旁通小孔与环形通道并联型轿车磁流变液减振器

郑帅峰， 廖昌荣， 孙凌逸， 吴笃华， 张红辉， 董继刚

(1.重庆大学 光电技术及系统教育部重点实验室智能结构中心，重庆　400030;2.中国兵器装备集团隆昌减振器公司,四川 隆昌　642150)



旁通小孔与环形通道并联型轿车磁流变液减振器

郑帅峰1， 廖昌荣1， 孙凌逸1， 吴笃华， 张红辉1， 董继刚2

(1.重庆大学 光电技术及系统教育部重点实验室智能结构中心，重庆400030;2.中国兵器装备集团隆昌减振器公司,四川 隆昌642150)

针对磁流变液减振器体积补偿与活塞换向时阻尼力非圆滑过渡问题，提出一种具有串级环形通道、并联旁通小孔、浮动活塞充气补偿的磁流变液减振器结构。依据磁流变液流变学测试数据确定Biplastic-Bingham本构模型参数；建立阻尼通道内磁流变液准稳态流动微分方程，结合本构模型得到流经活塞流量与上下腔压力差的关系；研究活塞旁通小孔节流、导向环状间隙节流、浮动活塞补偿和各部件间摩擦力共同作用下阻尼力的计算方法；依据国产某型号轿车悬架技术参数，设计制作磁流变液减振器样机，并对样机进行示功特性测试。测试结果表明：减振器示功曲线圆润饱满，各种励磁电流下磁流变阻尼器的理论阻尼值与测试值能较好吻合。

磁流变液;减振器;阻尼力;体积补偿

磁流变液减振器是可控减振器的重要发展之一，具有阻尼力实时可控、调节范围大、响应时间短等优点。目前，国外对磁流变减振器技术的研究取得重要进展，ASHTIANI等[1]和AGUIB等[2]分别对磁流变液和磁流变弹性体的本构模型进行研究；ÇESMECI等[3]和YAZID等[4]分别设计并制作了不同结构的磁流变液减振器，得到较好的实验效果；BECNEL等[5]设计了一种旋转磁流变装置，并对其性能进行测试；LUU等[6]将磁流变减振器应用于桥梁减振，并取得较好的减振效果。美国德尔福公司在汽车磁流变减振器处于领先，并在部分高端车型上使用，由于商业机密其技术尚未公开。国内对磁流变减振器的研究虽起步较晚，但研究内容已日趋深入。邓志党等[7]对磁流变减振器的阻尼特性进行了理论分析，并探讨减振器各结构参数对减振器阻尼特性的影响；马然等[8-9]采用混合模式，将外筒作为磁路的一部分设计磁流变减振器，并对其进行研究；冯占宗等[10]和刘非等[11]分别针对1/4车辆半主动磁流变悬架模型和装甲车磁流变悬架系统研究了其控制方法，并取得较好的控制效果。任艳飞等[12]对磁流变阻尼器结构参数进行研究，并分析其对悬挂减振效果的影响。目前，单筒磁流变液减振器存在着体积补偿不充分、活塞头换向时阻尼力非圆滑过渡等问题，针对这些问题，开展新型结构的磁流变液减振器理论和实验研究，这对我国汽车磁流变液减振器的工程化进展具有重要现实意义。

1　磁流变液的本构模型

磁流变液在外加磁场时会由牛顿流体状态迅速变为非牛顿流体状态，在磁场撤除后恢复牛顿流体状态，其响应时间为毫秒级。磁流变液的剪切应力与剪切率的关系描述模型较多，为了描述剪切屈服前的行为，采用Biplastic-Bingham模型描述其本构关系(见图1)。

(1)

图1　双塑性模型本构模型图Fig.1　Biplastic-Bingham model: shear stress versus shear rate

采用重庆材料研究院研制的MRF-J25型磁流变液，运用安东帕MCR301流变仪对磁流变液进行测试，对实验测试数据进行拟合，得到流变学参数：

(2)

(3)

式中:B的单位为T；τ1、τ2的单位为Pa；μ、μr的单位为Pa·s。

2　磁流变减振器结构与工作原理

浮动活塞补偿型磁流变减振器工作原理示意图见图2，工作缸被活塞头和浮动活塞分为三个腔：高压气密室、压缩腔、拉伸腔。压缩腔与拉伸腔内充满了磁流变液，高压气密室内充入高压惰性气体，两级线圈从空心活塞头和空心活塞杆引出。当活塞头处于压缩行程时(即向右运动)，压缩腔中磁流变液压力增大，通过活塞头的环形阻尼通道，旁通孔和环形间隙从压缩腔流动到拉伸腔；反之，当活塞头处于拉伸行程时(即向左运动)，磁流变液从拉伸腔流动到压缩腔。当磁流变液在阻尼通道中流动时，其流动特性将受到励磁线圈产生的磁场的控制，从而控制阻尼力的大小。活塞头在压缩行程时，活塞杆进入密闭的钢筒内，由于磁流变液的不可压缩性，压缩腔和拉伸腔的总体积不变，则高压气密腔的体积减小，浮动活塞向右运动；反之在拉伸行程时，高压气密腔的体积增加，浮动活塞向左运动，实现体积与温度补偿作用。所设计的磁流变减振器的主要尺寸为：① 磁控环形阻尼通道长度为40 mm，宽度为1.3 mm；② 微型通孔直径为2 mm；③ 导向间隙宽度为0.05 mm。

图2　磁流变减振器原理示意图Fig.2　MR shock absorber schematic model

3　磁流变减振器的磁路有限元分析

磁流变减振器采用流动模式，在活塞头内部形成磁路，使磁路工作更稳定，避免在采用混合模式的设计中将外筒作为磁路的一部分时形成的动态磁路；励磁线圈产生的磁场垂直于磁流变液流动方向，实现阻尼力的控制；采用串级线圈励磁并优化其结构参数，增加了磁流变液磁控阻尼通道的长度；阻尼通道间隙两级励磁线圈反向绕制，使得两级线圈中间部分的间隙的磁场叠加，避免两级线圈产生的磁场相互抵消，增加了阻尼通道的长度。

在磁路设计时，要求能给阻尼通道提供足够的磁场。活塞头的铁芯采用电工纯铁，两端采用奥氏体不锈钢作为具有一定强度的不导磁支架，磁场布局采用双线圈串联结构。磁流变液和铁芯材料的磁化参数由实验得到。对活塞头的磁路进行有限元分析，并反复修改磁路参数，得到优化后的结果见图3。分析结果表明，磁路各个部分均未饱和，阻尼通道的磁感应强度分布较为均匀，并且磁场不会泄露到外筒中，在活塞头和活塞套筒间形成了磁场回路，说明优化所得的磁路参数满足设计需要。

图3　激励电流分别为1 A、2 A、3 A时磁路磁感应强度分布图Fig.3　Magnetic flux density in the magnetic circuit and the bypass

磁流变液减振器活塞头内阻尼通道间隙处的平均磁流变液的磁感应强度与通电螺线管励磁电流之间的关系为：

B=-0.009 271I2+0.155 3I+0.009 474

(4)

式中：I的单位为A；B的单位为T。

4　磁流变液减振器阻尼力计算方法

4.1活塞头产生的阻尼力

在活塞头运动时，磁流变液将通过磁控环形阻尼通道、微型通孔和活塞头导向间隙流动，对这三部分中磁流变液的流动进行分析。

4.1.1磁控环形阻尼通道流场分析

磁流变减振器的阻尼通道间隙≪外筒内径，并且磁流变液在流动时不会产生轴向和径向速度，可将磁流变液流动近似为平行平板间缝隙流动(见图4)。

由图4可知，区域①、区域⑤中磁流变液为后屈服区域流动，区域②、区域④中磁流变液为前屈服区域流动，区域③中磁流变液为屈服前刚性流动。在磁控环形阻尼通道中磁流变液工作在流动模式。假设磁流变液在阻尼通道内线性变化，忽略其质量力，流动微分方程为：

(5)

对式(5)积分，并利用中心剪切应力，即：当z=h/2，τ=0，确定积分常数，可得剪切应力表达为:

(6)

区域分界坐标可表示为:

(7)

鉴于磁流变液在阻尼通道内的流动特征具有称轴性，只需考虑通道0≤z≤h/2区域内磁流变液的流动情况。

图4　阻尼通道磁流变液的流速分布Fig.4　Biplastic-Bingham fluid in flow between two planar surface

当活塞头两端压力差Δpa>2τ2lh-1时，在磁控阻尼通道内，磁流变液流动时存在着屈服前区、前屈服区，后屈服区三种流动状态。

在后屈服区域(0≤z≤z2)中，将本构关系τ=τ0+μ·du/dz代入式(5)，并利用不滑动边界条件，得流动速度表达式:

(8)

在前屈服区域(z2≤z≤z1)中，将本构关系有τ=τ1+μr·du/dz代入式(5)，并利用区域间流动速度连续边界条件，得流动速度表达式：

(9)

在屈服前区域(z1≤z≤h/2)中，磁流变液刚性流动，并利用区域间流动速度连续边界条件，流动速度表达式为：

(10)

考虑到px=Δpa/l，由式(8)、式(9)和式(10)积分并求和可得流量表达式：

(11)

式中:w=2πr。

当2τ1lh-1<Δpa<2τ2lh-1时，在磁控阻尼通道内，磁流变液存在着屈服前区、前屈服区两种流动状态。

在前屈服区域(0≤z≤z1)中，利用相同方法可得流动速度表达式:

(12)

在屈服前区域(z1≤z≤h/2)中可得流动速度表达式:

(13)

对以上两式积分并求和可得流量表达式：

(14)

当Δpa<2τ1lh-1时，磁流变液将不在阻尼通道内流动，即

Qa=0

(15)

4.1.2微型旁通孔流场分析

微型旁通孔的作用是在活塞头低速运动，磁流变液不能通过磁控环形阻尼通道流动(或者流动缓慢)时，磁流变液通过微型旁通孔流动，让活塞换向时阻尼力圆滑过渡。微型通孔在活塞头内部，不受磁场控制(见图5)，因此磁流变液在旁通孔的流动为牛顿流体，根据流体力学Hagen-Poiseuille定理

(16)

式中：Δpb活塞两端压力差;D0小孔直径;L小孔长度;μ0磁流变液黏度;μ0=0.448 1 Pa·s。

图5　活塞头结构示意图Fig.5　The piston head schematic layout

4.1.3活塞头与工作缸间隙流场特征

环形孔在外筒和活塞套筒之间，经过ANSYS仿真分析可知在环形通道内没有磁场(见图5)，即在环形通道内磁流变液不受磁场控制，是牛顿流体。可将环形通道分为三段，①、③段为圆锥缝隙流动，②段为圆柱环形缝隙流动，三段串联，各段的流量相同，总能量损失为各段损失之和：

Δpc=Δp1+Δp2+Δp3

(17)

圆锥缝隙流动：

i=1,3

(18)

圆柱环形缝隙流动：

(19)

即可得:

Δpc=Δp1+Δp2+Δp3=

(20)

4.1.4活塞头处阻尼力值的计算

阻尼通道、旁通孔与环形孔是并联的，因此有：

(21)

当活塞头的运动速度为vp时，流经活塞头的总流量为:

Q=(Ap-Ar)vp

(22)

由此可解得活塞头两端的液压差Δp与vp的关系，进而得到活塞头处产生的阻尼力Fp与vp的关系。

4.2浮动活塞体积补偿

设计的单筒磁流变减振器采用浮动活塞式气体补偿，浮动活塞与外筒间充入氮气，假设气密室处于隔热状态，则浮动活塞在进行体积补偿时氮气产生的压强为：

(23)

式中：P0和V0分别为活塞处于初始位置时的初始压强和初始体积;Ar为活塞杆横截面积;xp为活塞杆的位移，并以压缩的方向为正方向；绝热常数n=1.4。浮动活塞补偿产生的力

Fg=PgAp

(24)

4.3减振器的总阻尼力

在浮动活塞和外筒间，活塞杆与导向器间存在着摩擦力，假设其合摩擦力为常数fc，其方向随着活塞头运动方向的改变而改变。减振器总阻尼力由活塞头处产生的阻尼力Fp、浮动活塞体积补偿产生的阻尼力Fg和减振器各部件之间的合摩擦力fc构成。若以压缩的方向为正方向，则减振器的总阻尼力值为：

F=Fp+fc+Fgsgn(vp)

(25)

5　减振器测试与数据处理

按照某轿车悬架技术要求，设计制作了轿车磁流变液减振器(见图6(a))。按照轨道标准汽车筒式减振器的技术要求和试验方法，利用WDTS型油压减振器实验台对单筒充气磁流变液减振器进行了阻尼特性实验。测试装置(见图6(b))。

图6　减振器及其测试图Fig.6　The MR shock absorber and the test of MR damper

采用振幅为±25 mm的正弦振动激励带动活塞头运动对磁流变减振器进行阻尼特性进行测试，励磁电流从0～3 A间隔0.3 A变化，测量的振动峰值速度分别为0.1 m/s、0.3 m/s和0.6 m/s。在0 A、1.5 A、2.4 A励磁电流下的示功特性测试曲线(见图7)。

图7　励磁电流0 A，1.5 A，2.4 A下的示功特性测试曲线Fig.7　Testing force-displacement curve when

由测试结果可知，在所有不同励磁电流和不同峰值速度的正弦激励下的示功曲线都圆润饱满，未出现示功图畸变现象，说明在不同速度下的浮动活塞气体补偿充分，磁流变液在磁控阻尼通道中流动未出现空程现象。

若不采用旁通小孔，在示功图两端活塞头处于换向状态时阻尼力会出现突变，即示功图出现矩形特性，这对汽车的舒适性有不利影响，减振器设计时常采用常通孔解决个问题。由于导向间隙具有导向作用，因此其间隙较小，通过间隙的流量有限，不能满足使阻尼力圆滑过渡的要求，因此采用旁通小孔解决阻尼力圆滑过渡问题。测试结果说明，磁流变减振器的阻尼力在活塞运行到两端时，阻尼力实现圆滑过渡，说明小孔结构与尺寸合理。

减振器压缩最大阻尼力与复原最大阻尼力，在不同峰值速度激励下，随电流的变化关系(见图8)。由图8可知，随电流增大，最大阻尼力也不断增大，并且大致符合理论推导。随着测试的峰值速度增加，减振器阻尼力相应增加，这也与理论规律相符。图8中当峰值速度为0.6 m/s时的测试值存在突变，这主要是因为在0.6 m/s时阻尼力较大，导致工装夹具出现松动，且每次松动程度不一。其出现的误差主要来自于充气误差，这影响磁流变减振器的体积补偿，是测试结果与理论结果产生偏差；在测试过程中由于电源电流不稳定、工装夹具在测试过程中松动等问题产生的测试误差；模型参数的拟合误差;对磁流变性能的测试误差及磁路有限元仿真误差等，影响了理论计算的精确程度。

图8　压缩最大阻尼力与复原最大阻尼力随电流的变化关系图Fig.8　The maximum of compression force and rebound force versus current

6　结　论

研究了单筒浮动活塞补偿型汽车磁流变液减振器结构和工作原理，利用有限元方法分析磁流变减振器的磁路结构，并研究其阻尼力的计算方法。设计制作轿车磁流变液减振器，测试了磁流变液减振器的示功特性，得出如下结论：

(1) 理论计算阻尼力与实验测试阻尼力的变化趋势相符，其误差主要是减振器的测试误差，说明阻尼力计算方法合理。

(2) 减振器示功图圆润饱满，说明通过浮动活塞补偿充分，有效解决了磁流变液减振器体积补偿问题。

(3) 制作的磁流变液减振器样机的示功特性测试图的两端没有出现阻尼力突变，说明并联旁通小孔可以有效解决示功图非圆滑过渡问题。

磁流变液减振器样品在工程化之前，还有大量的工作需要实施，例如对磁流变液减振器的结构进行进一步优化，减振器样品进行耐久性测试，温衰特性测试，并根据测试结果进行改进，以达到产品化的目的。

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Magneto-rheological fluid shock absorber used in cars and equiped with annular channel and paralleled micro-bypass

ZHENG Shuaifeng1, LIAO Changrong1, SUN Lingyi1, WU Duhua1, ZHANG Honghui1, DONG Jigang2

(1. The Center for Intelligent Structures Under Key Laboratory for Optoelectronic Technology and Systems, Chongqing University, Chongqing 400044, China;2. Longchang Shock Absorber Company under the China South Industries Group Corporation, Longchang 642150, China)

A novel magneto-rheological fluid (MRF) shock absorber equiped with annular channel with cascade coils, paralleled micro-bypass, and floating piston for gas volume compensation was proposed to improve the inadequate compensation of MRF shock absorber, and the non-smooth transition of damping force when the piston changes its direction. The parameters of the Biplastic-Bingham constitutive model were identified by the test of MRF. The quasi-steady differential equations of MRF flow in the annular damping channel were established to obtain the relation between the flow getting through the piston and the pressure difference between the two chambers. The calculation method of MRF damping force was studied, which comes from the coaction of throttling effect of bypass and guide slot the volume compensation with floating piston and the friction between parts of the shock absorber. A MRF shock absorber was designed and fabricated, according to the suspension technology requirements of a kind of selected domestic automobile and its dynamometer characteristic was tested. The results indicate that the dynamometer curve of the shock absorber is smooth and full, and the theoretical damping force of the shock absorber under various excitation currents are in accord with the test data.

magneto-rheological fluid; shock absorber; damping force; volume compensation

重庆市基础与前沿计划研究项目(CSTC2013JJB60001)；中央高校基本科研业务费项目(106112015CDJZR125517)；国家自然科学基金项目(51575065)

2015-04-25修改稿收到日期：2015-09-19

郑帅峰 男，硕士，1989年生

廖昌荣 男，博士后，教授，1965年生

E-mail：crliao@cqu.edu.cn

TF125.8

A DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.14.019