Effet de la texture du piston dans des conditions de travail d'inclinaison et d'excentricité sur les caractéristiques d'amortissement d'un amortisseur hydraulique

Nov 29, 2023

Rapports scientifiques volume 12, Numéro d'article : 9807 (2022) Citer cet article

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Afin de prédire avec précision les caractéristiques d'amortissement d'un amortisseur hydraulique dans des conditions d'inclinaison et d'excentricité du piston, en particulier en tenant compte des effets de la construction de la surface du piston. Dans le présent travail, en tenant compte de la légère inclinaison et de l'excentricité du piston, un modèle mathématique plus détaillé a été développé pour estimer les effets de la texture du piston sur les caractéristiques d'amortissement. Sur la base des modèles mathématiques du réservoir et de la course de compression couplés à l'équation de Reynolds, un nouveau modèle de force d'amortissement a été développé, qui a analysé les effets de la structure du piston sur les caractéristiques d'amortissement. Les modèles mathématiques de la texture du piston, de la légère inclinaison du piston, de l'excentricité du piston et des combinaisons de trois cas sont développés pour analyser en détail les effets de la texture du piston dans différentes conditions de travail sur les caractéristiques d'amortissement. Les résultats ont montré que la force de frottement du piston augmente de manière parabolique avec l'augmentation du rapport de profondeur, et celle du piston augmente de manière linéaire avec l'augmentation du rapport de surface. Les textures de piston ont peu d'effets sur les caractéristiques d'amortissement dans des conditions de paramètres structurels spécifiques lorsque le piston fonctionne normalement, cependant, les textures de piston légèrement incliné et excentrique ont de grands effets. En conséquence, les textures des pistons peuvent entraîner une force d'amortissement élevée, un confort et une sécurité détruits. Par conséquent, il est nécessaire que les effets de la construction de la surface du piston aient été prédits avec précision sur les caractéristiques d'amortissement dans différentes conditions de travail. Les résultats pourraient fournir une nouvelle perspective pour la conception d'amortisseurs hydrauliques et l'étude de la dynamique du système de véhicule.

L'amortisseur hydraulique à double tube a été largement utilisé dans les suspensions automobiles et les systèmes de suspension de véhicules ferroviaires1,2 depuis la technologie mature et le coût modéré. A l'époque contemporaine, comme pour l'automobile et le véhicule ferroviaire, le confort et la sécurité font l'objet d'une attention toute particulière tout en poursuivant une vélocité plus élevée. Les caractéristiques d'amortissement dynamique de l'amortisseur hydraulique ont un impact important sur les performances dynamiques des véhicules3,4. Les caractéristiques d'amortissement dynamique dépendent de la structure de l'amortisseur. Cependant, les structures sont conçues selon la méthode de conception traditionnelle incluant l'expérience, puis révisées et ajustées en répétant des expériences. Cela prendra une longue période et un coût élevé. Les structures sont également conçues par méthode de simulation numérique. C'est précis, rapide et pratique. Cependant, l'amortisseur fonctionne généralement dans des conditions complexes. Il est difficile d'obtenir des performances d'amortissement précises dans différentes conditions de travail complexes. Par conséquent, il s'agit d'un axe de recherche important pour prédire avec précision les performances de l'amortisseur par une méthode de simulation numérique afin de concevoir des structures optimales adaptées à des conditions de travail complexes.

Les structures de l'amortisseur ont un impact important sur les caractéristiques d'amortissement dynamique. Duym5,6 et Yung7 ont établi une modélisation détaillée comprenant la structure interne et le processus de fonctionnement, analysé les performances d'absorption des chocs sur la structure interne. Besinger8, Berger9 et Lion10 ont établi un modèle rhéologique comprenant le tampon, le ressort et le frottement, et ont analysé l'effet des paramètres structurels sur les caractéristiques d'amortissement. Czop11 a formulé, dérivé et validé le modèle non linéaire de premier principe, étudié les vibrations structurelles sur les interactions dynamiques entre les éléments de montage, les systèmes de soupapes et l'actionneur hydraulique de l'amortisseur, et capturé les caractéristiques dynamiques sur une large plage de fonctionnement. Zhang12 a élaboré le principe de fonctionnement de la double cavité membraneuse basée sur un amortisseur sensible à l'amplitude (MASD), son modèle dynamique a été dérivé en combinant la modélisation de premier principe des composants hydrauliques et la modélisation empirique de la valve membraneuse. Dans le même temps, l'influence de la construction du piston et de la valve a été analysée sur l'amortissement dynamique. Alireza Farjoud13 a présenté un modèle non linéaire d'amortisseurs hydrauliques monotubes et a mis l'accent sur la structure détaillée de la pile de cales et leurs effets sur les performances globales de l'amortisseur. Zhou14 a établi un modèle mécanique de tranche d'accélérateur à anneau flexible basé sur des principes mécaniques élastiques. L'effet de la superposition de l'épaisseur des tranches d'étranglement sur la taille de l'ouverture de l'étranglement a été étudié en profondeur. Wang15 a établi un nouveau modèle à paramètres complets et a révélé les caractéristiques non linéaires dépendantes du déplacement d'un amortisseur à pantographe ferroviaire à grande vitesse. Les caractéristiques d'amortissement sont analysées sur les sections internes et les dimensions des orifices du crayon par le modèle à paramètres complets. Farfan-Cabrera16 a contribué à l'examen de l'état actuel et des tendances d'amélioration futures pour l'optimisation des composants tribologiques critiques utilisés dans les véhicules, a permis de comprendre les réalisations les plus récentes en termes de solutions tribologiques appliquées aux composants critiques. Le frottement entre le piston et le cylindre de l'amortisseur hydraulique a un effet critique sur les caractéristiques d'amortissement de l'amortisseur, ce qui fournit une direction importante pour la modélisation plus fine et plus complète de l'amortisseur. Ji17 et Zhang18 ont mis en place un modèle sur la force d'amortissement qui, compte tenu du frottement entre le piston et le cylindre, a analysé les performances d'amortissement de l'amortisseur. Mais le frottement a été calculé par une formule constante ou empirique, qui ne pouvait pas refléter complètement l'effet de la structure du piston (y compris la morphologie de la surface du piston) sur les caractéristiques d'amortissement de l'amortisseur.

Cependant, il s'agit d'un contact de lubrification entre le piston et le cylindre de l'amortisseur. l'effet des structures de surface est crucial pour les performances de frottement des contacts de lubrification. En particulier, l'équation de Reynolds est largement utilisée pour résoudre l'analyse du frottement du palier de glissement hydrodynamique19, du piston et du cylindre du moteur et du cylindre hydraulique20,21,22, et l'effet de la surface d'appui et de la structure du piston pourrait être analysé en détail sur le frottement. La condition et le principe de la lubrification dynamique entre le piston et le cylindre de l'amortisseur hydraulique à double cylindre sont les mêmes que ceux du palier lisse dynamique, du piston et du cylindre du moteur et du cylindre hydraulique. Avec le développement rapide du véhicule et du train, la vitesse augmente et devient de plus en plus élevée, le confort du véhicule et du système de train devient plus sensible aux variations des paramètres du composant, en particulier l'effet du frottement sur la surface du piston. Ainsi, il est impératif d'établir des modèles plus précis sur les caractéristiques d'amortissement pour étudier l'effet de la structure de la surface du piston.

Les conditions de travail des systèmes de suspension des véhicules automobiles et ferroviaires sont complexes et variées. L'inclinaison et l'excentricité du piston sont fréquemment causées par un fonctionnement à long terme et à grande vitesse, et ont de grands effets sur les caractéristiques d'amortissement, provoquant une force d'amortissement élevée qui détruit le confort et la sécurité. Wang23 a abordé un modèle paramétrique non linéaire plus subtil et complet d'un amortisseur de lacet hydraulique ferroviaire à grande vitesse, qui a prédit de manière précise et robuste les caractéristiques d'amortissement avec une plage de vitesse extrêmement large. Alonso24 s'est occupé de la modélisation des amortisseurs de lacet et a déterminé l'influence de la modélisation de ce composant sur les résultats obtenus lors de la prédiction de la stabilité dynamique d'un véhicule. Il a été vérifié que la modélisation précise de l'amortisseur de lacet est essentielle lorsqu'il s'agit de la performance dynamique du véhicule. Huang25 a mis en place un modèle simplifié de l'amortisseur de lacet, a analysé ses performances dynamiques dans la plage des conditions de fonctionnement, a conclu que la grande différence entre les conditions dynamiques et statiques était causée par la flexibilité interne de l'amortisseur sous de petites amplitudes, provoquant l'apparition de pannes dans des conditions de travail spéciales ou le travail à long terme. Sun26 a étudié les caractéristiques de distorsion de l'amortisseur sur la base de la méthode énergétique, a obtenu que la capacité anti-distorsion de l'amortisseur augmente avec l'augmentation de la pression de gonflage. L'écart de coin entre le piston et le cylindre est généré par un piston incliné et excentrique en fonctionnement, ce qui a provoqué une grande friction. En particulier, la structure de la surface du piston a également un effet important sur la forme de l'espacement du coin sous l'inclinaison et l'excentricité du piston, affectant ainsi les caractéristiques d'amortissement. Cependant, les effets de la texture du piston sur les caractéristiques d'amortissement de l'amortisseur hydraulique dans différentes conditions de travail sont très cruciaux, ce qui n'a pas été étudié en détail.

Afin d'étudier les effets de la structure de la surface du piston sur les caractéristiques d'amortissement de l'amortisseur lorsque le piston est incliné ou excentrique, dans le présent travail, en tenant compte de la légère inclinaison et de l'excentricité du piston, un modèle mathématique plus détaillé est développé pour estimer l'effet du piston texture sur les caractéristiques d'amortissement dynamique des amortisseurs. Les travaux en cours démontrent les nouvelles contributions suivantes : (1) Sur la base des modèles mathématiques du réservoir et de la course de compression couplés à l'équation de Reynolds, un nouveau modèle de force d'amortissement a été développé, qui a analysé les effets de la structure de la surface du piston sur les caractéristiques d'amortissement. (2) La force d'amortissement a été analysée en détail dans différentes conditions de travail, notamment la texture du piston, l'excentricité du piston avec la texture, l'inclinaison du piston avec la texture et l'excentricité du piston plus l'inclinaison avec la texture. (3) Avec l'augmentation du rapport de profondeur δ et du rapport de surface Sp de la texture du piston, la forme croissante de la force de frottement a été étudiée. L'effet de la texture cylindrique sur la force de frottement lors du fonctionnement normal du piston ou dans des conditions de piston incliné et excentrique a été analysé. En conséquence, les résultats de cette étude pourraient fournir un nouvel aperçu pour la conception de l'amortisseur hydraulique et l'étude de la dynamique du système du véhicule.

La figure 1 montre le schéma structurel de l'amortisseur hydraulique à double cylindre, reflète le processus de travail de la course d'extension et de la course de compression. L'huile traverse le système de soupape pendant la course d'extension et la course de compression, ce qui produit une force d'amortissement et réduit l'énergie des vibrations. L'amortisseur hydraulique à double cylindre absorbe l'énergie des vibrations.

Amortisseur hydraulique.

L'huile passe à travers l'orifice constant et l'écartement du piston lorsque la soupape d'extension n'est pas ouverte. QT est le débit lorsque l'huile passe à travers l'orifice constant de l'ensemble piston. Qxl est le débit lorsque l'huile traverse l'entrefer du piston. QT et Qxl sont exprimés comme suit :

où Cq est le coefficient de débit de l'orifice constant de l'ensemble de piston, AT est la surface totale de l'orifice constant de l'ensemble de piston ; \(\rho\) est la densité de l'huile, dh est le diamètre du piston ; \(\mu\) est la viscosité dynamique de l'huile ; Ly est la largeur axiale du piston ; h est l'épaisseur réelle du film d'huile entre le piston et le cylindre ; P1 est la pression de la chambre d'extension et P2 est la pression de la chambre de compression.

Le débit total Qfh d'huile de la chambre d'extension dans la chambre de compression s'exprime comme suit :

Le débit total Qfh comprend le débit QT de l'orifice constant de l'ensemble piston, le débit Qxl de l'entrefer du piston et le débit Qf de l'orifice d'extension lorsque la vanne d'extension est ouverte. Comme représenté sur la figure 1c, le débit Qf de l'orifice d'extension comprend le débit Qfc de l'orifice d'étranglement d'extension et le débit Qff de la fente circulaire. Qfc et Qff sont en série, donc Qfc = Qff.

où \(\varepsilon_{fc}\) est le coefficient de débit de l'orifice d'étranglement de l'extension, Afc est la surface totale de l'orifice de la vanne d'extension, rbf est le rayon extérieur de la plaque de la vanne d'extension et rkf est le rayon de l'encoche de la plaque de la vanne d'extension. \(\delta_{rf} = f_{rf} - f_{rf0}\),\(f_{rf}\) est la déformation de la soupape d'extension et \(f_{rf0}\) est la pré-déformation de la soupape d'extension.

Le débit Qyc de l'orifice constant du clapet de pied et le débit Qyb du clapet anti-retour sont exprimés comme suit :

où \(\varepsilon_{yc}\) est le coefficient de débit de l'orifice constant de l'ensemble de clapet de pied, Ayc est la surface totale de l'orifice constant de l'ensemble de clapet de pied, P3 est la pression dans la chambre du réservoir, rbb est le rayon extérieur du clapet anti-retour plate et rkb est le rayon de l'encoche de la plaque du clapet anti-retour.\(\delta_{yb} { = }f_{ry} - f_{ry0}\), \(f_{ry}\) est la déformation du clapet anti-retour et \(f_ {ry0}\) est la pro-déformation du clapet anti-retour.

La déformation de la plaque de soupape s'exprime comme suit :

où hffp est l'épaisseur de la plaque de soupape et Grffp est le coefficient de déformation de la plaque de soupape.

La déviation de flexion du disque circulaire à un rayon arbitraire r14 est exprimée comme suit, et comme illustré à la Fig. 2.

Courbe de déformation de la plaque de soupape.

A l'ouverture de la vanne d'extension, le débit total Qfh d'huile de la chambre d'extension dans la chambre de compression s'exprime comme suit :

Le débit total Qyd d'huile de la chambre réservoir à la chambre de compression s'exprime comme suit :

En supposant que le gaz de la chambre du réservoir est un gaz parfait, et l'expression peut être donnée comme suit :

où V0 est le volume initial des gaz dans la chambre du réservoir, P30 est la pression initiale des gaz dans la chambre du réservoir, V(t) est le volume des gaz dans la chambre du réservoir, Y est le déplacement relatif du piston et Ag est la section de la tige de piston.

En supposant une excitation sinusoïdale appliquée à l'amortisseur, le déplacement relatif du piston s'exprime comme suit :

La course de compression est similaire à la course d'extension, ainsi le travail de la course de compression n'est pas dupliqué. La pression de la chambre d'extension P1, la pression de la chambre de compression P2 et la pression de la chambre de réservoir P3 sont obtenues par la relation (13) entre le débit d'huile traversant l'ensemble piston et l'ensemble clapet de pied et la vitesse du piston pendant la course d'extension et la course de compression.

où U est la vitesse du piston, Ah est la section transversale du piston et Qyh est le débit total d'huile de la chambre de compression dans la chambre d'extension.

Pour un piston d'amortisseur dans des conditions de travail stables, l'équation de Reynolds bidimensionnelle peut être exprimée sous la forme suivante19 :

où p est la pression du film d'huile en un point spécifique de la surface du piston.

L'expression de l'épaisseur réelle du film d'huile h entre le piston et le cylindre peut être obtenue comme suit :

où h0 est l'épaisseur initiale du film d'huile entre le piston et le cylindre et hpi est l'épaisseur du film d'huile sur la surface extérieure du piston dans différents cas.

La surface du piston a une texture peu profonde régulière depuis la tolérance d'usinage et la précision d'usinage. En supposant que les textures cylindriques sont uniformément réparties sur la surface du piston. La figure 3a,b montre schématiquement des textures de piston. En considérant l'excentricité et l'inclinaison du piston, la figure 4 montre un schéma des textures du piston et le schéma de l'excentricité et de l'inclinaison du piston. La figure 5 montre la distribution de l'épaisseur du film d'huile sur la surface externe du piston dans différents cas : texture cylindrique (Fig. 5a), excentricité du piston vs excentricité du piston avec texture (Fig. 5b vs Fig. 5c), inclinaison du piston vs. inclinaison du piston avec texture (Fig. 5d vs Fig. 5e), et excentricité du piston plus inclinaison vs excentricité du piston plus inclinaison avec texture (Fig. 5f vs Fig. 5g). Leurs épaisseurs de film d'huile hpi21,27 dans différents cas sont exprimées comme suit :

Schéma de la texture du piston.

Excentricité et inclinaison schématiques du piston.

Répartition de l'épaisseur du film d'huile sur la surface extérieure du piston dans différents cas.

où e est l'excentricité de la section centrale du piston, θ est la coordonnée angulaire à partir de l'axe z, φ est l'angle entre OE2 et l'axe z, γ est l'angle d'inclinaison du piston et β est l'angle entre OE2 et E1E3.

Le champ d'écoulement entre le piston et le cylindre est un espace de lubrification convergent, la limite de Reynolds est appliquée dans le processus de modélisation du piston. L'effet de la cavitation n'est pas inclus dans l'analyse, que ce soit en termes d'analyse monophasique utilisée ou dans l'application des conditions aux limites, qui est considérée dans l'analyse du piston20,21. P0 est la pression atmosphérique. Les conditions aux limites sont exprimées comme suit :

Le processus de travail de l'amortisseur hydraulique est un système fluide non linéaire complexe. Les caractéristiques d'amortissement de l'amortisseur sont affectées par de nombreux facteurs, notamment la température, les propriétés de l'huile et la précision d'assemblage de chaque composant, etc. Certains facteurs sont ignorés dans le modèle mathématique détaillé d'étude des caractéristiques d'amortissement, notamment la température de l'huile, la cavitation, le gaz, la compressibilité de l'huile, la variation de la densité de l'huile. Un ensemble d'hypothèses est présenté comme suit :

En supposant que la solubilité du gaz dans l'huile est ignorée, le gaz ne se dissout pas dans l'huile. La cavitation est également ignorée.

En supposant que la température de l'huile est entièrement dissipée pendant le fonctionnement de l'amortisseur. La température de l'huile reste constante. Les caractéristiques de variation de température de l'huile sont ignorées. La viscosité de l'huile reste constante. La température ambiante est de 20 °C. En supposant que la température de l'huile et la température ambiante sont identiques.

En supposant que l'huile est incompressible. L'huile ne se vaporisera pas à cause de la température.

En supposant que le gaz de la chambre du réservoir est un gaz parfait, sa pression et son volume changent conformément aux lois de la thermodynamique.

En supposant que la pression d'huile dans chaque chambre de travail de l'amortisseur est égale, et que la pression varie en continu avec le mouvement alternatif du piston dans la chambre.

Toutes les pièces de l'amortisseur sont bien assemblées.

Dans le plan xOy, la surface du piston est maillée en grilles m et n le long des directions x et y. La méthode de la différence en cinq points est utilisée pour discrétiser l'Eq. (17). La méthode de relaxation symétrique successive (SSOR) est utilisée pour résoudre l'équation algébrique discrète et la pression p est obtenue.

Capacité de chargement

La pression calculée du film d'huile p est intégrée numériquement dans tout le domaine fluide le long des directions x et y, et les capacités de charge WN peuvent être obtenues comme suit :

Force de friction

Le calcul de la force de frottement sur le piston est le suivant :

Les caractéristiques d'amortissement dynamique de l'amortisseur sont principalement déterminées par la force d'amortissement Ff : La force d'amortissement Ff s'exprime comme suit :

où Ah est la section transversale du piston, Ag est la section de la tige de piston, Ffoil est la force de frottement du film.

Les pressions du film d'huile sur la surface extérieure du piston sont calculées dans sept cas différents de la Fig. 5 en résolvant l'équation de Reynolds. (17). La répartition des pressions sur la surface externe du piston peut être obtenue sur la figure 6. En conséquence, la tendance de changement de la pression du film d'huile p et celle de l'épaisseur réelle du film d'huile h sont cohérentes. Les pressions élevées du film d'huile entre le piston et le cylindre sont induites par l'augmentation ou la diminution de l'épaisseur du film d'huile (formant un espace de coin) depuis l'effet de coin et l'effet d'extrusion. Ainsi, la force de frottement Ffoil du film d'huile est générée lorsque le piston se déplace.

Répartition de la pression sur la surface extérieure du piston dans différents cas.

Les paramètres de la simulation numérique ont été fournis dans le tableau 1 et comme suit :

Comme le montre la Fig. 7, la boucle force d'amortissement-déplacement et la courbe caractéristique force d'amortissement-vitesse montrent les effets de l'amortissement. La force d'amortissement maximale Ff est de 5559 N.

Résultats de simulation de la caractéristique d'amortissement.

Le rapport de profondeur δ est défini par le rapport de la profondeur de texture hp à l'épaisseur initiale du film d'huile h0 (δ = hp/h0). Les forces de frottement Ffoil du piston texturé cylindrique sont représentées en simulant avec différents rapports de profondeur δ de 0,01 à 0,14 sur la figure 8a. La force de frottement du film Ffoil de la texture cylindrique augmente avec l'augmentation du rapport de profondeur δ. La force de frottement Ffoil du piston texturé cylindrique est de 38 N à un rapport de profondeur δ de 0,14. La force de frottement Ffoil et le rapport de profondeur δ montrent une relation de courbe parabolique avec un rapport de profondeur croissant δ de 0,01 à 0,14. Cependant, comme le montre la Fig. 8b – e, l'effet de la force de frottement Ffoil depuis la texture cylindrique sur les caractéristiques d'amortissement peut être négligé, ce qui est cohérent avec les résultats de la littérature17. On constate également que la force d'amortissement Ff (5600 N) de l'amortisseur à piston texturé cylindrique augmente de 0,74% lorsque le rapport de profondeur δ passe à 0,14.

Effet du rapport de profondeur δ de la texture cylindrique sur la caractéristique d'amortissement.

Le piston est incliné d'un angle de 7,15 × 10–4 rad, l'angle β entre OE2 et E1 E3 vaut \(\frac{\pi }{{2}}\) rad, l'angle φ entre OE2 et l'axe Z vaut \(\frac{\pi }{{2}}\) rad. La force de frottement Ffoil du piston incliné et du piston incliné texturé cylindrique est illustrée en simulant avec un rapport de profondeur différent δ de 0,01 à 0,14 sur la Fig. 9a, la différence ΔFfoil de la force de frottement du piston incliné à texture cylindrique et du piston incliné est illustrée dans Figure 9b. La force de frottement Ffoil du piston incliné à texture cylindrique augmente avec l'augmentation du rapport de profondeur δ de 0,01 à 0,14. La force de frottement Ffoil du piston incliné texturé cylindrique est supérieure à celle du piston incliné. La force de frottement Ffoil et le rapport de profondeur δ montrent une relation de courbe parabolique avec un rapport de profondeur croissant δ de 0,01 à 0,14. Par rapport à la force de frottement Ffoil du piston incliné (101,2 N), lorsque le rapport de profondeur δ est augmenté à 0,14, la différence ΔFfoil de la force de frottement est de 74,7 N, la force de frottement Ffoil du piston incliné à texture cylindrique (175,9 N) augmente considérablement de 73,81 %. Cependant, l'effet de la force de frottement depuis le piston incliné à texture cylindrique sur les caractéristiques d'amortissement peut être négligé sur les Fig. 9c – f. Par rapport à la force d'amortissement Ff du piston incliné (5661 N), lorsque le rapport de profondeur δ est augmenté à 0,14, la force d'amortissement Ff du piston incliné texturé cylindrique (5724 N) augmente fortement de 1,11 %. Comme le montre la figure 9e, la zone de la boucle force d'amortissement-déplacement augmente légèrement avec l'augmentation du rapport de profondeur δ. Ainsi, l'effet de la texture cylindrique à l'état de piston incliné sur la force d'amortissement peut être négligé. Par rapport à la force d'amortissement Ff du piston (5559 N), lorsque le rapport de profondeur δ est augmenté à 0,14 et que l'angle d'inclinaison est de 7,15 × 10–4 rad, la force d'amortissement Ff du piston incliné à texture cylindrique (5724 N) augmente considérablement de 3,02 %.

Effet du rapport de profondeur δ de la texture cylindrique à l'état du piston incliné sur la caractéristique d'amortissement.

Le piston est excentré, l'excentricité e de la section centrale du piston est de 0,6h0. La force de frottement Ffoil du piston excentrique et du piston excentrique texturé cylindrique est illustrée en simulant avec un rapport de profondeur δ de 0,01 à 0,14 sur la Fig. 10a, la différence ΔFfoil de la force de frottement du piston excentrique à texture cylindrique et du piston excentrique est illustrée sur la Fig. 10b. La force de frottement Ffoil du piston excentrique à texture cylindrique augmente avec l'augmentation du rapport de profondeur δ de 0,01 à 0,14. La force de frottement Ffoil et le rapport de profondeur δ montrent une relation de courbe parabolique avec un rapport de profondeur croissant δ de 0,01 à 0,14. Par rapport à la force de frottement Ffoil du piston excentrique (625,8 N), lorsque le rapport de profondeur δ est augmenté à 0,14, la force de frottement Ffoil du piston excentrique texturé cylindrique (810,3 N) augmente considérablement de 29,48 %. Sur la figure 10c – f, par rapport à la force d'amortissement Ff du piston excentrique (6185 N), lorsque le rapport de profondeur δ est augmenté à 0,14, la force d'amortissement Ff du piston excentrique à texture cylindrique (6347 N) augmente considérablement de 0,27 %. Comme le montre la figure 10e, la zone de la boucle force d'amortissement-déplacement augmente légèrement avec l'augmentation du rapport de profondeur δ. Ainsi, l'effet de la texture cylindrique à l'état de piston excentrique sur la force d'amortissement peut être négligé. Par rapport à la force d'amortissement Ff du piston (5559 N), lorsque le rapport de profondeur δ est augmenté à 0,14 et l'excentricité e est de 0,6h0, la force d'amortissement Ff du piston excentrique texturé cylindrique (6185 N) augmente considérablement de 11,26 %. En conséquence, la force de frottement depuis le piston excentrique à texture cylindrique a de grands effets sur les caractéristiques d'amortissement, comme le montrent les Fig. 7c et 10c,d.

Effet du rapport de profondeur δ de la texture cylindrique à l'état du piston excentrique sur la caractéristique d'amortissement.

Le piston est incliné et excentrique. La force de frottement Ffoil du piston incliné et excentrique et du piston incliné et excentrique à texture cylindrique sont représentées en simulant avec le rapport de profondeur δ de 0,01 à 0,14 sur la figure 11a. La différence ΔFfoil de la force de frottement du piston incliné et excentrique à texture cylindrique et du piston incliné et excentrique est représentée sur la figure 11b. La force de frottement Ffoil du piston à texture cylindrique inclinée et excentrique augmente avec l'augmentation du rapport de profondeur δ de 0,01 à 0,14. La force de frottement Ffoil et le rapport de profondeur δ montrent une relation de courbe parabolique avec un rapport de profondeur croissant δ de 0,01 à 0,14. Par rapport à la force de frottement Ffoil du piston incliné et excentrique (930,3 N), lorsque le rapport de profondeur δ est augmenté à 0,14, la force de frottement Ffoil du piston incliné et excentrique à texture cylindrique (1682 N) augmente considérablement de 80,8 %. En conséquence, la texture cylindrique dans des conditions de piston incliné et excentrique a de grands effets sur la force de frottement Ffoil. Comme le montre la Fig. 11c, d, par rapport à la force d'amortissement Ff du piston incliné et excentrique (6496 N), lorsque le rapport de profondeur δ est augmenté à 0,14, la force d'amortissement Ff du piston incliné et excentrique à texture cylindrique (7123 N) augmente fortement de 9,65 %. Par conséquent, il convient de noter que l'excentricité et l'inclinaison du piston avec une texture cylindrique ont un effet important sur la force d'amortissement. Comme le montre la Fig. 11e, f, la zone de la boucle force d'amortissement-déplacement augmente avec l'augmentation du rapport de profondeur δ. Comme le montrent les Fig. 7 et 11c,d, en prenant la force d'amortissement Ff du piston (5559 N) comme valeur de base, lorsque le rapport de profondeur δ est augmenté à 0,14 et l'excentricité e est de 0,6h0, la force d'amortissement Ff du piston incliné et excentrique à texture cylindrique (7123 N) augmente fortement de 28,13 %. Comme le montrent les Fig. 9c,d, 10c,d et 11c,d, on peut conclure que, par rapport au piston incliné à texture cylindrique ou au piston excentrique à texture cylindrique, la force d'amortissement Ff du piston incliné et excentrique à texture cylindrique est non seulement supérieure, mais est également supérieur à la combinaison de deux situations.

Effet du rapport de profondeur δ de la texture cylindrique à l'état du piston incliné et excentrique sur la caractéristique d'amortissement.

Le rapport de surface est défini comme \(S_{p} = \frac{{4n\pi R_{p}^{2} }}{{{2}\pi RL_{y} }}\), où n est le nombre de textures (n = 16), Rp est le rayon de la texture du cylindre, R est le rayon du piston. Les forces de frottement Ffoil du piston à texture cylindrique sont illustrées en simulant avec différents rapports de surface Sp de 0,0003 à 0,18 sur la Fig. 12. La force de frottement du film Ffoil de la texture cylindrique augmente avec l'augmentation des rapports de surface Sp de 0,0003 à 0,18, et le frottement la force Ffoil du piston texturé cylindrique est de 23,8 N à des rapports de surface Sp de 0,18. La courbe Ffoil-Sp est approximativement linéaire. Cependant, l'effet de la force de frottement depuis la texture cylindrique sur les caractéristiques d'amortissement peut être négligé, ce qui est cohérent avec les résultats de la littérature17.

Effet du rapport de surface Sp de la texture cylindrique sur les forces de frottement.

Le piston est incliné d'un angle de 7,15 × 10–4 rad, l'angle β entre OE2 et E1 E3 vaut \(\frac{\pi }{{2}}\) rad, l'angle φ entre OE2 et l'axe Z vaut \(\frac{\pi }{{2}}\) rad. La force de frottement Ffoil du piston incliné et du piston incliné à texture cylindrique est représentée en simulant avec différents rapports de surface Sp de 0,0003 à 0,18 sur la Fig. 13a, la différence ΔFfoil de la force de frottement du piston incliné et du piston incliné à texture cylindrique est représentée sur la figure 13b. La force de frottement Ffoil du piston incliné à texture cylindrique augmente avec l'augmentation des rapports de surface Sp de 0,0003 à 0,18, et la force de frottement Ffoil du piston incliné à texture cylindrique est supérieure à celle du piston incliné. Les courbes Ffoil-Sp sont approximativement linéaires. Par rapport à la force de frottement Ffoil du piston incliné (101,2 N), lorsque les rapports de surface Sp sont augmentés à 0,18, la force de frottement Ffoil du piston incliné à texture cylindrique (154,1 N) augmente fortement de 52,27 %. La texture cylindrique à l'état de piston incliné a de grands effets sur la force de frottement. Lorsque le piston est excentré, l'excentricité e de la section centrale du piston est de 0,6h0. La force de frottement Ffoil du piston excentrique et du piston excentrique à texture cylindrique est illustrée en simulant avec différents rapports de surface Sp de 0,0003 à 0,18 sur la Fig. 13c, la différence ΔFfoil de la force de frottement du piston excentrique à texture cylindrique et du piston excentrique est illustrée dans Figure 13d. La force de frottement Ffoil du piston excentrique à texture cylindrique augmente avec l'augmentation des rapports de surface Sp de 0,0003 à 0,18. Les courbes Ffoil-Sp sont approximativement linéaires. Par rapport à la force de frottement Ffoil du piston excentrique (625,8 N), lorsque les rapports de surface Sp sont augmentés à 0,18, la force de frottement Ffoil du piston excentrique à texture cylindrique (766,4 N) augmente fortement de 22,47 %. Ainsi, la texture cylindrique à l'état de piston excentrique a de grands effets sur la force de frottement. Lorsque le piston est incliné et excentrique, la force de frottement Ffoil du piston incliné et excentrique et du piston incliné et excentrique à texture cylindrique sont illustrées en simulant avec différents rapports de surface Sp de 0,0003 à 0,18 sur la Fig. 13e, la différence ΔFfoil de la force de frottement de la texture cylindrique du piston incliné et excentrique et du piston incliné et excentrique est représentée sur la figure 13f. La force de frottement Ffoil du piston incliné et excentrique à texture cylindrique augmente avec l'augmentation des rapports de surface Sp de 0,0003 à 0,18. Les courbes Ffoil-Sp sont approximativement linéaires. Par rapport à la force de frottement Ffoil du piston incliné et excentrique (930,3 N), lorsque les rapports de surface Sp sont augmentés à 0,18, la force de frottement Ffoil du piston incliné et excentrique à texture cylindrique (1439 N) augmente considérablement de 54,68 %. En conséquence, la texture cylindrique à l'état de piston incliné et excentrique a de grands effets sur la force de frottement Ffoil.

Effet du rapport de surface Sp de la texture cylindrique à différentes conditions sur les forces de frottement.

En conséquence, les résultats de cette étude pourraient fournir un nouvel aperçu pour la conception de l'amortisseur hydraulique et l'étude de la dynamique du système du véhicule. Étant donné que l'amont et l'aval du piston peuvent changer fréquemment en raison du mouvement alternatif du piston, il est nécessaire de considérer la loi de conservation de l'écoulement du lubrifiant, y compris la région de cavitation. La cavitation a de grands effets sur les caractéristiques d'amortissement. Les inconvénients de ces études théoriques comprennent également l'absence de changements dans les propriétés thermophysiques, principalement le coefficient de viscosité dynamique, à partir de la température, ainsi que la détermination des changements de température dans les cavités de travail de l'amortisseur. Cependant, il est regrettable que leurs effets soient ignorés dans cette recherche. Les travaux futurs devraient être consacrés au développement d'un modèle détaillé comprenant la température de l'huile et la cavitation pour analyser des caractéristiques d'amortissement plus détaillées.

Dans le présent travail, un modèle mathématique plus détaillé a été développé pour estimer les effets de la texture du piston sur les caractéristiques d'amortissement des amortisseurs, en tenant compte de la légère inclinaison et de l'excentricité du piston, et du rapport de profondeur δ de la texture du piston et du rapport de surface Sp de la texture du piston sur la force de frottement et les caractéristiques d'amortissement dans des conditions de légère inclinaison et d'excentricité du piston ont été analysées en détail. Les conclusions des travaux en cours peuvent être tirées comme suit :

Basé sur les modèles mathématiques du réservoir et de la course de compression couplés à l'équation de Reynolds, un nouveau modèle de force d'amortissement est développé. Les modèles mathématiques de la texture du piston, de la légère inclinaison du piston, de l'excentricité du piston et des combinaisons de trois cas à tour de rôle sont développés.

La texture cylindrique du piston a de grands effets sur la force de friction dans trois conditions différentes. La force de frottement du piston augmente de manière parabolique avec l'augmentation du rapport de profondeur δ de la texture du piston, et celle du piston augmente de manière linéaire avec l'augmentation du rapport de surface Sp de la texture du piston.

La texture cylindrique du piston a peu d'effets sur les caractéristiques d'amortissement dans des conditions de paramètres structurels spécifiques lorsque le piston fonctionne normalement. La texture cylindrique du piston a de grands effets sur les caractéristiques d'amortissement à l'excentricité du piston et à l'état d'inclinaison. La force d'amortissement Ff du piston incliné et excentrique à texture cylindrique peut augmenter considérablement sous certains paramètres.

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Les auteurs souhaitent remercier le soutien financier du programme de recherche scientifique et technologique de la Commission municipale de l'éducation de Tianjin (2019KJ152) et du projet de programme scientifique et technologique de Tianjin (20YDTPJC02020).

State Key Laboratory of Engine, Université de Tianjin, Tianjin, 300354, Chine

Yangyang Yu et Junhong Zhang

Tianjin Renai College, Tianjin, 301636, Chine

Yangyang Yu, Junhong Zhang, Xiangde Meng, Dan Wang et Shasha Ma

École de génie civil, Université de Tianjin, Tianjin, 300354, Chine

Shasha Ma

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YY a développé les modèles d'amortisseurs avec textures et réalisé les analyses ; SM a écrit le papier; JZ a fourni des outils d'analyse ; XM a développé le modèle d'amortisseur de base ; DW a révisé le document.

Correspondance avec Junhong Zhang ou Shasha Ma.

Les auteurs ne déclarent aucun intérêt concurrent.

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Réimpressions et autorisations

Yu, Y., Zhang, J., Meng, X. et al. Effet de la texture du piston dans des conditions de travail d'inclinaison et d'excentricité sur les caractéristiques d'amortissement d'un amortisseur hydraulique. Sci Rep 12, 9807 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-13721-0

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Reçu : 01 novembre 2021

Accepté : 26 mai 2022

Publié: 13 juin 2022

DOI : https://doi.org/10.1038/s41598-022-13721-0

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