半主動液壓減振器動態特性建模與試驗研究

朱茂桃， 唐 偉， 王道勇， 葉必軍， 上官文斌

(1.江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013；2.華南理工大學 機械與汽車工程學院，廣州 510641；3.寧波拓普集團股份有限公司，浙江 寧波 315800)

隨著車輛性能要求的不斷提高，液壓減振器在汽車上應用越來越廣泛。在傳統被動式減振器技術發展的同時，能夠適應不同行駛工況的可調阻尼減振器技術也隨之不斷發展，如電流變式、磁流變式、阻尼可切換式減振器等[1]。阻尼可切換式減振器不但能有效改善汽車行駛平順性和操縱穩定性，而且在成本方面相比電流變式、磁流變式減振器更具市場價值。目前國內在阻尼可切換式減振器設計開發方面的研究較少，因此，研究該類減振器的阻尼切換原理、動態特性及影響因素，對高性能減振器的開發具有重要意義[2]。

根據某電動汽車動力總成懸置系統的設計要求，在防扭拉桿一側并聯安裝液壓減振器，要求其復原、壓縮時阻尼力大小基本相等，在發動機啟動或熄火工況下阻尼力較大，在發動機正常工作時阻尼力要小。本文設計了一種半主動液壓減振器，通過電磁閥實現對減振器的控制，使其具有兩級阻尼特性，并對其動態特性(阻尼力-位移特性、阻尼力-速度特性)進行了研究。

目前對減振器建模方法主要有：集總參數模型法和分布參數模型法[3]。集總參數模型的模型參數主要依賴于試驗測試，且流體流量系數、壓力大小等關鍵參數均難以獲得。隨著有限元技術的發展，采用分布參數模型法在設計階段準確預測減振器的動態特性已成為可能。Herr等[4]采用CFD和FEM相結合的方法建立了第一個真正意義上的減振器預測分析模型，對減振器阻尼閥的穩態特性進行了分析。Tallec等[5]將他們自己開發的流-固耦合算法嵌入到FIRE軟件中，對減振器節流閥的動態特性進行仿真分析，實現了真正意義上的流-固耦合仿真。Martins等[6]利用有限元分析軟件CFX，建立了減振器二維CFD分布參數計算模型，詳細分析了活塞與減振器缸筒之間的間隙對減振器阻尼力大小的影響。李世民等[7]采用有限元分析軟件ADINA，建立了較為完整的減振器流-固耦合有限元模型，并對減振器動態特性進行了分析。賀李平等[8]聯合CFD軟件CFX和FEA軟件ANSYS，建立了減振器流-固耦合模型，分析了減振器內流場特性和閥片動態響應特性。于振環等[9]利用有限元軟件ADINA，建立了疊加節流閥片和流場有限元模型，并分析了減振器閥系動態非線性特性。

雖然上述學者們在減振器建模和流場分析方面做了很多研究，但他們的研究對象主要都是雙筒式液壓減振器，減振器阻尼不可切換，沒有對減振器內部氮氣進行建模處理，也缺乏對減振器阻尼力影響因素的分析。本文基于流-固耦合有限元分析的理論與方法，運用ADINA仿真軟件建立了半主動液壓減振器的流-固耦合有限元模型，計算分析了電磁閥通、斷電時減振器的動態特性，并與試驗結果進行了對比分析。結果證明了本文建模方法和計算方法的正確性，同時根據該方法分析了減振器關鍵參數對其阻尼力的影響。文中對半主動液壓減振器的建模方法和試驗方法，可為實際產品的開發提供理論支持。

1 半主動液壓減振器結構及試驗方法

1.1 半主動液壓減振器的結構

本文開發的半主動液壓減振器基本結構,如圖1所示。主要由缸筒、活塞、活塞桿、浮動活塞、電磁閥等元件組成。活塞將缸筒分為復原腔與壓縮腔，電磁閥安裝于兩腔之間，通過閥芯控制旁通流道的打開與關閉。活塞采用常通孔式，是為了使得減振器的復原力與壓縮力大小趨于一致。浮動活塞將氣室與壓縮腔的油液隔開，氣室內充有高壓氮氣，用來補償減振器工作過程中缸筒內油液的體積變化，防止空程現象的發生，同時能起到降低噪音的作用。缸筒底端與活塞桿端部均設有吊耳，并裝有橡膠襯套。

1-缸筒;2-氣室;3-浮動活塞;4-壓縮腔;5-旁通流道;6-電磁閥;7-閥芯;8-活塞;9-阻尼孔;10-復原腔;11-端蓋;12-活塞桿;13-橡膠襯套

圖1 半主動液壓減振器結構圖

Fig.1 Structure of semi-active hydraulic shock absorber

半主動液壓減振器的阻尼切換原理如下：根據動力總成的工況，通過控制電磁閥的通、斷電，改變減振器的阻尼力。發動機在正常運行時，電磁閥斷電，旁通流道將復原腔與壓縮腔連接，隨著活塞的運動，油液通過旁通流道在兩腔之間流動，此時減振器阻尼力較小。發動機啟動或熄火時，控制電磁閥通電，閥芯受電磁力作用頂下來封住旁通流道，此時油液只流經活塞上的阻尼孔，減振器阻尼力較大。通過控制電磁閥的通、斷電，使半主動液壓減振器能在不同工況下切換阻尼力，從而改善汽車行駛平順性。

1.2 試驗方法

減振器動態特性試驗是在MTS831動態儀上進行的，試驗系統布置,如圖2所示。減振器活塞桿頂端通過工裝與力傳感器相連，減振器的底端固定在液壓激振臺上，與位移傳感器連接。確保減振器沿鉛垂方向安裝，防止減振器在試驗過程中產生偏磨。調整液壓激振缸的零位，使液壓缸在零位的時候，減振器活塞剛好位于其中間位置[10]。通過激振系統對減振器的活塞桿施加正弦波位移激勵，減振器力信號由力傳感器采集，活塞位移信號由位移傳感器獲得，所得到的力信號和位移信號通過控制系統最終到達信號采集處理系統中。在測試進行前，由于高壓氮氣的作用，力傳感器會采集到減振器初始彈性力的大小，記錄該力的具體數值，在最后試驗數據處理階段，將力傳感器的測量值減去該彈性力的數值，即得到減振器實際阻尼力的大小。

試驗時，為了獲取較為可靠的試驗數據，對減振器先進行3個周期的預循環，然后采集第4、第5個周期的力、位移和速度信號，進而得到減振器的力-位移、力-速度特性曲線。試驗現場,如圖3所示。依據國家標準QC/T 545—1999和半主動液壓減振器實際工況，制定試驗工況見表1，試驗時施加于活塞桿的振幅均為3 mm。本文所開發的半主動液壓減振器中橡膠襯套的靜剛度可達10 000 N/mm，減振器在行程較小時橡膠襯套對試驗精度的影響較小，基本可以忽略。

表1 試驗工況

圖2 試驗系統布置圖Fig.2 Experimental system arrangement

圖3 試驗現場圖Fig.3 Experimental scene

2 半主動液壓減振器FSI模型建立

2.1 有限元模型

建立減振器固體部分1/2有限元模型與電磁閥通、斷電時流體部分1/2有限元模型，建立的模型,如圖4所示。在建模過程中，固體網格采用四面體單元和六面體單元混合模式，網格尺寸為1.5 mm，并對橡膠襯套、端蓋、活塞等部件進行剛性連接處理。流體網格采用四面體單元，復原腔、壓縮腔和旁通流道網格尺寸為1.3 mm，阻尼孔流體部分網格進行細化處理，網格尺寸為0.2 mm。同時，為了減小計算量，在減振器建模時忽略了缸筒的變形和固體倒角部分，電磁閥通電時的流體模型忽略了其旁通流道中流體部分。模型的主要材料參數見表2和表3。

(a) 固體模型

(b) 電磁閥斷電流體模型

(c) 電磁閥通電流體模型

2.2 高壓氮氣等效模型

氣室內的高壓氮氣與浮動活塞在減振器工作過程中起到補償油液體積的作用，在建模過程中將其等效為一根彈簧，等效剛度可由下式求得[11]。其中，n為氮氣的比熱容比(大小為1.4)，Ar為活塞桿的截面積，P0為氮氣的初始壓力，V0為氣室初始體積

表2 固體材料參數

表3 流體材料參數

(1)

如圖5所示，在浮動活塞與缸筒底端剛性連接點之間定義等效彈簧，建立其單元組并設置彈簧剛度，約束彈簧除活塞移動方向外所有的自由度，同時對浮動活塞與氮氣接觸面施加初始氣壓力0.85 MPa。

2.3 邊界條件

圖5為固體邊界條件，對固體模型中活塞桿襯套中心施加正弦波位移激勵，持續三個周期，分別定義位移載荷與氮氣壓力載荷的時間函數。約束所有剛性連接點除活塞桿移動方向外所有的自由度，并將缸筒質量定義在其底端的剛性連接點處。固體模型與流體模型中的耦合面一一對應，將其定義為流-固耦合面，約束除運動方向外所有的自由度。

圖5 固體邊界條件

圖6為電磁閥通電時流體邊界條件，流體假設為不可壓縮流體，不考慮熱傳遞。流體中的對稱面定義為對稱邊界，其它流體邊界定義為非滑移壁面，約束對稱面的法向自由度，此外不施加任何約束。對所有流體表面施加初始氮氣壓力，流-固耦合面處施加紊流載荷。電磁閥斷電時流體邊界條件與通電時一致，在此不再贅述。

圖6 電磁閥通電時流體邊界條件

3 半主動液壓減振器動態特性分析

3.1 半主動液壓減振器動態特性計算與試驗結果對比

減振器模型計算得到的力數據采集于位移載荷施加點，即固體模型中活塞桿襯套中心，該力為減振器靜態支撐力與實際阻尼力的合力。減振器靜態下的支撐力為高壓氮氣對活塞桿的作用力，可由下式求得

Fr=P0·Sr

(2)

式中:P0為氮氣的初始壓力;Sr為活塞桿的截面積。由于減振器實際工作過程中氮氣壓力變化較小，在此假設其恒為初始壓力。將模型計算得到的力減去減振器靜態支撐力，即得到模型實際阻尼力的數據。

圖7和圖8為半主動液壓減振器在振幅3 mm頻率10 Hz工況下，電磁閥通、斷電時計算與試驗的示功圖與速度特性曲線。

由圖8可知，兩種狀態下試驗得到的速度特性曲線均存在遲滯現象，這種遲滯現象在示功圖中表現為左右圖形的不對稱性。示功圖(見圖7)總體飽滿圓滑，沒有出現空程和畸變，說明所研制的半主動液壓減振器性能較好[12]。電磁閥兩種狀態下計算結果與試驗結果的曲線總體趨勢是一致的，證明了本文建模方法和計算方法的正確性。復原力和壓縮力大小基本相等，滿足設計要求。試驗值較計算值略低，是由于未考慮油液的可壓縮性、環境溫度、系統相關的摩擦阻尼以及試驗本身存在的誤差引起的。

表4列出了電磁閥在通、斷電時的阻尼力情況。由表4可知，各工況下阻尼力的試驗值與計算值誤差均<15%，表明所建的計算模型精度較高。同一工況下，電磁閥通電時減振器的阻尼力明顯增大了，大小為斷電時的7倍，說明半主動液壓減振器具有良好的兩級阻尼特性，阻尼響應迅速。

(a) 示功圖

(b) 速度特性曲線

(a) 示功圖

(b) 速度特性曲線

Tab.4Calculationandexperimentresultsofdampingforce(solenoidvalvepoweron/off)

激勵頻率/Hz斷電通電計算/N試驗/N誤差/%計算/N試驗/N誤差/%101381324．39629085．6111601506．2112010357．5121801686．7128511857．8132021886．91450130510142282107．91650144512．4

3.2 半主動液壓減振器流場特性仿真結果

減振器內部流場的試驗測試與理論分析較為困難，采用本文的流-固耦合有限元分析，則可以很方便地獲得半主動液壓減振器內部流場的分布情況，可以直觀地得到減振器結構變化對其性能的影響情況。

圖9為0.1 s時，電磁閥通、斷電時流體壓力場情況。從圖中可以看出：在電磁閥斷電時，由于旁通流道的存在，使得流體流通總面積增加，復原、壓縮兩腔壓力差距較小，阻尼孔處流體和旁通流道流體均有一定的壓力梯度，但梯度值很小，其余區域的壓力呈均勻分布。而電磁閥通電時，由于旁通流道截斷，流體結構發生了改變，此時流體只由阻尼孔流動，阻尼孔處流體壓力場急劇變化，壓力梯度增大，在入口兩側都存在小范圍的負壓區，復原、壓縮兩腔壓力差也明顯增大。

根據上述分析，分別提取電磁閥通、斷電時減振器復原、壓縮兩腔的壓力，得到相應的壓力分布曲線,如圖10所示。由圖10可知,在兩種工況下，壓縮腔壓力均無明顯變化，壓力值與初始氮氣壓力0.85 MPa接近。因為在減振器工作過程中，浮動活塞補償了缸筒內油液的體積變化，浮動活塞處于一個相對平衡的狀態，使得浮動活塞兩側壓力趨于一致。復原腔壓力均有一定的波動，其中通電時復原腔壓力波動幅值更大(斷電時波動幅值為0.07 MPa，通電時波動幅值為2.49 MPa)，這也表明通電時流體壓力變化更為劇烈，壓力梯度也更大。

圖11為電磁閥通、斷電時流體速度分布曲線。從圖11可知,在電磁閥斷電時，流體最大速度產生于旁通流道，大小為4.37 m/s，此時阻尼孔處的流體速度很小，只有1.26 m/s，旁通流道流速波動較大。而電磁閥通電時，旁通流道截斷，阻尼孔處流速達到了25.57 m/s，遠大于斷電時旁通流道的流速，且此時阻尼孔流速波動幅值更大，這也是由于二者在流體結構上的差別造成的。

(a) 斷電

(b) 通電

4 半主動液壓減振器阻尼力影響因素分析

對半主動液壓減振器阻尼力產生影響的主要有兩方面因素：減振器結構參數和油液參數。基于上文對該減振器的建模與計算方法，討論這兩方面參數對電磁閥通電時減振器阻尼力的影響。

4.1 充氣壓強的影響

圖12是充氣壓強分別為0.85 MPa、1.35 MPa、1.85 MPa時減振器的示功圖計算結果。由圖12可知，隨著充氣壓強的增大，減振器的阻尼力并無明顯變化，因此充氣壓強的影響基本可以忽略。

圖11為電磁閥通、斷電時流體速度分布曲線。

4.2 油液黏度的影響

油液黏度直接關系到減振器阻尼力的大小，圖13為油液黏度分別為10 mm2/s、15 mm2/s、20 mm2/s時減振器的示功圖計算結果。顯然，減振器阻尼力隨著油液黏度的增大而增大，油液黏度對減振器阻尼力的影響較大。

4.3 阻尼孔直徑的影響

阻尼孔直徑的大小影響阻尼孔處油液的壓力，從而影響減振器的阻尼力。圖14為阻尼孔直徑分別為1.3 mm、1.5 mm、1.7 mm時減振器的示功圖計算結果。可以看出，隨著阻尼孔直徑的增大，減振器阻尼力降低幅度很大，可見阻尼力對阻尼孔直徑非常敏感。

(a) 斷電

(b) 通電

圖11 電磁閥通、斷電時流體速度分布曲線

圖12 不同充氣壓強下的示功圖

圖13 不同油液黏度下的示功圖

圖14 不同阻尼孔直徑下的示功圖

4.4 活塞桿直徑的影響

圖15為活塞桿直徑分別為9 mm、11 mm、13 mm時減振器的示功圖計算結果。從圖15可知，隨著活塞桿直徑的增大，減振器阻尼力明顯降低，活塞桿直徑對減振器阻尼力的影響也較大。

圖15 不同活塞桿直徑下的示功圖

5 結 論

(1) 開發了一種具有阻尼切換功能的兩級阻尼半主動液壓減振器，并對其動態特性進行了研究。建立了該減振器的流-固耦合有限元模型，計算分析了其動態特性，并與試驗結果進行對比分析，驗證了本文建模方法和計算方法的正確性。

(2) 分析了電磁閥通、斷電時半主動液壓減振器阻尼力變化情況和流體的流場特性。結果表明，該減振器具有良好的兩級阻尼特性，阻尼切換控制精準。電磁閥通電后，流體結構的改變明顯增大了減振器的阻尼力，且流體復原腔壓力場、速度場波動也更為劇烈。

(3) 分析了充氣壓強、油液黏度、阻尼孔孔直徑等參數對半主動液壓減振器阻尼力的影響。結果表明，提高油液粘度、減小阻尼孔直徑和活塞桿直徑均可以有效增加減振器的阻尼力。

(4) 本文所進行的建模是基于諸多假設和簡化條件下展開的，有一些半經驗的因素在里面，在今后的研究中應進一步完善減振器的計算模型，采用更精確的方法預測減振器的動態特性。

[1] 李世民,呂振華. 汽車筒式液阻減振器技術的發展[J]. 汽車技術, 2001(8): 10-16.

LI Shimin, Lü Zhenhua. Technology development of cylindrical fluid resistance shock absorber for motor vehicle[J]. Automobile Technology, 2001(8): 10-16.

[2] DIXON J. The shock absorber handbook[M]. USA: SAE Inc, 1999.

[3] 呂振華,李世民. 筒式液阻減振器動態特性模擬分析技術的發展[J]. 清華大學學報(自然科學版), 2002, 42(11): 1532-1536.

Lü Zhenhua, LI Shimin. Simulation techniques for nonlinear dynamic characteristics of telescopic hydraulic dampers[J]. Journal of Tsinghua University (Science and Technology), 2002, 42(11): 1532-1536.

[4] HERR F, MALLIN T, LANE J, et al. A shock absorber model using CFD analysis and easy5[C]. SAE Technical Paper, 1999.

[5] TALLEC P L, MOURO J. Fluid structure interaction with large structural displacements[J]. Computer Methods in Applied Mechanics and Engineering, 2001, 190(24): 3039-3067.

[6] MARTINS F P, SIQUEIRA C, SPOGIS N. Development and validation of a CFD model to investigate the oil flow in a shock absorber[C]. SAE Technical Paper, 2005.

[7] 李世民. 筒式液阻減振器液-固耦合動力學特性仿真技術研究[D]. 北京: 清華大學, 2014.

[8] 賀李平,顧亮. 基于流-固耦合的汽車減振器動態特性仿真分析[J]. 機械工程學報, 2012, 48(13): 96-101.

HE Liping, GU Liang. Simulative analysis of dynamic characteristics of automobile shock absorbers based on fluid-structure interaction[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2012, 48(13): 96-101.

[9] 于振環,張娜. 基于流-固耦合的車輛減振器動態非線性仿真分析[J]. 吉林大學學報, 2015, 45(1): 16-21.

YU Zhenhuan, ZHANG Na. Simulation analysis of dynamic nonlinear characteristics of vehicle shock absorber based on fluid-structure interaction[J]. Journal of Jilin University, 2015, 45(1): 16-21.

[10] 張立軍,余卓平. 汽車液壓減振器機械阻尼特性試驗研究[J]. 噪聲與振動控制, 2005(3): 33-37.

ZHANG Lijun, YU Zhuoping. Experimental research on the mechanical damping characteristics of automotive hydraulic shock absorber[J]. Noise and Vibration Control, 2005(3): 33-37.

[11] CHOI Y T, WERELEY N M. Self-powered magnetorheological dampers[J]. Journal of Vibration & Acoustics, 2009, 131(4): 323-329.

[12] 呂振華,李世民. 筒式液阻減振器工作特性的實驗研究[J]. 汽車工程, 2005, 27(2): 203-208.

Lü Zhenhua, LI Shimin. An experimental study on the characteristics of telescopic hydraulic shock absorber[J]. Automotive Engineering, 2005, 27(2): 203-208.