液力减振器空程冲击过程的流固耦合仿真与分析

舒红宇，罗 霜，汪明明，陈齐平

（1.重庆大学机械传动重点实验室，重庆 400044；2.华东交通大学机电工程学院，南昌 330013）

液力减振器空程冲击过程的流固耦合仿真与分析

舒红宇，罗 霜1，汪明明1，陈齐平2

（1.重庆大学机械传动重点实验室，重庆 400044；2.华东交通大学机电工程学院，南昌 330013）

液力减振器内部的振动及冲击是其噪声产生的原因，通过实验和理论分析发现，该振动与冲击主要表现为空程冲击。为揭示液力减振器油液与活塞之间的空程冲击的具体过程和机理，首先通过建立数学模型，计算得到了某一减振器在不同激励下的空程距离；然后采用ADINA软件建立了模拟该减振器空程冲击过程的气－液两相有限元模型，并进行了流固耦合动态仿真；最后分析了活塞杆加速度的时域和频域响应。研究结果显示：流通阀阀片打开瞬间，油液与活塞的空程冲击将使活塞杆产生显著的轴向振动；随着空程距离增大，活塞杆轴向振动越明显。仿真计算结果与减振器噪声实验结果相符，表明该模型理论及其计算方法可解释减振器噪声产生的原因，并为降噪提供参考。

液力减振器；空程冲击；有限元分析；流固耦合

减振器能够改善汽车行驶平顺性，是衰减车身与车架振动的主要功能部件。然而近年来，汽车减振器厂家因减振器异响问题而受到用户的投诉，引起企业界和学术界的关注。

针对汽车液力减振器异常噪声问题，目前国内外学者已进行了一些研究。Chen等［1］分析了压缩行程初期，减振器环流阀的动态特性，为研究减振器结构异响提供了参考和依据。Sacramento等［2］认为减振器行程切换时，阀片的开闭和摩擦作用会引起活塞杆轴向振动，进而产生异响。Lee等［3］认为减振器在压缩行程和伸张行程相互切换的过程中，活塞和油液会发生碰撞而产生异响。舒等［4－5］均采用实验方法对减振器进行了研究，认为活塞与油液会发生间隙撞击，空气间隙越大，碰撞越剧烈，噪声越大。Schiehlen等［6］认为减振器阀片与阀座之间的粘附作用，会延迟阀片开启时刻而产生异响。么鸣涛等［7］基于台架试验和MATLAB非线性动力学仿真，研究了减振器异响问题。宋睿等［8］认为在整车道路试验和减振器单体台架试验中所产生的噪声都是活塞杆产生285 Hz的振动并传递到车身产生的结构异响。

上述研究表明：汽车减振器异响的产生均源于其内部的振动及冲击。根据振动冲击产生的种类不同可分为：摩擦撞击异响、截流异响、气体异响和结构异响［9］等。由于液力减振器结构和工作特点决定了压缩和伸张行程的切换。减振器工作循环中由于活塞在缸内运动速度的波动及静动转换，阀孔阻尼作用以及油液惯性、气化等，在压缩和伸张行程切换中活塞与油液之间必然会出现空隙，我们称之为空程。因此，空程冲击是产生液力减振器噪声的内部振动冲击中最典型的动力学表现行为，也引起了最突出、最难以避免的结构异响［10］。本文为揭示液力减振器空程冲击的具体过程和机理，明确液力减振器内部流场分布的动态情况，在ADINA中建立了减振器结构及气－液两相流有限元模型，并进行了流固耦合动态仿真，分析计算出活塞杆的时域和频域响应，结果表明此方法合理可行。

1 液力减振器空程及其成因分析

一般的汽车筒式液力减振器的基本结构如图1所示。减振器有两个工作行程：伸张行程和压缩行程。在伸张行程，活塞自下而上运动，由于活塞杆占据了上腔的部分空间，上腔减小的容积小于下腔增加的容积，来自上腔的油液不足以填满下腔增加的空间，此时储油腔中的油液便经常通孔和补偿阀流入下腔进行补充。在压缩行程，活塞自上而下运动，同样由于活塞杆的存在，上腔油液的增加量小于下腔的减少量，因此一部分油液经常通孔和压缩阀回流至储油腔。

图1 液力减振器结构图Fig.1 Structure of hydraulic shock absorber

若活塞在伸张行程末期的运动速度较快，并达到一定值后，从补偿阀流入的油液也不能充满下腔，溶入油液中的气穴在低压环境下逐渐变大形成气泡，气泡堆积在下腔油液和活塞之间，形成一段空气间隙，这段空气间隙被称为空程。在压缩行程中，如果油液没有充满上腔，那么在上腔油液面与工作缸筒之间也会形成空程［11］。油液的泡沫化特性使得油液在低压情况下发生汽化，在伸张行程初期，由于惯性作用，油液仍然会经压缩阀回流至储油腔，这些都促使空程变大。行程切换过程中，空程消失，活塞与油液发生间隙碰撞，即空程冲击。

2 建立减振器空程冲击有限元模型

工程上通常不考虑伸张行程的空程冲击，因此本文主要研究压缩行程的空程冲击。在分析过程中认为油液不可压缩，并假设气体腔室内气体在单一周期中为等温过程的理想气体。为仿真分析液力减振器空程冲击的流固耦合动态过程，首先需要计算空程距离，为此可采用以下模型和计算方法［12－13］。

假设活塞从下止点位置开始运动，给活塞杆施加一个位移载荷x＝－B cos（ωt），如图2所示，t＝0时刻伸张行程开始，假设t1时刻开始出现油液补偿不及时，t2时刻活塞行至上止点，减振器伸张行程切换到压缩行程，t3时刻间隙消失，活塞刚好与油液接触，因此，活塞在t2～t3内的位移即为减振器空程距离。

图2 载荷曲线Fig.2 Load curve

在t1以前，气体腔室气体体积的增加率等于单位时间内经补偿阀流入下腔的油液体积：

式中，V（t）为气体腔室气体体积，A为活塞杆横截面积。

由于气体腔室的气体为理想气体，则有pcVc＝C，其中C为常数。设t＝0时气体腔室的气压为p0，体积为V0，则在t1时刻气体腔室的体积为：

在t1时刻气体腔室的气压为：

减振器能够衰减振动主要是依靠油液通过各阀系时的节流作用，根据薄壁小孔节流公式可得：

式中，Q为通过节流小孔的流量；Cq为流量系数；Aj为节流小孔截面面积Δp（t）为t时刻储油腔与下腔之间的压力差。

在0～t1内，可以认为下腔的压力为零，由于液体体积变化率即为流量，则有：

式中，V（t）、p（t）分别为0～t1时间内的体积和流量，则在t1时刻气体腔室气体压强为：

根据理想气体公式，可知气体腔室的气体体积变化率和压力变化率有如下关系：

在t1～t3内，下腔容积的增量减去流入上腔油液的体积为：

则在t1～t3这段时间内，从储油腔流入下腔的油液体积为：

空程消失后，下腔油液体积的增量与流入上腔的油液体积就等于从储油腔流入下腔的油液体积，即

由公式（10）、（11）和（12）可求得t3，最终可求得给定激励下所产生的空程距离：

本文对某减振器施加幅值分别为15 mm和30 mm频率为10 Hz的余弦激励，由上述理论计算可求得相应的空程距离L，分别为8.68 mm和13.44 mm。

理论计算时，载荷加在活塞杆头上，但在有限元计算时，为获得活塞杆的振动数据，将等效的速度载荷施加在流体上。本文共建立了四种情况下的减振器模型，如表1所示，其中四个减振器具有相同的固体模型。

表1 模型信息Tab.1 M odel inform ation

根据减振器结构的对称性，在不影响计算结果的基础上，将工作缸筒、活塞杆、油液以及各阀系进行1／4简化，以减小计算量。图3（a）是无空程减振器模型A 和D的流体部分1／4模型；图3（b）和图3（c）分别为模型B和模型C流体部分的1／4模型，深色部分为低压、低密度的空气，空气间隙分别为13.44 mm和8.68 mm，其余均为油液。减振器结构部分的1／4模型如图4所示。

图3 减振器1／4流体模型Fig.3 Quarter fluid model of shock absorber

图4 减振器1／4结构模型Fig.4 Quarter structuremodel of shock absorber

在ADINA中，阀座、流通阀限位块、伸张阀限位块与活塞杆之间设置固定接触控制以模拟螺栓的紧固作用，阀片与其他零件间也设置了接触控制。对四个减振器模型而言，每个模型均生成了30 008个六面体结构单元和129 518个四面体流体单元，最后在ADINAFSI中求解计算。

3 仿真结果分析

图5（b）为四个模型的节流阀片位移曲线。无空程模型A和D在载荷施加后，节流阀片位移随即增大，而对于有空程模型B和C而言，由于空程间隙中的空气粘度小，阀片没有立即打开，而是在下腔压力达到一定程度后，才逐渐打开，这段时间内减振器阻尼力很小，发生了空程畸变。从图中还可以看出，模型B的阀片比模型C的阀片开启时间略晚，这主要是由于模型B的空程距离长、蓄压时间久的缘故。

图6的（a）、（b）、（c）、（d）分别对应模型A、B、C、D的轴向加速度曲线。对比图（a）和（b）可知，在1.88 m／s的载荷下，有空程模型B的活塞杆加速度在0.004 5 s左右开始震荡，峰值为2.5 m／s2，而无空程模型A未出现加速度震荡现象；对比图（c）和（d）可知，有空程模型C在0.94 m／s的载荷下，活塞杆在0.003 6 s左右开始出现加速度震荡，峰值为1.8 m／s2，而模型D不会产生这种震荡。对比图5和图6可知，模型B和C阀片开启时间与活塞杆加速度震荡的时间几乎一致，可推断有空程减振器阀片开启瞬间，活塞杆产生轴向振动，这是由于空程消失后，活塞与油液之间发生极其复杂的类似于水锤冲击效应的固液碰撞。

图5 模型载荷及阀片位移曲线Fig.5 load and valve displacement of themodels

图6 模型A、B、C、D的活塞杆振动加速度时域曲线Fig.6 The piston rod vibration acceleration curves of the fourmodels

图7是作者在减振器噪声实验中，利用SANTS－Ⅰ测试分析仪所采集到的异响减振器加速度信号。通过对比可以看出：有空程减振器模型的加速度曲线与在实验中获得的异响减振器加速度曲线的走势相吻合。由于实验数据是在空程冲击、摩擦、粘附作用等多种影响因素下得到的，而仿真只研究了空程冲击的影响，因此两者在加速度幅值上有所差异。

图7 异响减振器实验结果Fig.7 Experimental result of abnormal shock absorber

进一步对采集到的数据进行功率谱分析，图8～11为模型A、B、C、D的轴向加速度自功率谱密度曲线，由图可知，在相同载荷下，减振器空程对其自谱幅值和主要频带有很大影响。对比图8和图9可知，在13.44 mm的空程距离下，有空程模型B在250 Hz左右时，其自谱密度达到最大值255 m2·s－3，无空程模型A在50 Hz左右时，其自谱密度达到最大值2.7 m2·s－3。对比图10和图11同样可得到类似结论。对比图9和图10可知，有空程减振器模型在不同空程距离下，自谱密度达到最大值所对应的频率基本一致，空程距离越大，幅值越大。由于自功率谱密度函数具有能量的意义，它可以代表单位频段上的平均能量，因此自谱密度幅值越大，振动所产生的减振器异常噪声也就越大。

图8 模型A加速度自谱曲线Fig.8 Acceleration PSD curve ofmodel A

图9 模型B加速度自谱曲线Fig.9 Acceleration PSD curve ofmodel B

图10 模型C加速度自谱曲线Fig.10 Acceleration PSD curve ofmodel C

图11 模型D加速度自谱曲线Fig.11 Acceleration PSD curve ofmodel D

图12为模型B压缩行程初期，减振器内部流场流动情况。初始时刻如图12（a）所示，中间浅黑色部分为气体，两端深黑色部分为油液。随着压缩行程的进行，气体逐渐溶入油液并不断扩散，如图12（b）、（c）所示。在这个过程中，活塞受到不断变化的较小的阻尼力，形成空程冲击。

图12 模型B的空气流动情况Fig.12 Air flow ofmodel B

4 结 论

由于汽车液力减振器的固有结构特点，在衰减汽车振动过程中，其本身内部亦存在振动和冲击。而压缩和伸张行程切换过程中活塞与油液之间的间隙碰撞（即空程冲击），特别是在减振器流通阀片开启瞬间，将引起活塞杆产生显著的轴向振动；随着空程距离的增大，这种振动冲击愈加剧烈，即减振器噪声越大；减小空程距离可以有效降低减振器噪声。

仿真计算结果与减振器噪声实验结果相符，表明本文提出的有限元模型及流固耦合仿真计算方法，能较好地模拟液力减振器空程冲击的具体过程，明确其内部流场分布的动态情况，从而为解释减振器噪声产生的原因以及寻求液力减振器降噪的措施提供参考。

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Fluid-structure interaction simulation and analysis for oil-loss-travel im pact of hydraulic shock absorbers

SHU Hong-yu1，LUO Shuang1，WANGMing-ming1，CHEN Qi-ping2

（1.State Laboratory of Mechanical Transmission，Chongqing University，Chongqing 400044，China；2.School of Mechatronics Engineering，East China Jiaotong University，Nanchang 330013，China）

The generation of hydraulic shock absorber noise is the result of its inner vibration and impact.It is clear that the oil-loss-travel impact is themain behavior of its vibration and impact by means of theoretical analysis and tests.In order to reveal the specific process and mechanism for the oil-loss-travel impact between oil fluid and piston of a hydraulic shock absorber，firstly the oil-loss-travel distance under different excitations for a certain shock absorber was calculated through building itsmathematicalmodel.And then，the two-phase gas-oil finite elementmodel for simulating the oil-loss-travel impact of the hydraulic shock absorber was established with ADINA and its fluid-structure interaction dynamic simulation was conducted.The responses of its piston rod in time domain and frequency domain were analyzed.The results showed that the significant axial vibration of the piston-rod is caused by the oil-loss-travel impact between oil fluid and piston at themoment for opening of circulating valve；with increase in oil-loss-travel distance，the axial vibration of the piston rod grows.The simulation results agreed well with those of the hydraulic shock absorber noise tests，itwas shown that themodel theory and its calculation method can explain the cause of the hydraulic shock absorber noise，and provide a reference for noise reduction.

hydraulic shock absorber；oil-loss-travel impact；finite element analysis；fluid-structure interaction

U2700.1；TB5

A

10.13465／j.cnki.jvs.2015.21.022

国家自然科学基金资助项目（51275542）；江西省自然科学基金青年基金项目（20142BAB216026）；江西省教育厅青年科学基金项目（GJJ14392）

2014－07－24 修改稿收到日期：2014－10－03

舒红宇男，教授，1963年生邮箱：shycqu＠163.com