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Valve Design
6.1 Introduction
This chapter considers valve design, and the relationship between the volumetric flow rate Q and the pressure difference P for a given valve. Valves are fitted into the piston and the body of the damper—the piston valves and foot valves respectively. For a given speed of damper action, fluid is displaced through a valve at volumetric flow rate Q. The valve resistance to flow requires a pressure difference across the valve to produce this flow rate. This pressure, acting on the piston annulus area or rod cross-sectional area, will create a force resisting damper motion. Hence the F(V), force–velocity, characteristic of the damper is intimately related to the P(Q), pressure–flow rate, characteristic of the valves. The relationship between the individual valve characteristics and the complete damper characteristic is investigated in the next chapter.
In ride quality studies, using analytical or computer simulations of complete vehicles, the dampers are usually modelled as linear, implying a linear valve characteristic. This can be achieved by a valve with a viscous pressure drop, such as a simple tube. However, viscous losses are too temperature sensitive, so more elaborate valves with dynamic losses are used. This also allows the P(Q) characteristic to be controlled to a desired nonlinear form, within limits.
Practical dampers, then, are based on using energy dissipation primarily by turbulence, usually by allowing the liquid to pass through a small hole, giving a turbulent exit jet which dissipates in a bulk of liquid. Viscosity continues to have some effect, as seen in the dependence of the discharge coefficient on Reynolds number, but the viscosity sensitivity is much reduced from that of laminar flow. With the dynamic loss kind of valve, the pressure loss for a given volumetric flow is more dependent upon the fluid density than on viscosity. However, the density is also dependent on temperature, so although the temperature sensitivity is reduced, it is certainly not eliminated.
The dynamic loss type of valve introduces a new problem: the pressure loss is now dependent upon the square of the exit velocity. This means that for a simple orifice of fixed area the pressure loss depends on the square of the volumetric flow rate, which will give a damper force proportional to damper velocity squared. This is completely unacceptable. However, unlike the problem of viscosity
variation with temperature for flow through a tube, this has an entirely practical solution—the valve area can be made to vary to produce a desired characteristic. All dampers have this area variation in a passive form, with a larger pressure difference forcing the valve to open to a larger area, giving a moderated fluid exit speed. Nowadays some dampers also have area variation by manual intervention (i.e. adjustable) or by automatic control. These modern refinements are considered in Chapter 8. A recent further innovation is control of the liquid characteristics (ER and MR Dampers, Chapter 9).
Because the damper characteristics are asymmetrical with direction, either because the designer feels that this is better, or cheaper to implement, the individual valves are usually one way only, that isthey do not allow flow in the reverse direction. This is not strictly true when there is a simple leak path, but this can be treated as an independent one-way leak path for each separate valve.
The following simple algebraic analysis may be made to investigate the required valve exit area. Given a piston geometry with a known piston annulus area APA, and a required damping coefficient CD, the force at speed VD is CDVD and the pressure required is
The fluid exit speed, by Bernoullirsquo;s equation, is then
The volumetric flow rate is
The required valve exit area may then be deduced to be
Forming the nondimensional ratio of areas AV/APA leaves a function of a second nondimensional group on the right:
This could be considered to be a nondimensionalisation of the damper velocity, by dividing by a characteristic speed
with a value of around 12 km/s. The small actual damper speed relative to this high characteristic speed (with a square root) indicates the small valve exit area relative to the piston annulus area.
In all cases, the valve exit area is only a few square millimetres. An example numerical calculation may be made as follows:
The area ratio is the ratio of valve exit area to piston annulus area, and follows directly from the ratio of speeds. The high exit velocity is also notable. This high energy turbulent jet must be dissipated safely without creating noise. The typical exit area of 1.5 mm2 is important in indicating the care needed with detail design and manufacture. For survival, the pressure at the design limit speed must be acceptable. Even then, a relatively small area is adequate, but the value must be carefully observed.
6.2 Valve Types
Valves can be arranged to be responsive to many factors. The obvious ones are: (1) position; (2) velocity; (3) acceleration. The damper is essentially a device for dissipating energy and as such the velocity sensitivity is the basic one, i.e. the damper relationship F(V) and the corresponding valve relationship P(Q). All other valve sensitivities are just variations on the basic theme. Other designs,
described below, include pressure rate sensitivity, stroke length sensitivity, and so on, and particular other nonmechanical methods of implementation, e.g. piezoelectrically operated valves.
Basic mechanical damper valves may be classified c
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第6章 阀的设计
6.1概述
该章节包括了阀的设计，并对于给定的一个阀，考虑流量Q与压差P之间的关系。阀是安置在活塞和减振器壳体上——分别对应着活塞阀阀组和底阀阀组。
对于一个给定的减震器运动速度，液体通过一个阀时的流量为Q。阀两端的压差克服了液体流动的阀流阻力，并因此产生流量。这个作用在活塞环面或者活塞杆截面上的压强将产生组织减振器运动的阻力。因此，阻尼力-速度F（V）曲线-减振器的特性是与压强-流量P（Q）曲线-阀的特性密切相关的。对于单个阀的特性和整个减振器特性关系的研究将在下一章节中进行讨论。
我们通常利用分析和计算机模拟技术进行整个车辆的平顺性研究，在此过程中，减振器通常是被模拟成线性，意味着它有一个线性阀的特征。这可以通过一个有粘性压降的阀来实现，比如一个简单的管道。然而，粘性损失对温度太过于敏感，因此更多的带有动压损失的阀被采用。这也允许在一定的范围内用可控的P（Q）来实现所需的非线性形式。
所以实际的减振器，基于主要用紊流形式的能量损失，通常是允许液流通过一个小孔，产生涡流形式的喷射出口来流入大量液体的。但从流量系数依赖于雷诺数，我们依然可以看到粘度的影响，但是同层流液体粘度的敏感性大大减少。随着阀的动态损失，对于给定流量的压力损失相比于粘度的影响，更易受到密度的影响。然而，密度也依赖于温度，所以虽然温度敏感性是降低了，它还是存在的。
动态损失类型的阀产生了一个新的问题：现在的压力损失是依赖于出口速度的平方，这意味着对于一个简单的固定面积的小孔，压力损失取决于流量的平方，因此将提供一个正比于减振器速度平方的阻尼力。这是完全不可行的。然而，不像流过一根管子时粘度随温度变化，现在有完全可行的办法—阀面积可以通过各种变化来达到理想特性。所有的被动式减震器都具有面积变化的功能，在较大的压差作用下，阀打开更大的面积，产生较缓的出口流速。现在也有一些减振器通过人工干预（即可调节的）或者自动控制来实现面积的变化。这些现代化的改进将在第八章详细介绍。最近的进一步创新是液体特性的控制（ER和MR减震器将在第9章介绍）。
由于减振器特性在方向上是不对称的，或者说设计者认为这样更好，更便宜实施，所以一般个体阀通常只有一个流向，使得液体不能反向流动。然而当出现一个简单的泄露路径时，以上说法并不是完全意义上正确的，但此时对于每一个阀都可以作为一种独立的单向泄露路径来对看待。
下面通过一个简单的代数分析来得到所需的阀的出口面积。给定一个活塞，其活塞环区域为APA，所需的阻尼系数为CD，力的大小为CDVD，则所需要的压强为：
由伯努利方程，得到流体出口速度
流量为
故所需要的阀的出口面积可以推导为
取无量纲的面积比,剩下了右侧的另一个无量纲组函数
除以特征速度，这可以被认为是减振器速度的无量纲化，特征速度为
该特征速度大约为12KM/s。较小的实际阻尼速度与这种高的特征速度相关（平方根），表明小的阀口的出口面积与活塞面面积相关。
在所有情况中，阀出口面积只有几平方毫米。可举一例进行计算。
这个阀出口面积和活塞环面面积的比例是直接从速度比得出的。高的出口速度也是值得注意的，这种高能量的紊流喷射噪音必须在安全的情况下被消散掉。1.5的典型出口面积在设计和制造阶段加以注意十分重要。为了保证使用寿命，在设计极限速度时的压强值必须是可以接受的，并且应选用一个相对小面积的小孔，但是其数值必须仔细的设定。
6.2阀的类型
阀可以被设计成对很多因素都反应灵敏的。最明显的因素是：
（1）位置；
（2）速度；
（3）加速度；
减振器在本质上是一种耗能装置，因此速度敏感性是其基本特征，也就是减振器F(V)曲线与相应阀的p（Q）曲线的特征。所有其他阀的敏感性只是根据这些基本设计类型的变动。下面描述的其他设计，包括压力变化率敏感性，行程长度敏感性等等，以及其他一些非机械的方案措施，像压电操作阀。
基本的机械阀可以通过可变面积的设计构造来进行方便的分类。尽管有很多可能的形式，但是只有三种基本类型:
(1) 盘状阀；
(2) 柱状阀；
(3) 柱塞阀；
(4) 片阀；
如图6.2.1.一些阀通常用在车用车减震器上，薄片原形阀方便用于需要有一些特性改变的减振器上，因此通常适用于赛车，而柱状阀和刚性圆盘阀与螺旋弹簧共用，则更常用在乘用车上。
图6.2.1 阀的基本类型
a)螺旋弹簧支撑的盘状阀 b）螺旋弹簧及杆状阀 c)螺旋弹簧及柱塞阀 d)薄片阀
6.3 盘状阀
图6.3.1（a）是带螺旋弹簧的简单盘状阀，很明显是在开启压差的作用下工作的，取决于有效压强面积和螺旋弹簧的预紧力。有效的压强面积是指密封状态下的阀片的有效面积，可能远远大于流通横截面面积。流通面积等于实际的周长乘以举升高度。如果螺旋弹簧刚度低（但不一定是低的预紧力），那么会很容易出现进一步开阀，且在微笑的压差的增加下可能出现更大的开阀面积和流量。另外，小浴巾里的应弹簧将产生更缓进的开阀面积。实际上，由于需要的流通面积只有几平方毫米，即使这种阀的微笑的抬起，也会导致一个大的开阀面积，因此很难使这一形式的阀达到渐进的状态。相反的，他可以 起到恒压下安全阀的作用。所以这种类型的阀特别适合作为较低预紧力阀来使液流只朝正方向压降的方向流动，比如用于底阀，除非盘状阀被导向，否则由于不完全对称的弹簧的作用，阀很可能是以一种不对称的形式打开，但这使得单个阀更具渐进性，尽管这会使得不同阀之间存在不一致性。此外，制造误差也会导致难以实现一致的预紧力。
盘状阀的变化包括使用圆锥螺旋弹簧如图6.3.1（b）。这可能会有一些圆周方向布置的孔。这种阀轴向紧凑，适合低的预紧力，所以对由于底阀是个合适的选择。第三个变化，如图6.3.1（c）所示，带有套筒的移动盘片体在由螺旋弹簧限制的导杆上滑动。
如果援助弹簧阀片结构用在活塞的两边，那么在总长度上可能是不利的，如图6.3.2. 使用圆锥弹簧则会使结构更加紧凑，如图6.3.3.
图6.3.1 盘状阀
a) 螺旋弹簧及盘状阀 b)锥弹簧及盘状阀 c）引导式螺旋弹簧盘状阀
图6.3.2具有螺旋弹簧盘状阀活塞的压缩与复原
图6.3.3 活塞上设置的在复原情况下的螺旋弹簧盘状阀和在压缩情况下的锥形弹簧盘状阀。复原情况下的盘片在某种情况下，在低压下，其作用跟片阀一样。转载自Duym（2000）模拟工具，建模和辨识，在车辆动力学车辆系统动力学中减振器部分，33.261-285页，获得泰勒和弗朗西斯有限公司许可，www.informaworld.com
6.3杆状阀
对于盘状阀，要获得一个渐进的压力降就需要很小的圆周长来允许所谓有价值的举升，这就引出了杆状阀，对于这种阀来书，液体是被一个末端为平面的杆和一个小孔所控制，如图6.4.1（a）所示。这种孔虽然很小，但普通加工也能实现。这就允许产生一个相对很大的渐进形式的阀的生程，但是根据公式。升程h=,可见出口面积与孔面积相等，因此这是对有效流通面积的一个限制。然而，一个直径3mm，面积7m的孔会产生1.5mm或者更多的有用渐进升程。这要求设计的弹簧所能给出的力的增量必须在此距离内随距离而增加，因此弹簧刚度依然很高。
对给定的流通面积，锥形杆的使用将会带来更大的升程，如图6.4.1（b）所示。当锥杆较长时，这就是所谓的针状阀。一个正圆锥杆对于生产制造更具有实际意义，而且精巧的锥杆也是同样是可能的。研磨过的针锥在细节上非常完善，并广泛用于SU型化油器上。杆状阀轴向长度过大对于应用于活塞体上是不利的，但将其置于控制复原行程液体流量的活塞杆末端却是十分有效的。
图6.4.1 杆状阀
a)普通平杆末端 b)锥形杆
6.5 柱塞阀
柱塞阀如图6.2.1（c）所示，通常使用螺旋弹簧，能自动径向定位，尽管采用钢板弹簧也是可行的，对于底阀的一种引申，可选用这样一种带有四个圆形出口孔的交叉钻孔结构的简单柱塞阀的形式。柱塞阀上的出口孔采用合适的轮廓，可按任何需要方式提供随柱塞位置耳边的所需流通面积。柱塞阀在这方面特别适合。当阀打开时，线性的P(Q)特性将在减少的缝隙宽度的新的流动点出获得，从而使总流动面积随开启高度的平方根而增加。原则上，任何需要的特性都可以设计得到。如图6.2.1（c）所示，具有单边出口的阀，套筒将对液体出口动量产生横向作用，这是需要一个相当大的侧向支撑力，数值可能有几十牛顿，这回产生摩擦，并对于给定的压差产生迟滞现象或者阀芯位置不正，这需要以额外的代价来进行消除，比如使用两个或者多个位置更加对称的出口孔设计。
活塞上设置柱塞阀需要紧凑以适应活塞杆和活塞外径之间的空间。可能使用四个柱塞阀，每边两个。在最大速度处为了有足够低的流动阻力，孔径大约需要2mm.轴承直径为3.2mm，并带有5mm直径的法兰。弹簧刚度需要在50~100kN/m的范围内，最好能够由一个贝尔维尔垫圈组或由在滑柱顶端的突起点处的悬臂弹簧支撑来实现。组件应有双法兰。就像在赛车减振器上一样，如果想到以后的拆卸问题，则开口弹性挡圈是个不错的选择。喷丸或者滚压可能是一个标准生产工艺的首选。总的槽宽越窄，所需的轴向运动越大，弹簧越软，装配的要求越低。
如图6.5.1所示，柱塞阀有一个有趣的变化，滑柱固定在底座上，滑套在螺旋弹簧的控制下沿滑柱移动。这可能被视为是盘状阀的变形，其决定性的特点是出口流量控制点是径向的。
6.6片阀
第三种阀主要形式是如图6.2.1（d）所示的具有基本工作原理的薄片阀。实际上各种不同直径的一组薄片常常作为一种特别的系统用于赛车减振器上，这其中一部分原因是因为这种阀的特性很容易改变，如图6.6.1所示。在乘用车上，由于这种阀易于精确设置并得到一致的结果，因此显示一定的优越性。这是因为平垫片自然的置于活塞上不会产生制造尺寸的不一致性以影响到预载。
图6.6.1显示的活塞每一侧有一组薄片的常见构造，活塞上通常有六个孔，每个方向上有三个孔用于液体流动。有时六个孔都用于压缩。孔A是三个用于压缩流动中的一个，液体可以自由进入，而出口由上部阀片组加以限制。在减振器复原阶段，孔B是三个主动作用孔之一，并带有下部阀片组来提供阻力。
该阀片厚度为0.2~0.5mm,且活塞表面有时有0.5°~2°的锥度以产生预载荷，这种设计刚好阻止了泄漏路径。一般来说，还有一个并联小孔。阀片组通常包涵了六个缩径的薄片。可获得可控的刚度，在弯矩较大时也可有较大的强度，另外增加薄片间的摩擦力还可以帮助减小阀的振动。
该阀开启高度只有几分之一毫米，所以流线大致是二维的。三个直径为6mm的孔，出口周长大概为57毫米。因此一个3m的出口面积大概只需要0.05mm的平均升程。在这里。卸荷系数对雷诺数十分敏感，同时也对薄片下方入口的圆角或者倒角也同样敏感。虽然Mughal(1797)已公布了簧片阀卸荷系数，但对于这种几何形状的液流，目前似乎没有出版物介绍它的详细研究信息。因为阀的小升程，因此阀的特性对于小举升时异物被强制经过其中而引起的毛刺或者阀座小的所怀变得异常敏感。当然，一个非常小的异物在阀下卡住，可能会导致阀的阻力大大减少。
在薄片组阀的更复杂的组合中，通过增加一个或者多个补充阀片可以达到进一步提供支撑和预载力可调节的目的。此外，设置小直径的阀片，将使其随着变形的增加而产生渐进增加的支持力和额外的刚度。
即使是一个非常薄的阀片对复合弯曲也有较大的刚度，故平面的弯曲对它来说也是很容易的。这意味着，受薄片上各弯曲区段数量的控制，其可弯曲的距离是有限制的，如图6.6.2。在图6.6.2(a)中，薄片在中心处有小的支撑，能在两翼弯曲，每部分为D/2的距离。在固定中心支撑直径达到D/2(即Dcos60°)时，仍然存在两翼，如图6.6.2（b）中，形成更刚性的短悬臂梁。此后将发生变化，对于支撑直径超过D/2的阀片，三翼的样式变得可能，就像是图6.6.2.（c）那样。虽然双翼模式仍然是一种可能性，但是该模式的出现取决于流体孔的位置。在0.71D（Dcos45°）的支撑半径下，四翼的弯曲也是可能的，如图6.6.2（e）。为了达到阀行为的一致性和可预测性，流孔的数量和位置必须与阀片的弯曲模式及其支撑模式相兼容。例如，在直径为0.4D的刚性支撑下，在远离支撑时，双翼弯曲同三翼弯曲相比更加合理，也更具可能性，所以在某些情况下三个流体孔可能会存在一些问题。
图6.6.3显示了实际中的典型设计：对流体流动，三个孔或者六个控应形成三对。
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