油壓減振器的特性分析

樊友權(quán) 柯 堅(jiān) 李俊琦 劉桓龍 于蘭英

1.西南交通大學(xué)，成都，610031 2.株洲聯(lián)誠(chéng)集團(tuán)減振器有限責(zé)任公司，株洲，412001

0 引言

目前，我國(guó)傳統(tǒng)減振器的性能測(cè)試是通過(guò)進(jìn)口國(guó)外試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行的，這不僅需要耗費(fèi)大量的人力物力，而且試驗(yàn)臺(tái)大多對(duì)減振器外形尺寸有嚴(yán)格要求［1］。也有學(xué)者利用非線性數(shù)學(xué)模型對(duì)減振器進(jìn)行特性研究，但多屬理論經(jīng)驗(yàn)公式，并不能準(zhǔn)確反映減振器的實(shí)際工作情況。本文以一系垂向油壓減振器為研究對(duì)象，利用有限元仿真軟件對(duì)其內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行可視化的仿真分析，為減振器的性能預(yù)測(cè)、結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供現(xiàn)實(shí)指導(dǎo)意義。

1 減振器理論研究

1.1 工作原理

油壓減振器的基本結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中活塞閥和底閥是單向擋板閥，阻尼調(diào)節(jié)閥由3種調(diào)節(jié)閥組成，其位置分布與結(jié)構(gòu)如圖2所示，其中1為調(diào)壓閥，2為補(bǔ)充阻尼閥，3為主阻尼閥，三者的開(kāi)啟壓力關(guān)系為:pk3＜pk2＜pk1［2］。

油壓減振器的基本動(dòng)作是拉伸與壓縮，無(wú)論處于何種工況，油液均從有壓腔經(jīng)阻尼調(diào)節(jié)閥產(chǎn)生阻尼作用，耗散能量，吸收車(chē)體振動(dòng)。

圖1 減振器物理模型

圖2 減振器調(diào)節(jié)閥位置

當(dāng)活塞桿受力拉伸時(shí)，活塞下腔體積增加，底閥開(kāi)啟，油液由儲(chǔ)油箱流入活塞下腔。而上腔體積減小，活塞桿單向閥處于關(guān)閉狀態(tài)，上腔中的油液壓力增大，產(chǎn)生壓力作用在活塞有效面積上，產(chǎn)生拉伸阻尼力。上腔油液經(jīng)阻尼調(diào)節(jié)閥流入儲(chǔ)油缸中。

當(dāng)活塞桿受壓縮力時(shí)，活塞下腔體積減小，壓力增大，底座單向閥處于關(guān)閉狀態(tài)。上腔體積增加，壓力減小，活塞單向閥導(dǎo)通，下腔有壓腔的油液經(jīng)活塞單向閥流入上腔，由于此部分油液體積大于上腔增加體積，故油液經(jīng)阻尼調(diào)節(jié)閥流入儲(chǔ)油缸。壓力作用在活塞桿面積上，產(chǎn)生壓縮阻尼力。

1.2 減振器理論流量分析

當(dāng)減振器在外力作用下產(chǎn)生振動(dòng)時(shí)，減振器的阻尼調(diào)節(jié)閥會(huì)根據(jù)不同的振動(dòng)速度由不同的阻尼閥參與工作。根據(jù)典型結(jié)構(gòu)減振器實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)可知，減振器在振動(dòng)速度v≤0.04m/s時(shí)，只有調(diào)節(jié)閥3工作;0.04m/s＜v≤0.13m/s時(shí)，調(diào)節(jié)閥2和調(diào)節(jié)閥3工作，而調(diào)節(jié)閥1不工作;振動(dòng)速度v＞0.13m/s時(shí)，三組調(diào)節(jié)閥同時(shí)工作［2］。故在對(duì)減振器進(jìn)行理論分析的過(guò)程中，需要分工況進(jìn)行討論。

根據(jù)流量連續(xù)性方程，油液流經(jīng)孔口時(shí)，當(dāng)出流流體與孔口邊壁呈線性接觸且l/d≤2(l為孔的通流長(zhǎng)度，d為孔徑)時(shí)，孔口出流公式為

式中，Qe為孔口流量;Cd為流量系數(shù);A為孔口截面積;Δp為孔口兩端壓力差;ρ為油液密度。

對(duì)于阻尼調(diào)節(jié)閥孔長(zhǎng)徑比最大值，調(diào)壓閥取1.75，故經(jīng)過(guò)阻尼調(diào)節(jié)閥孔n的流量為

式中，Qen為阻尼調(diào)節(jié)閥孔流量;Cd=0.82;An為阻尼閥孔橫截面積;p2為活塞上腔壓力;pkn為阻尼閥開(kāi)啟壓力(主阻尼閥取儲(chǔ)油缸的壓力p0)。

根據(jù)擠壓油膜理論［3］，當(dāng)補(bǔ)充阻尼閥或調(diào)壓閥閥芯開(kāi)啟高度為h時(shí)，其流量為

式中，Kqn為阻尼調(diào)節(jié)閥孔流量參數(shù);h為阻尼調(diào)節(jié)閥閥芯開(kāi)啟高度;p'kn為閥芯開(kāi)啟高度為h時(shí)的閥出口壓力。

根據(jù)牛頓第三定律可知，當(dāng)補(bǔ)充阻尼閥或調(diào)壓閥閥芯開(kāi)啟高度為h時(shí)，有

式中，Kxn為阻尼閥調(diào)壓彈簧剛度;xn0為調(diào)壓彈簧預(yù)壓縮量。

減振器總流量Q等于每個(gè)工況下參與工作的各個(gè)阻尼調(diào)節(jié)閥的閥孔流量之和，這里不作詳述。

從體積守恒方面考慮，在拉伸工況中，減振器總流量應(yīng)等于活塞上腔體積減少量，即

在壓縮工況下，減振器總流量應(yīng)等于活塞下腔體積減少量與活塞上腔體積增加量之差，即

式中，A1為下腔截面積;A2為上腔截面積;v為活塞振動(dòng)速度。

1.3 減振器理論阻尼力分析

當(dāng)活塞桿頂端受到振幅為Smax、頻率為ω的激勵(lì)時(shí)，活塞相對(duì)于油缸也做相同的運(yùn)動(dòng)。當(dāng)激勵(lì)信號(hào) S(t)=－ Smaxcosω t時(shí)，有

在拉伸工況下，活塞單向閥關(guān)閉，底閥單向閥開(kāi)啟，故活塞下腔壓力p1等于儲(chǔ)油缸壓力p3。根據(jù)流量分析，可以得出經(jīng)過(guò)阻尼孔的流量Qe。

若作用在活塞上的拉力為Fe，則

根據(jù)體積變化關(guān)系，有

將p2代入式(9)中，得

其中，A3=A1－A2，實(shí)際上就是活塞桿的截面積。在拉伸過(guò)程中，p1A3相對(duì)于拉伸阻力可以忽略不計(jì)。所以拉伸阻力可近似表示為

在壓縮工況下，活塞單向閥開(kāi)啟，底閥上的單向閥關(guān)閉，此時(shí)p2=p1，經(jīng)過(guò)阻尼孔的流量Qc為

壓縮阻尼力為

1.4 阻尼調(diào)節(jié)閥閥芯位移分析

在利用ANSYS CFX進(jìn)行流體仿真計(jì)算過(guò)程中，經(jīng)分析可知，對(duì)阻尼調(diào)節(jié)閥的閥芯開(kāi)啟高度與活塞上腔壓力、阻尼調(diào)節(jié)閥彈簧高度及壓縮量有關(guān)，現(xiàn)對(duì)其位移進(jìn)行理論計(jì)算。

根據(jù)牛頓第二定律可知:物體隨時(shí)間變化之動(dòng)量變化率與所受外力之和成正比。在補(bǔ)充阻尼閥參與減振器工作的情況下，可以以不同的形式將閥芯部分的流體受力表示為

式中，m為阻尼閥閥芯處的流體質(zhì)量;a為流體加速度;F為阻尼閥受到的活塞上腔壓力;Fsp為阻尼閥彈簧壓力;ve為阻尼閥的速度;ts為時(shí)間步長(zhǎng);vo為初始速度;vn為經(jīng)過(guò)時(shí)間ts后的流體速度。

而vn根據(jù)位移s可以表示為

其中，Ksp為阻尼閥閥芯彈簧剛度，通過(guò)對(duì)上述方程求解，可以得出閥芯位移dn為

2 減振器仿真計(jì)算

本文主要針對(duì)油壓減振器典型工況進(jìn)行CFD仿真計(jì)算，即活塞振動(dòng)速度范圍為0.05～0.3m/s。首先需要根據(jù)減振器結(jié)構(gòu)與內(nèi)流場(chǎng)分布情況，利用Pro/E對(duì)其內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行三維幾何建模。然后導(dǎo)入有限元網(wǎng)格劃分工具中，根據(jù)網(wǎng)格變形程度選擇不同的網(wǎng)格類型對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。最后根據(jù)實(shí)際流場(chǎng)特征，基于ANSYS CFX平臺(tái)，對(duì)減振器內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行仿真計(jì)算，得出內(nèi)流場(chǎng)分布特征與阻尼特性曲線。

2.1 仿真建模

通過(guò)對(duì)一系垂向油壓減振器的工作原理與工作過(guò)程的分析可知，減振器在工作過(guò)程中有拉伸與壓縮兩種工況，而液壓油在這兩種工況中的流動(dòng)方向不同，故兩種工況下的流體模型不同，需要分別建立。另外，減振器的3個(gè)阻尼調(diào)節(jié)閥開(kāi)啟壓力也不相同，當(dāng)其在外力作用下振動(dòng)加劇時(shí)，阻尼調(diào)節(jié)閥隨著上腔壓力的增加依次打開(kāi)，不同的阻尼調(diào)節(jié)閥組合在一起工作，實(shí)現(xiàn)減振器各種不同的阻力特性。

圖3為3個(gè)阻尼調(diào)節(jié)閥的模型。對(duì)于這部分的模型，雖然補(bǔ)充阻尼閥與調(diào)壓閥閥芯處需利用CFX動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)，但鑒于結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性和位移量較小等因素對(duì)此部分模型均劃分為四面體網(wǎng)格，見(jiàn)圖 3d、圖 3e、圖 3f。

對(duì)于油缸部分的油液，由于其位移量較大，為不影響計(jì)算精度故劃分為六面體網(wǎng)格。整體三維模型如圖4所示，其中圖4a、圖4b為拉伸和壓縮兩種工況下的三維模型，圖4c、圖4d為其有限元模型。

圖3 阻尼調(diào)節(jié)閥模型

圖4 流場(chǎng)整體模型

2.2 仿真條件

針對(duì)本文所述的典型工況(0.05～0.3m/s范圍內(nèi))，選取4個(gè)不同的振動(dòng)速度對(duì)減振器內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行仿真計(jì)算。根據(jù)實(shí)際情況以及流量特性，邊界條件設(shè)置如下:油液流動(dòng)狀態(tài)為紊流，采用標(biāo)準(zhǔn)κ－ε模型［4］;進(jìn)出口邊界均設(shè)置為壓力邊界，數(shù)值為儲(chǔ)油缸的壓力值;流體與缸體的接觸面為滑移邊界。

活塞桿根據(jù)拉伸與壓縮工況，分別加載正弦和余弦函數(shù);阻尼閥閥芯位移根據(jù)式(10)利用ANSYS CFX CEL語(yǔ)言編寫(xiě)位移函數(shù)。具體參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 基本參數(shù)表

2.3 阻尼閥內(nèi)流場(chǎng)分析

通過(guò)對(duì)減振器的工作原理與工作過(guò)程的分析可知，阻尼調(diào)節(jié)閥無(wú)論是在拉伸工況還是在壓縮工況都起主要的阻尼調(diào)節(jié)作用，因而對(duì)其內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行分析，可以更好地把握減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)減振器性能的影響。

根據(jù)文獻(xiàn)［2］，通過(guò)對(duì)一系垂向油壓減振器的典型結(jié)構(gòu)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，可以得到如下結(jié)論:當(dāng)活塞振動(dòng)速度0.04≤v≤0.13m/s時(shí)，只有主阻尼閥和補(bǔ)充阻尼閥參與工作;當(dāng)v＞0.13m/s時(shí)，3個(gè)阻尼閥共同參與減振器工作。因此當(dāng)活塞振動(dòng)速度為0.05m/s、0.1m/s時(shí)，對(duì)主阻尼閥和補(bǔ)充阻尼閥進(jìn)行流場(chǎng)分析;當(dāng)活塞振動(dòng)速度為0.2m/s、0.3m/s時(shí)，對(duì)調(diào)壓閥進(jìn)行流場(chǎng)分析。

圖5、圖6分別為活塞振動(dòng)速度為0.05m/s和0.1m/s時(shí)主阻尼閥壓力云圖與速度矢量圖;圖7、圖8為速度在0.05m/s和0.1m/s時(shí)補(bǔ)充阻尼閥的壓力云圖與速度矢量圖;將圖6和圖8中的主阻尼閥和補(bǔ)充阻尼閥孔處的壓力云圖放大，并截取在該振動(dòng)速度范圍內(nèi)振動(dòng)速度較低時(shí)的壓力云圖，如圖9和圖10所示。圖11、圖12為速度在0.2m/s和0.3m/s時(shí)調(diào)壓閥的壓力云圖與速度矢量圖。

通過(guò)對(duì)以上各調(diào)節(jié)單元在不同振動(dòng)速度情況下的流場(chǎng)特征進(jìn)行分析，可以得出以下結(jié)論:

圖5 速度為0.05m/s時(shí)主阻尼閥壓力云圖和速度矢量圖

圖6 速度為0.1m/s時(shí)主阻尼閥壓力云圖和速度矢量圖

圖7 速度為0.05m/s時(shí)補(bǔ)充阻尼閥壓力云圖和速度矢量圖

圖8 速度為0.1m/s時(shí)補(bǔ)充阻尼閥壓力云圖和速度矢量圖

(1)減振器在4種不同振動(dòng)速度情況下，阻尼閥流場(chǎng)趨勢(shì)大致相似，油液均是在過(guò)流斷面突然減小的地方速度達(dá)到最大而壓力最小，通過(guò)阻尼調(diào)節(jié)單元時(shí)產(chǎn)生阻尼作用來(lái)耗散振動(dòng)能量。

(2)對(duì)于主阻尼閥，由于油液在經(jīng)過(guò)阻尼閥孔時(shí)，過(guò)流斷面突然減小，故此處油液速度突然增大，而壓力迅速減小，沿閥孔軸向方向呈階梯狀向阻尼閥內(nèi)部遞減，在閥孔入口的兩側(cè)分別出現(xiàn)一定范圍的負(fù)壓區(qū)。通過(guò)觀察圖9可知:負(fù)壓區(qū)的范圍與強(qiáng)度會(huì)隨著速度的增加而增大;油液經(jīng)阻尼閥孔后速度達(dá)到最大值并直接沖擊到阻尼閥頂部，由于受到閥腔頂部的阻擋改變流動(dòng)方向形成渦流，渦流區(qū)的范圍隨著振動(dòng)速度的增加而增大;一部分油液在流出阻尼閥孔后直接流向閥出口腔，其速度高于受閥腔頂部阻擋后流向出口腔油液的速度，故在出口腔也會(huì)形成一定范圍的渦流。

圖9 速度為0.1m/s時(shí)主阻尼閥孔壓力云圖放大

圖10 速度為0.1m/s時(shí)補(bǔ)充阻尼閥孔壓力云圖放大

圖11 速度為0.2m/s時(shí)調(diào)壓閥壓力云圖和速度矢量圖

圖12 速度為0.3m/s時(shí)調(diào)壓閥壓力云圖和速度矢量圖

(3)對(duì)于補(bǔ)充阻尼閥，油液經(jīng)補(bǔ)充阻尼閥孔后速度達(dá)到最大值，由于補(bǔ)充阻尼閥孔向右傾斜，并且受到閥芯底部壁面的阻擋，油液流向閥腔四周壁面，右側(cè)油液由于距離四周壁面近其速度遠(yuǎn)大于左側(cè)油液速度，故在受到壁面擠壓沖向閥腔頂部時(shí)受到頂部壁面阻擋改變流動(dòng)方向形成渦流;此部分油液與主體油液匯合形成第二部分的渦流;阻尼閥孔噴射出的油液在閥芯底部集聚，造成閥芯底部小范圍出現(xiàn)高壓區(qū)，而且通過(guò)對(duì)比可知高壓區(qū)的范圍隨著減振器振動(dòng)速度的增大而增大。

(4)對(duì)于調(diào)壓閥，由于閥腔入口變小，故油液壓力會(huì)小范圍減小，在入口處兩側(cè)出現(xiàn)小范圍的低壓區(qū);由于油液經(jīng)閥芯出口，過(guò)流斷面突然減小，故油液速度突然增大，而壓力減小，出現(xiàn)了大范圍的負(fù)壓區(qū);調(diào)壓閥閥芯出口流道轉(zhuǎn)折處的流速達(dá)到最大，主要是由于此處的過(guò)流斷面突然減小引起的。在閥腔內(nèi)部，由于油液經(jīng)過(guò)流斷面很小的閥腔壁，故油液以較高速度沖擊閥腔頂部，受到閥腔頂部的阻擋而形成渦流。另一方面，渦流會(huì)阻擋閥腔壁面的主流體，導(dǎo)致油液改變運(yùn)動(dòng)方向，向下運(yùn)動(dòng)后受到閥芯阻擋而形成另一較大范圍的漩渦。

2.4 阻尼閥特性分析

根據(jù)上述仿真條件與內(nèi)流場(chǎng)分析，在ANSYS CFX的后處理中對(duì)活塞桿上下表面提取阻尼力，從而得到可以表示減振器阻尼特性的F－s和F－v曲線。將仿真得到的F－s曲線、F－v曲線分別與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比，如圖13所示。

由圖13中曲線參數(shù)可以得出減振器在整個(gè)工況下的參數(shù)，如表2所示。

通過(guò)將CFD仿真得出的數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比可知，最大阻尼力偏差最大為4.50%，最小阻尼力偏差最大為5.28%，阻尼力系數(shù)偏差為4.38%，而以上數(shù)據(jù)均小于經(jīng)驗(yàn)公式得出的數(shù)據(jù)，故采用CFD仿真方法對(duì)減振器進(jìn)行仿真計(jì)算要明顯優(yōu)于經(jīng)驗(yàn)公式，能更準(zhǔn)確地反映真實(shí)流場(chǎng)。根據(jù)鐵道部油壓減振器通用技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)［5］規(guī)定減振器性能判別標(biāo)準(zhǔn):減振器示功圖不對(duì)稱率在±10%范圍內(nèi);減振器阻尼力誤差在±15%范圍內(nèi)。仿真結(jié)果各項(xiàng)技術(shù)符合要求。

3 結(jié)論

(1)對(duì)于結(jié)構(gòu)復(fù)雜模型，可以通過(guò)分析其運(yùn)動(dòng)位移量來(lái)劃分不同的網(wǎng)格類型后，在ANSYS ICEM平臺(tái)下將其組裝，這樣不僅可以保證網(wǎng)格質(zhì)量與計(jì)算精度，還縮短了仿真時(shí)間。

圖13 仿真與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比圖

(2)基于ANSYS CFX流體仿真平臺(tái)，可以可視化地觀察減振器內(nèi)流場(chǎng)的分布特征，并最終得出阻尼特性曲線，預(yù)測(cè)減振器的性能。

(3)CFD仿真數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比結(jié)果表明，阻尼參數(shù)和不對(duì)稱率的偏差均在規(guī)定范圍內(nèi)，故建立的模型與仿真系統(tǒng)真實(shí)可信，與傳統(tǒng)理論經(jīng)驗(yàn)公式更能接近真實(shí)流場(chǎng)并且對(duì)內(nèi)流場(chǎng)分布特征可更好地把握，為減振器的性能預(yù)測(cè)提供了一種有效的方法。

表2 性能參數(shù)表

［1］樊友權(quán).高速列車(chē)減振器試驗(yàn)臺(tái)的研制［D］.成都:西南交通大學(xué)，2004.

［2］丁問(wèn)司，巫輝燕.鐵道車(chē)輛油壓減振器三維流場(chǎng)動(dòng)態(tài)仿真［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2011，47(6):130-137.Ding Wensi，Wu Huiyan.Dynamic Simulation of 3D Flow Field of Train Damper［J］.Journal of Mechanical Engineering，2011，47(6):130-137.

［3］王福軍.計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)分析－CFD軟件原理和應(yīng)用［M］.北京:清華大學(xué)出版社，2004.

［4］王文林.高速列車(chē)可調(diào)式線性油壓減振器的設(shè)計(jì)理論與應(yīng)用研究［D］.杭州:浙江大學(xué)，2001.

［5］中華人民共和國(guó)鐵道部.TB1491－83機(jī)車(chē)車(chē)輛油壓減振器通用技術(shù)條件［S］.北京:中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，1984.