减振器冲击响应及破坏的仿真研究

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随着汽车质量提高，行驶速度加快，易出现乘员在较高车速下(频率高、行程短)的不舒适性，这不同于减振器的-般性能(频率低 ，行程长)。减振器活塞杆在正常工况下应力非常低，不易引起疲劳断裂。而冲击作用往往时间短、加速度大，易造成活塞杆冲击疲劳损伤，甚至断裂。同时，冲击下，减振器易产生流致振动、换向冲击、共振等易引起异响的现象。对此，国内外学者做了以下相关研究。

在减振器阻尼力性能的预测上，周长城等根据节流部位的流体力学公式，建立了各节流部位的数学模型，并利用 matlab等迭代计算获得了阻尼力曲线 I2 ；吕振华等 I4 对具有不同节流参数的减振器开展实验研究 ，并采用了形式上适当的数学函数表达式研究了减振器内外特性的关系；李世民等 应用了有限元软件对减振器进行了分步.间接流固耦合仿真设计。

由于 matlab等数学仿真工具进行阻尼力预测需要-些经验的流体参数，使其应用上有很大局限性。同时，值得指出的是，这些数学模型大都基于稳态流体力学公式，因此，不能用于分析冲击波、机械迟滞等动态效应明显的冲击过程。试验虽最接近现实，但是投入大，可移植性差，且对减振器本质属性的认识能力有限。

流固耦合仿真则计算理论成熟，适用性强，能获得比较好的结果。

在减振器的冲击响应和疲劳破坏上，GONDEK9 J利用 Dyran流固耦合分析了减振器在爆炸冲击下的响应，为气体压缩室的优化设计提供了指导意见；杨基忠 。。研究了减振器的高频畸变特性，指出饱和高频畸变是由减振器结构决定的，不饱和高频畸变则由工作液泡沫特性决定的；鲁明俊 利用 LS-DYNA研究了某型减振器在冲击载荷下的动态特性，明确脉动力主瓣频率与减振效果的关系；高速下，减振器易产生气穴和气体反弹，对此，周长城 对液压气穴产生机理进行了研究，提出了减小气穴产生的阀系结构设计措施；通过对活塞杆进行断 口失效分析和有限元应力分析，王侃 指出未进行圆角过渡是造成断裂的原因；陈轶杰建立了阀门水击力数学模型，并编程研究了叠加阀片厚度对水击力的影响规律 。这些研究工作都对边界条件做了较大的假设，与减振器的实际受力收稿 日期：2012-07-26基金项 目：国家自然科学基金资助项 目(11172249)作者简介：吴英龙(1984-)，男，浙江富阳人，博士研究生，主要研究方向为流固耦合仿真。

94 液压与气动 2013年第 1期情况及破坏有很大的出人。因此，亟需从完善活塞杆的受力出发，深入研究减振器的冲击响应及破坏。

为研究减振器在冲击载荷下的阻尼力性能、疲劳破坏和异响，依据前期开发的筒式减振器流固耦合有限元系统，建立了筒式减振器冲击响应有限元系统，以期进行流固耦合冲击响应仿真研究和冲击破坏仿真分析。

1 仿真模型的构建1.1 显式流固耦合计算理论本研究使用显式算法进行流固耦合冲击响应仿真” 。使用 ROE欧拉求解器进行欧拉域求解，在空间域及时间域上使用高阶算法，以避免低阶算法在流体高度不连续的地方出现本来没有的震荡现象。

1)欧拉域求解对无粘流体，欧拉运动方程可写为为：地 !I鱼 堕 ：0 f 1 1g g(q)ppvMl厂(q)P1ppuw联合使用公式 EOSTAIT状态方程(可设置粘性并模拟空穴)，就可求解全部流场参数。EOSTAIT：PP (P≤P。) (2a)p ～ 。 n [( ) J(p )(2b)粘性流体的应力张量可由下式计算：ti1-P。6i1SiI (3)，、 de：·其中，p为当地油液密度； 为油液在 、Y、z方向上的网速度；E为总能量；P为压强；P ，为临界密度；p 为临界压强；a。、n 、 为油液常数； 。 为偏应力张量；e 为偏应变张量； 为动力黏度。

ROE求解器对式(1)使用迎风、中心有限体积法进行数值求解。通过对式(1)进行积分，使用欧拉运动方程的旋转不变量，并对每-个时间步进行离散，可得名义 Riemann问题 ：垂-Of(-q：0 (4 1流动的初始边界条件为： 三 ㈩单元面上的流动l厂(q)导致了单元状态的变化、： - ∑6 (qL，qR).A (6 d t - Vn厶 I使用流动差分方案，则流动方程可写为：(g ，q ) 1 q ) q ) - 1△厂-△/- (7)流动差分项△厂 (q ，q )-l厂(q )，△厂l厂(q )- (q ，q )。

利用从欧拉方程的对角化雅克比矩阵中得Ⅲ的特征向量 詹、特征值 、波强 ＆(其形式均撒于流动方程构造的状态方程)，可得流动方程的简化形式：(q ，q )lf(q )f(qR) -吉 5 I-A·詹 (8)由于在式(6)中单元面处使用线性化的权值，这个流动求解方案称为近似 Riemann方案。这个人工素不满足熵不平衡，它使得该方案能捕获物理上不可能的不连续，即数学上的声音，如膨胀冲击。为了将膨胀不连续性分解为物理上正确的膨胀激励，引入熵 I具 来修复。

熵工具 ( )等于在声波点、冲击 、接触不连续处加入-些数值粘性或耗散 (只在这些特征值不存在处)。

r I I I≥6l 26 、其中，6 6(1- l l詈 )为提高面上流动方程计算的精度，可以使用第精度准则，使左(右)面上状态变量的值包括左(有)边单元及左(右)边的左边单元的中心状态值。为避免产生新的最大或最小值，引入了Superbee非线性限定方案 ①，用来限制第二准则的左右面状态变量的值。

为了引入必要的数值粘性避免震荡，这种方案在不连续尖锐处转换为当地第-准则。

p 2 札 MD D D pp十 删 E D D(，..。..，... -g /厅 ， l l l l 1 l ll / p P D D ( 2013年第1期 液压与气动 95第二准则方案：gLi1/2qi÷ ·(gi-qi-1) (10a) 1[(1-，c)· (rL)(1，c)FL ( )]其中，，L：qi- i-1 - ÷ ·(-q) (10bqi 1/2 qi 1 qi 2 i 1 lo) L ， 1[(1-，c) (FR)(1K)。FR¨(吉)其中， R：qi2- qi1对于迎风方案，，(-1，Superbee限定为 (r)max[0，min(2r，1)，min(r，2)]。

2)流固耦合计算过程Dytran流固耦合计算的方法主要有-般耦合和ALE耦合。当欧拉网格平行于笛卡尔坐标系时，可应用快速耦合法，使计算速度提高50%-70%。由于减振器流体域形状复杂，使用快速耦合法会使耦合面过多，进而使得计算低效；阀片的开闭会使欧拉网格畸变，造成 ALE耦合分析的时间步非常校因此，本研究使用-般耦合法。该法的流体单元计算域由单元面和切割该单元的耦合面组成。拉格朗日网格不需与欧拉网格边界吻合，这使得网格的划分非常方便。耦合计算时，首先计算流场对耦合面的压强，然后计算相应的固体域变形，最后计算新流场边界下的流常1.2 模型的简化和修正在压缩阶段，车辆主要将振动能量转化为弹簧的势能；在复原阶段，减振器消耗振动能量，因此，复原阻尼力比压缩阻尼力大很多。又由于裂纹等缺陷在复原阶段易扩展 ，因此，只研究复原阶段的冲击响应。图 1为复原行程的节流通路。

1.支承垫圈 2、3.流通阀垫片 4.流通阀片 5.复原节流阀片6.活塞 7.节流阀片 8、9.复原阀片 1O.调整螺母 11.轴套12.弹簧 13.弹簧座 14.阀片图 1 复原行程节流通路在不影响精度的基础上，为减少计算量，做了以下简化：(1)不考补偿阀的节流作用；(2)将节流通道 1上的常通孔转移到复原阀的节流片上；(3)不考虑活塞缝隙节流；(4)不考虑活塞外圈孔洞等与拉伸节流相关性不大的结构或部件；由前期减振器瞬态双向耦合仿真系统阻尼力仿真设计研究，发现该系统能准确预测低速下阻尼力值；在较高速下，阻尼力值偏高，但误差在 10%以内(图2)。

654100 300 600 900 1200 1500m m .s图2 上腔压力的仿真值、设计值、试验值对比由于减振器瞬态双向耦合仿真系统构建在显式算法的基础上，这使得该系统经简单修正后，就能应用于冲击响应研究。

减振器瞬态双向流固耦合仿真系统只为获得准静态流场，因此以人流场替代上腔容积的改变，将定质量问题简化为定容积问题。，若假定各腔室压力处处相等，则定质量问题的流场状态方程可写为：P1700( -1)17o0[(mo-Q出)( -5。 d )～p -1](1)定容积问题的流场状态方程可写为：P1700( i -1) 1700[(m0△，n)vg p -1]pt 1700(p0S0l vdt-Q出) (12)由上可知，定质量问题和定容积问题的求解路径完全不-样。对于考虑动态效应的冲击响应分析，需按定质量问题建立减振器的冲击响应物理模型，进行全路径求解。我们在原系统上增加上耦合面以模拟工作缸上端面，并使其受冲击激励往下运动。由于上腔的体积比较大，而活塞附近体积很小，可以考虑应用GRADED MESH，只在流动剧烈的部位划精细网格，以减少计算量。冲击响应的时间非常短，使全路径求解96 液压与气动 2013年第 l期能顺利实现。

在减振器瞬态双向流固耦合仿真系统中，我们假设下腔液压等于气压，即该型减振器的充气压 0.427MPa。而在较高速下，减振器下腔会出现液压降，甚至真空。因此，根据该油液的临界密度将出口压强设为饱和蒸汽压。20℃时，减振油的饱和蒸汽压为6-2000Pa，该变化量相对于液压值可忽略不计。受混入空气和溶人空气影响，可取 2000 Pa。同时，据此可简化下腔，将下腔视为定容积问题，并按计算需要划出了最少的单元，只在阀片和弹簧座间细化网格。

1.3 计算参数过小的欧拉域会造成应力波反射和压力堆积，因此下腔欧拉域需足够大。

中央差分显式法不具有算法阻尼。由于有限的频率谱成分，使得计算响应时会有严重的震荡伴随波阵。

为控制应力波的形成(伴随波阵的震荡)，可以加入体积粘性，使波阵处的压力随应变率增加，将激波产生的效果铺在 5个单元上。

常通孔的节流面积为 2 mm ，流通阀片的节流面积为34.2 mm ，活塞孔的节流面积为 36.17 mm 。因此，冲击过程中必须考虑流通阀片。由于流通阀片较厚，在复原过程中几乎不变形，因此，以流体域形状来体现流通阀片。

低雷诺系数流动时，边界层的厚度需满足：tD/Re (13)其中，D为节流孑L水力直径，尺e为雷诺系数。当流速较大时，边界层网格尺寸会很小，进-步导致时间步很屑虑到由边界层粘性造成的压力降相对较小，流体剪应力也较小，阻尼力主要由其他节流造成的上下腔压差形成，未设置活塞孔的边界层网格。

与流体产生强烈作用的阀片部分为节流片以及其缺口下复原阀片部分。为旧能的减少耦合面，建模时将两部分融合，并添加 dummy单元形成封闭面。由于 dummy单元空间位置固定，构建耦合面网格时要注意防止壳单元节点穿透 dummy单元形成负体积，进而造成运算终止。

阀片的厚度非常小(0.1-0.035 mm)，使用体单元建模时会使计算时间步很校因此，使用板单元划分阀片。

常通节流孑L是由节流片上的缺口形成的，该缺 口的高度为0.1 mm，它会较大的影响开阀速度。为了识别该缺口，需划分厚度小于0.1 mm的欧拉网格。

阀片安装完成后受到弹簧的预应力作用。为 r便于预应力加载过程眷完成，选择使用安全带单兀，设置-定的阻尼系数。通过调整该阻尼系数口丁以描述弹簧在油液中的粘滞，从而使开阀过程更接近实际由于欧拉求解器的计算耗费比拉格朗日求解器大很多，在预应力阶段不宜进行欧拉域求解。对此，使用ACTIVE参数，在指定时间点激活欧拉域和耦合向耦合面的更新需要大量的计算，而流固耦合仿真中并不需要在每-次迭代过程中都进行耦合面的更新。因此，可以使用耦合子循环，使耦合而只存 -定变形下进行更新，加速计算。但全路径求解的耦合 循环步不宜太大。

考虑到压缩-拉伸换向前上腔处于低J玉，上腔 强对阻尼力影响最大，将初始密度设为 8.325e ”[/InHI(对应于 -0.204 MPa)。该设置忽略了换向前 处于高压的事实，因此，对初期仿真结果有较大的影响，。

油液的密度为8.326 X 10 。t/mm ，20℃时的运动黏度为20.88 mm /s，动力黏度为 1.74 X10 t/s·mm模型共有 64140个节点、49641个单元 其rf1，欧拉单元有39662个，耦合面单元有3084个。图3为流体域和耦合面网格。

面图 3 流体域和耦合面网格2 冲击下减振器流场仿真流固耦合冲击响应仿真分两个阶段。第-阶段进行预应力加载，使得阀片在弹簧预应力下稳定(5 ms)；第二阶段在上端面施加-个冲击激励(3.66 ms)，扶得减振器的冲击响应。该激励来自于某典型路况 测的活塞杆与贮油筒的相对加速度信号 提取 阳 1速度信号的最大峰值段并做积分，获得活塞杆顶端冲击的相对速度信号(图4)，并施加存上端面 l通过36个小时的流固耦合仿真计箅，获得 J 活塞上表面压强历程曲线(图5)。从图 町以看出，L液压最大达到了 14 MPa；拉伸换向前，即t8.66 m时，上腔的液压为 6 MPa，下腔液压为负，阻尼力值为零，因而易造成换向冲击。此冲击的大小与 I 腔液值的大邪下腔的真空度有关 图6为 7.532013年第1期 液压与气动 97时流体域的压强分布云图和阀片的 Von Mises应力云图。由该图可知，该时刻流躇匀，湍流活动不剧烈，因而，忽略湍流作用的该显式算法能较快又较精确地进行流场仿真；阀片最大应力达到了490 MPa，低于65Mn钢的抗拉强度(1270～1560 MPa)。由于忽略了阀片间的摩擦，该值可能偏大。

20001500鲁1000口 蠢500图4 活塞杆顶端冲击的速度信号墨图5 上腔压强历程曲线图6 t7.53 ms时，流体域压力云图和节流片 Von Mises云图图7为阀片各部位在预应力阶段和冲击阶段的位移历程曲线。在该 冲击下，阀片的最大位移为 0.66mm。由于节流阀片上的outer点与弹簧座间存在空隙(由小阀片形成)，造成节流阀片位移比弹簧座位移大的反常现象。

墨 1.2f 曩图7 预应力阶段和冲击阶段。阀片位移历程曲线减振器设计不良或高速运动时，会在工作缸内形成负压区。负压区使得部分油液气化，从而形成气穴。

当压力增大时，气穴会破灭消失≮流孔射流处气穴的破灭会造成阀片的振动从而产生流致噪声；拉伸-压缩换向下腔的空穴则会造成换向冲击，形成示功图畸变及换向冲击噪声。

通过 Insight工具，发现，该激励下减振器几乎不会产生空穴。但由于临界密度不精确、下腔以定容积的方式建模且只按需要划出了最少单元、耦合面也为了方便与实际有差别，使空穴与实际有较大的差别。

通过降低空穴面积来研究空程性畸变和噪音将是-个新颖的课题。

3 冲击阻尼力和冲击损伤活塞杆在实际使用中会在切槽处出现疲劳断裂。

初步分析发现，切槽处虽然截面面积比活塞杆两端大很多，但由于切槽工序中车痕较多较深、固定环压装工序使该损伤进-步扩展并残留较大的预应力、固定环在使用过程中常受到撞击、无连接间隙和柔性约束缓冲，使得该处最易疲劳断裂。

为得出减振器在冲击下的阻尼力，及明确活塞杆在固定环压装和冲击下的受力和损伤，通过 Dytran仿真分析了活塞杆在流场压强、活塞杆上端速度激励、侧向力下的响应。

该分析设置了固定环压装阶段(0～15 ms)和冲击响应阶段(15～18.7 ms)。固定环压装的压力为35185.8 N。动静摩擦系数为 0.15。

由于侧向力对活塞杆受力影响很大，因此，可以通过将减振器上下端三向加速度信号输入 ADAMS中求得。由于本次研究只有轴向加速度信号，故采用整车厂所提供的该型车减振器侧向力最大值 1000 N。固定环使用 SPHC.Q/BQB302钢板，其屈服强度 250-270 MPa。活塞使用45号优质碳素结构钢，其屈服强度为355 MPa，抗拉强度为 600 MPa。活塞组件总重1.263 kg。

图8为由仿真获得的减振器冲击阻尼力历程曲线，并对其进行了二次拟合。相对于设计速度下的阻尼力，冲击阻尼力值升高更快、波动更剧烈，最大值也更大。波动较大与固定环压装也有-定的关系。在后续研究中，易设置较长的固定环压装阶段。

图9为切槽处单元在固定环压装阶段和冲击阶段的Von Mises应力历程曲线。从图上可知，在固定环压装阶段，该单元的应力已经超过了屈服应力，并接近1 98 液压与气动 2013年第 1期极限应力，这造成了活塞杆的损伤；在冲击阶段，切槽处 Von Mises应力的最大值为 96.4 MPa，最小值为l9.1 MPa，远远小于屈服应力，不易造成疲劳破坏。

时间/ms图8 冲击下阻尼力历程曲线固定环500400300乏20O1OOO0 5 10 l5 20时间/ms图9 固定环压装阶段和冲击阶段，切槽处单元的Von Mises应力历程曲线4 结论(1)本研究建立了减振器流固耦合冲击响应仿真系统，并完成了冲击载荷下，复原阶段，减振器流场的仿真；(2)利用流固耦合仿真系统获得的液压历程信号，研究了减振器的冲击阻尼力特性。同时，研究了活塞杆固定环压装损伤及冲击损伤。分析结果表明，该型减振器在该路况下不易发生疲劳破坏；(3)该研究初步探讨了利用流固耦合仿真研究冲击响应下的空程性畸变、换向冲击噪声和流致噪声。

同时，通过本研究，发现还需在以下几个方面进行改进和深入探索：① 细致设置下腔欧拉域和耦合面，使空穴分布与实际接近；② 随着 增大，活塞缝隙两端的压差变大，活塞环变形变大，边界层变小，活塞缝隙的节流作用越明显。因此，就活塞缝隙节流影响进行研究；③ 探讨弹簧等部件受油液阻尼影响对动力仿真分析造成的误差；④ 利用流固耦合仿真深入研究空程性畸变、换向冲击噪声和流致噪声，并进-步研究阀片刚度与弹簧刚度的比值等与振动、异响的关系；⑤ 开展活塞杆、阀片基于标准试样(光滑、 寸标准)的全寿命分析和考虑应力集中(宏观突变)、缺陷(微观裂纹)的局部应力应变法疲劳分析-眨基了时域或频域信号的振动疲劳分析；研究切槽的改进方案，减少疲劳断裂的发生；研究活塞杆的优化方案，降低成本。