徐文雪，呂振華

(清華大學(xué)車輛與運(yùn)載學(xué)院，北京 100084)

車輛懸架系統(tǒng)中的液阻減振器是用于改善車輛行駛平順性的重要功能部件，傳統(tǒng)的被動式液阻減振器在結(jié)構(gòu)方案確定之后，其阻尼特性僅與速度相關(guān)，而行程敏感式減振器的阻尼特性不僅與速度相關(guān)，同時(shí)還受活塞行程/位置的影響[1]。常見的行程敏感式減振器的形式有：缸壁槽形[1?2]、附加閥式[3]、附加回油通道式[4]等。缸壁槽形行程敏感式液阻減振器在與主活塞平衡位置相對應(yīng)的缸筒內(nèi)壁上開設(shè)一個(gè)或多個(gè)淺槽，通過增大局部行程的通流面積實(shí)現(xiàn)對阻尼力的衰減。

設(shè)計(jì)手冊文獻(xiàn)[1]中給出了缸壁槽形行程敏感式減振器在不同活塞偏置狀態(tài)下的示功特性，并對其具體應(yīng)用前景給出一些工程性建議，即比較適用于具有車身高度控制的車輛，如卡車的駕駛室懸架及裝配有空氣彈簧的公共汽車懸架系統(tǒng)。文獻(xiàn)[2，5 ? 6]采用一維流體分析軟件建立了行程敏感式雙筒減振器的集總參數(shù)模型，探討了缸壁槽結(jié)構(gòu)參數(shù)對示功特性及流量特性的影響。文獻(xiàn)[7]建立了缸壁槽形行程敏感式減振器的集總參數(shù)模型，用駕駛員座椅和后排座椅處的加速度響應(yīng)信號評價(jià)了裝有行程敏感式減振器的車輛的減振效果。這些研究局限于固定振幅、低速工況的減振器阻尼特性的計(jì)算分析，且不能給出減振器內(nèi)部流場的三維瞬態(tài)特性。

上述集總參數(shù)模型不能用于研究缸壁槽截面形狀及分布對行程敏感式減振器的阻尼特性及其內(nèi)部流場動力學(xué)特性的影響，因此，需采用基于結(jié)構(gòu)有限元分析(FEA)、計(jì)算流體動力學(xué)(CFD)和流-固耦合(FSI)動力學(xué)的數(shù)值仿真分析技術(shù)，以實(shí)現(xiàn)行程敏感式減振器內(nèi)部工作過程流-固耦合動力學(xué)響應(yīng)特性的三維仿真分析[8]。文獻(xiàn)[9]采用同步化迭代流-固耦合計(jì)算方法分析了減振器的板閥式補(bǔ)償閥的結(jié)構(gòu)對減振器空程性畸變的臨界速度的影響；文獻(xiàn)[10]采用交錯(cuò)迭代流-固耦合計(jì)算方法對減振器的彈性閥片式節(jié)流閥系的動態(tài)特性進(jìn)行了仿真分析；文獻(xiàn)[11 ? 12]采用直接流-固耦合方法對減振器的錐形節(jié)流閥系的耦合自激非線性振動現(xiàn)象進(jìn)行了仿真分析；文獻(xiàn)[13 ? 14]采用迭代流-固耦合計(jì)算方法對半主動液阻減振器的動態(tài)特性進(jìn)行了仿真分析。直接流-固耦合算法采用有限元方法求解結(jié)構(gòu)及流體方程，耦合邊界上的結(jié)構(gòu)和流體變量同步求解，不存在時(shí)間滯后及能量不守恒現(xiàn)象，但與某些流體算法(如滑移網(wǎng)格流-流耦合算法)無法兼容；同步化迭代流-固耦合算法采用預(yù)估-迭代方法，相對于交錯(cuò)迭代流-固耦合算法具有更高的計(jì)算精度和穩(wěn)定性。

本文建立了一種具有缸壁槽形行程敏感式可變阻尼特性的單筒充氣式液阻減振器的較精細(xì)的三維流-固耦合有限元仿真分析模型，采用同步化迭代流-固耦合動力學(xué)計(jì)算方法及滑移網(wǎng)格流-流耦合計(jì)算方法，求解減振器在簡諧激勵(lì)、沖擊激勵(lì)下的三維流-固耦合動力學(xué)響應(yīng)，探討減振器的高速動力學(xué)特性及活塞偏置或缸壁槽結(jié)構(gòu)改變后減振器的阻尼特性的變化規(guī)律。

1 行程敏感式減振器流-固耦合有限元分析模型構(gòu)建與求解

1.1 流-固耦合有限元模型構(gòu)建方法

本文所研究的缸壁槽形行程敏感式減振器的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1(a)所示，缸壁槽結(jié)構(gòu)及分布如圖1(b)所示，3 組淺長槽在缸筒內(nèi)壁均勻分布，每組含有3 條半徑為2 mm 的半圓柱形槽，將其分別標(biāo)記為S、M、L。當(dāng)主活塞運(yùn)動至缸壁槽長度范圍內(nèi)，壓縮室與伸張壓縮室內(nèi)油液亦可通過缸壁槽流通，引起伸張及壓縮阻尼力值減小。

流-固耦合動力學(xué)仿真分析過程計(jì)算量較大，而本文所設(shè)計(jì)減振器結(jié)構(gòu)具有1/3 對稱性，故為保證單元質(zhì)量及模型計(jì)算精度并提高計(jì)算效率，采用1/3 部分模型進(jìn)行流-固耦合動力學(xué)計(jì)算分析。首先，建立行程敏感式減振器的簡化結(jié)構(gòu)幾何模型，結(jié)構(gòu)所圍封閉空間即為流體幾何區(qū)域，其可通過Boolean 運(yùn)算獲得。本文結(jié)構(gòu)及流體的有限元網(wǎng)格模型如圖2 所示。在結(jié)構(gòu)模型中，較復(fù)雜的主活塞結(jié)構(gòu)采用四面體網(wǎng)格，活塞桿、閥板及浮動活塞結(jié)構(gòu)均采用六面體網(wǎng)格。流體模型采用全六面體網(wǎng)格，閥板與主活塞間預(yù)留一定間隙，用于模擬閥板開啟后所形成的縫隙通道；在間隙處劃分四層六面體單元，以滿足閥板開啟過程中的網(wǎng)格變形需求；缸壁槽內(nèi)流體單獨(dú)劃分六面體網(wǎng)格，不必與大流場內(nèi)流體網(wǎng)格滿足共結(jié)點(diǎn)條件，并采用較小尺度網(wǎng)格以捕捉槽道內(nèi)的流場特性；與缸壁槽相連通的大流場區(qū)域也采用較小尺度網(wǎng)格，以保證滑移網(wǎng)格耦合方法的計(jì)算精度；在壓力場、速度場變化劇烈的閥系附近采用較小尺度網(wǎng)格單元，在壓力場、速度場分布較均勻的大流場內(nèi)采用較大尺度網(wǎng)格單元即可。

圖2 液阻減振器系統(tǒng)的有限元網(wǎng)格模型Fig. 2 FE meshed model of a DS damper system

在流-固耦合有限元模型中，定義閥板外表面、流道內(nèi)表面、浮動活塞與油液的接觸表面和主活塞的上、下表面為流-固耦合邊界；定義與缸筒接觸的流體表面為固定壁面邊界；定義閥板與主活塞表面為接觸面；用彈簧單元代替壓緊彈簧的實(shí)體結(jié)構(gòu)，其彈性特性如圖3 所示；不建立氣室內(nèi)氣體的網(wǎng)格單元，代之以彈簧單元，反映氣體P-V關(guān)系，如圖4 所示；結(jié)構(gòu)材料為鋼，油液為一種液壓油，具體材料參數(shù)如表1 所示。

圖3 壓緊彈簧彈性特性Fig. 3 Spring Stiffness

圖4 氣室內(nèi)氣體P-V 關(guān)系Fig. 4 P-V curve of gas in chamber

表1 材料參數(shù)Table 1 Material parameters

缸壁槽形行程敏感式減振器流-固耦合有限元模型構(gòu)建的難點(diǎn)在于缸壁槽道內(nèi)流體與壓縮室、伸張壓縮室內(nèi)流場的瞬時(shí)連通與截?cái)噙^程的仿真分析。采用流體的滑移網(wǎng)格(Sliding Mesh)耦合方法來實(shí)現(xiàn)不同區(qū)域流場間的耦合作用，將缸壁槽內(nèi)流體與壓縮室、伸張壓縮室內(nèi)流體進(jìn)行虛擬分割，將兩區(qū)域的分割面定義為一組滑移網(wǎng)格耦合邊界。

1.2 流-固耦合有限元模型求解方法

流-固耦合系統(tǒng)的求解涉及到固體、流體及流-固耦合邊界處控制方程的求解[15]，其中固體的彈性動力學(xué)方程為：

式中： ρs為固體密度；u為固體的變形量；τs為柯西應(yīng)力張量；fsB為固體的體積力；t為時(shí)間。油液在Euler 坐標(biāo)系下的守恒型N-S 控制方程為：

在行程敏感式減振器工作過程中，主活塞驅(qū)動流體通過閥系及缸壁槽，產(chǎn)生動力耦合作用，其流-固耦合有限元模型的求解涉及到ALE 流-固耦合、滑移網(wǎng)格流-流耦合、流場動網(wǎng)格控制等算法。

可以采用同步化迭代耦合計(jì)算方法來求解流-固耦合模型方程，其求解流程如圖5 所示。

圖5 同步化迭代流-固耦合計(jì)算流程圖Fig. 5 Procedure of synchronous-iterative FSI computation

流體的滑移網(wǎng)格耦合方法將計(jì)算區(qū)域分成兩部分，兩區(qū)域交界面處的網(wǎng)格結(jié)點(diǎn)可相互獨(dú)立，通過兩區(qū)域邊界處變量當(dāng)前值的內(nèi)插值來保證缸壁槽內(nèi)流場與所連通的大流場間壓力、速度等場量的實(shí)時(shí)連續(xù)性。

在流體模型中，采用主-從結(jié)點(diǎn)(Leader-Follower)方法進(jìn)行動網(wǎng)格的控制，以保證計(jì)算過程中流體模型的網(wǎng)格質(zhì)量。

1.3 模型驗(yàn)證

對本文所設(shè)計(jì)的行程敏感式減振器進(jìn)行多工況性能測試，減振器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：缸筒內(nèi)徑和主活塞直徑為80 mm，主活塞上開有直徑8 mm的流通孔12 個(gè)(雙向各6 個(gè))；閥板的直徑均為72 mm，厚度均為3 mm，由蝶形彈簧壓緊。閥系和帶缸壁槽的缸筒如圖6 所示。實(shí)驗(yàn)測試設(shè)備如圖7 所示，具體測試工況如表2 所示。激勵(lì)方式為作用于活塞桿端部的正弦波激勵(lì)，主活塞初始位置位于缸壁槽中點(diǎn)處。

圖6 實(shí)驗(yàn)加工實(shí)物Fig. 6 Components of DS damper

圖7 實(shí)驗(yàn)測試設(shè)備Fig. 7 Test bench

對上述實(shí)驗(yàn)對象進(jìn)行流-固耦合仿真分析。提取計(jì)算結(jié)果中活塞桿的端面載荷以得到減振器的示功特性，表2 中工況的實(shí)測與計(jì)算結(jié)果如圖8所示。

表2 實(shí)驗(yàn)測試工況Table 2 Test conditions

圖8 減振器示功圖Fig. 8 Work diagrams of damper

由圖8 可以看出，流-固耦合仿真分析結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果具有較好的一致性，驗(yàn)證了流-固耦合有限元模型的建模及求解方法的有效性。

2 行程敏感式減振器的流-固耦合動力學(xué)特性及阻尼特性仿真分析

2.1 行程敏感式減振器的高速動力學(xué)響應(yīng)

基于流-固耦合模型可進(jìn)行減振器高速阻尼特性及內(nèi)部工作過程動力學(xué)響應(yīng)預(yù)測，對指導(dǎo)高速減振器設(shè)計(jì)具有重要意義，仿真分析工況如表3所示。

表3 仿真分析工況Table 3 Simulation conditions

對上述工況進(jìn)行仿真計(jì)算，得到減振器在工況1-1～工況1-6 下的減振器示功特性及阻尼力-速度特性，如圖9 所示；在工況2-1～工況2-6 下的減振器示功特性及阻尼力-速度特性，如圖10 所示。在圖9、圖10 中標(biāo)示出阻尼力隨缸壁槽依次開啟、關(guān)閉的變化過程，垂直的虛線代表減振器主活塞的中截面，主活塞總厚度為20 mm，但缸壁槽處主活塞厚度僅為16 mm，其一端距中截面10 mm，另一端距中截面6 mm，故示功特性并非關(guān)于位移行程中點(diǎn)對稱分布。

在圖9、圖10 中，發(fā)現(xiàn)高速工況中缸壁槽在被開啟、關(guān)閉的瞬態(tài)過程中阻尼力值出現(xiàn)明顯波動，以伸張行程為例，將每次波動的峰值標(biāo)記為A、C、E、I、K、M，將每次波動的谷值標(biāo)記為B、D、F、H、J、L。后續(xù)將結(jié)合減振器流場的動態(tài)特性對此現(xiàn)象進(jìn)行綜合分析。

圖9 減振器阻尼特性(較小振幅)Fig. 9 Damping characteristics (small amplitude)

圖10 減振器阻尼特性(較大振幅)Fig. 10 Damping characteristics (large amplitude)

將圖10 中伸張行程中不同活塞速度幅值下缸壁槽在特征點(diǎn)A時(shí)刻的阻尼力值FA與特征點(diǎn)G時(shí)刻的阻尼力值FG列于表4 中，并計(jì)算二者的阻尼力差值 ?F及下降比例 η1( =|FA?FG|/|FA|×100%)，以探討不同的活塞速度幅值下缸壁槽對減振器阻尼力特性的影響。

表4 特殊點(diǎn)處的阻尼力值Table 4 Damping forces at special points

由表4 可以看出，缸壁槽對減振器阻尼力的衰減比例隨活塞速度幅值的增大而減小，即激振速度越低，缸壁槽對阻尼力的衰減越大，這是不利的。

進(jìn)一步獲取減振器的流場動態(tài)特性分布，探討其與減振器阻尼特性的相互聯(lián)系，揭示缸壁槽形行程敏感式減振器的工作機(jī)理，以工況1-6(速度幅值3 m/s，位移幅值32 mm)為例，圖11 為減振器閥系附近流場的壓力分布，圖12 為閥系附近流場的速度分布，圖13 為缸壁槽通道出口處截面的壓力分布云圖。

由圖11 可以看出，減振器流場在閥系附近壓力梯度較大，離閥系較遠(yuǎn)處壓力梯度較小，且缸壁槽內(nèi)壓力與大流場內(nèi)壓力連續(xù)性很好，證明了滑移網(wǎng)格耦合方法的有效性。在缸壁槽關(guān)閉時(shí)刻，缸壁槽內(nèi)流場壓差較大；在壓縮行程中缸壁槽關(guān)閉時(shí)刻，缸壁槽內(nèi)流場出現(xiàn)負(fù)壓區(qū)，這是由于流-固耦合計(jì)算中未考慮空化效應(yīng)。

由圖12 可見，在壓縮行程、伸張行程的活塞最大速度時(shí)刻，流場的最大流速均發(fā)生在缸壁槽內(nèi)，其值分別達(dá)67 m/s、90.5 m/s。結(jié)合圖13 可見，缸壁槽內(nèi)流體中心流線壓力較低，槽道流體速度分布不均，中心位置流速較高；大部分流體一直運(yùn)動至槽道末端才進(jìn)入大流場。

為進(jìn)一步通過流場的動態(tài)特性分布來探討圖9(a)中阻尼力值發(fā)生波動現(xiàn)象的原因，獲取該減振器在特征點(diǎn)A、B、C、D時(shí)刻主活塞上閥系兩側(cè)截面和缸壁槽進(jìn)口(主活塞上沿(U)對應(yīng)截面)、出口(主活塞下沿(L)對應(yīng)截面)的壓強(qiáng)分布如圖14所示，主活塞流道和缸壁槽內(nèi)速度分布如圖15 所示，閥板開度特性如圖16 所示，流量特性如圖17所示。

將圖16 中伸張行程閥板開度的第一次波動的峰值，谷值標(biāo)記為X、Y、Z，其位置與伸張行程缸壁槽開啟導(dǎo)致的阻尼力波動的峰值、谷值間存在一定時(shí)間差；壓縮行程閥板的壓緊彈簧剛度較小，導(dǎo)致壓縮行程閥板開度較大，波動程度較弱。

以圖9(a)中伸張行程阻尼力值的第一次波動處的特征點(diǎn)A、B、C、D及圖16 中伸張行程閥板開度的第一次波動處的特征點(diǎn)X、Y、Z為研究對象，綜合考慮減振器的阻尼、壓差、流量、流速特性，對缸壁槽形行程敏感式減振器在特定工況下所產(chǎn)生的阻尼力值波動現(xiàn)象進(jìn)行解釋。具體結(jié)果列于表5 中。

由表5 可以看出，從特征點(diǎn)A時(shí)刻到特征點(diǎn)C時(shí)刻，缸壁槽L 已開啟，缸壁槽S、M 仍關(guān)閉，阻尼力值先減小后增大，與節(jié)流閥兩側(cè)壓差變化規(guī)律一致，缸壁槽L 進(jìn)、出口截面間壓差逐漸增大，槽內(nèi)流體最大流速逐漸增大，閥板開度變化相對阻尼力值變化存在一定時(shí)間滯后，活塞的伸張行程流道內(nèi)流量變化規(guī)律與閥板開度變化規(guī)律一致；在特征點(diǎn)C時(shí)刻，缸壁槽M 也開啟，缸壁槽L 內(nèi)流體的截面壓差和最大流速開始減小，但由于缸壁槽M 開啟，缸壁槽總流量增大，其它參數(shù)變化規(guī)律則與特征點(diǎn)A時(shí)刻到B時(shí)刻的變化規(guī)律一致。

圖11 閥系附近壓力場Fig. 11 Liquid pressure distribution around valve

圖13 缸壁槽通道出口處截面的壓力分布云圖Fig. 13 Pressure distribution in groove-path exits

2.2 行程敏感式減振器的沖擊動力學(xué)特性分析

進(jìn)一步探討路面沖擊載荷作用下行程敏感式減振器的動力學(xué)響應(yīng)。假定車輛行駛經(jīng)過一個(gè)200 mm 半徑的半圓形凸坎，車輪輪心的運(yùn)動包絡(luò)軌跡如圖18(a)所示(車輪半徑548 mm，不考慮車輪彈性)。

通過某越野車輛的雙橫臂懸架的運(yùn)動學(xué)模型獲得車輪輪心點(diǎn)跳動量和減振器的壓縮/伸張變形量之間的比值為2.04，由此得到減振器活塞的壓縮-伸張位移量與凸坎寬度間的關(guān)系。假定車輛行駛經(jīng)過該凸坎的速度為40 km/h，則通過凸坎的時(shí)間約為0.09 s。車輪上跳對應(yīng)于減振器的壓縮行程，活塞桿的位移、速度時(shí)間歷程曲線如圖18(b)、圖18(c)所示。

將圖18 所示的運(yùn)動激勵(lì)加載到減振器的流-固耦合有限元模型，計(jì)算得到行程敏感式減振器的沖擊動力學(xué)響應(yīng)特性，圖19 為減振器的阻尼特性曲線，圖20 為缸壁槽內(nèi)和閥系附近流場在典型時(shí)刻的速度分布圖。

圖14 截面壓強(qiáng)分布特性Fig. 14 Liquid pressure distribution within cross sections

圖15 速度分布特性Fig. 15 Liquid velocity distribution

在圖19 中標(biāo)示出缸壁槽內(nèi)最大流速點(diǎn)時(shí)刻，缸壁槽S、M、L 依次關(guān)閉時(shí)刻的阻尼力值A(chǔ)′、B′、C′、D′。當(dāng)車輪行駛進(jìn)入凸坎時(shí)，減振器主活塞速度迅速增大，缸壁槽內(nèi)流體速度高達(dá)98.5 m/s，阻尼力值從A′點(diǎn)開始不增反降到B′點(diǎn)，削減了阻尼力的瞬間沖擊峰值；缸壁槽依次關(guān)閉后，減振器恢復(fù)到主活塞閥系節(jié)流狀態(tài)。而對于正常設(shè)計(jì)的普通減振器，在遇到強(qiáng)沖擊時(shí)會發(fā)生阻尼力過大的現(xiàn)象，易造成對車身的強(qiáng)沖擊以及阻尼節(jié)流閥的損壞。

圖16 閥板開度-時(shí)間歷程Fig. 16 Valve clearance time history

圖17 流量特性Fig. 17 Valve flow rate time history

表5 減振器流-固耦合響應(yīng)量Table 5 FSI responses of damper

圖18 減振器輸入函數(shù)Fig. 18 Input excitation to damper

2.3 活塞偏置時(shí)行程敏感式減振器的阻尼特性分析

在實(shí)際工作過程中，車輛負(fù)載變化等因素會導(dǎo)致主活塞的靜平衡位置偏離缸壁槽中間位置。圖21 為主活塞沿壓縮行程方向偏置時(shí)的減振器的示功特性和阻尼力-速度特性。

圖19 減振器阻尼特性Fig. 19 Damping characteristics

圖20 速度分布圖Fig. 20 Liquid velocity distribution

由圖21 可以看出，當(dāng)活塞沿壓縮行程方向偏置時(shí)，阻尼力值在壓縮行程初期增長較慢，可減小對車身的沖擊；活塞經(jīng)過壓縮行程最大速度點(diǎn)后，阻尼力衰減較慢，可充分發(fā)揮其衰減振動的作用；阻尼力值在伸張行程初期增長較快，可迅速衰減振動；活塞經(jīng)過伸張行程最大速度點(diǎn)后，阻尼力值衰減較快，此為缸壁槽相對活塞偏置后的一點(diǎn)不利影響?？傮w而言，活塞沿壓縮行程方向偏置的狀態(tài)是有利的，可成為進(jìn)行減振器的壓縮-伸張行程的不同阻尼特性匹配的一個(gè)措施；而活塞沿伸張行程方向偏置的狀態(tài)則是不利的；不同的偏置量所導(dǎo)致的減振器阻尼特性也各不相同。

圖21 活塞偏置時(shí)減振器的阻尼特性Fig. 21 Damping characteristics with piston offset

2.4 缸壁槽的分布及結(jié)構(gòu)對行程敏感式減振器阻尼特性的影響

本節(jié)探討缸壁槽的分布及結(jié)構(gòu)對行程敏感式減振器的輸出特性的影響。逐步改變減振器的缸壁槽數(shù)目及組合，得到減振器在工況1-4(活塞速度幅值2 m/s，活塞位移幅值32 mm)下的示功特性如圖22 所示。

由圖22 可以看出，以伸張行程為例，單缸壁槽形行程敏感式減振器的阻尼力只在缸壁槽開啟及關(guān)閉時(shí)存在兩次波動，缸壁槽開啟后，減振器阻尼力變化規(guī)律基本一致；兩缸壁槽形行程敏感式減振器的阻尼力在兩條缸壁槽分別開啟及關(guān)閉時(shí)存在四次波動，兩條缸壁槽全部開啟后，減振器阻尼力變化規(guī)律基本一致；三缸壁槽形行程敏感式減振器的阻尼力存在六次波動，并表現(xiàn)出單條缸壁槽作用結(jié)果的疊加效應(yīng)。提取普通減振器和三缸壁槽形行程敏感式減振器的示功特性中主活塞最大速度點(diǎn)處的阻尼力值F1、F2，并計(jì)算缸壁槽所引起的阻尼力下降比例 η2( =|F1?F2|/|F1|×100%)，具體結(jié)果見表6。

圖22 多個(gè)缸壁槽道分別對示功特性的影響Fig. 22 Influence of multi-grooves to work diagram

由表6 可以看出，行程敏感式減振器對伸張行程阻尼力的調(diào)節(jié)作用強(qiáng)，對壓縮行程阻尼力的調(diào)節(jié)作用弱；由流場的壓力分布可獲得缸壁槽內(nèi)流體進(jìn)口和出口截面間的壓差在伸張行程活塞最大速度點(diǎn)處為1.25 MPa，在壓縮行程活塞最大速度點(diǎn)處為0.8 MPa，壓差越大，缸壁槽對阻尼力的影響越大。

表6 不同減振器的阻尼力值對比Table 6 Comparison of damping forces

在原缸壁槽結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上加長其過渡段長度，以使得缸壁槽流道被開啟、關(guān)閉過程的通流面積及阻尼力變化更加平緩，具體結(jié)構(gòu)如圖23 所示。

圖23 缸壁槽修改方案 /mm Fig. 23 Modification of grooves

滑移網(wǎng)格耦合方法的采用使得流-固耦合計(jì)算過程中只需重新劃分缸壁槽內(nèi)流體的網(wǎng)格單元，而無需對其它流場單元進(jìn)行處理，有利于提高仿真模型重構(gòu)效率。對局部修改了的缸壁槽形行程敏感式減振器的流-固耦合仿真模型在工況1-4(速度幅值2 m/s，位移幅值32 mm)及工況2-2(速度幅值1 m/s，位移幅值48.5 mm)下進(jìn)行求解，其示功特性如圖24 所示，可見阻尼力的波動明顯減弱了。

圖24 缸壁槽端部修改對示功特性的影響Fig. 24 Influence of groove modification on work diagrams

3 結(jié)論

本文建立了缸壁槽形行程敏感式液阻減振器的三維流-固耦合有限元仿真分析模型，探討了減振器的高速動力學(xué)特性、沖擊動力學(xué)特性及活塞偏置或缸壁槽結(jié)構(gòu)改變后減振器的阻尼特性的變化規(guī)律，可得以下結(jié)論：

(1)基于ALE 流-固耦合、滑移網(wǎng)格流-流耦合、流場動網(wǎng)格控制的同步化迭代流-固耦合計(jì)算方法可精確求解缸壁槽形行程敏感式筒式液阻減振器的復(fù)雜三維流-固耦合有限元模型，實(shí)現(xiàn)內(nèi)部流場動力學(xué)特性和減振器變阻尼特性的仿真分析，具有重要的學(xué)術(shù)意義與技術(shù)價(jià)值。

(2)仿真分析結(jié)果表明：活塞沿壓縮行程方向偏置時(shí)，阻尼力在壓縮行程初期增長緩慢，可減小對車身的沖擊，而在伸張行程初期增長較快，可迅速衰減振動，這可成為進(jìn)行此類液阻減振器的壓縮-伸張行程的不同阻尼特性匹配的一個(gè)有利措施，而活塞沿伸張行程方向偏置的狀況是不利的；在地面沖擊工況下，缸壁槽的附加泄流作用可削減阻尼力的瞬間沖擊峰值，減小對車身的強(qiáng)沖擊，并有利于防止阻尼節(jié)流閥系的沖擊損壞。

(3)仿真分析結(jié)果還表明：多缸壁槽形行程敏感式減振器的阻尼特性表現(xiàn)出單條缸壁槽作用結(jié)果的疊加效應(yīng)；缸壁槽對減振器阻尼力的衰減比例隨活塞速度幅值的減小而增大；缸壁槽在高速工況下被開啟及關(guān)閉的瞬態(tài)過程中伴隨有阻尼力波動現(xiàn)象，可通過適當(dāng)延長缸壁槽端部收縮段加以改善。