基于流固耦合的減振器復(fù)原閥外特性分析

葉萬權(quán)，楊禮康，杜嘉鑫，周安江

(浙江科技學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，杭州 310023)

基于流固耦合的減振器復(fù)原閥外特性分析

葉萬權(quán)，楊禮康，杜嘉鑫，周安江

(浙江科技學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，杭州 310023)

為了研究液壓減振器彈性復(fù)原閥對阻尼力的影響，使用ADINA有限元軟件，并結(jié)合流固耦合相關(guān)理論，構(gòu)建了固體有限元模型及減振油流體有限元模型。通過相關(guān)軟件后處理進(jìn)行計(jì)算與求解，獲得了該減振器的示功特性和速度特性。在此基礎(chǔ)上，對該型號液壓減振器進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，并將前后結(jié)果進(jìn)行對比，結(jié)果表明所建立的有限元網(wǎng)格模型準(zhǔn)確有效。

流固耦合；液壓減振器；復(fù)原閥；示功特性

減振器是車輛底盤減振系統(tǒng)不可或缺的部分，汽車的整體舒適性和穩(wěn)定性都與其工作性能息息相關(guān)[1]。其中，內(nèi)部活塞和與活塞配合使用的彈性閥片是液壓減振器產(chǎn)生阻尼力的主要元件[2-4]。因此，在研究減振器性能狀況時(shí)，首先要對這些主要零部件進(jìn)行分析。如今較為常見的方法是利用半經(jīng)驗(yàn)公式及實(shí)際試驗(yàn)數(shù)據(jù)對車輛減振器進(jìn)行開發(fā)[5]，但這樣做不僅導(dǎo)致開發(fā)周期較長，而且不易獲得減振器彈性閥片開度對阻尼力影響程度的性能參數(shù)。對此，筆者結(jié)合流固耦合(fluid-structure interaction, FSI)相關(guān)理論[6-8]，利用動態(tài)增量非線性分析(ADINA)軟件建立了車輛液壓減振器復(fù)原閥系有限元網(wǎng)格模型，從而得到了減振器示功圖和阻尼力-速度曲線，再利用減振器測試系統(tǒng)進(jìn)行試驗(yàn)，將仿真與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比分析。

1—活塞；2—節(jié)流閥片；3—調(diào)整片； 4—限位片；5—自鎖螺母。圖1 液壓減振器復(fù)原閥系Fig.1 Restoring valve system of hydraulic shock absorber

1 減振器彈性閥系結(jié)構(gòu)原理分析

液壓減振器復(fù)原閥總成剖視圖見圖1。對液壓減振器復(fù)原閥系而言，當(dāng)活塞桿所受復(fù)原拉力較小時(shí)，內(nèi)筒壓力差同樣較小，液壓油經(jīng)活塞常通孔和節(jié)流閥片縫隙從工作缸上腔室流入工作缸下腔室，此時(shí)復(fù)原彈性閥片等沒有發(fā)生變形，減振器復(fù)原閥就未開閥，減振器阻尼力主要由節(jié)流閥片縫隙所產(chǎn)生[9]；當(dāng)活塞桿所受復(fù)原拉力較大時(shí)，內(nèi)筒的壓力差將增大，此時(shí)彈性閥片將產(chǎn)生形變，閥系開閥，減振器阻尼力將受彈性復(fù)原閥片的變形量影響[10]。

2 建立減振器FSI模型

2.1 FSI基本分析理論

FSI分析方法是研究流體和固體相互作用的常用方法，它可以分析并解決兩者物態(tài)之間因受力而相互作用所導(dǎo)致的固體形變、流體運(yùn)動等相關(guān)技術(shù)問題。其研究分析理論需要運(yùn)用流體耦合動力學(xué)方程、固體耦合動力學(xué)及兩種物態(tài)相應(yīng)的相關(guān)運(yùn)動學(xué)方程。

設(shè)定n為單位外法線矢量，流體、固體兩者對應(yīng)需要滿足的條件方程[11]分別為:

nτf=nτs，

(1)

df=ds。

(2)

式(1)～(2)中:τf為流體應(yīng)力；τs為固體應(yīng)力；df與ds為對應(yīng)物態(tài)的邊界位移量。

由式(1)可推導(dǎo)出流體速度vf與固體速度vs的關(guān)系式：

nvf=nvs。

(3)

2.2 基于ADINA的模型建立

固體模型和液體模型單獨(dú)構(gòu)建。在ADINA中劃分模型的網(wǎng)格時(shí)，由于該軟件針對FSI面上不同精度的有限元網(wǎng)格具有自適應(yīng)計(jì)算的能力，為了保證求解結(jié)果相對準(zhǔn)確且盡量減少耦合計(jì)算所消耗的大量時(shí)間，減振器閥系各部件的網(wǎng)格密度并沒有必要保持一致，即保證網(wǎng)格達(dá)到一定的容差即可；對計(jì)算結(jié)果有較大影響的閥片采用較細(xì)化的網(wǎng)格，而對計(jì)算結(jié)果影響較小的部件(例如活塞桿)則采用較大密度的網(wǎng)格，網(wǎng)格劃分的節(jié)點(diǎn)數(shù)及單元數(shù)分別為：液體模型81 372個(gè)節(jié)點(diǎn)及390 279個(gè)單元，固體模型61 256個(gè)節(jié)點(diǎn)及27 1457個(gè)單元。經(jīng)有限元模擬計(jì)算后發(fā)現(xiàn)，在仿真過程中，液體模型按時(shí)間步流動變化，而固體的動網(wǎng)格部分會隨著流體壓力的變大而發(fā)生形變；隨著時(shí)間步的結(jié)束，彈性閥系也會自動恢復(fù)為初始狀態(tài)，相比于仿真前，模型并沒有發(fā)生明顯變化。

針對兩物態(tài)有限元模型，要認(rèn)真思考并合理去掉那些雖然不影響計(jì)算結(jié)果精度，但影響計(jì)算速率的相關(guān)零部件。例如，可以將液壓減振器的內(nèi)筒視為不可形變的剛體進(jìn)行分析系統(tǒng)簡化[12-14]。液壓減振器復(fù)原閥系的流、固網(wǎng)格模型如圖2～3所示。

針對有限元模型網(wǎng)格劃分單元的選取，在充分考慮FSI面上的密度相容性問題的基礎(chǔ)上，均一致使用小六面體(8節(jié)點(diǎn))結(jié)構(gòu)單元。關(guān)于流固耦合面，為了減少所建模型的復(fù)雜程度及求解時(shí)間，在所建模型中僅將與活塞運(yùn)動方向相同且與耦合正面相互作用的閥片定義為耦合面，其他均定義為非滑移面。

圖2 流場有限元網(wǎng)格模型Fig.2 Finite element mesh model of flow field

圖3 固體有限元網(wǎng)格模型Fig.3 Solid finite element mesh model

3 模型計(jì)算及試驗(yàn)分析

3.1 模型后處理

為了有效提高計(jì)算的收斂性，兩個(gè)有限元模型的對應(yīng)面空間位置應(yīng)該盡量相同，這樣做不但保證了計(jì)算的精度，而且可以消除一些不確定因素所造成的影響[15]。固體模型包含復(fù)原閥片、復(fù)原調(diào)整閥片、節(jié)流片等6個(gè)閥片。其中，減振器復(fù)原閥片單片厚度為0.15 mm，直徑為20.5 mm；復(fù)原調(diào)整閥片單片厚度為0.4 mm，直徑為15.5 mm；復(fù)原節(jié)流片單片厚度為2.0 mm，直徑為20 mm。結(jié)合相關(guān)理論，本研究利用隱式動態(tài)分析法對固體有限元網(wǎng)格模型進(jìn)行求解。同時(shí)，根據(jù)實(shí)際流場流動的情況，將其網(wǎng)格模型設(shè)成從零開始的正弦波，并在出口處位置不設(shè)定流場邊界條件。其中，由于液壓油密度變化非常小，所以將其設(shè)定為不可壓縮液體，并采用瞬態(tài)流動理論計(jì)算。另外，減振器的工作缸已經(jīng)規(guī)定為剛性材料，因此內(nèi)缸壁在軟件中設(shè)置為wall。在液壓減振器耦合部分計(jì)算時(shí)，本研究將兩物態(tài)有限元網(wǎng)格模型放于一個(gè)整體矩陣中，設(shè)定λd、λτ分別為位移松弛因子和應(yīng)力松弛因子，具體式子如下:

(4)

Xk+1=Xk+ΔXk，

(5)

(6)

(7)

圖4 MTS849型阻尼力測試系統(tǒng)Fig.4 MTS849 damping force test system

對于減振器固體網(wǎng)格模型，雖然采用六面體單元能夠使計(jì)算結(jié)果更加精確，但求解所需的時(shí)間將大大延長。因此，不僅要通過經(jīng)驗(yàn)和實(shí)際操作設(shè)置合適的求解收斂因子(此處根據(jù)實(shí)際計(jì)算測試選定收斂因子為0.8，對應(yīng)的計(jì)算結(jié)果收斂最快)，而且要忽略除節(jié)流片位置外的其余部件動網(wǎng)格。此外，在設(shè)定時(shí)間步長時(shí)，要在求解效率和計(jì)算收斂性之間保持平衡。其中，在耦合計(jì)算的過程中，可以利用流體四周的固體節(jié)點(diǎn)位移經(jīng)過數(shù)值插值計(jì)算求出油液流動節(jié)點(diǎn)的位移量，以及利用固體周圍流體的應(yīng)力積分計(jì)算求出固體節(jié)點(diǎn)的位移量。

3.2 試驗(yàn)分析

實(shí)際驗(yàn)證試驗(yàn)在某企業(yè)MTS849型減振器測試系統(tǒng)上進(jìn)行，如圖4所示。

測試過程中，運(yùn)動行程設(shè)定為±25 mm，設(shè)定常規(guī)速度測試點(diǎn)，分別為0.052、0.131、0.262、0.393 m/s，測得各點(diǎn)的阻尼力并繪制示功圖。設(shè)置試驗(yàn)系統(tǒng)的測試頻率值，獲得對應(yīng)的速度特性曲線。為了減少測試誤差，取多組試驗(yàn)的均值作為最終測試結(jié)果，最后將仿真與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比，如圖5～6所示。

圖5 仿真與試驗(yàn)的示功圖對比Fig.5 Comparison of indicated work between simulation and test

圖6 仿真與試驗(yàn)的速度特性圖對比Fig.6 Comparison of speed characteristics between simulation and test

經(jīng)計(jì)算發(fā)現(xiàn)，雙筒液壓減振器仿真與試驗(yàn)結(jié)果之間誤差范圍均小于15%，符合要求的誤差范圍；而且速度曲線分段特征顯著，符合理論依據(jù)及實(shí)際的液壓減振器工作過程。

在ADINA軟件計(jì)算分析中發(fā)現(xiàn)，在0.08、0.42 s兩時(shí)間點(diǎn)時(shí)，復(fù)原閥系呈現(xiàn)兩種狀態(tài)，即分別為復(fù)原閥開閥前及其開閥后。從開閥前、后液體節(jié)流通道壓力場可以看出：在活塞低速時(shí)，內(nèi)部壓力均勻分布，減振油為層流流動，此時(shí)彈性閥片沒有開啟；隨著速度的增加，閥片開閥，減振油變?yōu)橥牧髁鲃印?/p>

4 結(jié) 論

本研究應(yīng)用ADINA有限元分析軟件構(gòu)建某型汽車液壓減振器復(fù)原彈性閥系，以及油液的有限元分析模型，并通過對有限元模型進(jìn)行流固耦合分析及軟件后處理計(jì)算獲得仿真結(jié)果。減振器實(shí)際試驗(yàn)測試結(jié)果與計(jì)算仿真結(jié)果的對比表明，兩者結(jié)果較為一致，從而證明此種分析方法能夠有效解決和預(yù)測液壓減振器的阻尼特性問題。但是，由于仿真設(shè)備的限制等，模型網(wǎng)格的劃分并未達(dá)到足夠的精細(xì)程度，仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果誤差仍然存在，尤其在高速段。因此，該模型仍有待進(jìn)一步優(yōu)化。

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Analysisonexternalcharacteristicsoftherestoringvalveofshockabsorberbasedonfluid-structureinteraction

YE Wanquan, YANG Likang, DU Jiaxin, ZHOU Anjiang

(School of Mechanical and Automotive Engineering, Zhejiang University of Science and Technology, Hangzhou 310023, Zhejiang, China)

In order to study the effect of the elastic restoring valve of hydraulic shock absorber on the damping force, this study employed the ADINA software, in combination with the fluid-structure interaction theory, to construct the solid finite element model and the fluid finite element model of damping oil. Through relevant software post-processing calculation, this study obtained the indicated work and speed characteristics of the shock absorber. On this basis, the hydraulic shock absorber has been tested and verified. By comparing the results before and after the test, the results show that the established finite element mesh model is accurate and effective.

fluid structure interaction(FSI); hydraulic shock absorber; restoring valve; indicated work characteristics

TH703.63

A

1671-8798(2017)06-0429-04

10.3969/j.issn.1671-8798.2017.06.006

2017-08-21

國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51175474)；浙江省大學(xué)生創(chuàng)新創(chuàng)業(yè)孵化項(xiàng)目(2016R415004)；浙江科技學(xué)院研究生科研創(chuàng)新基金項(xiàng)目(2016yjskc005)

楊禮康(1971— )，男，山西省聞喜人，教授，博士，主要從事磁流變減振器研究。E-mail:104019@zust.edu.cn。