減振器節(jié)流閥片組當(dāng)量剛度的有限元分析方法

王鈴燕，丁渭平，劉叢志，李國(guó)華，蔣　宇

（1.西南交通大學(xué) 汽車工程研究所，成都 610031；2.成都九鼎科技(集團(tuán)）有限公司，成都 610100)

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減振器節(jié)流閥片組當(dāng)量剛度的有限元分析方法

王鈴燕1，丁渭平1，劉叢志1，李國(guó)華2，蔣宇1

（1.西南交通大學(xué) 汽車工程研究所，成都 610031；2.成都九鼎科技(集團(tuán)）有限公司，成都 610100)

摘要：針對(duì)如何高效準(zhǔn)確地通過(guò)有限元分析方法獲取減振器節(jié)流閥片組剛度特性的問(wèn)題，采用有限元分析方法對(duì)節(jié)流閥片組建立考慮流固耦合效應(yīng)的流固耦合模型和不考慮流固耦合效應(yīng)的結(jié)構(gòu)模型。對(duì)模型進(jìn)行求解，提取計(jì)算結(jié)果中節(jié)流閥閥片組的剛度特性曲線，發(fā)現(xiàn)：當(dāng)節(jié)流閥閥片和閥座不存在開槽且閥片變形較小時(shí)，可建立結(jié)構(gòu)模型求解節(jié)流閥片組剛度特性，當(dāng)變形較大時(shí)，則需建立流固耦合模型求解閥片組剛度；當(dāng)節(jié)流閥或閥座存在開槽時(shí)，需建立流固耦合模型進(jìn)行求解；對(duì)流固耦合模型中的流體施加不同的速度載荷，發(fā)現(xiàn)：高速激勵(lì)且閥片變形較大時(shí)，需建立流固耦合模型求解節(jié)流閥閥片組剛度特性，同時(shí)發(fā)現(xiàn)：閥片組剛度特性與閥片變形速度有關(guān)且閥片變形速度越大，閥片組剛度特性越弱。建立某型雙筒充氣閥片式液壓減振器的性能仿真模型，通過(guò)仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比可知，以上所得結(jié)論是正確可信的。

關(guān)鍵詞：振動(dòng)與波；減振器；閥片組當(dāng)量剛度；有限元分析；方法研究

液壓減振器廣泛應(yīng)用于汽車懸架系統(tǒng)，其性能直接影響車輛的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性[1，2]。傳統(tǒng)的減振器設(shè)計(jì)開發(fā)主要采用經(jīng)驗(yàn)加反復(fù)試驗(yàn)的方法，不僅研發(fā)周期長(zhǎng)而且成本高。為了縮短開發(fā)周期、實(shí)現(xiàn)減振器性能預(yù)測(cè)及快速調(diào)試，國(guó)內(nèi)外學(xué)者充分利用AME Sim軟件強(qiáng)大的液壓機(jī)械系統(tǒng)建立了減振器性能仿真模型，但建模周期及模型精度取決于參數(shù)的獲取速度及準(zhǔn)確性，尤其取決于減振器中關(guān)鍵參數(shù)節(jié)流閥片組剛度（下文簡(jiǎn)稱閥片剛度）獲取的速度及準(zhǔn)確性。為了快速建立精度較高的一維性能仿真模型，有必要對(duì)如何快速準(zhǔn)確地獲取閥片剛度進(jìn)行探討。

目前，國(guó)內(nèi)外獲取閥片剛度的方法主要有采用小撓度理論和大撓度理論獲取閥片剛度的方法及采用有限元手段獲取的方法。其中國(guó)內(nèi)以周長(zhǎng)城為代表的，運(yùn)用小撓度理論獲取閥片變形量，進(jìn)而利用作用力及變形量的對(duì)應(yīng)關(guān)系得到剛度曲線的方法僅適用于等徑閥片疊加且閥片不存在開槽的情況[3–5]。同時(shí)由于實(shí)際工作中減振器節(jié)流閥屬于大撓度變形，由試驗(yàn)可知，采用小撓度理論計(jì)算的撓度值遠(yuǎn)大于實(shí)際撓度值[6]，因此根據(jù)小撓度理論得到的閥片變形解析式存在較大誤差。賀李平等基于大撓度理論導(dǎo)出減振器環(huán)形閥片變形曲線方程，然而方程中的兩個(gè)關(guān)鍵參數(shù)是通過(guò)有限元方法和最小二乘法擬合得到，不僅求解難度大、周期長(zhǎng)且不適用于求解不等徑閥片疊加情況[7]?？涤甑然谫R李平等推導(dǎo)的變形曲線方程，結(jié)合有限元分析手段推導(dǎo)出疊加閥片半徑不全相等時(shí)，閥片變形解析式。其對(duì)于不等徑疊加閥片處理為：首先利用有限元結(jié)構(gòu)場(chǎng)計(jì)算出不等徑疊加閥片組的變形量，再將不等徑閥片等效為厚度為h0且外徑等同其他各片的阻尼片，反求h0，進(jìn)而得到不等徑疊加閥片大撓度解析式，整個(gè)過(guò)程不僅工作量大、求解難度高且經(jīng)過(guò)多次等效后得到的解析式存在較大誤差[8]。

由以上分析可知，通過(guò)理論求解得到的解析式均存在較大誤差且有一定適用范圍，不利于快速準(zhǔn)確地獲取閥片剛度。國(guó)內(nèi)外一些學(xué)者采用有限元分析手段對(duì)節(jié)流閥特性進(jìn)行大量研究：Herr等利用結(jié)構(gòu)有限元對(duì)彈性閥片在油液壓力作用下的撓度變形量進(jìn)行分析[9]，可快速獲取閥片剛度特性曲線，但由于未考慮油液作用，使得仿真結(jié)果存在一定誤差；Le等利用FSI（流固耦合）對(duì)減振器單個(gè)彈性閥片節(jié)流閥特性進(jìn)行分析[10]，得到的仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測(cè)試吻合，但該模型是為了測(cè)試FSI算法的有效性，對(duì)于阻尼閥全簡(jiǎn)化為單片閥片形式，不符合實(shí)際減振器阻尼閥結(jié)構(gòu)；賀李平等采用基于多求解器的流-固耦合方法，建立精度較高的阻尼閥流場(chǎng)網(wǎng)格模型和疊加閥片有限元接觸模型，得到的節(jié)流閥節(jié)流特性精度很高，但模型過(guò)于龐大，計(jì)算難度大，實(shí)用性不高[11]；馬天飛等利用有限元軟件Abqus建立了節(jié)流閥流-固耦合模型，但求解過(guò)程中采用求解等效厚度的方式將多片閥等效為單片，忽略了閥片間的相互作用，使得仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果存在較大誤差[12]。

通過(guò)對(duì)比有限元獲取閥片剛度的方法可知，建立節(jié)流閥流固耦合模型得到的剛度最貼近實(shí)際結(jié)構(gòu)剛度，但工作量較大，計(jì)算難度較高，周期長(zhǎng)，不滿足快速獲取剛度的要求；建立節(jié)流閥片組結(jié)構(gòu)模型計(jì)算閥片剛度，計(jì)算模型小，易實(shí)現(xiàn)，可行性強(qiáng)，但未考慮油液作用，使得計(jì)算結(jié)果存在一定誤差。如何充分利用二者的優(yōu)點(diǎn)以高效、正確地獲取閥片剛度，并導(dǎo)入一維性能模型中進(jìn)行性能仿真，最終快速準(zhǔn)確地實(shí)現(xiàn)減振器性能預(yù)測(cè)與調(diào)試，進(jìn)而縮短減振器設(shè)計(jì)開發(fā)周期顯得尤為重要。基于此，有必要對(duì)閥片剛度的有限元分析方法進(jìn)行探討。

1　閥片剛度特性的有限元分析方法

1.1兩種流-固耦合模型對(duì)比

圖1(a)所示的流通閥、復(fù)原閥和壓縮閥，由不等徑的閥片疊加而成，其節(jié)流特性不便采用理論解析式進(jìn)行計(jì)算，因此利用有限元分析軟件進(jìn)行求解。建立流體模型時(shí)，考慮到復(fù)原過(guò)程，油液一部分流經(jīng)活塞閥座上的槽口通過(guò)流通孔作用于復(fù)原閥，一部分流經(jīng)復(fù)原孔作用于復(fù)原閥，另一部分經(jīng)活塞與工作缸之間縫隙流入下腔，因此需探討流經(jīng)流通孔及縫隙的油液對(duì)復(fù)原閥剛度的影響。在ADINA軟件中對(duì)復(fù)原閥建立兩種流固-耦合模型：

1）考慮整個(gè)活塞結(jié)構(gòu)及活塞與工作缸之間泄漏建立的整體流-固耦合模型；

2）只考慮油液流經(jīng)活塞復(fù)原孔，進(jìn)而作用于閥片的局部流-固耦合模型。

(1)建立整體流-固耦合模型

對(duì)于結(jié)構(gòu)對(duì)稱的復(fù)原閥，考慮整個(gè)活塞結(jié)構(gòu)及活塞與工作缸之間泄露建立1/4有限元模型，其中流體及有限元接觸模型見(jiàn)圖1(b)，流體采用4節(jié)點(diǎn)四面體網(wǎng)格，考慮到計(jì)算機(jī)計(jì)算能力及求解時(shí)間，對(duì)油液流經(jīng)閥系部分流體進(jìn)行加密處理。由文獻(xiàn)[10]可知，不考慮油液溫度變化時(shí)，流體可視為不可壓縮流體，因此將流體定義為不可壓縮流體。有限元結(jié)構(gòu)模型采用8節(jié)點(diǎn)六面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，對(duì)流體加載線性速度載荷，求解得到的剛度曲線。

圖1　(a)節(jié)流閥疊加情況　(b)整體流固耦合模型

(2）建立局部流-固耦合模型

只建立油液流經(jīng)活塞復(fù)原孔，進(jìn)而作用于閥片的局部1/4流-固耦合模型（如圖2所示），其余前處理與整體流-固耦合模型一致。

圖2　局部流-固耦合模型

(3)整體流-固耦合建模與局部流-固耦合建模方法對(duì)比

復(fù)原閥整體流-固耦合模型與局部流-固耦合模型求解得到的剛度曲線基本吻合，見(jiàn)圖3。此可知，流經(jīng)流通孔及活塞與工作缸之間縫隙的油液對(duì)節(jié)流閥剛度特性的影響可忽略不計(jì)，為減少仿真時(shí)間及降低建模與仿真難度，可建立局部流-固耦合模型以求解閥片剛度。

圖3　兩種不同建模方式剛度曲線對(duì)比

1.2閥片或閥座存在開槽時(shí)有限元分析方法

對(duì)于目前國(guó)內(nèi)的幾款典型的閥片式減振器，觀察閥片和閥座的開槽情況可知，當(dāng)閥座開槽時(shí)，閥片不存在開槽，同樣當(dāng)閥片開槽時(shí)，閥座將不存在開槽，即不存在兩者同時(shí)開槽的情況，但存在二者均不開槽的情況。下面將探討閥片與閥座均不開槽、閥片開槽、閥座開槽三種情況下對(duì)閥片剛度研究方法的影響，閥片組的疊加及開槽情況如表1所示。

1.2.1閥片是否開槽時(shí)采用的有限元分析方法

1）閥片與閥座均不開槽的情況

閥一為閥片和閥座均不開槽的情況，其閥片組結(jié)構(gòu)、局部流-固耦合模型和結(jié)構(gòu)模型如圖4所示。

2）閥片開槽時(shí)的情況

在閥一的基礎(chǔ)上對(duì)第一片閥片開6個(gè)槽（閥片組結(jié)構(gòu)如圖5最左側(cè)所示），其1/4局部流-固耦合模型和結(jié)構(gòu)模型如圖5所示。

圖4　閥一閥片組結(jié)構(gòu)、1/4局部流-固耦合模型及其結(jié)構(gòu)模型

圖5　閥二閥片組結(jié)構(gòu)、1/4局部流-固耦合模型及其結(jié)構(gòu)模型

3）閥片是否開槽時(shí)采用的有限元分析方法

圖6(a)、圖6(b)表示閥片不開槽與開槽兩種情形，采用閥片開槽時(shí)的流-固耦合模型與結(jié)構(gòu)模型求解的剛度曲線。由圖6(a)不開槽時(shí)流-固耦合模型與結(jié)構(gòu)模型剛度曲線可知，當(dāng)閥片不開槽且變形較小時(shí)，流-固耦合模型和結(jié)構(gòu)模型求解的剛度特性曲線重合，可采用結(jié)構(gòu)模型獲取節(jié)流閥剛度特性曲線；當(dāng)閥片變形較大時(shí)，兩種有限元方法得到的結(jié)果相差較大，此時(shí)油液與節(jié)流閥片之間的耦合作用明顯，求解閥片剛度時(shí)需采用建立流-固耦合模型的方法；由圖6(b)閥片存在開槽時(shí)，流-固耦合模型與結(jié)構(gòu)模型剛度曲線可知，這兩種有限元方法求解的剛度曲線差異很大，油液與節(jié)流閥片之間的耦合作用明顯，不可忽略，需采用流-固耦合方法求解節(jié)流閥剛度。

1.2.2閥座是否開槽時(shí)采用的有限元分析方法

1）閥片和閥座不開槽的情況

閥三為閥片和閥座均不開槽的情況（圖7最左所示），其1/4局部流-固耦合模型和結(jié)構(gòu)模型如圖7所示。

2）閥座開槽的情況

閥四在閥三基礎(chǔ)上對(duì)閥座開2個(gè)槽（圖8最左所示），其1/4流-固耦合模型和結(jié)構(gòu)模型如圖8所示。

表1　節(jié)流閥疊加及開槽情況

圖6

圖7　閥三閥片組結(jié)構(gòu)、1/4局部流-固耦合模型及其結(jié)構(gòu)模型

圖8　閥四閥片組結(jié)構(gòu)、1/4局部流-固耦合模型及其結(jié)構(gòu)模型

3）閥座是否開槽時(shí)采用的有限元分析方法

通過(guò)對(duì)比圖9(a)、(b)閥座不開槽與閥座開槽時(shí)，分別采用流-固耦合模型與結(jié)構(gòu)模型求解的剛度曲線可知，當(dāng)閥座不開槽且閥片變形較小時(shí)，流-固耦合模型和結(jié)構(gòu)模型求解的剛度特性曲線重合，說(shuō)明可采用建立結(jié)構(gòu)模型的方法獲取節(jié)流閥剛度特性曲線；當(dāng)閥片變形較大時(shí)，需采用建立流-固耦合模型的方法獲取閥片剛度；當(dāng)閥座開槽時(shí)，采用流-固耦合模型與結(jié)構(gòu)模型求解的剛度曲線差異很大，需采用流-固耦合方法求解節(jié)流閥剛度特性。通過(guò)對(duì)比1.2.1節(jié)和1.2.2節(jié)可知，閥片開槽與閥座開槽對(duì)閥片剛度獲取方法的影響規(guī)律是相同的。

圖9

1.3不同激勵(lì)速度時(shí)閥片剛度有限元分析方法

某型雙筒充氣閥片式液壓減振器結(jié)構(gòu)如圖10 (a)所示，復(fù)原閥閥片組的閥座和疊加閥片均不存在開槽情況，分別建立閥片組局部流-固耦合模型與結(jié)構(gòu)模型（如圖10(b)所示）。

復(fù)原過(guò)程，上腔油液一部分通過(guò)流通閥缺口及活塞與工作缸之間的間隙流入下腔，流量為Q1；另一部分通過(guò)活塞復(fù)原孔及復(fù)原閥開閥形成的縫隙下腔流，流量為Q2；復(fù)原過(guò)程，減振器在激振速度為V下產(chǎn)生的總流量為Q0。由1.1節(jié)的結(jié)論可知，流經(jīng)節(jié)流閥缺口及活塞與工作缸之間間隙的油液對(duì)閥片剛度的影響很小，可忽略不計(jì)。因此，可根據(jù)復(fù)原過(guò)程減振器運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的總流量約等于流經(jīng)各復(fù)原孔的流量之和，求得減振器所受激勵(lì)速度與油液流經(jīng)復(fù)原孔的速度關(guān)系之間的大致關(guān)系，如下其中D表示工作缸直徑，d表示活塞桿直徑，nt表示復(fù)原孔個(gè)數(shù)，d2表示復(fù)原孔直徑。

當(dāng)減振器所受激勵(lì)速度分別為0.3 m/s、1.0 m/s、2.5 m/s和12 m/s時(shí)，根據(jù)式（1）可得流經(jīng)活塞復(fù)原孔的油液流速（即施加于局部流-固耦合模型中流體的速度載荷）分別約為40 m/s、100 m/s和500 m/s、800 m/s。通過(guò)對(duì)流-固耦合中的流體施加不同速度載荷及結(jié)構(gòu)模型施加不同線性壓力載荷，得到流-固耦合模型和結(jié)構(gòu)模型求解的剛度曲線如圖11所示。

由圖11中四個(gè)速度激勵(lì)下流-固耦合模型和結(jié)構(gòu)模型求解的剛度曲線對(duì)比可知，激勵(lì)速度小于1.0 m/s時(shí)，流-固耦合模型與結(jié)構(gòu)模型求解得到的剛度曲線一致，因此，可建立結(jié)構(gòu)模型快速獲取閥片剛度；隨著激勵(lì)速度的增大，以上兩種方法得到的剛度曲線差異增大，需采用流-固耦合模型進(jìn)行求解。同時(shí)，通過(guò)對(duì)比不同速度下流-固耦合模型計(jì)算的剛度曲線圖12可知：當(dāng)激勵(lì)速度增大，閥片變形速度加快（圖12中以mm/s為單位的數(shù)值表示閥片平均變形速度），閥片剛度隨之減小。當(dāng)涉及減振器高速性能仿真分析時(shí)，節(jié)流閥剛度特性不僅是變形量與作用力的函數(shù)，還需考慮閥片變形速度對(duì)剛度的影響。

圖10

圖11　不同激勵(lì)下閥片剛度求解結(jié)果

圖12　不同速度下流-固耦合剛度曲線

2　采用AME Sim建立減振器分析模型

在一維仿真軟件AME Sim中建立圖10所示的雙筒充氣閥片式液壓減振器的性能仿真模型如圖13所示，以驗(yàn)證以上結(jié)論的可靠性。

模型中LTFP、FYFP、YSFP、BCFP分別表示流通閥、復(fù)原閥、壓縮閥和補(bǔ)償閥，其中補(bǔ)償閥的剛度通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試獲取。流通閥、壓縮閥的閥片上存在開槽，其剛度采用流-固耦合方法獲取，由于復(fù)原閥片和閥座均不存在缺口，根據(jù)1.2節(jié)的結(jié)論，采用結(jié)構(gòu)模型求解閥片剛度曲線，并將剛度曲線文件導(dǎo)入一維模型中進(jìn)行仿真。

圖13　減振器一維性能仿真模型

2.1多工況一維仿真模型驗(yàn)證

一維仿真模型與臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)試的輸入均依據(jù)減振器臺(tái)架試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)QC/T 545，采用正弦激勵(lì)進(jìn)行加載，利用MTS 850試驗(yàn)臺(tái)對(duì)減振器0.05 m/s、0.3 m/s、0.6 m/s和1.0 m/s四個(gè)速度工況進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試。

1）對(duì)每個(gè)工況進(jìn)行三次測(cè)試，將仿真得到的示功圖與3組試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比見(jiàn)圖14，并得到每個(gè)工況下的最大阻尼力的誤差見(jiàn)表2。

2）在1）基礎(chǔ)上，對(duì)存在開槽的流通閥采用結(jié)構(gòu)模型求解閥片剛度后，導(dǎo)入如圖13所示的一維性能仿真模型中進(jìn)行求解時(shí)，得到四速度激勵(lì)下最大阻尼力誤差，見(jiàn)表3。

3）在1）基礎(chǔ)上，對(duì)閥片和閥座均不開槽的復(fù)原閥片組，采用流-固耦合模型求解閥片剛度，并導(dǎo)入圖13仿真模型中進(jìn)行求解時(shí)，得到四個(gè)速度激勵(lì)下最大阻尼力誤差，見(jiàn)表4。

通過(guò)以上4個(gè)工況下仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比可知：

圖14　減振器示功圖仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

1）由圖14可知，每個(gè)工況下的仿真曲線與試驗(yàn)測(cè)試曲線幾乎重合。由表2可知，減振器最大阻尼力的誤差最大為6.9%，最小誤差為0.1%。由此可知，所建模型的仿真精度較高，模型中對(duì)于開槽的節(jié)流閥和壓縮閥的剛度采用流-固耦合的方法獲取和不存在開槽且變形較小的復(fù)原閥采用結(jié)構(gòu)模型求解剛度的方法是可行的，表明2.1和2.2節(jié)關(guān)于閥片或閥座是否開槽對(duì)節(jié)流閥剛度特性獲取方式的影響的相關(guān)結(jié)論是正確可信的；

表2　減振器試驗(yàn)測(cè)試與仿真誤差分析

表3　減振器閥片開槽時(shí)的誤差分析

表3　減振器閥片開槽時(shí)的誤差分析

速度/(m/s) 1復(fù)原阻尼力壓縮阻尼力實(shí)驗(yàn)值/N仿真值/N誤差/(%)實(shí)驗(yàn)值/N仿真值/N誤差/(%) 0.05 2 278 2 419.85 6.2 795 780 1.9 0.3 2 278 2 427.92 6.6 795 583.34 26.6 0.6 4 085 4 080.64 0.1 1 067 950.106 11 6 365 6 164.44 3.2 1 390 1 336.54 3.8

2）存在開槽的流通閥采用結(jié)構(gòu)模型求解閥片剛度時(shí)，由表3可知，得到的仿真結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試值之間的誤差增大，0.3 m/s工況下的誤差大于20%。由此說(shuō)明，對(duì)于存在開槽的流通閥需采用局部流-固耦合建模方法獲取閥片剛度，進(jìn)一步驗(yàn)證了2.1節(jié)結(jié)論的正確性。由于閥片開槽與閥座開槽對(duì)閥片剛度獲取方式的影響是相同的，說(shuō)明2.2節(jié)的結(jié)論也是正確可信的。

表4　減振器閥片和閥座均不開槽時(shí)的誤差分析

3）閥片和閥座均不存在開槽的復(fù)原閥片，1.0 m/s工況下變形量為0.46 mm，采用結(jié)構(gòu)模型和流-固耦合模型求解的誤差相近，表明：閥片和閥座均不存在開槽且變形較小的節(jié)流閥片可采用結(jié)構(gòu)模型進(jìn)行求解，進(jìn)一步驗(yàn)證了2.1節(jié)結(jié)論的正確性。

3結(jié)　語(yǔ)

(1)采用有限元方法獲取閥片剛度特性時(shí)，當(dāng)閥片變形量較小且閥片和閥座均不存在開槽時(shí)，可采用建立結(jié)構(gòu)模型的方法求解閥片剛度，當(dāng)閥片變形較大時(shí)，需采用建立流-固耦合模型的方法求解閥片剛度；

(2)采用有限元方法獲取閥片剛度特性時(shí)，當(dāng)閥片或閥座存在開槽情況時(shí)，需采用建立流-固耦合模型的方法以較準(zhǔn)確地獲取其剛度特性；

(3)采用有限元方法獲取閥片剛度特性時(shí)，當(dāng)所研究的減振器涉及高速性能仿真分析時(shí)，需采用流-固耦合建模方法求解閥片剛度，且需考慮閥片變形速度對(duì)閥片剛度的影響。

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向?yàn)檐囕v聲振舒適性。

E-mail:719626534@qq.com

中圖分類號(hào)：U463；TB535；TH703.63

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)號(hào)：A

DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.008

文章編號(hào)：1006-1355(2016)01-0038-07

收稿日期：2015-08-11

基金項(xiàng)目：四川省2015科技計(jì)劃項(xiàng)目資助(2015GZ0126)

作者簡(jiǎn)介：王鈴燕（1988-），女，福建三明人，碩士，主要研究方

通訊作者：丁渭平，男，碩士生導(dǎo)師，主要研究方向?yàn)槠囅到y(tǒng)動(dòng)力學(xué)，車輛噪聲、振動(dòng)及舒適性。E-mail:dwpc@263.net

Finite ElementAnalysis of Equivalent Stiffness for Throttle
Slices of ShockAbsorbers

WANG Ling-yan1,DING Wei-ping1,LIU Cong-zhi1, LI Guo-hua2,JIANGYu1

(1.Institute ofAutomotive Engineering,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China; 2.Chengdu JiuDing Science and Tech.(Group)Co.Ltd.,Chengdu 610100,China)

Abstract:To efficiently and accurately obtain the stiffness characteristics of throttle slice groups of shock absorbers, the finite element analysis models considering and without considering the fluid-structure coupling effect were established respectively by means of commercial finite element software.By solving the models and extracting the stiffness characteristics of the throttle slices,it was found that when there is no slot in the throttle slices and valve seat and the valve deformation is small,the fluid-structure coupling effect does not need to be considered in solving for the stiffness characteristics of the throttle slices;otherwise,the fluid-structure coupling effect must be considered.Applying different fluid velocity to the fluid-structure coupling model,it was found that in the condition of rapid incentive and large deformation,the fluid-structure interaction should be considered in model establishment.The greater speed of the throttle slice deformation will cause the weaker stiffness performance of the throttle slices.To test and verify the reliability of the above conclusions,the performance simulation model of a type of gas-precharged dual-sleeve shock absorber was established.By comparing the simulation results with test results,the conclusions above were proved to be correct and credible.

Key words:vibration and wave;shock absorber;stiffness of throttle slices;finite element analysis;research method