車輛液壓減振器生熱機理分析研究

陳齊平，吳明明，康 盛，魏佳成

（華東交通大學(xué)載運工具與裝備教育部重點實驗室，江西 南昌 330013）

1 引言

隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，汽車乘坐舒適性的要求也在不斷的提高［1］。減振器主要安裝在車體和車輪之間，是車輛懸架系統(tǒng)和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要部件[2]，它直接對車輛的整車性能產(chǎn)生影響。目前廣泛使用的液壓減振器其阻尼的產(chǎn)生主要來自流體的小孔節(jié)流[3]，產(chǎn)生的阻尼力可以衰減車輪與車身之間的振動，可以緩和由不平路面所引起的車身振動和沖擊，從而提高汽車乘坐的舒適性。然而液壓減振器振動能量主要是轉(zhuǎn)化為熱能而散發(fā)[4]，當減振器長期處于高溫度的環(huán)境當中時，會加速密封元件的老化，容易引發(fā)減振器漏油甚至失效等問題[5]。因此對液壓減振器的生熱機理進行深入研究具有重要的意義。

對液壓減振器內(nèi)部溫度的分布情況進行研究是減振器可靠性設(shè)計中不可忽略的一個環(huán)節(jié)，國內(nèi)外已經(jīng)開展了大量的研究，文獻[6]中建立了具有較高精度的1/4封閉流場網(wǎng)格模型，仿真得到了減振器油液的熱量產(chǎn)生過程和溫度場分布情況，但缺少分析油液參數(shù)對溫度場和減振器熱平衡溫度的影響；文獻[7]中通過計算機仿真對液壓減振器在衰減懸架系統(tǒng)振動過程中的發(fā)熱問題進行了初步的研究，但此研究只在一種高速工況下進行了仿真和驗證；文獻[8]中應(yīng)用CFD數(shù)值方法建模，計算出工作缸管內(nèi)強迫對流換熱的傳熱過程，然而此研究沒有進行試驗驗證；文獻[9]中根據(jù)實驗數(shù)據(jù)計算了不同粘度流體對溫度的敏感程度，但此研究缺少仿真數(shù)據(jù)的支持。文獻[10]中設(shè)計并制作了減振器試驗臺，對減振器不同工作溫度下的力-變形特性進行了研究，然而此研究沒有得到具體的溫度場分布情況；文獻[11]中確定了不同溫度條件下的減振器阻尼特性，給出了減振器阻尼特性隨溫度變化的規(guī)律，但此研究未建立減振器的生熱量模型且實驗復(fù)雜、設(shè)備昂貴。

針對上述液壓減振器內(nèi)部溫度分布研究存在的問題，基于CFD的數(shù)值方法對液壓減振器的生熱機理進行研究，建立減振器生熱量模型和較高精度的減振器三維流體模型，在FLUENT流體軟件中進行仿真分析，并進行試驗驗證。

2 理論分析

2.1 減振器結(jié)構(gòu)

減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，具體的液壓減振器結(jié)構(gòu)，如圖1所示。由圖1可知，減振器由活塞缸、活塞和底閥組成，這些部分將減振器分為上腔、下腔和貯油腔。其中，主要的阻尼部件是活塞上的復(fù)原閥和流通閥，復(fù)原閥用于緩解減振器拉伸過程中的振動，流通閥主要實現(xiàn)減振器壓縮過程中油液的流動［12］。

圖1 液壓減振器結(jié)構(gòu)Fig.1 Hydraulic Shock Absorber Structure

2.2 建立減振器生熱量模型

液壓減振器由于油液的阻尼力的作用，內(nèi)部將會產(chǎn)生大量的熱量，熱量的來源主要有兩個部分：摩擦生熱和油液阻尼生熱［13］。其中的摩擦生熱主要由減振器內(nèi)部的活塞桿與活塞、導(dǎo)向座與導(dǎo)向座密封圈、油封與導(dǎo)向座之間的相互摩擦而產(chǎn)生，油液阻尼生熱主要是由于油液通過節(jié)流小孔而產(chǎn)生。液壓減振器的摩擦生熱一般遠小于油液的阻尼生熱，只有在減振器工作在惡劣環(huán)境中摩擦生熱才有一定的數(shù)值，因此在建立減振器生熱量模型時可忽略摩擦生熱的影響，此時減振器工作時的阻尼力為：

式中：C—阻尼系數(shù)；V1—復(fù)原閥上端的流速；V2—復(fù)原閥下端的流速。

查資料得：減振器阻尼系數(shù)范圍為（0～5000）N·s/m，油液阻尼系數(shù)選為2500N.s/m。減振器在低速工況下工作時，復(fù)原閥下端流速很小，可以忽略，復(fù)原閥上端流速大致為0.05m/s，此時可計算得阻尼力Fd=C(V1-V2)=2500（0.05-0）=125N；當減振器在高速工況下工作時，由于溫度影響，阻尼系數(shù)會下降，此處為2000N·s/m，復(fù)原閥下端流速大致為0.3m/s，復(fù)原閥上端流速大致為1m/s，計算可得阻尼力Fd=C(V1-V2)=2000（1-0.3）=1400N。

油液的瞬時功率為：

因此：當減振器在低速工況下工作時，油液瞬時功率Pd=Fd(V1-V2)2=125（0.05-0）2=0.05W；當減振器在高速工況下工作時，油液瞬時功率Pd=Fd(V1-V2)2=1400（1-0.3）2=686 W。

積分（2）式可得到減振器油液的生熱量：

減振器工作時間為0.15s，因此，當減振器在低速工況下工作時，減振器油液的生熱量Qd=∫Fd(V1-V2)2dt=0.15×0.05=7.5×10-3J；當減振器在高速工況下工作時，減振器油液的生熱量Qd=∫Fd(V1-V2)2dt=0.15×686=102.9J。

3 建模分析

3.1 模型假設(shè)與簡化

考慮到減振器三維流體模型計算量龐大，因此，在不偏離實際運用的基礎(chǔ)上，對減振器流體模型進行了假設(shè)和簡化，具體的簡化措施為：

（1）忽略減振器內(nèi)部油液的可壓縮性［14］。

（2）忽略一些對減振器阻尼特性影響不大的結(jié)構(gòu)，如：墊片、密封環(huán)和螺母等。

（3）減振器儲油筒和工作缸做剛體處理，采用減振器的1/4模型進行仿真[15]。

3.2 減振器復(fù)原閥流體模型

建立的復(fù)原閥流體模型，如圖2所示。由圖2可知，根據(jù)復(fù)原閥流場特點，該模型由上油腔、核心腔和下油腔構(gòu)成[16]，將模型的對稱工具面設(shè)置為了流體的對稱面，復(fù)原閥流體模型的上油腔為流體的入口，下油腔為流體的出口，核心腔為油液沖擊復(fù)原閥片的開閥區(qū)域，周圍壁面設(shè)置為無滑移的壁面。

圖2 復(fù)原閥流體模型Fig.2 Fluid Model of Recovery Valve

3.3 減振器復(fù)原閥網(wǎng)格模型

減振器復(fù)原閥網(wǎng)格的模型，如圖3所示。此流體網(wǎng)格模型在ICEM中進行劃分。由圖3可知，液壓減振器核心腔流場變化劇烈，因此減振器的核心腔劃分為致密的四面體網(wǎng)格；上油腔和下油腔流場變化平緩，為了減少計算量，上油腔和下油腔被劃分為六面體網(wǎng)格，網(wǎng)格數(shù)量合計為584271 個；為了仿真結(jié)果更加精確，在活塞和復(fù)原閥片之間添加預(yù)留液體間隙層[17]。減振器油液的所有的變量建立在拐點節(jié)點處，計算數(shù)值準確，計算變量插值時具有較好的二階精度。

圖3 復(fù)原閥流體網(wǎng)格Fig.3 Recovery Valve Fluid Mesh

3.4 材料和邊界條件設(shè)置

在FLUENT 流體軟件中進行減振器內(nèi)部流場分析，所用的減振器油液的運動粘度為13.05mm2/s，密度為870kg/m3，粘度指數(shù)為198；設(shè)定參考壓強為0MPa，求解方法采用標準的k-ω模型，開啟能量energy開關(guān)，其他選項保持默認值；采用速度型流體入口和壓力型流體出口，其中，環(huán)境溫度設(shè)定為25℃，減振器壁面設(shè)為對流散熱壁面；使用UDF（用戶自定義函數(shù)）中的動網(wǎng)格宏對疊加閥片進行自定義編程，同時使用UDF來控制入口速度隨時間變化的函數(shù)[18]，減振器油液速度隨時間變化曲線，如圖4所示。由圖4 可知在計算過程前0.005s，施加載荷為零，以得到動態(tài)分析的初始條件，在t=0.15s時速度達到最大，此時復(fù)原閥片完全開啟。

圖4 入口速度與時間曲線Fig.4 Inlet Velocity and Time Curve

3.5 CFD求解設(shè)置

為了縮短仿真時間，同時得到更加準確的流體仿真結(jié)果，有必要對在FLUENT中進行仿真計算的求解設(shè)置。

（1）為了仿真可以更好的收斂，同時兼顧仿真的準確性，取松弛因子為0.65。

（2）采用適用于瞬態(tài)流體分析的PISO算法對仿真進行求解，提高仿真結(jié)果的精確性[19]。

（3）仿真總時間設(shè)置為0.15s，時間步長取為0.001s，總仿真步數(shù)為150步。

4 仿真結(jié)果分析

4.1 減振器內(nèi)部溫度場分析

當t=0.01s，v=0.05m/s 時，液壓減振器內(nèi)部具體的溫度場云圖，如圖5所示。由圖5可知，此時復(fù)原閥未開閥，減振器內(nèi)部溫度較低，溫度場分布較均勻；同時油液從上腔流向活塞孔和復(fù)原閥片的過程中溫度逐漸增大，由復(fù)原閥片流向下腔的過程中油液溫度逐漸降低，最低溫度為所設(shè)定的環(huán)境溫度25℃；高溫度場主要分布在減振器活塞孔和復(fù)原閥片周圍，并逐步向下腔蔓延。當t=0.15s，v=1m/s時，此時復(fù)原閥片完全開閥，具體的溫度場云圖，如圖6所示。由圖6可知隨著減振器活塞運動的速度加快，此時油液流動變?yōu)橥牧鳎鸵簻囟容^高，節(jié)流通道溫度場變得紊亂，溫度場梯度變化明顯；由于油液通過節(jié)流孔后渦旋運動劇烈，導(dǎo)致油液分子之間碰撞加劇，進而使減振器活塞孔和復(fù)原閥附近的溫度迅速上升；距離復(fù)原閥片越遠，溫度就越低，但出口溫度始終大于入口的溫度。通過仿真，減振器內(nèi)部的溫度變化曲線圖，如圖7所示，由圖7可知，隨著時間的延長，溫度升高并漸趨于熱平衡狀態(tài)。

圖5 復(fù)原閥未開閥的溫度云圖（t=0.01s，v=0.05m/s）Fig.5 Temperature Cloud of Unopened Recovery Valve（t=0.01s，v=0.05m/s）

圖6 復(fù)原閥開閥時的溫度云圖（t=0.15s，v=1m/s）Fig.6 Temperature Cloud of Opened Recovery Valve（t=0.15s，v=1m/s）

圖7 溫度變化曲線圖Fig.7 Temperature Change Curve

4.2 油液參數(shù)對熱平衡溫度的影響分析

4.2.1 油液密度對熱平衡溫度的影響

當油液密度ρ分別為830 kg/m3，870 kg/m3和900 kg/m3，初始溫度為25 ℃時，得到的開閥前后溫度場變化云圖，如圖8、圖9所示。由圖8、圖9可知，液壓減振器在不同工況下工作時，熱平衡溫度隨著油液密度的增大而升高，而且溫度場分布得更加紊亂。主要原因是由于隨著油液密度的增大，減振器的阻尼力也會相應(yīng)增大，則產(chǎn)生的熱量也就越多，同時油液密度越大，則液壓減振器的平衡壓力也會越大［20］。油液在不同密度下的熱平衡溫度變化曲線圖，如圖10所示。由圖10可知，油液密度越大，液壓減振器的平衡溫度也越大。

圖8 未開閥時減振器溫度場隨油液密度變化的溫度云圖Fig.8 Temperature Cloud of Shock Absorber Temperature Field Varying with Oil Density when the Valve is not Opened

圖9 開閥后減振器溫度場隨油液密度變化的溫度云圖Fig.9 Temperature Cloud of Shock Absorber Temperature Field Varying with Oil Density when the Valve is Opened

圖10 不同油液密度下的熱平衡溫度曲線Fig.10 Thermal Equilibrium Temperature Curves at Different Oil Density

4.2.2 導(dǎo)熱系數(shù)對熱平衡溫度的影響

當油液導(dǎo)熱系數(shù)λ分別為0.135W/（m·k），0.155W/（m·k）和0.175W/（m·k），初始溫度都為25 ℃時，得到的開閥前后溫度場變化云圖，如圖11、圖12所示。由圖11、圖12可知，在液壓減振器在不同工況下工作時隨著導(dǎo)熱系數(shù)的增加，減振器所達到的熱平衡溫度越低，由于油液導(dǎo)熱系數(shù)增加則加快了油液的散熱。進而導(dǎo)致油液熱平衡溫度降低。減振器在不同油液導(dǎo)熱系數(shù)下的熱平衡溫度變化曲線圖，如圖13所示。由圖13同樣驗證了：油液導(dǎo)熱系數(shù)越大，液壓減振器的平衡溫度也越低。

圖11 未開閥時減振器溫度場隨油液導(dǎo)熱系數(shù)變化的溫度云圖Fig.11 Temperature Cloud of Shock Absorber Temperature Field Varying with Oil Thermal Conductivity when the Valve is not Opened

圖12 開閥時減振器溫度場隨油液導(dǎo)熱系數(shù)變化的溫度云圖Fig.12 Temperature Cloud of Shock Absorber Temperature Field Varying with Oil Thermal Conductivity when the Valve is Opened

圖13 不同油液導(dǎo)熱系數(shù)下的熱平衡溫度曲線Fig.13 Thermal Equilibrium Temperature Curve under Different Oil Thermal Conductivity

5 試驗結(jié)果分析

5.1 液壓減振器溫度檢測試驗

為了驗證FLUENT 溫度場仿真的準確性，進行了液壓減振器溫度檢測試驗，為了更好的檢測減振器上下腔和核心腔的溫度變化情況，在減振器的上腔和下腔分別布置一個溫度傳感器1和溫度傳感器3，同時在活塞孔和復(fù)原閥片附近也布置一個溫度傳感器2，溫度傳感器具體的布置情況，如圖14所示。通過溫度傳感器記錄液壓減振器表面的溫度值，常溫設(shè)置為25℃，所測總時間0.15s，得到減振器溫度隨時間變化的數(shù)據(jù)，如表1所示。由表1可知，位于活塞孔和復(fù)原閥片附近的溫度傳感器2所測溫度明顯高于位于減振器的上腔和下腔溫度減振器1和溫度傳感器3所測溫度；溫度傳感器3所測溫度始終略大于溫度傳感器1所測溫度；隨著時間增加，減振器活塞速度加快，減振器內(nèi)部溫度逐漸變大并趨于穩(wěn)定。由此可證明：高溫度場主要分布在減振器活塞孔和復(fù)原閥周圍；隨著時間的延長，減振器活塞速度變大，減振器內(nèi)部溫度逐漸升高并趨于熱平衡狀態(tài)；同時減振器出口處溫度始終大于入口處溫度。

圖14 溫度傳感器布置圖Fig.14 Temperature Ensor Layout

表1 減振器所測溫度隨時間變化情況Tab.1 Temperature Variation with Time Measured by Shock Absorber

同時試驗結(jié)果和仿真結(jié)果仍然具有一定的誤差，例如：當t=0.01s 時，減振器上腔、核心腔和下腔仿真的溫度平均值大約為26.2℃、33.8℃和27.5℃，而試驗結(jié)果分別為25.6℃、32.5℃和26.1℃，產(chǎn)生誤差的主要原因是：減振器溫度檢測試驗是在通風(fēng)的室內(nèi)完成，空氣的流動會帶走減振器的一部分熱量，而仿真結(jié)果不會受到氣體流動的影響，因此溫度試驗結(jié)果會略小于溫度仿真結(jié)果；當t=0.15s時，減振器上腔、核心腔和下腔仿真的溫度平均值大約為31.2℃、50℃和33.8℃，而試驗結(jié)果分別為30.3℃、49.1℃和32.6℃，此時可忽略室內(nèi)氣體流動性帶來的溫度誤差，但由于減振器溫度檢測試驗中溫度上升會導(dǎo)致減振器油液阻尼系數(shù)下降，使得產(chǎn)生的熱量減少，而仿真時油液阻尼系數(shù)保持不變，因此溫度試驗結(jié)果會略小于溫度仿真結(jié)果。

綜上所述，液壓減振器溫度檢測試驗驗證了上述FLUENT溫度場仿真的準確性。

5.2 減振器示功試驗

由理論得：其他條件一定的情況下，溫度越高，油液阻尼力就越小，則減振器示功圖面積越小；反之，溫度越低，油液阻尼力就越大，則減振器示功圖面積越大。由此為了驗證油液參數(shù)對減振器熱平衡溫度的影響，同時為了驗證FLUENT溫度場仿真的準確性，進行了減振器示功試驗。

試驗設(shè)備為上海交通大學(xué)儀器工程系生產(chǎn)的型號為QJ-4A-10的減振器伺服示功機，為了減少試驗誤差，試驗結(jié)果采用多個減振器試驗的平均值，本試驗DELL Precision T3620工作站上進行計算，具體的實驗設(shè)備，如圖15所示。液壓減振器在油液密度分別為830kg/m3，870kg/m3、900kg/m3和930kg/m3下的示功圖，如圖16所示。由圖16可知，當油液密度830kg/m3為時，示功圖面積最大，說明此密度下液壓減振器內(nèi)部溫度最低；當油液運動粘度為930kg/m3時，示功圖面積最小，說明此時液壓減振器內(nèi)部溫度最高。因此驗證了：油液密度越大，液壓減振器的平衡溫度也越大。液壓減振器在油液導(dǎo)熱系數(shù)分別為0.135W/（m·k），0.155W/（m·k）、0.175W/（m·k）和0.195W/（m·k）下的示功圖，如圖17 所示。由圖17 可知，當油液傳導(dǎo)系數(shù)為0.135W/（m·k）時，示功圖面積最小，說明此傳熱系數(shù)下液壓減振器內(nèi)部溫度最高；當油液傳導(dǎo)系數(shù)為0.195W/（m·k）時，示功圖面積最大，說明此傳熱系數(shù)下液壓減振器內(nèi)部溫度最低。因此驗證了：油液導(dǎo)熱系數(shù)越大，液壓減振器的平衡溫度也越低。

圖15 減振器伺服示功機Fig.15 Shock Absorber Servo Dynamometer

圖16 減振器在不同油液密度下的示功圖Fig.16 Indicator Diagram of Shock Absorber at Different Oil Density

圖17 減振器在不同油液導(dǎo)熱系數(shù)下的示功圖Fig.17 Indicator Diagram of Shock Absorber at Different Oil Thermal Conductivity

同時，試驗結(jié)果和仿真結(jié)果具有一定的誤差，例如：當油液密度為900kg/m3和930kg/m3時，示功圖面積波動最大，說明在這兩個油液密度下溫度梯度變化很大，而在仿真圖中，任一兩個油液密度下溫度梯度變化較小，主要原因是：隨著溫度的上升，油液密度越高，則減振器阻尼系數(shù)下降的越快，從而導(dǎo)致密度為900kg/m3和930kg/m3時，試驗結(jié)果溫度梯度變化很大，而仿真中油液阻尼系數(shù)保持不變，從而溫度梯度變化較小。

綜上所述，減振器示功試驗驗證了上述FLUENT 油液參數(shù)對熱平衡溫度影響仿真的準確性。

6 結(jié)論

（1）建立了液壓減振器的生熱量參數(shù)模型，搭建了較高精度的減振器三維流體模型，獲得了液壓減振器在不同工況下的溫度場分布云圖，分析研究了不同油液參數(shù)對溫度場的影響，并進行了試驗驗證。

（2）高溫度場主要分布在減振器活塞孔和復(fù)原閥周圍，且距離越遠，溫度越低；其他因素不變，減振器活塞速度越大，減振器內(nèi)部溫度越高，且減振器出口處溫度始終大于入口處溫度；低密度和高傳熱系數(shù)的油液可以有效降低減振器內(nèi)部油液平衡溫度。

（3）采用CFD數(shù)值方法可以得到液壓減振器不同工況下的溫度場分布云圖，同時可以分析不同油液參數(shù)對溫度場的影響，對明確液壓減振器內(nèi)部溫度的分布和抑制液壓減振器高溫漏油和失效等問題具有重要的實際參考價值。