張　沙　谷正氣,2　趙敬凱　徐　亞　伍文廣

1.湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室,長沙，4100822.湖南文理學院, 常德，415000

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基于VOF模型與動網(wǎng)格技術的油氣懸架氣液兩相流數(shù)值模擬

張沙1谷正氣1,2趙敬凱1徐亞1伍文廣1

1.湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室,長沙，4100822.湖南文理學院, 常德，415000

針對某型大噸位礦用自卸車油氣懸架為油氣兩相相互接觸的特點，擬從多相流數(shù)值仿真的角度對其非線性剛度阻尼特性進行分析。首先，在探討了現(xiàn)有多相流建模方法適用性、湍流模型適用性的基礎上，結合VOF模型和動網(wǎng)格技術，在Fluent軟件中建立懸架的氣液兩相流模型，并采用UDF方法對兩相流模型的邊界運動形式進行預定義。其次，模擬了懸架拉伸和壓縮狀態(tài)下的內部瞬態(tài)流場特性，得到不同時刻相應流道中的速度和壓力云圖，提取出氣室內壓力的變化以及懸架內因閥系結構而產生的壓力差的變化，進而計算得到其剛度和阻尼特性曲線。再次，將所求力學特性曲線通過Spline函數(shù)導入ADAMS/View中，建立了某型礦用自卸車的多體動力學模型，開展了隨機道路平順性仿真分析，并借助實車道路振動測試驗證了仿真結果的準確性。最后，通過兩相流仿真分析了阻尼孔倒圓大小、開孔角度、不同單向閥開度對懸架阻尼特性的影響。

油氣懸架； VOF模型； 動網(wǎng)格技術； 剛度阻尼特性

0　引言

油氣懸架是以油液傳遞壓力，惰性氣體作為彈性介質，集彈性元件和減振器功能于一體的懸架系統(tǒng)。油氣懸架結構緊湊，單位儲能比大，有利于減小懸掛質量和減小結構尺寸；同時，因其具有良好的非線性剛度阻尼特性，相比鋼板彈簧、螺旋彈簧等傳統(tǒng)懸架，油氣懸架能夠為整車提供更低的簧上質量固有頻率，更好地兼顧車輛對平順性和操縱穩(wěn)定性的要求，在部分高級轎車、軍事車輛以及工程車輛特別是超大噸位礦用自卸車上被廣泛應用[1-3]。自20世紀60年代后期由Karnopp發(fā)明油氣減振器以來，國內外工程技術人員對其做了大量的研究。研究內容主要包括油氣懸架參數(shù)辨識[4-6]、懸架精確數(shù)學模型的建立和仿真[7-8]、懸架新結構的開發(fā)和主動控制策略[9-11]，以及懸架系統(tǒng)結構對整車系統(tǒng)動力學性能的影響等[12]。針對油氣懸架非線性剛度阻尼特性的建模，引起了廣大工程技術人員和研究人員的關注。

Bauer[13]對油氣懸架做了比較基礎而系統(tǒng)的研究工作，詳細地分析了油氣懸架非線性剛度阻尼特性的形成機理和建模方法。孫繼勛等[14]應用AMESim軟件中自帶的標準儲能器、阻尼孔、單向閥和活塞組件，對單氣室油氣懸架的阻尼特性及其示功圖進行了建模及仿真分析，認為液壓缸活塞的有效作用面積、單向閥和阻尼孔的有效過流面積是影響懸架阻尼特性的內部結構因素，激勵頻率和振幅則是影響其阻尼特性的外部因素。Emami等[15]利用功率鍵合圖法，把油氣懸架的機械系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和控制系統(tǒng)統(tǒng)一到一個系統(tǒng)狀態(tài)方程，建立了一個主動油氣懸架系統(tǒng)的動力學模型。孫會來等[16]則根據(jù)油氣懸架的多項介質力學特點，采用等效黏彈性的分析方法，引入分數(shù)階導數(shù)積分理論，在油氣懸架運動微分方程的基礎上建立了油氣懸架非線性剛度阻尼特性的Bagley-Torvik方程。Surace等[17]介紹了單筒式油氣減振器的參數(shù)化和非參數(shù)化建模方法，指出非參數(shù)化建模方法不需要過多的結構參數(shù)作依據(jù)，但因其需要大量試驗數(shù)據(jù)作支撐，不利于研究其固有結構參數(shù)對自身特性的影響，參數(shù)化建模方法正好彌補了這一缺陷。在非參數(shù)化建模方面，米承繼等[4]利用Daubechies小波和最小二乘法原理辨識了油氣懸架的物理參數(shù),得到了有效的剛度和阻尼特性曲線。陳志林等[18]則通過分析油氣懸架中氣體彈簧的非線性剛度和油缸活塞與缸壁之間的摩擦力，建立了油氣懸架的參數(shù)化模型。

油氣懸架閥系參數(shù)及其相關的湍流阻尼力數(shù)學模型是影響懸架阻尼特性建模的關鍵因素[19-20]。傳統(tǒng)的阻尼力建模主要使用工程流體力學的半經驗公式+試驗的方法，阻尼孔和單向閥的流量系數(shù)都靠經驗確定，不能準確得到，往往只考慮了閥系結構的沿程壓力損失產生的阻尼力，對于閥系結構處由截面突變引起的進出口局部阻力、彎道阻力、流體湍流發(fā)展過程的沿程阻力未能考慮，而CFD建模方法可以減小上述關鍵參數(shù)對實驗數(shù)據(jù)的依賴程度并提高模型精度[21]。

本文以有限體積法為基礎，結合VOF模型和動網(wǎng)格技術，建立了某型大噸位礦用自卸車油氣懸架內部流場的兩相流模型，并開展數(shù)值模擬研究，計算其剛度阻尼特性，然后通過實車道路試驗驗證仿真結果的準確性，最后分析相關閥系結構參數(shù)對阻尼特性的影響。仿真過程中力求通過 VOF模型重構懸架運動過程中的油氣接觸面，以實現(xiàn)兩相間壓力的傳遞；通過多相流流場動態(tài)仿真再現(xiàn)油氣懸架在不同振動速度下阻尼孔、單向閥等流道內的瞬態(tài)流場特性，獲得瞬態(tài)流場下油氣懸架內部的壓力分布情況。以期通過仿真分析為油氣懸架非線性剛度阻尼特性建模、結構參數(shù)設計及優(yōu)化提供更多的參考依據(jù)。

1　油氣懸架結構和工作原理

油氣彈簧主要有單氣室、雙氣室和兩極壓力式等結構形式。本文的研究對象為應用于某國產大型礦用自卸車上的單氣室油氣懸架(單氣室油氣接觸式)，其結構如圖1所示。它主要由缸筒1和桿筒4兩大部件組成，桿筒上設有供油液流通的閥系結構——阻尼孔2和單向閥3，以此連接活塞腔Ⅰ和環(huán)形腔Ⅱ。單向閥在懸架拉伸行程時關閉，在懸架壓縮行程時打開。

圖1　油氣懸架結構簡圖

根據(jù)油氣懸架結構和工作原理，懸架剛度力和阻尼力可分別表示為[22]

Fk=p1(A1-A2)

(1)

Fc=(p1-p2)A2

(2)

式中，F(xiàn)k、Fc分別為懸架缸輸出的剛度力、阻尼力；p1、p2分別為活塞腔Ⅰ腔、環(huán)形腔Ⅱ腔內的壓力；A1、A2分別為活塞腔Ⅰ腔、環(huán)形腔Ⅱ腔的橫截面面積。

2　油氣懸架兩相流數(shù)值模擬

2.1油氣懸架三維幾何建模

根據(jù)油氣懸架的結構尺寸，在SolidWorks 軟件中建立了三維幾何模型，如圖2所示。然后，在保證計算精度的情況下，對幾何模型進行了適當?shù)暮喕?，忽略了油道、密封件及支撐活塞環(huán)，以保證后續(xù)網(wǎng)格劃分的質量。最終的簡化模型如圖3所示，具體結構尺寸見表1。

圖2　油氣懸架原始模型

圖3　油氣懸架簡化模型

mm

2.2模型計算域網(wǎng)格劃分

采用 ANSYS/ICEM 軟件對簡化模型進行網(wǎng)格劃分，考慮到單向閥和阻尼孔直徑相對于整體結構尺寸較小，因此，對其進行了局部網(wǎng)格加密，并改善了網(wǎng)格質量，最終網(wǎng)格數(shù)大于120萬。模型計算域典型截面網(wǎng)格如圖4所示，包括一個閥系橫截面網(wǎng)格和兩個閥系縱截面網(wǎng)格。在Fluent軟件中將兩個單向閥分別設置為兩個body，網(wǎng)格其余部分設置為第三個body，以便于實現(xiàn)單向閥在拉伸和壓縮行程時的開閉狀態(tài)。

圖4　模型計算域網(wǎng)格劃分

2.3VOF模型和動網(wǎng)格技術耦合建模

2.3.1湍流模型選擇

就減振器而言，流體流經阻尼孔的狀態(tài)為湍流，這已被大量的試驗工作所驗證[23]。因此，在進行油氣懸架流體數(shù)值仿真前，有必要對湍流模型適用性進行分析，以提高計算精度。目前，計算流體力學中，描述湍流的基礎是Navier-Stokes(N-S)方程[24-25]，根據(jù)N-S方程中對湍流處理尺度的不同，湍流數(shù)值模擬方法主要分為：直接數(shù)值模擬(DNS)、大渦模擬(LES)和雷諾平均方法(RANS)。DNS方法直接求解湍流運動的N-S方程，可以獲得湍流瞬時流場的全部信息，但由于計算量大，目前只限于一些低雷諾數(shù)的簡單流動。LES 方法在湍流運動的數(shù)值模擬過程中，將N-S方程在一個小空間域內進行平均(或稱為濾波)，以便從流場中去掉小尺度渦，導出大渦所滿足的方程，通過建立亞格子尺度模型來模擬小渦對大渦的影響，是介于DNS方法和RANS方法之間的一種方法。RANS方法也就是湍流模式理論，是依據(jù)湍流的理論知識、實驗數(shù)據(jù)或直接數(shù)值模擬結果，對Reynolds應力做出各種假設從而使湍流的平均Reynolds方程封閉。為兼顧計算精度和效率問題，本文選用目前工程領域應用較為成熟的RANS方法。

根據(jù)RANS方法對模式處理的出發(fā)點不同，又可以將湍流模式理論分成兩大類：一類稱為二階矩封閉模式，另一類稱渦黏性模式。二階矩模式同樣因為計算量大的問題而限制了其在工程計算中的應用。渦黏性模式即假設Reynolds應力與平均速度應變率成線性關系，根據(jù)求解的附加微分方程的數(shù)目，一般可將渦黏性模式分為三類：零方程、一方程、兩方程模型等。目前，兩方程模型是工程湍流問題中最廣泛應用的模型，主要有：標準k-ε湍流模型、RNGk-ε湍流模型、Realizablek-ε湍流模型和k-ω湍流模型等。本文選用對標準k-ε湍流模型進行了湍流黏性及耗散率修正，可以更好地處理旋流、圓柱射流，有著更高精度的Realizablek-ε湍流模型。與之相關的連續(xù)性方程、動量方程、k-ε輸運方程[26]分別為

(3)

(4)

(5)

(6)

式中，ui、xi分別為速度和坐標分量；ρ為液體密度；μ為分子黏度；p′為修正項壓力；μt為湍流黏度；k、ε分別為湍動能和湍能耗散率；σ、C等為相關常數(shù)項；G為與平均速度梯度相關的湍動能項。

2.3.2VOF建模分析

本文分析的油氣懸架內部結構為油氣接觸式，涉及油液和氣體兩相的相互作用，屬于特殊形式的多相流問題。針對多相流問題，已有的解決方法包括：歐拉-拉格朗日方法以及歐拉-歐拉方法。前者采用離散相(DPM)模型，不適合求解流-流混合物以及第二項體積率較大的問題。因此，本文采用歐拉-歐拉計算方法。

基于歐拉-歐拉方法的多相流模型主要有[27]：VOF(volume of fluid)模型、混合(mixture)模型以及歐拉(Eulerian)模型。其中，VOF模型適合于分層的或自由表面流；混合模型或歐拉模型適合于流動中有相混合或分離，或分散相的體積分數(shù)超過10%的情況(小于10%可用離散相模型)。由于本文所研究油氣懸架內部結構形式為油氣接觸式，對于這種帶自由液面的流動進行數(shù)值模擬，其難點在于對自由液面的追蹤處理，故本文采用VOF模型來解決這一難題。VOF模型通過引入各個時刻各相流體在網(wǎng)格單元中所占體積分數(shù)α來構造和追蹤自由面，油氣自由界面的重構通過求解以下形式的連續(xù)性方程實現(xiàn)[28-29]：

(7)

在VOF模型中，每個計算單元內，所有相的體積分數(shù)之和等于1。對于油氣懸架，記單元中氮氣的體積分數(shù)為αg，則油液的體積分數(shù)為1-αg，其中αg在計算單元中會出現(xiàn)以下三種可能：①αg=0，表示該單元中充滿的是液壓油；②0<αg<1，表示該單元中既有氮氣又有油液；③αg>1，表示該自由面單元中充滿的是氮氣。

(8)

(9)

式中，ρg、ρo分別為氮氣和液壓油的密度；μg、μo分別為氮氣和液壓油的黏度。

根據(jù)VOF模型多相流建模方法，設置氮氣為第一相，定義為可壓縮液體；油液為第二相，由于其彈性模量約為1GPa，遠高于油氣懸架工作油壓1MPa，故定義為不可壓縮液體[30]。根據(jù)礦用車的滿載簧上質量和懸架內部腔體面積，求得滿載靜平衡時氮氣氣柱高度，通過初始設置得到懸架的VOF模型，如圖5所示。

圖5　油氣懸架VOF模型

2.3.3動網(wǎng)格耦合建模分析

模型建好后需要考慮實際的仿真邊界條件，這主要通過動網(wǎng)格的耦合建模來實現(xiàn)。油氣懸架在拉伸、壓縮過程中I腔和Ⅱ腔體積將發(fā)生變化，動網(wǎng)格技術可以用來模擬流場形狀由于邊界運動而隨時間改變的問題。本文采用動網(wǎng)格技術來模擬油氣懸架流場形狀的改變。

動網(wǎng)格計算中，網(wǎng)格的動態(tài)變化過程可以用三種模型進行計算[31-32]：彈簧近似光滑模型(spring-basedsmoothing)、動態(tài)分層模型(dynamiclayering)和局部重劃模型(localremeshing)。本文動網(wǎng)格計算采用網(wǎng)格變形和局部網(wǎng)格重構相結合的方法。

在使用動網(wǎng)格技術時，最主要的問題是需要定義邊界的運動形式。本文采用UDF文件進行預先定義：即假設油氣懸架活塞桿不動，以缸筒的邊界運動來定義它們之間的相對運動。網(wǎng)格的更新過程則由Fluent軟件根據(jù)每個迭代步中邊界的變化情況自動完成。其控制函數(shù)如下：

((First_chamber_uppoint)

(Time0 0.1)

(v_y1 0))

((Second_chamber_downpoint)

(Time0 0.1)

(v_y1 0))

該程序代表從0到0.1s活塞速度由0變到1m/s；其中，F(xiàn)irst_chamber_uppoint和Second_chamber_downpoint分別代表動網(wǎng)格運動邊界(Ⅰ腔上壁面和Ⅱ腔下壁面)，如圖6所示。

圖6　動網(wǎng)格運動邊界

3　兩相流仿真及結果分析

通過兩相流數(shù)值模擬，可以得到油氣懸架拉壓過程中不同時刻氣體和油液的體積比以及速度和壓力云圖，下面主要描述拉伸行程的仿真結果。在拉伸行程，不同時刻氮氣和油液體積比如圖7所示，其中深色部分表示氣體，淺色部分表示油液。

(a) t=0.02 s　(b)t=0.04 s　(c)t=0.06 s　(d)t=0.08 s　(e)t=0.1 s圖7　拉伸行程油氣體積比

懸架拉伸狀態(tài)下，阻尼孔和單向閥橫截面不同時刻的速度見圖8。從橫截面速度云圖可以看出，由于油氣懸架自身結構的對稱性，其速度流場也呈現(xiàn)出對稱分布的特點。油液從Ⅱ腔進入阻尼孔后由于通流截面突變導致速度激增，產生沿徑向噴射的效果[33]，進入Ⅰ腔后速度流線圖呈漩渦狀，流速迅速減小。拉伸行程單向閥處于關閉狀態(tài)，沒有油液流過。從圖8可以看出，隨著時間的推移，油氣懸架缸筒和桿筒相對運動速度增大，懸架內部油液流動速度明顯增大，旋流的形成也明顯增強。

(a) t=0.025 s　　　　　(b) t=0.05 s

(c) t=0.075 s　　　　　(d) t=0.1 s圖8　拉伸行程橫截面速度流場圖

懸架拉伸行程，不同時刻閥系結構橫截面壓力云圖、阻尼孔縱截面壓力云圖、單向閥縱截面壓力如圖9所示。從圖9可以看出，在拉伸行程，Ⅱ腔壓力明顯增大，單向閥關閉，油液由Ⅱ腔經過阻尼孔進入Ⅰ腔，流經阻尼孔之后壓力迅速減小，形成明顯的壓力梯度，引起結構的對稱性而產生對稱的壓力云圖，能耗主要發(fā)生在阻尼孔。同時，在阻尼孔進口處，可以看到進口局部阻力導致的壓力明顯增大。另外，隨著懸架缸筒和桿筒相對運動速度的增大，Ⅰ腔和Ⅱ腔之間的壓力差也明顯增大。

(a)閥系橫截面(t=0.02 s)　(b)閥系橫截面(t=0.1 s)

(c)阻尼孔縱截面(t=0.02 s)　　　(d)阻尼孔縱截面(t=0.1 s)

(e)單向閥縱截面(t=0.02 s)　　　(f)單向閥縱截面(t=0.1 s)圖9　拉伸行程截面壓力云圖

從兩相流仿真結果中可以提取任意時刻的氣體壓力，代入式(1)，計算得到懸架剛度曲線；提取任意速度下Ⅰ腔和Ⅱ腔相關作用面之間的壓力差，代入式(2)計算得到懸架阻尼力曲線，如圖10所示。計算過程避開了相關閥系流量參數(shù)對試驗數(shù)據(jù)的依賴。

(a) 油氣懸架剛度力曲線

(b) 油氣懸架阻尼力曲線圖10　油氣懸架非線性特性擬合曲線

4　兩相流仿真結果試驗驗證

為了驗證仿真結果的準確性，對裝有該型油氣懸架的礦用自卸車進行隨機道路振動測試，重點監(jiān)測前油氣懸架上下支點的響應，相關測點布置如圖11所示。試驗測得油氣懸架上下支點的速度和加速度響應曲線。本次試驗是參照ISO2631-1999標準來完成的。

圖11　油氣懸架實車試驗

礦用自卸車試驗道路為礦區(qū)作業(yè)場地，如圖12所示，根據(jù)標準取3種不同的試驗車速，分別為10km/h，20km/h，30km/h。在試驗過程中，速度盡量保持穩(wěn)定，使車速變化不大于±5%，同時對每一車速下的試驗要重復若干次，本試驗重復三次再取其平均值。

圖12　自卸車試驗場地

建立整車動力學模型，將兩相流仿真計算得到的油氣懸架剛度阻尼特性曲線以Spline形式導入ADAMS模型中，如圖13所示。將速度為30km/h工況下的整車道路試驗測得的前懸架下測點的速度信號作為動力學模型前懸下支點的輸入，監(jiān)測其上支點的加速度響應輸出。

圖13　整車動力學模型

取前懸架上支點垂直方向的加速度作為驗證對象，將仿真值與試驗值進行對比，如圖14所示?？梢钥闯鰬壹苌蠝y點加速度波動范圍基本一致，介于-6～4m/s2之間，從而驗證了仿真結果的準確性。為了進一步驗證仿真結果的可靠性，對比不同試驗工況下加速度均方根的計算值與試驗值，見表2，可以看出加速度均方根值計算結果與試驗結果的誤差在4%以內，滿足工程仿真要求。

圖14　油氣懸架上測點垂向加速度時域響應對比

工況試驗值(m/s2)仿真值(m/s2)誤差(%)10km/h滿載3.183.283.14空載2.512.582.7920km/h滿載2.822.933.55空載2.782.893.9630km/h滿載3.433.563.79空載3.212.323.43

5　閥系參數(shù)結構特性分析

油氣懸架閥系參數(shù)是影響其阻尼特性建模的關鍵參數(shù)，因此有必要對閥系參數(shù)結構特性做進一步的分析，尤其是傳統(tǒng)阻尼特性建模難以考慮的因素。

首先，對阻尼孔結構特性進行分析，得出不同阻尼孔直徑d、阻尼孔入口倒圓半徑r、阻尼孔水平傾角β、阻尼孔長度l的油氣懸架阻尼力特性曲線，如圖15～圖18所示。

圖15　不同阻尼孔直徑的油氣彈簧阻尼力曲線

圖16　不同阻尼孔倒圓半徑的油氣彈簧阻尼力曲線

圖17　不同阻尼孔角度的油氣彈簧阻尼力曲線

圖18　不同阻尼孔長度的油氣彈簧阻尼力曲線

由圖15～圖18可以看出，不同阻尼孔直徑、入口倒圓半徑、傾角對油氣懸架拉伸階段的阻尼特性影響較大。其中圖17與圖18中的阻尼孔長度對應相等，據(jù)此對比可知阻尼孔傾斜不是因為阻尼孔長度增加而使阻尼力增大，而主要是因為阻尼孔傾斜后入口、出口的局部阻力增大，使阻尼力增大。因此，在油氣懸架拉伸過程中，要保證油氣懸架工作的穩(wěn)定性，讓其阻尼力處于更精確可控的狀態(tài)，阻尼孔進出口倒圓應合理設置。

為了分析單向閥開度對懸架阻尼特性的影響，模擬了壓縮速度為1m/s時不同開度下的單向閥流場特性。其中，單向閥速度流場分布如圖19～圖23所示，單向閥結構如圖24所示，單向閥油液壓差與單向閥開度的關系如圖25所示，阻尼力曲線隨單向閥開度的變化如圖26所示。圖19～圖23中，箭頭方向為油液流動方向，油液流經單向閥，在突然改變形狀的壁面處，油液流向不能像壁面一樣突變，因而產生湍流，造成局部壓力損失。當單向閥開度很小，如開度為2mm時，流經單向閥縫隙的油液流速很高，產生的湍流強度大，引起較大的壓力損失；當開度增大，如開度為4.5mm時，油液流速減小，產生湍流的強度降低，壓力損失減小且變化敏感；但是當開度進一步增大，如開度為7mm時，單向閥又因占用了環(huán)形腔的空間，阻礙了環(huán)形腔油液的流動，反而使壓力損失增大，但后續(xù)變化不敏感。因此，在油氣懸架壓縮過程中，要保證懸架工作的穩(wěn)定性，減少外界對油液流動狀態(tài)的干擾，單向閥工作開度應設置在壓力損失變化不敏感的位置。

圖19　開度為2 mm時單向閥速度流場圖

圖20　開度為4.5 mm時單向閥速度流場圖

圖21　開度為7 mm時單向閥速度流場圖

圖22　開度為9.5 mm時單向閥速度流場圖

圖23　開度為12 mm時單向閥速度流場圖

圖24　單向閥結構圖

圖25　不同單向閥開度下的油液壓差對比圖

圖26　不同單向閥開度下的阻尼力曲線對比圖

6　結論

(1)建立了油氣懸架氣-液兩相流數(shù)值模型；探討了Fluent流場動力學計算中，數(shù)值模擬方法、湍流模型及多相流建模方法對油氣懸架動力學數(shù)值模擬的適用性；探討了Realizablek-ε湍流模型和VOF多相流模型的內在聯(lián)系；最終結合VOF模型和動網(wǎng)格技術建立了油氣懸架的氣-液兩相流耦合模型。

(2)通過流場瞬態(tài)動力學分析計算得到了懸架剛度阻尼特性曲線；結合氣-液兩相流模型、動網(wǎng)格技術和UDF方法對油氣懸架拉伸、壓縮行程的流場進行了瞬態(tài)動力學仿真，得到了不同運動狀態(tài)下的流場壓力云圖和速度云圖，解釋了油氣懸架內部結構對流場特性的影響。通過提取壓力仿真結果，計算擬合得到油氣懸架的非線性剛度阻尼特性曲線。

(3)通過實車道路試驗驗證了仿真結果的準確性；建立了包含油氣懸架非線性剛度阻尼特性在內的某型大噸位礦用自卸車多體動力學模型，通過將自卸車油氣懸架實車道路振動測試得到的懸架下支點速度作為多體動力學模型前懸架下支點的輸入，對比懸架上測點的加速度響應，驗證了基于VOF模型和動網(wǎng)格技術的兩相流數(shù)值模擬對油氣懸架非線性特性建模結果的準確性。

(4)研究結果為油氣懸架的內部結構設計提供了新方法；通過兩相流模擬，分析了傳統(tǒng)設計方法難以涉及的阻尼孔倒圓、阻尼孔傾角和單向閥開度對阻尼特性的影響，與油氣懸架傳統(tǒng)的設計方法相比，該設計方法精度可靠、更加直觀，為油氣懸架閥系的結構參數(shù)優(yōu)化設計提供了更多的參考依據(jù)。

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(編輯陳勇)

Gas-liquid Two-phase Flow Numerical Simulation of a Hydro-pneumatic Suspension by VOF Model and Dynamic Mesh Method

Zhang Sha1Gu Zhengqi1,2Zhao Jingkai1Xu Ya1Wu Wenguang1

1. State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body, Hunan University, Changsha, 410082 2. Hunan University of Arts and Science, Changde,Hunan ,415000

Considering that the hydro-pneumatic suspension of a large-scale mining dump truck was a type of oil and gas contact suspension, the multiphase flow numerical simulation method was considered to be used to analysis the nonlinear characteristics. At first, a gas-liquid two-phase flow model was set up in Fluent software by VOF method, on the basis of discussing the applicability of existing multiphase flows modeling methods and the applicability of turbulence model. During the simulation, VOF model was able to track and locate the oil-gas interface and transfer the pressures between them. Dynamic grid technique was introduced and the movement of the two-phase flow model boundary was defined by UDF technique. In order to obtain the velocity and pressure contours of the suspension in different times, the time-dependent numerical simulation of the tension and compression processes of the hydro-pneumatic suspension was conducted, combining the VOF model and dynamic mesh method. The pressure changes in the air chamber and the pressure differences in the oil chamber due to the valve system structure was extracted, and then the stiffness and damping characteristics were calculated. Finally, the two-phase flow simulation results was validated with the help of a vehicle field measurements.

hydro-pneumatic suspension; volume of fluid(VOF) model; dynamic mesh method; stiffness and damping characteistics

2016-10-13

國家高技術研究發(fā)展計劃(863計劃)資助項目(2012AA041805); 中央財政支持地方高校發(fā)展專項資金資助項目(0420036017); 交通運輸部新世紀十百千人才培養(yǎng)項目(20120222); 湖南大學汽車車身先進設計與制造國家重點實驗室自主課題(734215002)

TD57

10.3969/j.issn.1004-132X.2016.15.019

張沙，男，1986年生。湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室博士研究生。主要研究方向為整車性能分析與優(yōu)化。谷正氣,男,1963年生。湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室教授、博士研究生導師，湖南文理學院院長。趙敬凱,男,1991年生。湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室碩士研究生。徐亞,女,1988年生。湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室碩士研究生。伍文廣,男,1988年生。湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室博士研究生。