(華東交通大學載運工具與裝備教育部重點實驗室 江西南昌 330013)

隨著現(xiàn)代車輛技術(shù)的不斷進步，車輛行駛速度的提高，人們對車輛的平穩(wěn)性有了更高的要求[1-2]。因此，對減振器及其油液泄漏量的要求也相應(yīng)提高，要求在適應(yīng)各種復(fù)雜路況的環(huán)境下減振器油液泄漏量最小，進而提高減振器的減振性能。減振器油液內(nèi)泄漏除受路面工況環(huán)境、外界溫度等條件影響外，還受振動時內(nèi)部的流場分布及密封間隙壓力、速度變化等條件的影響。為了對減振器減振性能進行優(yōu)化，有必要對其內(nèi)部的流場分布及密封間隙壓力、速度、溫度等進行研究。

盡管國內(nèi)對減振器進行了大量的研究，但大多數(shù)是從密封圈結(jié)構(gòu)等影響外泄漏方面進行研究，而從減振器內(nèi)部流場分布及密封間隙壓力、速度變化等方面的研究卻不多。周長城和徐偉[1]從減振器油液及其運動、減振器摩擦力和密封圈結(jié)構(gòu)等方面，對減振器泄漏進行了分析和改進,但對減小減振器的內(nèi)泄漏量效果甚微。檀潤華等[3]通過分析與仿真油液的容積彈性模量對減振器速度特性的直接影響，指出容積彈性模量化對仿真結(jié)果有一定的影響，但油液的容積彈性模量并未對減振器的內(nèi)泄漏產(chǎn)生影響。馮占宗和張進秋[4]將減振器油液泄漏縫隙簡化成一個與常通孔并聯(lián)的等效節(jié)流通道,并通過伯努利方程對常通孔流量進行計算，但只是通過等效節(jié)流通道對泄漏量進行了分析，并未考慮實際減振器內(nèi)泄漏所受環(huán)境條件的影響。張佳明等[5]通過模擬得到了葉片式液壓減振器在不同速度激勵、油液溫度下，相鄰高、低壓腔內(nèi)壓差大小及變化規(guī)律，但未考慮減振器內(nèi)泄漏量的變化情況。丁國棟[6]分析了油液從缸體與發(fā)動機機架之間的接觸面逸出的原因，并提出了一些結(jié)構(gòu)改進措施，但改進成本高。ZHANG等[7]基于TRIZ創(chuàng)新理論，從偶然分析、功能分析、矛盾和Su-Field建模找到降低汽車減振器漏油發(fā)生率的解決方案，但這些方案并未改變減振器內(nèi)部環(huán)形間隙油液微小內(nèi)泄漏量。江華軍和林妙順[8]研究和分析了減振器漏油的原因，但并未提出具體的減小減振器油液內(nèi)泄漏方案。劉紹娜等[9]利用減振器特性綜合試驗臺對隨機購買的4種液力減振器進行了阻尼特性試驗,由示功圖分析了減振器在性能上存在的缺陷，但并未分析減振器油液微小內(nèi)泄漏量。范平麗等[10]提供一種減振器總成漏油問題系統(tǒng)的分析方法，并未對減振器內(nèi)部環(huán)形間隙進行油液微小泄漏量的分析。

本文作者針對減振器的油液內(nèi)泄漏問題，對微小內(nèi)泄漏進行理論分析，運用 Autodesk Inventor三維建模軟件建立幾何模型，采用CFD仿真技術(shù)對上腔與下腔之間活塞與缸筒間的間隙內(nèi)部流場進行仿真分析，并通過實驗獲得的示功圖檢查油液內(nèi)泄漏情況，以尋求減小油液內(nèi)泄漏量的最佳結(jié)構(gòu)密封間隙。

1 減振器泄漏分析

減振器油液泄漏是一個不可忽視的問題。車輛減振器的內(nèi)泄漏和外泄漏均對減振器的減振性能毫無益處，油液內(nèi)泄漏會使減振器性能下降。在減振器最初設(shè)計時不可避免地存在油液內(nèi)泄漏，在減振器實際的生產(chǎn)制造過程中無法杜絕內(nèi)泄漏，因此要對影響減振器內(nèi)泄漏量的因素進行優(yōu)化，控制減振器設(shè)計精度，使得油液內(nèi)泄漏對減振器阻尼影響最小，從而提高減振器的減振性能[11]。

內(nèi)泄漏量的大小影響減振器設(shè)計時液壓阻尼力的變化，造成減振器內(nèi)泄漏有流場分布及密封間隙壓力、速度變化等因素[12]。在減振器缸筒內(nèi)活塞沿缸筒內(nèi)壁為軸向往復(fù)運動，活塞和缸筒結(jié)構(gòu)呈現(xiàn)軸對稱形式，活塞和缸筒內(nèi)壁之間采用間隙密封形式[13]。在減振器減振過程中，活塞和缸筒內(nèi)壁之間的液壓油會形成一種環(huán)形流場，這一流場會將活塞和缸筒內(nèi)壁分隔開，使兩接觸面在減振過程中不會產(chǎn)生接觸，也不會產(chǎn)生摩擦[14]。兩接觸面間環(huán)形間隙的流場分布如圖1所示。圖2所示是環(huán)形間隙剖面圖，其參數(shù)為:環(huán)形間隙內(nèi)徑d=28 mm；環(huán)形間隙h分別取0.5、1.0、1.5、2.0、2.5、3.0、3.5、3.8 mm；環(huán)形間隙外徑D=d+h。

圖1 環(huán)形間隙結(jié)構(gòu)圖

圖2 環(huán)形間隙剖面圖

2 流體在環(huán)形間隙中的流動特性理論分析

減振器缸筒與活塞間的環(huán)形間隙中流體的速度與壓差、間隙、活塞運動速度等因素有關(guān)[15]?？p隙中流體產(chǎn)生的流動有2種： 一種是由于縫隙兩端壓力差造成的流動；另一種是構(gòu)成縫隙的兩壁面間的相對運動產(chǎn)生的流動[16]。但是縫隙中產(chǎn)生的流動主要是由縫隙兩端壓力差造成的，間隙大小與其他尺寸相比可以忽略，故環(huán)形間隙可簡化成如圖3所示，通過該環(huán)形間隙對流體流動狀況進行研究。

流體速度：

(1)

式中：u是流體速度；z為距離節(jié)流口上端的距離；x為流體沿節(jié)流口流過的距離；μ為比熱容；p是節(jié)流口流體壓力；u0為流入環(huán)形節(jié)流口間隙的初始速度；h為環(huán)形間隙寬度；L為環(huán)形間隙總長度。

油液泄漏量：

(2)

式中：Q是油液泄漏量；D為節(jié)流孔直徑。

當u0與液體流過縫隙的泄漏量方向同向時取正號，反之取負號。文中u0與液體流過縫隙的泄漏量方向同向，故在應(yīng)用時均取正號。

圖3所示為活塞與缸筒環(huán)形縫隙中單位油液分子受力分析圖，其中p為正壓力，τ為切向力，h為環(huán)形間隙寬度，L為環(huán)形間隙總長度。通過對環(huán)形間隙中油液流動進行簡化，對環(huán)形間隙中單位液體進行三維空間受力分析，可以得出單位油液分子正應(yīng)力與切應(yīng)力的變化情況，進而得出整個環(huán)形間隙油液受力情況，從理論上驗證油液仿真分析的可行性。

圖3 活塞與缸筒環(huán)形縫隙中流體受力分析

3 間隙流場仿真分析

在進行減振器活塞與缸筒之間的間隙流場仿真時，設(shè)流場入口條件為速度壓力入口，出口條件為速度壓力出口；密封間隙入口的速度設(shè)置為1 m/s，兩者之間的壓差為1 000 Pa；將減振器活塞與缸筒之間的間隙中的流體流動簡化為層流狀態(tài)，并對邊界進行簡化，得到理想的密封間隙流場模型，并對環(huán)形間隙流場進行仿真分析。

3.1 流場速度、壓力和動能分布

3.1.1 活塞靜止時流體速度和壓力分布

密封間隙中，節(jié)流口的作用是把上游流體的壓力能轉(zhuǎn)變成速度能。假設(shè)密封間隙為1 mm，為研究流體流過環(huán)形間隙時，節(jié)流口流體的速度、壓力參數(shù)對減振器油液微小內(nèi)泄漏的影響，需對其流場進行速度、壓力仿真分析。仿真分析得到的活塞靜止時密封間隙的速度矢量圖如圖4所示，活塞靜止時密封間隙的壓力特性圖如圖5所示。

圖4 活塞靜止時密封間隙流體速度云圖

圖5 活塞靜止時密封間隙流體壓力云圖

圖4表明，流體經(jīng)過間隙時，液壓油的速度逐漸下降，在節(jié)流口上端，密封間隙入口的速度為0.1 m/s，流體剛進入間隙，速度瞬間增大，達到最大值110.9 m/s；隨著間隙中的流體向下運動，液壓油的速度也逐漸下降，當油液沿節(jié)流口從環(huán)形間隙流出時，油液速度為99.66 m/s?？梢姡簤河驮诠?jié)流孔中的速度基本呈現(xiàn)非線性下降趨勢。圖5表明，從流場入口到流場出口環(huán)形間隙中液壓油壓力逐漸下降，在密封間隙入口處壓力最大為1 000 Pa，而在密封間隙出口處壓力最小為920 Pa。可見，在環(huán)形間隙中液壓油壓力基本呈現(xiàn)下降趨勢。

3.1.2 活塞靜止時流體湍流動能分布

湍流動能是湍流速度漲落方差與流體質(zhì)量乘積的1/2，它是衡量湍流混合能力即流體流動穩(wěn)定性的重要指標。前文是基于層流狀態(tài)下的CFD仿真分析，為研究湍流狀態(tài)下流體流過環(huán)形間隙時，節(jié)流口流體湍流動能是否對減振器油液微小內(nèi)泄漏有影響，需要在活塞靜止時，對環(huán)形間隙流體湍流動能進行有限元仿真分析。在采用CFD求解模塊時將層流改為湍流，其他參數(shù)條件不變，環(huán)形間隙入口速度為1 m/s，活塞靜止時密封間隙流體動能分布云圖如圖6所示。

圖6 活塞靜止時環(huán)形間隙湍流動能分布云圖

由圖6可知，流體剛開始流入密封間隙時，液壓油的湍流動能較大，為1 510 m2/s2，流體流動穩(wěn)定性較差；隨著流體在間隙中的流動，液壓油的湍流動能逐漸減小，流體流動趨于穩(wěn)定狀態(tài)，即湍流動能的最小值為34.94 m2/s2。由于油液湍流動能在節(jié)流孔道中前半程變化較快，由此可得減振器油液內(nèi)泄漏也受湍流動能的影響。

3.1.3 活塞靜止時流體溫度變化情況

為了考察活塞靜止時，流體溫度變化對密封間隙油液泄漏量的影響，對活塞靜止時密封間隙內(nèi)油液溫度進行了仿真分析，結(jié)果如圖7所示。

圖7 活塞靜止時密封間隙流體溫度分布云圖

由圖7可知，流體從剛開始流入密封間隙到流出密封間隙時，密封間隙入口以及節(jié)流孔前半部分溫度為29 820 K，密封間隙出口以及節(jié)流孔后半部分溫度為29 810 K左右，即液壓油在整個環(huán)形間隙流動過程中溫度幾乎沒有變化，因此可以得出減振器油液內(nèi)泄漏受溫度變化的影響不大。

4 環(huán)形間隙流場試驗分析

為研究在減振器活塞運動情況下，節(jié)流口流速以及環(huán)形間隙變化對減振器油液內(nèi)泄漏的影響，文中采用捷克某公司研制的減振器性能綜合測試Inova示功機來測試減振器環(huán)形間隙的油液內(nèi)泄漏，得出了影響減振器油液內(nèi)泄漏的影響因素，為減振器密封性能的優(yōu)化設(shè)計提供了參考。圖8所示為測試油液內(nèi)泄漏的減振器綜合性能測試示功機。

圖8 減振器綜合性能測試Inova示功機

4.1 活塞運動速度對節(jié)流口速度的影響

為研究活塞運動時，活塞運動速度對減振器油液內(nèi)泄漏的影響，首先分析不同活塞運動速度下間隙流體速度分布。圖9所示為活塞速度分別為0.05、0.1、0.5、1 m/s時，通過示功機試驗測試得到的不同活塞速度下節(jié)流口流體速度分布曲線。

圖9 不同活塞速度下節(jié)流口流體速度分布

從圖9可以得出：隨著減振器活塞速度的增大，節(jié)流口處的流體速度也逐漸增大，靠近活塞處的液流速度也越來越大。這是因為當活塞運動時，間隙中的流體受剪切作用，由于流體與缸筒內(nèi)壁接觸時，缸筒內(nèi)壁上的流體質(zhì)點必然會貼附在缸筒內(nèi)壁上，不會與缸筒內(nèi)壁面發(fā)生相對位移。所以，缸筒內(nèi)壁上的流體質(zhì)點速度必定為0，在其附近的流體質(zhì)點由于黏性的作用，流速也有不同程度的減小，離缸筒內(nèi)壁越遠流速越大，越接近活塞壁面處的流速。當活塞速度大于0.5 m/s時，即間隙中的液壓油在壓差和剪切力作用下運動，流體速度曲線為一條遞減曲線即環(huán)形間隙從內(nèi)到外，速度依次遞減，即靠近活塞壁面的流體速度最大，靠近缸筒壁面的流體速度最小。而且在不同活塞速度下，節(jié)流口的流體速度是不一樣的，且活塞速度越大，節(jié)流口的速度也越大。當活塞速度為0.05和0.1 m/s時，環(huán)形間隙中油液流動速度先增大再逐漸減少，在距離活塞中心位置63.0 mm節(jié)流口處，流體流速最大，分別為570和630 m/s。而當活塞速度為0.5和1 m/s時，油液在環(huán)形間隙中的流動速度逐漸減少，在距離活塞中心位置63.05 mm處(即靠近儲油缸筒內(nèi)壁面位置)流體速度最小，最小值為500 m/s。所以活塞運動速度影響著油液內(nèi)泄漏量。

4.2 泄漏量分析

4.2.1 速度對泄漏量的影響

為進一步研究環(huán)形間隙為某一特定值時，活塞運動速度對減振器油液內(nèi)泄漏的影響，通過示功機試驗檢測環(huán)形間隙為0.1 mm時，活塞以不同速度運行時環(huán)形密封間隙出口流體流量的變化，結(jié)果如圖10所示。

圖10 間隙為0.1 mm時活塞速度與內(nèi)泄漏量的關(guān)系

可以看出:隨著活塞速度的增大，環(huán)形間隙的出口質(zhì)量流量值也隨之增大?；钊o止時，由于存在環(huán)形間隙，出口質(zhì)量流量較小，為6 g/s；當活塞速度為1.2 m/s時，出口質(zhì)量流量值最大為52 g/s，即在密封間隙一定時，泄漏量與活塞速度大致成正比關(guān)系，這是因為隨著速度的增大，間隙中流體速度也隨之增大，那么單位時間內(nèi)密封間隙出口的流體質(zhì)量就會增大，即減振器油液內(nèi)泄漏量增大。

4.2.2 間隙大小對泄漏量的影響

為了分析間隙大小對泄漏量的影響程度，調(diào)整環(huán)形間隙，通過示功機試驗檢測分析活塞以0.5 m/s的速度運行時，環(huán)形間隙與出口流體質(zhì)量流量的關(guān)系。結(jié)果如圖11所示。

圖11 活塞速度為0.5 m/s時間隙與泄漏量的關(guān)系

由圖11可得: 隨著密封間隙的增大，泄漏量呈現(xiàn)拋物線型增長；當環(huán)形間隙為3.8 mm時，出口質(zhì)量流量達到最大值36 g/s，環(huán)形間隙為0.5 mm時，出口質(zhì)量流量達到最小值3 g/s。而當環(huán)形間隙小于0.2 mm時，沒有油液流出，此時由于環(huán)形間隙過小，示功機測試精度有限，不能對過小的環(huán)形密封間隙進行油液泄漏測試。同時活塞環(huán)與儲油缸筒內(nèi)壁接觸面積增大，容易產(chǎn)生較大的切向摩擦力，不僅對活塞環(huán)造成損傷，也影響了活塞運動時復(fù)原閥對油液阻尼力的調(diào)節(jié)作用，進而影響液壓減振器的正常工作。因此，在保證減振器正常工作和加工精度允許的條件下，得到液壓減振器環(huán)形密封的最佳間隙為0.5 mm左右。

5 結(jié)論

(1)活塞靜止時，環(huán)形間隙中液流速度、壓力呈拋物線分布，且呈逐漸下降的趨勢。環(huán)形間隙油液內(nèi)泄漏主要受環(huán)形間隙節(jié)流口速度、壓力、湍流動能等因素影響，受溫度影響較小。

(2)活塞運動時，間隙中液流速度隨著活塞運動速度增大而增大，泄漏量隨活塞速度增大而逐漸增加。

(3)隨著密封間隙的增大，泄漏量也隨之增加，可見，在加工精度允許的條件下，可通過減小間隙來減小泄漏量。但在實際情況下必須留有安全間隙，試驗得到液壓減振器環(huán)形密封的最佳間隙為0.5 mm左右。