液阻减振器是车辆悬架系统的重要组成元件,其油液的空化会导致工作特性的畸变、减振性能的降低[1]。不充气减振器的油液极易发生空化,单筒充气式液阻减振器在压缩室内附加一低压气室来提供油液背压,以抑制伸张行程中油液空化现象的发生,但在高速压缩行程中油液的空化现象会有所加剧。因此,应在伸张压缩室内再增设一气室,以抑制压缩行程中油液的空化。双气室式液阻减振器可提高减振器的高速抗畸变能力,但附加气室的引入也会导致液阻减振器的阻尼特性发生不利的改变。双气室式液阻减振器的设计既要抑制油液空化现象,又要抑制双气室对阻尼特性的不利影响。
充气式液阻减振器的工作特性可通过等效集总参数化模型进行分析[2-5],但基于三维流-固耦合有限元模型可准确获取减振器的流场及结构动态响应特性,具有很高的模型精度[6-8],可通过油液负压的发生与否及其位置来预测油液空化的发生[9]。目前,应用于液阻减振器流-固耦合有限元分析的直接耦合算法[10-11]可实现耦合边界上结构和流体变量的同步求解,且物理意义明确,计算精度及稳定性较高,代表了流-固耦合算法领域的最新进展[12]。
本文建立了双气室式液阻减振器的较精细的三维流-固耦合有限元仿真分析模型,采用直接流-固耦合算法及主-从节点动网格控制方法,求解减振器在简谐激励下的三维流-固耦合动力学响应,探讨双气室式液阻减振器的工作特性,分析不同的气室容积、充气压强对其阻尼特性的影响,并与单气室式液阻减振器的典型特性进行了比较。
1 双气室式液阻减振器流-固耦合有限元动力学分析模型构建与求解 1.1 流-固耦合有限元模型构建与求解方法双气室式液阻减振器的结构示意图如图 1a所示,其结构和流场的有限元网格模型如图 1b和1c所示。共计56 330个网格单元中:主活塞采用四面体网格,活塞杆、阀板及2个浮动活塞采用六面体网格,流体采用全六面体网格。阀系附近流体采用较小尺度网格单元,最小单元尺度达0.05 mm,而压力、速度分布较均匀的大流场内可采用较大尺度网格单元,最大单元尺度达5 mm。在流-固耦合有限元模型中,定义阀板的外表面、流道内表面、2个浮动活塞分别与油液及氮气的接触表面、主活塞的上表面和下表面为流-固耦合边界;定义缸筒内壁为油液及气体的固定壁面边界;定义阀板与主活塞表面为接触面;用弹簧单元代替压紧弹簧的实体结构;采用微可压缩流体模型定义油液, 采用低速可压缩流体模型定义气体;主活塞、活塞杆及阀板的结构材料为钢,浮动活塞的结构材料为铝合金,油液为一种液压油,2个气室内气体为氮气。具体材料参数如表 1所示。
固体(铝合金) | 固体(钢) | 油液 | 气体 | |||||||
参数 | 值 | 参数 | 值 | 参数 | 值 | 参数 | 值 | |||
密度/(kg·m-3) | 2 700 | 密度/(kg·m-3) | 7 800 | 密度/(kg·m-3) | 832 | 密度/(kg·m-3) | 1.13 | |||
弹性模量/GPa | 69 | 弹性模量/GPa | 210 | 动力黏度/(Pa·s) | 0.017 | 定压比热容/(J·kg-1·K-1) | 1 042 | |||
Poisson比 | 0.33 | Poisson比 | 0.3 | 体积弹性模量/MPa | 1 500 | 定容比热容/(J·kg-1·K-1) | 745 |
1.2 模型验证
通过实验测试对所建双气室式液阻减振器的流-固耦合有限元模型的建模与计算方法进行验证,测试减振器的输出载荷、激励位移及油液和气体的压强信号。为简化实物加工过程及减小信号测试难度,将两气室分别置于缸壁侧面。测试试样如图 2所示,减振器液压伺服实验台及信号采集系统如图 3所示。双气室式液阻减振器的阀系结构如图 4所示,主要结构参数为:主活塞直径为80 mm,主活塞上开有直径为8 mm的流通孔12个(双向各6个);阀板的直径均为72 mm、厚度均为3 mm,由蝶形弹簧压紧,其弹性力如图 5所示;两气室缸筒内径均为60 mm,初始容积均为0.066 L。
具体测试工况如表 2所示。气室温度随测试过程的进行而升高造成各测试工况下的气室初始压强不同。激励方式为作用于活塞杆端部的多周期正弦波激励。主活塞初始位置位于活塞行程中点处。
工况 | v/(m·s-1) | A/mm | f/Hz | p0/MPa |
1 | 0.5 | 40 | 2 | 2.4 |
2 | 1.0 | 40 | 4 | 2.4 |
3 | 1.5 | 40 | 6 | 2.9 |
4 | 2.0 | 40 | 8 | 3.7 |
注:v为活塞速度幅值,A为活塞位移幅值,f为活塞振动频率,p0为气室初始压强。 |
对上述实验对象进行流-固耦合有限元仿真计算,采用直接耦合算法求解系统的流-固耦合模型方程,提取活塞杆的端面载荷以得到减振器的示功特性及阻尼力-速度特性,实测与计算结果如图 6所示;伸张压缩室内气室及压缩室内气室的气体压强变化历程的实测及计算结果如图 7所示。
在图 6中,以工况4为例标注出双气室式液阻减振器的阻尼特性曲线上的特征点A、B、C、D、E、F。结合图 7可以看出,双气室式液阻减振器的阻尼力值在压缩行程初始时刻(特征点A)为正值,伸张压缩室内气室的气体压强高于压缩室内气室的气体压强,此时减振器未起阻尼减振作用;压缩行程阻尼力零值(特征点B)在压缩行程内取得,此时两气室的气体压强相等且低于初始充气压强;此后,阻尼力值较快增长至压缩行程最大阻尼力值(特征点C);阻尼力值在伸张行程初始时刻(特征点D)为负值,压缩室内气室的气体压强高于伸张压缩室内气室的气体压强,此时减振器亦未起阻尼减振作用;伸张行程阻尼力零值(特征点E)在伸张行程内取得,此时两气室的气体压强相等且高于初始充气压强;此后,阻尼力值较快增长至伸张行程最大阻尼力值(特征点F),可迅速衰减振动,之后阻尼力值衰减较慢,可充分发挥其衰减振动的作用。
这些现象在流-固耦合有限元仿真计算结果中均较精确地得以验证,计算结果与实验结果具有较好的一致性,验证了流-固耦合有限元模型的建模、求解方法的有效性及仿真计算结果的可靠性。
2 双气室式液阻减振器阻尼特性模拟分析测试试样中所采用的大刚度压紧弹簧导致减振器压缩行程阻尼力值过大,本节对减振器节流阻尼阀的压紧弹簧的弹性特性进行了重新匹配,并考虑到伸张和压缩行程的阻尼力比值,新设计的压紧弹簧的弹性力如图 8所示。
双气室式液阻减振器的设计是为了改善减振器的高速阻尼特性,下面基于活塞速度幅值为2 m/s(活塞位移幅值32 mm、频率10 Hz)的简谐激励工况进行不同初始气室容积及初始充气压强下的减振器流-固耦合动力学响应仿真分析。具体参数配置方案如表 3所示,其中方案7为单气室式液阻减振器。
方案 | V1/L | V2/L | p0/MPa |
1 | 0.038 | 0.019 | 1.0 |
2 | 0.055 | 0.027 | 1.0 |
3 | 0.189 | 0.094 | 1.0 |
4 | 0.027 | 0.055 | 1.0 |
5 | 0.055 | 0.027 | 0.5 |
6 | 0.055 | 0.027 | 2.0 |
7 | 0.082 | 0 | 1.0 |
注:V1代表压缩室内气室初始容积,V2代表伸张压缩室内气室初始容积。 |
由于阀系结构及浮动活塞位置无任何改变,每个方案的模拟计算只须更改流体模型中两气室的有限元网格,模型重构效率较高。对方案1—7进行流-固耦合仿真计算,气室初始容积、充气压强越小,计算越不易收敛,最小计算时间步长为2.5×10-5 s。提取方案1—7的活塞杆端面载荷得到双气室式及单气室式液阻减振器的阻尼特性,如图 9所示。
由图 9可以看出,双气室的存在导致压缩行程阻尼力值衰减较慢,伸张行程阻尼力值增长较快、衰减较慢,这是双气室式液阻减振器带来的有利影响,而压缩及伸张行程初期阻尼力值的延迟反向是双气室对减振器的副作用;阻尼力反向迟滞现象导致双气室式液阻减振器的阻尼特性畸变类似于减振器内油液发生空化。
为了评价双气室带来的阻尼力反向迟滞特性,将图 9中双气室式液阻减振器在压缩和伸张行程结束时刻的阻尼力值Fe、相应行程内最大阻尼力值Fmax及二者的比值ηF(ηF=Fe/Fmax)、阻尼力值由Fe衰减至0所需时长te及其与半周期时长T/2的比值ηt(ηt=2te/T)、阻尼力值平均衰减率μd(μd=Fe/te)列于表 4中。可以发现,伸张压缩室内气室容积越小、充气压强越大,伸张行程结束时刻的阻尼力值越小,阻尼衰减越快;压缩行程阻尼力反向迟滞特性与此类似。
工况 | Fe/kN | Fmax/kN | ηF | te/s | ηt | μd/(kN·s-1) | |
伸张行程阻尼力反向迟滞 | 1 | 3.802 | 25.476 | 0.149 | 0.003 7 | 0.074 | 1 014 |
2 | 4.522 | 25.459 | 0.178 | 0.004 8 | 0.096 | 942.1 | |
3 | 7.779 | 25.144 | 0.309 | 0.010 2 | 0.204 | 758.9 | |
4 | 6.831 | 25.503 | 0.268 | 0.007 4 | 0.148 | 923.1 | |
5 | 5.280 | 25.540 | 0.207 | 0.005 8 | 0.116 | 734.0 | |
6 | 4.091 | 25.254 | 0.162 | 0.003 4 | 0.068 | 1 203 | |
压缩行程阻尼力反向迟滞 | 1 | -1.231 | -11.263 | 0.109 | 0.001 9 | 0.038 | 647.9 |
2 | -1.729 | -11.202 | 0.154 | 0.002 9 | 0.058 | 596.2 | |
3 | -4.330 | -8.823 | 0.491 | 0.009 4 | 0.188 | 458.2 | |
4 | -1.416 | -11.422 | 0.124 | 0.002 3 | 0.046 | 615.6 | |
5 | -2.257 | -11.039 | 0.204 | 0.004 8 | 0.096 | 470.2 | |
6 | -1.446 | -11.288 | 0.128 | 0.002 1 | 0.042 | 688.6 |
通过方案1—4和方案7获得充气式液阻减振器在不同初始气室容积下的阀板开度、阀系两侧油液压强和压差、气室体积变化量-时间历程,如图 10所示;通过方案2、5、6获得双气室式液阻减振器在不同初始气室充气压强下的阀板开度及气室体积变化量-时间历程,如图 11所示。图 10和11中,气室体积变化量为“+”代表气室处于膨胀状态,“-”代表气室处于压缩状态。
由图 9—11可知,单气室式液阻减振器伸张压缩室内油液的压强在压缩行程65%的时间段内为负压状态,存在严重空化现象。双气室式液阻减振器阀系两侧油液的压强均高于油液的汽化压,但由于伸张压缩室内气室的存在,当两侧气室体积变化引起的油液压差足以克服阀板的压紧弹簧的预紧力时,阀板才开启。阀板的开启、关闭较单气室式液阻减振器存在一定时间迟滞,引起压缩行程初始时刻阻尼力值为正,伸张行程初始时刻阻尼力值为负,阻尼力-速度特性曲线中出现明显的迟滞环。气室容积越小、充气压强越大,阀板开启速度越快,在行程结束时刻越接近于关闭状态,气室体积变化量越小,气室压强及压差响应越迅速,阻尼迟滞现象越弱。本文的双气室式液阻减振器模型在压缩室内气室容积为0.055 L、伸张压缩室内气室容积为0.027 L时,采用1 MPa的气室充气压强即可获得较好的阻尼特性;若气室容积增大,则需同时提高气室充气压强来抑制减振器高速阻尼特性的畸变;若气室充气压强减小,则需同时减小气室容积来抑制减振器高速阻尼特性的畸变。
综合分析以上仿真分析计算结果,为解决双气室所引起的阻尼特性畸变问题,可选择较小气室容积、较大充气压强的参数匹配方案来获得较好的双气室式液阻减振器的阻尼特性。
获取方案2的减振器阀系附近压强分布云图如图 12所示、阀系附近速度分布矢量场如图 13所示。可见,在压缩行程初始时刻(特征点A),伸张压缩室内流体压强高于压缩室内流体压强,最高射流速度仍高达45.2 m/s,流场压差及射流速度最小值在进入压缩行程0.004 8 s时才取得,流场压差及射流速度最大值在压缩行程活塞最大速度时刻后0.001 6 s时取得。伸张行程的流场压强及最大射流速度的变化亦存在时间迟滞,其与阻尼迟滞现象存在一致性,阻尼迟滞即为流场迟滞的外在表现。图 12f中出现了负压,位于伸张行程阀板与主活塞间缝隙流场局部,提取该部分流场的压强分布如图 14所示。虽然此时整个压缩室内流体压强约为0.6 MPa,远高于油液的汽化压,但由于缝隙处流道的强射流作用,引起了油液的局部空化效应。尽管可通过优化流道结构消减流道附近的空化现象[6],但一般无法完全消除空化现象,也可通过增大初始充气压强来提高射流空化的临界速度。
对方案2的双气室式液阻减振器活塞施加不同速度幅值的正弦激励信号,如表 5所示,提取不同工况下活塞杆的端面载荷,得到双气室式液阻减振器在相同活塞位移幅值工况下的阻尼特性,如图 15a和15b所示,在相同活塞速度幅值工况下的阻尼特性如图 15c和15d所示。
工况 | v | A | f |
m·s-1 | mm | Hz | |
1 | 0.5 | 32 | 2.5 |
2 | 1.0 | 32 | 5 |
3 | 1.5 | 32 | 7.5 |
4 | 2.0 | 32 | 10 |
5 | 2.5 | 32 | 12.5 |
6 | 3.0 | 32 | 15 |
7 | 2.0 | 16 | 20 |
8 | 2.0 | 48 | 6.67 |
9 | 2.0 | 64 | 5 |
根据上述计算结果得到工况1—9下的双气室式液阻减振器的阻尼迟滞特性如表 6所示。可见,随着活塞振动频率由2.5 Hz增大至20 Hz,伸张行程阻尼力迟滞时长比值ηt由0.032增大至0.142,压缩行程阻尼力迟滞时长比值ηt由0.052增大至0.102,这是由于活塞振动频率越小、半周期越长,越容易建立相对稳定的流动,迟滞阻尼衰减越快;在活塞位移幅值相同的工况下,压缩行程的迟滞阻尼力比值ηF随着频率的增大而减小,这是由于压缩行程最大阻尼力值随着活塞激励速度幅值的增大而迅速增大所导致;伸张行程的迟滞阻尼力比值ηF在2.5~10 Hz频率范围内随着频率的增大而增大,而在频率由10 Hz增大至15 Hz的过程中,ηF值不增反降,是上述两个因素综合作用的结果。
工况 | 伸张行程阻尼力反向迟滞 | 压缩行程阻尼力反向迟滞 | |||
ηF | ηt | ηF | ηt | ||
1 | 0.099 | 0.032 | 0.248 | 0.052 | |
2 | 0.165 | 0.068 | 0.192 | 0.054 | |
3 | 0.177 | 0.085 | 0.189 | 0.055 | |
4 | 0.178 | 0.096 | 0.154 | 0.058 | |
5 | 0.174 | 0.101 | 0.136 | 0.061 | |
6 | 0.169 | 0.105 | 0.092 | 0.060 | |
7 | 0.237 | 0.142 | 0.237 | 0.102 | |
8 | 0.149 | 0.076 | 0.123 | 0.041 | |
9 | 0.132 | 0.065 | 0.104 | 0.035 |
3 结论
本文建立了一种双气室式液阻减振器的三维流-固耦合有限元模型,实现了减振器内部流-固耦合工作过程动力学特性和阻尼特性的仿真分析,可得出关于双气室式液阻减振器特性的几点结论:
1) 双气室式液阻减振器阀系两侧油液的压强均高于油液的汽化压强,可克服单气室式液阻减振器在高速工况的空化问题,但双气室的存在导致减振器阀板的开启、关闭仍存在一定时间迟滞,导致阻尼力延迟反向,阻尼力-速度特性出现明显的畸变。
2) 所建双气室式液阻减振器模型的压缩室、伸张压缩室内气室初始容积分别为0.055和0.027 L、初始充气压强为1 MPa时,可在3 m/s的活塞振动速度范围内获得较好的阻尼特性;若气室容积增大,则需同时提高气室充气压强来抑制减振器高速阻尼特性的畸变。
3) 所建双气室式液阻减振器模型的阻尼力反向迟滞时长比值随活塞振动频率的增大而增大;而在活塞位移幅值相同的工况下,压缩行程迟滞阻尼力比值随频率的增大(2.5~15 Hz)而减小,伸张行程迟滞阻尼力比值随频率的增大先增大(2.5~10 Hz)、后减小(10~15 Hz)。
[1] |
LUO F, ZHANG X L. A review of aeration and cavitation phenomena in the hydraulic shock absorber[J]. Applied Mechanics and Materials, 2014, 536-537: 1369-1373. DOI:10.4028/www.scientific.net/AMM.536-537.1369 |
[2] |
LANG H H. A study of the characteristics of automotive hydraulic dampers at high stroking frequencies[D]. Ann Arbor, USA: University of Michigan, 1977.
|
[3] |
ALONSO M, COMAS Á. Thermal model of a twin-tube cavitating shock absorber[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part D:Journal of Automobile Engineering, 2008, 222(11): 1955-1964. DOI:10.1243/09544070JAUTO829 |
[4] |
CASTELLANI F, SCAPPATICCI L, BARTOLINI N, et al. Numerical and experimental investigation of a monotube hydraulic shock absorber[J]. Archive of Applied Mechanics, 2017, 87(12): 1929-1946. DOI:10.1007/s00419-017-1302-5 |
[5] |
SKRICKIJ V, SAVITSKI D, IVANOV V, et al. Investigation of cavitation process in monotube shock absorber[J]. International Journal of Automotive Technology, 2018, 19(5): 801-810. DOI:10.1007/s12239-018-0077-1 |
[6] |
吕振华, 李世民. 筒式液阻减振器动态特性模拟分析技术的发展[J]. 清华大学学报(自然科学版), 2002, 42(11): 1532-1536. LÜ Z H, LI S M. Simulation techniques for nonlinear dynamic characteristics of telescopic hydraulic dampers[J]. Journal of Tsinghua University (Science & Technology), 2002, 42(11): 1532-1536. DOI:10.3321/j.issn:1000-0054.2002.11.031 (in Chinese) |
[7] |
朱茂桃, 唐伟, 王道勇, 等. 半主动液压减振器动态特性建模与试验研究[J]. 振动与冲击, 2018, 37(7): 139-145. ZHU M T, TANG W, WANG D Y, et al. Modeling and tests for dynamic characteristics of a semi-active hydraulic shock absorber[J]. Journal of Vibration and Shock, 2018, 37(7): 139-145. (in Chinese) |
[8] |
THAREHALLI MATA G, KUMAR H, MAHALINGAM A. Performance analysis of a semi-active suspension system using coupled CFD-FEA based non-parametric modeling of low capacity shear mode monotube MR damper[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part D:Journal of Automobile Engineering, 2019, 233(5): 1214-1231. DOI:10.1177/0954407018765899 |
[9] |
CZOP P, GNIŁKA J. Reducing aeration and cavitation effect in shock absorbers using fluid-structure interaction simulation[J]. Computer Assisted Methods in Engineering and Science, 2017, 23(4): 171-189. |
[10] |
李明, 吕振华. 一种锥形节流阀工作过程流-固耦合动力学响应的影响因素分析[J]. 工程力学, 2017, 34(9): 239-247. LI M, LÜ Z H. FSI dynamic response analyses of a conical orifice valve during working process with several major influences[J]. Engineering Mechanics, 2017, 34(9): 239-247. (in Chinese) |
[11] |
吕振华, 李明. 锥形节流阀的三维流-固耦合非稳态动力学特性仿真分析[J]. 清华大学学报(自然科学版), 2018, 58(1): 35-42. LÜ Z H, LI M. Simulations of the unsteady fluid-structure coupling characteristics of a conical orifice valve[J]. Journal of Tsinghua University (Science & Technology), 2018, 58(1): 35-42. (in Chinese) |
[12] |
BATHE K J. Finite element procedures[M]. 2nd ed. Watertown, USA: Klaus-Jurgen Bathe, 2014.
|