基于流固耦合的汽车双筒式减振器动态特性研究
【摘要】对双筒阀片充气式液压减振器内部结构进行建模，建立了减振器复原行程阻尼力数学模型，明确了活塞杆直径、复原阀片外半径以及气室充入气体的压强为影响阻尼力的 个关键参数，理论分析了结构参数对复原行程阻尼力的影响。利用动网格技术对减振器复原行程的内部流场进行了三维数值模拟，得到了流固耦合下阀片的运动状态、流场的压力云图和速度矢量图等，详细分析了各结构参数对复原阻尼力的影响，验证了减振器工作状态中的油液流动情况及所提出方法的可操作性。
Fe= ΔP12( Sd-Spr)- ΔP23Spr+( P0-Pg)Spr 1）
（式中， Fe为活塞杆上受到的复原阻尼力； ΔP12
为复原腔和压缩腔间的压强差，即活塞阀系的压强差； Sd为活塞截面积； Spr为活塞杆截面积； ΔP23
为压缩腔与储液腔之间的压强差，即底阀系的压强差； P0为大气压强； Pg为气室内体压强。
设活塞杆系运动的距离为xe，将气体近似看作理想
PV=
气体，根据理想气体方程 nRT（其中， P为气体压强， V为气体体积， n为气体的物质的量， R为比例系数， T为
1），
体系温度），并结合式（ 有：
Vg0
Pg = Pg0
（
Vg0 +· xe Spr 2）式中， Pg0、Vg0分别为气室内体的初始压强和气体体积。补偿阀结构可简化为圆环平面缝隙模型，补偿阀上、下压强差为：
Rcv rcv
6μQ23 ln
ΔP23 = πδ3
cv
式中， μ为油液动力粘度； Rcv、rcv分别为补偿阀节流孔的外半径和内半径； δcv为补偿阀片偏移的距离，由于阀片的刚度和弹簧预紧力均很小，储液腔内液体压强很快就将大于预紧压强，因此可近似地看作阀片直接开启到最大偏移量状态，于是δcv为补偿阀片到底阀顶部的最大偏移量； Q23为流经补偿阀的油液密度，计算方式为： d xe( ·
t) Spr
Scv 4veSpr
= dt =
ncvπD2
cv
式中， Scv为补偿阀节流孔面积； ve为活塞杆系的运动速度； ncv、Dcv分别为补偿阀片槽的数量和液力直径。
1）~ 4），
联立式（ 式（ 减振器复原行程阻尼力可以表示为：
3） （ 4） （
24ve ln
μ Rcv rcv = ΔP12 Sd - Spr)πδ3 cvncvπD2 cv
Vg0 P0 - Pg0) · Spr Vg0 +· xe Spr · 5）由式（ 可知：活塞杆面积在复原阻尼力的公式中各部分均出现，因此势必对阻尼力产生影响；气室压强也会对阻尼力产生影响；活塞阀系的压强差中，阀片的半径会对压强产生影响，且呈正相关，而阀片常通孔开口处的半径与阻尼力呈负相关，与阀片的当量厚度呈正比。根据对结构参数的初步分析，可以设定对复原行程阻尼力影响较大的具体参数为复原阀片的外半径、减振器活塞杆的直径和充入气室气体的初始压强。+ S2 pr 5） （
100 5 2×105 Pa，为 步，迭代次数为 次，出口边界压强为流体入口速度随时间线性增长。
3.3仿真结果分析
5
图 所示为流场在不同时刻的速度，随着时间的推进，油液流动速度增大，阀片下表面的冲击力增大，阀片逐渐向上移动。液体在阀片的综合作用力下形成射流，油液从侧壁处流出，但液体作用力不足以完全克服弹簧力，因此阀片仍有少量向下的速度场，在阀片上方形成了小规模的涡流。
6
图 所示为流场在不同时刻的流线，流体从入口流入，经过储液腔和底部腔室汇聚到底阀节流孔的瓶颈处，通过节流孔后，挤压阀片向上，从阀片和管壁间的缝隙处流出。随着时间的推进，油液速度不断增大，但液体作用力不足以完全克服弹簧力，油液在阀片下方汇聚后向侧壁射出，阀片下方油液速度较大。
通过对补偿阀片运动简化模型的模型处理、受力分
UDF
析、 程序编写、边界条件设置和仿真分析，验证了动
UDF
网格模型和 程序的可行性，对仿真结果的分析验证了流体流动的方向和压强云图的正确性，结果表明，该简化原理模型可行。
4 复原阀片变形仿真分析4.1计算模型
利用减振器结构的对称性，建立减振器复原行程流
1/4
道的 模型，采用全六面体网格对流道模型进行划分，
17.2 8
网格数量为 万个，流道如图 所示。
为了尽可能还原活塞节流孔的节流作用，在结构建模中保留活塞节流孔及其下方放大的液体层。划分网格后进行动网格的设置和边界条件的设置。仿真采用了正弦激励的方式，由于正弦函数具有周期性，本文只
1/4 1
探究最初 周期的变化情况，参数如表 所示。
表 激励函数、油液及氮气参数
出现了涡流。活塞向上运动，活塞阀中液体受到挤压，通过活塞阀上的细圆孔流向活塞阀下部，同时油液从储液腔经底部腔室流入压缩腔，在补偿阀片处产生节流作
t= 60 ms
用。在 时，随着活塞阀的向上运动，补偿阀片上
2
方也出现了涡流，且涡流不断增大，同时，油液在 处节
t= 120 ms
流孔附近的速度减小。在 时，随着活塞上行，减振器内油液流速降低，节流孔下方的油液速度也趋于稳定，此时压缩腔内产生了比较大的涡流。
11
图 所示为不同时刻流场的速度，从活塞位置的变化和油液速度的变化可以看到，随着时间的推进，活塞杆上行速度逐渐减小，因此油液在工作缸内的流动速度减小。活塞阀中复原阀和底阀中补偿阀处油液的流动速度较大，这是阀片的节流作用造成的。阀片处所受压力增大时，阀片变形打开，更多油液流向压缩腔，产生更大的节流作用。
5结构参数对阀片开度的影响
由于单向流固耦合是先计算完整的流场流动过程，再将流场内面上的力传递到固体域上进行静力学分析，也就意味着油液流场不会随阀片的变形而改变，因此无法模拟出减振器复原阀片从未开阀到开阀再到最大变形的整个过程。因此，本文通过探讨阀片在油液流场不同速度下的开阀情况，进而探究改变结构参数对阻尼力
0.1 mm， 45
的影响。阀片的厚度为 材料选择为 号结构201 GPa， 0.27
钢，弹性模量为 泊松比为 。
5.1充入氮气的初始压强
12 0.1 m/s 0.25 m/s
图 展示了阀片在油液速度为 和时复原阀在不同氮气初始压强下的变形情况。在
v= 0.1 m/s 0.1 MPa 0.4 MPa
时，初始压强为 和 的阀片变形量很小，此时认为阀片没有开阀，初始压强为3 MPa v= 0.25 m/s
的阀片已经开阀；在 时，初始压强
0.4 MPa 3 MPa
为 和 的阀片变形量相较于阀片的厚度均很大，此时认为阀片在开阀状态，而初始压强
0.1 MPa
为 的阀片变形量仍然很小，此时认为阀片未开。12 3 MPa
从图 中可以看出：当初始压强为 时，阀片
v= 0.25 m/s
在 时所受压力过大，这样可能使阀片的寿命降低，还有可能引起畸变现象，因此充气压力不应过大；
0.1 MPa
当初始压强为 时，阀片的变形量不足以打开阀片，因此减振器可能达不到设计所需提供的阻尼力，车辆在道路上行驶十分危险，因此初始充入气体也不应过
0.4~
小。根据经验总结和试验测试，氮气初始压强应在
0.6 MPa
范围内，才能使充入的氮气发挥应有的增加回弹力和降低噪声的作用。同时，根据阀片变形量的分析可得，初始压强越大，阻尼力越小。
5.2活塞杆直径
13 v= 0.2 m/s v= 0.25 m/s
图 展示了复原阀片在 和 时
3
定了影响阻尼力的 个结构参数：复原阀片外半径、活塞杆直径以及充入气室气体的初始压强。通过对补偿阀片运动过程简化原理模型的建模、简化和仿真分析，
UDF
验证了 程序的可行性和流场油液运动方向正确性；通过对流线图、速度矢量图、压力云图和补偿阀片位置的分析，验证了仿真的可操作性。
借助流固耦合模型对减振器复原行程的内部流场进行了三维数值模拟，仿真结果与数学建模理论分析结果相互验证，并详细分析了各结构参数对复原阻尼力的影响，结果表明：活塞杆直径大小和充入气体的压强大小与复原阻尼力负相关，而复原阀片外半径大小则与阻尼力正相关。
参考文献