，每个频率和幅值下抗蛇行减振器往复运动10个周期，采集最后4个周期，每个周期采集400个点，这样就可以得到力和位移的曲线，进而求得减振器动态阻尼系数和动态刚度。

本次试验测试内容：加载的激励幅值分别为0.5mm、1mm、2mm，每个幅值下加载的频率分别为1Hz、2Hz、4Hz、6Hz、8Hz、10Hz，共测试18个工况。

由图5可以看出，试验示功图和Maxwell模型示功图都是偏转椭圆，但随着激励幅值的增大，试验示功图会发生变形，不再是完全的椭圆，而Maxwell模型的示功图则不会发生变形。在相同幅值的情况下，随着频率的增大，试验和Maxwell模型的示功图都呈逆时针偏转，这是由于阻尼力与激励速度存在相位角造成的。

从图6可以看出，Maxwell模型计算出来的相位角随着频率的增大而逐渐减小，与测试结果一致。但Maxwell模型计算出来的相位角在数值上不随幅值变化，而试验得到的相位角随着幅值的变化在数值上略有变化。在同频率不同幅值的情况下，Maxwell模型计算出来的相位角比试验得到的相位角更小。

从图7可以看出，Maxwell模型计算的动态阻尼系数随着频率的增大而减小，试验测试得到的动态阻尼系数在低频时随频率的增大而逐渐增大，高频时随频率的增大而减小，Maxwell模型不能反映出动态阻尼系数中的拐点问题。Maxwell模型计算的动态阻尼系数在数值上不随幅值变化而变化，而试验测试得到的动态阻尼系数在数值上随幅值变化是存在较大差异的，同时随着幅值的增大，拐点所在位置的频率越低。

从图8可以看出，试验测试得到的动态刚度在低频时随频率的增大而增大，超过4Hz后就趋于平稳，并且在数值上随幅值变化也有较大变化。从图9可以看出，Maxwell模型计算的动态刚度随着频率的增大而增大，而且在数值上不随幅值变化而变化。Maxwell模型计算的动态刚度在1Hz时在数值上与试验结果相近，超过1Hz后在数值上大于试验结果。

经过上面的对比分析可以发现，Maxwell模型不能很好的反映液压减振器的动态特性。

4 结论

本文基于对液压减振器动态特性试验的测试数据分析，并与Maxwell理论分析进行对比，得出以下结论：

（1）Maxwell模型计算出的相位角随频率的增大而逐渐减小，与试验测试结果吻合。

（2）Maxwell模型计算出的动态阻尼系数随频率的增大而逐渐减小，试验结果显示，动态阻尼系数在低频时随频率增大而增大，高频时随频率增大而减小。Maxwell模型不能有效模拟出动态阻尼系数存在拐点问题。

（3）Maxwell模型计算出的动态刚度随频率的增大而逐渐增大。试验结果显示，动态刚度在低频时随频率增大而增大，频率高于4Hz时，动态刚度趋于平稳。Maxwell模型计算的动态刚度高频时在数值上大于试验测试结果。

（4）Maxwell模型计算出的动态特性在数值上不随幅值变化而变化，而试验测试的相位角在数值上随幅值变化而略有变化，动态阻尼系数和动态刚度在数值上随幅值变化而存在较大差异。Maxwell模型不能真实地反映液压减振器的动态特性。

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