聞華殿,劉震濤*,趙韜碩,張 旭

(1.浙江大學 動力機械及車輛工程研究所,浙江 杭州 310027;2.中國北方車輛研究所,北京 100071)

0 引 言

油氣彈簧是車輛懸架中比較特殊的一種懸掛裝置,由于其具有載重量大、變剛度、變阻尼的特點[1],一般在重型特種車輛中運用比較廣泛[2]。高性能的重型特種車輛要求車輛懸架系統(tǒng)通常需要有良好的隔振性[3]、平順性[4]、操縱穩(wěn)定性[5]以及行駛通過性[6],而油氣懸架正符合重型車輛的這些要求[7-9]。

新時期國家戰(zhàn)略的發(fā)展變化,對新一代特種車輛油氣彈簧關鍵部件的可靠性提出了更高要求。在極限工況下,由于受到復雜地面環(huán)境帶來的高速高頻沖擊載荷激勵作用,油氣彈簧減振閥頻繁出現(xiàn)各類故障模式,導致零件失效。因此,對減振閥結構的流場和力學特性研究是對其可靠性分析以及設計優(yōu)化的前提條件和必要依據(jù)。

早期學者多采用數(shù)學理論和半經(jīng)驗公式對各類減振閥的力學特性進行研究。2007年北京理工大學的胡仁喜等人[10]通過油氣彈簧節(jié)流縫隙和工作速度之間的關系方程,對其阻尼結構的速度特性進行了分析。2008年中國北方車輛研究所的陳軼杰等人[11]針對節(jié)流閥片式減振閥的抗沖擊可靠性問題,基于其物理模型通過編程求解水擊傳遞的偏微分方程組,研究了過油孔結構參數(shù)對水擊壓強的影響規(guī)律。

但是在半經(jīng)驗公式中,孔口流量系數(shù)和減振閥片變形系數(shù)等參數(shù)并不是準確值,導致計算結果存在一定的誤差。并且基于該方法計算時,無法精確獲取減振閥附近的流場狀態(tài)和固體結構件表面的具體壓力分布。

隨著CAE技術的成熟,近年來國內外學者采用相應的仿真技術對油氣彈簧阻尼結構進行了相關的研究。2012年荷蘭埃因霍芬理工大學的BUENE A等人[12]同樣使用流固耦合技術,對高壓安全閥流場的動態(tài)特性進行了相應的評估。2015年斯洛文尼亞盧布爾雅大學SIMIC M等人[13]借助CFX軟件,分析了某型液壓閥的流場分布,并對其閥芯和殼體的結構進行了優(yōu)化,以減小其軸向力。2015年北京理工大學的楊猛[14]基于ANSYS Workbench平臺,對油氣彈簧阻尼閥片式減振閥進行了流固耦合仿真,得到了其附近油液的流場分析結果。2019年江蘇大學的江洪等人[15]同樣對閥片式阻尼閥進行了流固耦合建模,利用CFX和Transient Structural求解器對其附近流場和阻尼閥片的響應進行了分析,并探討了設計參數(shù)對其動態(tài)特性的影響規(guī)律。

綜上所述,現(xiàn)階段對于油氣彈簧阻尼結構特性的研究方式由理論公式計算演變成了計算機仿真分析,減小了計算的誤差,且獲得了更詳細的流場和壓力場狀態(tài),但是絕大部分的研究都是圍繞阻尼閥片式減振閥展開。

因此,為分析新一代閥芯位移式減振閥的流場和壓力場特性,本文基于ANSYS Workbench平臺搭建其流固耦合仿真模型,并對其特性進行有限元分析,可為后續(xù)該減振閥的可靠性研究和優(yōu)化設計提供依據(jù)。

1 油氣彈簧工作原理

根據(jù)已知油氣彈簧結構得到其工作原理示意圖,如圖1所示。

圖1 油氣彈簧結構及減振閥布置圖

在車輛行進過程中,路面的凹凸不平會引起車輪的上下跳躍,導致油氣彈簧活塞桿和缸筒之間產(chǎn)生往復的相對運動。減振閥布置于油氣彈簧內部,主活塞的運動以液壓油作為傳力介質,推動浮動活塞壓縮高壓氣體,油液經(jīng)過減振閥過程中將動能轉化為熱能,從而起到彈性緩沖、衰減振動的作用。

減振閥的結構圖如圖2所示。

圖2 減振閥結構圖

在工作過程中,油氣彈簧可分為壓縮行程與回復行程兩個過程,其壓縮與回復行程中,油液均要通過減振閥。減振閥由閥體、閥座、彈簧、閥芯、彈簧座等主要零件組成。在壓縮過程中,圖1中的主活塞向左運動,油液推動浮動活塞壓縮氣室;回復行程中,高壓氮氣推動浮動活塞左移,從而油液推動主活塞回到初始位置。

對減振閥而言,在壓縮過程中,彈簧推動彈簧座,帶動閥芯復位,液壓油經(jīng)常通孔進入氣缸,推動浮動活塞壓縮高壓氮氣。

根據(jù)油氣彈簧工作速度,回復行程可分為閉閥與開閥兩個模式。減振閥回復行程工作示意圖如圖3所示。

(a)開閥前

當速度較低時,油液依然經(jīng)常通孔流回油缸,見圖3(a);工作速度較高時,除常通孔過油通道外,高速油液打開閥芯,經(jīng)閥芯與閥座間隙回油,增大過油通道面積,見圖3(b)。

2 油氣彈簧阻尼結構建模

2.1 阻尼結構數(shù)學模型

根據(jù)該油氣彈簧所應用的特種車輛的懸掛系統(tǒng),本文建立其二自由度懸掛線性模型,如圖4所示。

圖4 二自由度懸掛線性模型

參考文獻[16],可給出其微分方程為:

(1)

式中:mu—所有非懸掛件的質量總和;k—懸掛剛度;kt—車輪的剛度;ct—車輪的阻尼。

參考文獻[17],可以得到最優(yōu)阻尼比為:

(2)

(3)

由此,可得到油氣彈簧的阻尼系數(shù)為:

(4)

以上為油氣彈簧的阻尼系數(shù)和最優(yōu)阻尼比的計算過程。

接下來筆者根據(jù)油液的連續(xù)性定理,計算得到減振閥兩側的壓差和阻尼力。首先需要對模型進行簡化,本文視油液為不可壓縮流體,忽略了溫度變化的影響,忽略了油氣彈簧向外界的流量損失。設油液動力粘度為μt,流經(jīng)的圓管直徑為d,長度為L,依據(jù)哈根-泊蕭葉(Hagen-Poiseuille)定理,可得流量和節(jié)流壓力之間的關系為:

(5)

開閥前,厚壁小孔的油液流量和兩端壓差的關系為:

(6)

式中:Q0—常通孔油液流量;Cq—孔口流量系數(shù);A0—常通等效水力總面積。

油腔流入到減振閥閥體內的油液流量為:

(7)

式中:D1—工作缸內徑;v—主活塞與工作缸的相對速度;Aw—工作缸的截面積。

根據(jù)油液連續(xù)性定理,可得:

Q0=Q

(8)

得到壓差為:

(9)

此外，可以得到復原行程中閥座的入口和出口流速為:

Ain·vin=Q=Aout·vout

(10)

(11)

求得阻尼力為:

Fr=Af·Δp

(12)

將各項代入上式,可得:

(13)

當油液的入口流量足夠大,使得減振閥兩側的壓差大于開閥閾值時,閥芯被推動,從而使減振閥過油區(qū)域增加新的阻尼間隙。閥芯位移產(chǎn)生的間隙面積為:

A1=πD2·f·Δx

(14)

式中:D2—減振閥座的內徑;f—開槽占閥座內周長的比例系數(shù);Δx—閥芯位移。

則流經(jīng)新增開槽的流量為:

(15)

根據(jù)油液的連續(xù)性定理可得:

Qr=Q0+Q1

(16)

從而得到壓差為:

(17)

同理,可得開閥后的阻尼力為:

(18)

2.2 阻尼結構物理模型

由于油氣彈簧的減振閥及其附近的流場結構較為復雜,而ANSYS Workbench中的幾何建模功能有限,筆者采用Creo軟件建立油氣彈簧和其內部油液的幾何模型。

本文仿真分析的重點研究對象是減振閥附近的流場和壓力場,而油氣彈簧的內部的部分結構相對復雜,考慮到其對于本文的主要研究內容而言影響較小,再結合油氣彈簧的工作情況,此處可以對該部分細節(jié)結構進行適當簡化,甚至直接忽略。

油氣彈簧內部的油液分布于減振閥周圍,本文利用了Creo軟件的布爾運算功能,對減振閥與工作缸筒內的圓柱體油液原型進行元件操作,通過作差得到其附近的油液模型,最終生成的減振閥-油液模型如圖5所示。

圖5 簡化后的減振閥-油液模型圖

幾何模型建立完成后,需對其進行網(wǎng)格劃分。由于模型的外形相對規(guī)則,主體部分采用了計算效果更好的六面體結構網(wǎng)格。劃分完畢的減振閥閥座、閥芯模型和油液模型如圖6所示。

圖6 減振閥阻尼結構網(wǎng)格模型

其有限元模型的單元數(shù)和節(jié)點數(shù)如表1所示。

表1 有限元模型的單元數(shù)和節(jié)點數(shù)

3 減振閥流固耦合仿真分析

3.1 流固耦合求解設置

本文的研究對象包括了液體和固體兩個互相作用的模型,油液的形狀由減振閥的固件決定,而閥座和閥芯的應力受油液流場的影響,因此本文采用了ANSYS Workbench的集成平臺,利用Fluent求解器對油液模型進行求解,利用ANSYS求解器對閥芯和閥座模型進行求解。其中,油液模型的計算選用SST湍流模型,閥芯模型定義6-DOF宏;二者共享裝配體的Geometry單元,并將Fluent的Solution結果導入到應力分析模塊的Setup單元,以此達到流固耦合問題的求解效果。

在流固耦合的仿真過程中,共涉及到3個模型,分別是減振閥閥座及閥芯模型和油液模型,因此需要對三者的材料屬性均做出定義。三者在仿真中所用到的材料參數(shù)如表2所示。

表2 材料物性參數(shù)

Workbench中的耦合計算需要在固體和液體模型之間進行數(shù)據(jù)的傳遞,該傳遞通過流固耦合面進行,由于計算的精確度和計算效率需要同時保證,此處對油液和閥座、油液和閥芯的主要受力交界面進行流固耦合面的設定。

仿真模型流固耦合面如圖7所示。

圖7 仿真模型流固耦合面

在完成了模型的建立和處理后,需要對邊界條件做一個設定,其包括了入口和出口條件以及上文中已經(jīng)完成了的耦合面邊界條件。對于入口,參考試驗時變速度工況的實施條件,本文也相應地將左側的管道截面設為油液入口,定義為速度入口,不同工況下的速度由不同工況下的流量除以管道截面積計算而來;對于出口,設為壓力出口,出口的相對壓強為0;其他面設為wall邊界,不允許液體穿過。至此前期工作完成,對模型進行初始化后,可開始流固耦合仿真的計算。

3.2 低速工況仿真結果分析及試驗數(shù)據(jù)驗證

由于油氣彈簧的結構封閉,很難直接對內部流場加以觀測,試驗的過程中僅僅是對減振閥兩側的油液壓強進行測量,以獲取相應的壓差數(shù)據(jù);但是,通過流固耦合仿真能夠獲得油氣彈簧內部油液流場的具體情況。此外,通過將仿真得到的壓差數(shù)據(jù)和試驗所得的壓差數(shù)據(jù)進行對比,可以驗證本文有限元模型和求解工作的準確性,從而得以進一步分析在試驗條件無法達到的更高工作速度工況下的油液流場情況。

根據(jù)試驗的工況設置,本文總共實施了7組不同入口流量的壓差測試,從50 L/min開始,每25 L/min為一個遞增量,直至200 L/min。

壓差試驗的布置圖如圖8所示。

圖8 減振閥壓差試驗布置圖1—可控液壓源;2—溫度計;3—節(jié)流閥;4—流量計;5—壓差計;6—試驗減振閥;7—調節(jié)閥;8—取壓孔

在每一個工況下,筆者測量3次減振閥兩側的壓差數(shù)據(jù),剔除明顯的誤差數(shù)據(jù)后取平均數(shù),得到的試驗結果如表3所示。

相應地,為了和試驗結果有良好的對照,本節(jié)在流固耦合仿真中也設置了7組不同入口速度的模擬方案,其入口速度按照流量除以入口管道截面積計算而來。

表3 試驗結果統(tǒng)計表

在50 L/min入口流量下,油液的速度矢量圖和壓力分布圖如圖9所示。

(a)速度矢量圖

通過流速圖可以發(fā)現(xiàn):在50 L/min入口流量的沖擊下,減振閥兩側的油液流通的渠道僅僅是1個內徑4.5 mm和2個內徑3 mm的常通孔;其中,大量的油液通過內徑4.5 mm的通孔流動,導致該側的流線分布更加密集,孔內的最高速度達到了40.9 m/s,而其他區(qū)域的流速相對較小且分布相對均勻。

觀察圖9(d)可以發(fā)現(xiàn):閥芯耦合面上的壓力場呈現(xiàn)出一個環(huán)形的分布,主要壓力集中在中心平面和斜面上,其值達到了0.719 MPa;相反,在兩個面的交界即折角處,受到的壓力較小,最小值為0.667 MPa;因此,在這樣的壓力載荷作用下,可以看到閥芯并沒有被油液所推動,即減振閥依然處于閉閥的狀態(tài)下,該狀態(tài)下的油液均是通過距離閥芯較遠的外圍通孔流動,閥芯前端的油液運動速度較小,對閥芯耦合面的沖擊力在其周向上呈現(xiàn)均勻的分布;

再觀察壓強分布圖可以發(fā)現(xiàn):在流經(jīng)減振閥常通孔的過程中,由于油液會不可避免地受到閥座和閥芯所帶來的節(jié)流阻尼力,在減振閥兩側的油液壓強差非常明顯。此外,由于在通孔附近的區(qū)域其流場相對不均勻且紊亂,造成了其附近壓力場的不均勻分布;由圖9(c)可知,通孔軸心所對的圓形區(qū)域內壓力明顯高于周圍區(qū)域。

由于泵站條件的限制,試驗中其允許的最大入口流量為200 L/min,該流量下的油液流速矢量圖如圖10所示。

由圖10可知:即使在200 L/min的流量沖擊下,減振閥的閥芯依然沒有被推動,油液的流經(jīng)途徑還是3個常通孔,且其速度分布的形貌和50 L/min入口流量下非常接近,通孔中的最高流速達到了156 m/s。由此可見,由于泵站條件的限制,200 L/min的入口流量依然達不到減振閥開閥的速度,高速工況下的油液流場分析和相應的閥座應力分析結果需要完全通過流固耦合仿真得到,很有必要驗證本文所采用的仿真模型和求解條件設置的準確性。

根據(jù)圖9中數(shù)據(jù)顯示,僅僅是在50 L/min的流量下就產(chǎn)生了0.676 MPa的壓差,而隨著入口流量的增加,減振閥兩側的壓差也逐漸增大。統(tǒng)計試驗和仿真的計算結果,得到總的壓差數(shù)據(jù)如表4所示。

表4 入口流量-壓差關系表

為了更直觀地進行比較,筆者繪制了試驗和仿真結果對比圖,如圖11所示。

圖11 試驗仿真結果對比

由表4和圖11可知:每組仿真的結果和試驗測得的壓差數(shù)據(jù)差距均在6%以內,并且在趨勢上是幾乎一致的,二者的擬合度非常高,隨著流量的增大仿真和試驗的偏差值也逐漸增大,這可能是由于仿真過程中,未考慮壓差計本身的節(jié)流作用。由此可以證明,該仿真的模型參數(shù)和求解條件設置是準確的。

因此,繼續(xù)采用這套仿真的模型和設置條件,進而模擬出更高速度工況下減振閥附近的流場分布和壓力場分布是可行的,這對后續(xù)研究的展開具有非常重要的意義。

3.3 高速工況仿真結果分析

前文中驗證了本文所采用的減振閥-油液流固耦合模型的準確性,由此可以繼續(xù)通過流固耦合仿真來得到全工況下的內部流場情況。

其他設置同上一小節(jié),此節(jié)將入口流量以25 L/min的梯度不斷增大,觀察仿真結束后得到的速度分布圖和壓強分布圖,并統(tǒng)計減振閥兩側的油液壓差,如圖12所示。

圖12 減振閥兩側壓差隨入口流量的變化

結合圖12和各工況下的仿真結果圖可知:直至475 L/min流量工況下,油液速度場和壓力場分布狀態(tài)都與前文中所呈現(xiàn)的規(guī)律相同;而到了500 L/min的工況下,二者都展現(xiàn)了截然不同的分布狀態(tài),且減振閥兩側的壓差急劇降低。

在該工況下,減振閥的閥芯被推動,因此可以得到對應的開閥壓差為53.8 MPa左右。該工況即可被認為是該油氣彈簧的典型高速工況。

該工況下的油液流速矢量圖和壓力分布圖如圖13所示。

(a)速度矢量圖

圖13中,隨著入口的流量加大到500 L/min,減振閥的壁面受到的沖擊力急劇加大,減振閥的閥芯被推動;由圖13(a)可以看到,減振閥兩側的油液主要流經(jīng)渠道從3個常通孔變成了閥芯和閥座之間的間隙,只有少量液體通過常通孔進入另一側;相比于低速工況,核心區(qū)域的流場分布變得更加紊亂,其他部分的流場也不再均勻分布,出現(xiàn)了多個高壓區(qū)和低壓區(qū)且呈現(xiàn)隨機性的分布,最高速度出現(xiàn)在減振閥的右側且不止一個區(qū)域,其值達到了163.8 m/s。

以圖13(d)的閥芯視圖為基準,其耦合面左、右兩側為開閥后形成的間隙,導致油液直接高速流經(jīng)閥芯前端,其流動的主要形式為從閥芯端面中心向兩側擴散,這也導致了該面上壓力載荷分布狀態(tài)的形成;和閉閥狀態(tài)相比,其受到的主要壓力在周向上不再均勻分布,而是在耦合平面上形成了軸對稱的分布,靠近開閥流通間隙的兩側受到壓力沖擊顯著提升,最高值達到了2.76 MPa;相反地,封閉側的壓力明顯低于周圍區(qū)域;

此外,由于閥芯和閥座之間的縫隙被打開,阻尼結構的流通區(qū)域面積顯著變大,這使得減振閥兩側的壓差明顯變小。由圖13中的數(shù)據(jù)顯示,500 L/min入口流量下的壓差為2.329 MPa,該值小于100 L/min流量下的壓差值,由此可見減振閥在高速流動下的開閥行為很好地緩解了其結構件的工作壓力。

4 結束語

本文對某型特種車輛的油氣彈簧阻尼結構進行了流場和壓力場分析。首先建立了其數(shù)學模型,推導出了開閥前后的阻尼力與壓差;隨后建立了其物理模型和有限元模型,并基于ANSYS Workbench對其進行了流固耦合仿真分析,通過設置不同的邊界條件得到了不同入口流量(小于200 L/min)工況下流場的速度場和壓力場計算結果,并分析比較仿真和試驗結果的壓差數(shù)據(jù),從而進一步對高速工況下的流場進行了仿真分析,得到了其開閥狀態(tài)下的流場狀態(tài)和開閥速度范圍。

綜上所述可以得到以下結論:

(1)與試驗的壓差數(shù)據(jù)比較發(fā)現(xiàn),本文的仿真模型能很好地滿足該油氣彈簧阻尼結構的流場及壓力場分析需求;

(2)該油氣彈簧阻尼結構的核心流場流速和壓力分布并不均勻,正對常通孔的接觸面壓力集中分布,最大流速出現(xiàn)在常通孔內,最大壓力出現(xiàn)在閥座大頭靠近管道的一側;

(3)油氣彈簧工作過程中,其減振閥兩側油液存在明顯的壓差,且開閥后壓差顯著降低,開閥壓差大約在53.8 MPa;

(4)比較開閥前和開閥后的流場狀態(tài),發(fā)現(xiàn)該油氣彈簧減振閥開閥后核心流場區(qū)域的流動狀態(tài)更加紊亂,由于開閥縫隙的存在,閥芯耦合面上的壓力分布不再周向均勻。

本文的研究結果詳細地反映了閥芯位移式減振閥附近流場在不同工作速度下的流速和壓力表現(xiàn),這為其工程實踐中的可靠性研究提供了重要的參考依據(jù)。同時,該結果也為下一階段針對易損零部件的疲勞壽命分析和結構優(yōu)化設計打下了基礎。