油壓減振器的特性分析

樊友權 柯 堅 李俊琦 劉桓龍 于蘭英

1.西南交通大學，成都，610031 2.株洲聯誠集團減振器有限責任公司，株洲，412001

0 引言

目前，我國傳統減振器的性能測試是通過進口國外試驗臺進行的，這不僅需要耗費大量的人力物力，而且試驗臺大多對減振器外形尺寸有嚴格要求［1］。也有學者利用非線性數學模型對減振器進行特性研究，但多屬理論經驗公式，并不能準確反映減振器的實際工作情況。本文以一系垂向油壓減振器為研究對象，利用有限元仿真軟件對其內流場進行可視化的仿真分析，為減振器的性能預測、結構優化提供現實指導意義。

1 減振器理論研究

1.1 工作原理

油壓減振器的基本結構如圖1所示，其中活塞閥和底閥是單向擋板閥，阻尼調節閥由3種調節閥組成，其位置分布與結構如圖2所示，其中1為調壓閥，2為補充阻尼閥，3為主阻尼閥，三者的開啟壓力關系為:pk3＜pk2＜pk1［2］。

油壓減振器的基本動作是拉伸與壓縮，無論處于何種工況，油液均從有壓腔經阻尼調節閥產生阻尼作用，耗散能量，吸收車體振動。

圖1 減振器物理模型

圖2 減振器調節閥位置

當活塞桿受力拉伸時，活塞下腔體積增加，底閥開啟，油液由儲油箱流入活塞下腔。而上腔體積減小，活塞桿單向閥處于關閉狀態，上腔中的油液壓力增大，產生壓力作用在活塞有效面積上，產生拉伸阻尼力。上腔油液經阻尼調節閥流入儲油缸中。

當活塞桿受壓縮力時，活塞下腔體積減小，壓力增大，底座單向閥處于關閉狀態。上腔體積增加，壓力減小，活塞單向閥導通，下腔有壓腔的油液經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，故油液經阻尼調節閥流入儲油缸。壓力作用在活塞桿面積上，產生壓縮阻尼力。

1.2 減振器理論流量分析

當減振器在外力作用下產生振動時，減振器的阻尼調節閥會根據不同的振動速度由不同的阻尼閥參與工作。根據典型結構減振器實測數據可知，減振器在振動速度v≤0.04m/s時，只有調節閥3工作;0.04m/s＜v≤0.13m/s時，調節閥2和調節閥3工作，而調節閥1不工作;振動速度v＞0.13m/s時，三組調節閥同時工作［2］。故在對減振器進行理論分析的過程中，需要分工況進行討論。

根據流量連續性方程，油液流經孔口時，當出流流體與孔口邊壁呈線性接觸且l/d≤2(l為孔的通流長度，d為孔徑)時，孔口出流公式為

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

對于阻尼調節閥孔長徑比最大值，調壓閥取1.75，故經過阻尼調節閥孔n的流量為

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

根據擠壓油膜理論［3］，當補充阻尼閥或調壓閥閥芯開啟高度為h時，其流量為

式中，Kqn為阻尼調節閥孔流量參數;h為阻尼調節閥閥芯開啟高度;p'kn為閥芯開啟高度為h時的閥出口壓力。

根據牛頓第三定律可知，當補充阻尼閥或調壓閥閥芯開啟高度為h時，有

式中，Kxn為阻尼閥調壓彈簧剛度;xn0為調壓彈簧預壓縮量。

減振器總流量Q等于每個工況下參與工作的各個阻尼調節閥的閥孔流量之和，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為活塞振動速度。

1.3 減振器理論阻尼力分析

當活塞桿頂端受到振幅為Smax、頻率為ω的激勵時，活塞相對于油缸也做相同的運動。當激勵信號 S(t)=－ Smaxcosω t時，有

在拉伸工況下，活塞單向閥關閉，底閥單向閥開啟，故活塞下腔壓力p1等于儲油缸壓力p3。根據流量分析，可以得出經過阻尼孔的流量Qe。

若作用在活塞上的拉力為Fe，則

根據體積變化關系，有

將p2代入式(9)中，得

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

在壓縮工況下，活塞單向閥開啟，底閥上的單向閥關閉，此時p2=p1，經過阻尼孔的流量Qc為

壓縮阻尼力為

1.4 阻尼調節閥閥芯位移分析

在利用ANSYS CFX進行流體仿真計算過程中，經分析可知，對阻尼調節閥的閥芯開啟高度與活塞上腔壓力、阻尼調節閥彈簧高度及壓縮量有關，現對其位移進行理論計算。

根據牛頓第二定律可知:物體隨時間變化之動量變化率與所受外力之和成正比。在補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為時間步長;vo為初始速度;vn為經過時間ts后的流體速度。

而vn根據位移s可以表示為

其中，Ksp為阻尼閥閥芯彈簧剛度，通過對上述方程求解，可以得出閥芯位移dn為

2 減振器仿真計算

本文主要針對油壓減振器典型工況進行CFD仿真計算，即活塞振動速度范圍為0.05～0.3m/s。首先需要根據減振器結構與內流場分布情況，利用Pro/E對其內流場進行三維幾何建模。然后導入有限元網格劃分工具中，根據網格變形程度選擇不同的網格類型對模型進行網格劃分。最后根據實際流場特征，基于ANSYS CFX平臺，對減振器內流場進行仿真計算，得出內流場分布特征與阻尼特性曲線。

2.1 仿真建模

通過對一系垂向油壓減振器的工作原理與工作過程的分析可知，減振器在工作過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個阻尼調節閥開啟壓力也不相同，當其在外力作用下振動加劇時，阻尼調節閥隨著上腔壓力的增加依次打開，不同的阻尼調節閥組合在一起工作，實現減振器各種不同的阻力特性。

圖3為3個阻尼調節閥的模型。對于這部分的模型，雖然補充阻尼閥與調壓閥閥芯處需利用CFX動網格技術，但鑒于結構的復雜性和位移量較小等因素對此部分模型均劃分為四面體網格，見圖 3d、圖 3e、圖 3f。

對于油缸部分的油液，由于其位移量較大，為不影響計算精度故劃分為六面體網格。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 阻尼調節閥模型

圖4 流場整體模型

2.2 仿真條件

針對本文所述的典型工況(0.05～0.3m/s范圍內)，選取4個不同的振動速度對減振器內流場進行仿真計算。根據實際情況以及流量特性，邊界條件設置如下:油液流動狀態為紊流，采用標準κ－ε模型［4］;進出口邊界均設置為壓力邊界，數值為儲油缸的壓力值;流體與缸體的接觸面為滑移邊界。

活塞桿根據拉伸與壓縮工況，分別加載正弦和余弦函數;阻尼閥閥芯位移根據式(10)利用ANSYS CFX CEL語言編寫位移函數。具體參數見表1。

表1 基本參數表

2.3 阻尼閥內流場分析

通過對減振器的工作原理與工作過程的分析可知，阻尼調節閥無論是在拉伸工況還是在壓縮工況都起主要的阻尼調節作用，因而對其內流場進行分析，可以更好地把握減振器內部結構參數對減振器性能的影響。

根據文獻［2］，通過對一系垂向油壓減振器的典型結構進行實驗，可以得到如下結論:當活塞振動速度0.04≤v≤0.13m/s時，只有主阻尼閥和補充阻尼閥參與工作;當v＞0.13m/s時，3個阻尼閥共同參與減振器工作。因此當活塞振動速度為0.05m/s、0.1m/s時，對主阻尼閥和補充阻尼閥進行流場分析;當活塞振動速度為0.2m/s、0.3m/s時，對調壓閥進行流場分析。

圖5、圖6分別為活塞振動速度為0.05m/s和0.1m/s時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時補充阻尼閥的壓力云圖與速度矢量圖;將圖6和圖8中的主阻尼閥和補充阻尼閥孔處的壓力云圖放大，并截取在該振動速度范圍內振動速度較低時的壓力云圖，如圖9和圖10所示。圖11、圖12為速度在0.2m/s和0.3m/s時調壓閥的壓力云圖與速度矢量圖。

通過對以上各調節單元在不同振動速度情況下的流場特征進行分析，可以得出以下結論:

圖5 速度為0.05m/s時主阻尼閥壓力云圖和速度矢量圖

圖6 速度為0.1m/s時主阻尼閥壓力云圖和速度矢量圖

圖7 速度為0.05m/s時補充阻尼閥壓力云圖和速度矢量圖

圖8 速度為0.1m/s時補充阻尼閥壓力云圖和速度矢量圖

(1)減振器在4種不同振動速度情況下，阻尼閥流場趨勢大致相似，油液均是在過流斷面突然減小的地方速度達到最大而壓力最小，通過阻尼調節單元時產生阻尼作用來耗散振動能量。

(2)對于主阻尼閥，由于油液在經過阻尼閥孔時，過流斷面突然減小，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部遞減，在閥孔入口的兩側分別出現一定范圍的負壓區。通過觀察圖9可知:負壓區的范圍與強度會隨著速度的增加而增大;油液經阻尼閥孔后速度達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方向形成渦流，渦流區的范圍隨著振動速度的增加而增大;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，故在出口腔也會形成一定范圍的渦流。

圖9 速度為0.1m/s時主阻尼閥孔壓力云圖放大

圖10 速度為0.1m/s時補充阻尼閥孔壓力云圖放大

圖11 速度為0.2m/s時調壓閥壓力云圖和速度矢量圖

圖12 速度為0.3m/s時調壓閥壓力云圖和速度矢量圖

(3)對于補充阻尼閥，油液經補充阻尼閥孔后速度達到最大值，由于補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，右側油液由于距離四周壁面近其速度遠大于左側油液速度，故在受到壁面擠壓沖向閥腔頂部時受到頂部壁面阻擋改變流動方向形成渦流;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高壓區，而且通過對比可知高壓區的范圍隨著減振器振動速度的增大而增大。

(4)對于調壓閥，由于閥腔入口變小，故油液壓力會小范圍減小，在入口處兩側出現小范圍的低壓區;由于油液經閥芯出口，過流斷面突然減小，故油液速度突然增大，而壓力減小，出現了大范圍的負壓區;調壓閥閥芯出口流道轉折處的流速達到最大，主要是由于此處的過流斷面突然減小引起的。在閥腔內部，由于油液經過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，渦流會阻擋閥腔壁面的主流體，導致油液改變運動方向，向下運動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

根據上述仿真條件與內流場分析，在ANSYS CFX的后處理中對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曲線分別與實驗數據對比，如圖13所示。

由圖13中曲線參數可以得出減振器在整個工況下的參數，如表2所示。

通過將CFD仿真得出的數據與實驗數據對比可知，最大阻尼力偏差最大為4.50%，最小阻尼力偏差最大為5.28%，阻尼力系數偏差為4.38%，而以上數據均小于經驗公式得出的數據，故采用CFD仿真方法對減振器進行仿真計算要明顯優于經驗公式，能更準確地反映真實流場。根據鐵道部油壓減振器通用技術標準［5］規定減振器性能判別標準:減振器示功圖不對稱率在±10%范圍內;減振器阻尼力誤差在±15%范圍內。仿真結果各項技術符合要求。

3 結論

(1)對于結構復雜模型，可以通過分析其運動位移量來劃分不同的網格類型后，在ANSYS ICEM平臺下將其組裝，這樣不僅可以保證網格質量與計算精度，還縮短了仿真時間。

圖13 仿真與實驗數據對比圖

(2)基于ANSYS CFX流體仿真平臺，可以可視化地觀察減振器內流場的分布特征，并最終得出阻尼特性曲線，預測減振器的性能。

(3)CFD仿真數據與實驗數據的對比結果表明，阻尼參數和不對稱率的偏差均在規定范圍內，故建立的模型與仿真系統真實可信，與傳統理論經驗公式更能接近真實流場并且對內流場分布特征可更好地把握，為減振器的性能預測提供了一種有效的方法。

表2 性能參數表

［1］樊友權.高速列車減振器試驗臺的研制［D］.成都:西南交通大學，2004.

［2］丁問司，巫輝燕.鐵道車輛油壓減振器三維流場動態仿真［J］.機械工程學報，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.計算流體動力學分析－CFD軟件原理和應用［M］.北京:清華大學出版社，2004.

［4］王文林.高速列車可調式線性油壓減振器的設計理論與應用研究［D］.杭州:浙江大學，2001.

［5］中華人民共和國鐵道部.TB1491－83機車車輛油壓減振器通用技術條件［S］.北京:中國標準出版社，1984.