油氣混合式減振器動態特性研究

趙峰，龍江，王智龍，林青松

(中國民用航空飛行學院，四川廣漢 618300)

0 前言

SR20飛機是美國設計的一款小型活塞螺旋槳式飛機，主要用于飛行員訓練和執行相關通航任務。截至到目前，某飛行訓練單位的SR20飛機機隊規模已經達到150多架，承擔著十分龐大的訓練任務。因SR20飛機減振器是時壽件，所以該飛行訓練單位每年需要花費大量資金更換減振器。為了降低維修成本，縮短維修周期，該飛行訓練單位計劃研制減振器國產替代件緩解現狀，此舉也能夠為之后國內飛行訓練單位節省大量的經濟成本和時間成本。在減振器設計研發過程中，結構參數的改變對于其動態性能的影響非常大，因此在減振器設計過程中選擇合適的結構參數是極其關鍵的一環。隨著計算機技術的不斷發展，采用計算機手段對減振器進行研制開發已經成為當前的主流趨勢，這對國產減振器替換件的設計開發具有重要意義。

20世紀60年代，美國密歇根大學的LANG教授最先開始進行減振器研究[1]，提出用計算機仿真技術對減振器建立整體化參數模型。之后，針對減振器參數過多、計算模型復雜的問題，KARADAYI、 MASADA[2]提出了等效參數化計算模型。2015年BHIUNGADE等[3]探究了油液流動速度對減振器阻尼力的影響，利用流體力學仿真模型建立三維減振器物理模型，模擬油液流動情況，最終得到減振器內部油液流動速率越快，減振器產生的阻尼力越大。該研究為之后的減振器的空間設計提供了一定的理論參考。國內對于減振器的研究起步比較晚。2020年，廣東工業大學的陳鑒超[4]以汽車筒式減振器為研究對象，在前人研究的基礎上，針對流固耦合仿真方法和分段工況進行研究。2021年，中國礦業大學的謝方偉等[5]以可調阻尼器中的比例閥為對象展開相關研究。西南交通大學的黃彩虹等[6]于2021年針對高速列車的抗蛇行減振器進行了簡化物理參數模型。由于傳統減振器物理參數模型過于復雜，因此基于Kasteel復雜數學模型對阻尼閥和單向閥進行合理簡化。在低錐度工況下，簡化物理模型與試驗結果非常接近；而高錐度工況下，由于頻率的增加，油液溫度會對減振器的動態性能產生比較大的影響。

綜上可知，目前國內外學者已經對汽車減振器的動態性能進行了大量研究，無論是摩托車、汽車還是鐵路機車領域均有大量研究為減振器的設計提供理論基礎。但是對于SR20前起落架減振器，國內相關研究較少。這是因為SR20飛機上使用的油氣式減振器結構較為復雜，并且其中填充的大量氣體給仿真計算增加一定的難度。同時因為SR20減振器技術保密性的原則，導致國內對于其資料掌握較少，SR20減振器的試驗方法尚未完善，SR20減振器結構設計存在一定的難度。但是隨著仿真技術的不斷發展，為SR20減振器國產件的設計研發提供了新的思路和方法。為了研究結構參數對SR20前起落架減振器動態性能的影響，本文作者對其內部結構、工作原理以及動態性能進行分析，建立三維減振器內部流場仿真模型，運用計算流體力學仿真分析減振器在不同工況下的流場分布規律，并與試驗結果進行對比，驗證仿真模型的正確性。運用該仿真模型研究減振器常通孔直徑、導油槽寬度、導油槽深度、活塞桿直徑和單向活門直徑對減振器動態性能的影響，以此為之后國產減振器替代件的設計開發提供一定的理論基礎。

1 減振器結構及工作原理

設計如圖1所示的夾具對減振器進行拆解，圖2所示為減振器零件。在拆解之后使用海克斯關節臂掃描儀進行掃描，之后使用Geomagic Studio軟件和Geomagic Design X軟件對它進行逆向建模，建立如圖3所示的減振器三維實體模型。

圖1 減振器夾具圖

圖2 減振器零件示意

圖3 減振器三維模型

減振器工作狀態分為壓縮行程和復原行程兩部分，和液壓式減振器不同的是西銳飛機的減振器是油氣式減振器，氮氣填充在減振器中充當彈簧的作用[7]。如圖4所示，減振器在壓縮過程中，活塞相對于外筒隨著活塞桿向下運動，在運動過程中，單向活門會被打開，因為活塞桿直徑小于外筒直徑，因此在壓縮過程中活塞桿與外筒之間會形成一個空間，稱之為復原副腔。此時活塞下方壓縮腔內的油液通過限流針的導油槽流向復原腔，通過活塞上的單向活門與阻尼孔流入復原副腔，在此過程中就會出現阻尼力。在油氣式減振器中，阻尼力主要由氣壓力和油液阻尼力兩部分組成。活塞運動過程中始終受到氮氣的作用，因此會比傳統的液壓減振器響應更快、性能更穩定。在減振器伸張過程中，由于油液會從上方向下方流動，因此油液的流動會使單向活門關閉，復原腔內部油液會通過導油槽流入壓縮腔，復原副腔內的油液通過阻尼孔流入壓縮腔，阻尼孔作為常通孔能夠避免壓縮過程中真空現象的出現，同時產生阻尼力。單向活門在伸張過程中關閉能夠起到防反跳的作用，同時使得伸張和壓縮時的截面積不同而改變阻尼力。

圖4 減振器結構簡圖

2 減振器臺架試驗

為了給后續仿真模型的驗證提供一定的數據支撐，以及探究不同頻率對減振器動態性能影響，對減振器進行臺架試驗，獲得相關數據進行分析。

2.1 試驗參數及夾具設計

試驗儀器使用如圖5所示的MTS示功機SD-TEST-5000，實驗頻率選擇0.5～1 Hz，試驗行程為±20 mm，從行程中點開始運動。試驗激勵為正弦加載。以頻率0.5 Hz，振幅±20 mm為例，繪制減振器的加載工況圖，如圖6所示。

圖5 MTS示功機

圖6 加載工況

針對試驗儀器，設計如圖7所示的夾具用于減振器的裝夾。

圖7 減振器夾具

2.2 試驗方法概述

參考QC/T 491—2018《汽車減振器性能要求及臺架試驗方法》[8]，現擬定SR20前起落架減振器臺架試驗方案如下：

(1)試驗機應滿足通用工作要求，總額定功率為23 kW，電源電壓的波動范圍不應該超過額定電壓的10%；工作環境0～30 ℃，相對濕度不大于85%；設備能夠長時間工作并且在地面穩固安裝，不需要特殊地基；環境無振動、無較強電磁場干擾；正弦位移加載的機械式或電液伺服式試驗臺，位移測量誤差應小于1%，力測量誤差應小于3%。試驗開始前需將減振器在恒溫環境下(20 ℃)保持6 h，減振器鉛錘方向固定于試驗機上[9]。

(2)試驗儀器有MTS電液伺服試驗機和恒溫箱。

(3)試驗條件。試驗溫度：試驗室保持常溫，試驗件在25 ℃恒溫箱中保持4 h。試驗行程：因減振器總行程為80 mm，由保壓試驗可得減振器極限壓縮值為60 mm，故取試驗行程為40 mm。頻率選用0.01、0.5、0.6、0.7、0.8、0.9、1、1.2、1.4、1.6、1.8、2 Hz。

(4)試驗步驟。試驗前將減振器按照手冊規定填充油液和氮氣，填充完畢后，對減振器進行保壓試驗，測試減振器氣密性良好。將減振器垂向夾持在電液伺服試驗機上，壓縮至試驗行程中點位置，此時試驗機屏幕顯示的阻尼力數值為初始壓縮位置的氣壓力。在整個試驗過程中，規定向上運動的速度為正，向下運動的過程為負；復原行程為正，壓縮行程為負。試驗分為4個階段，以活塞中間位置作為起始點，向上運動到最高點為第一階段；之后向下運動，運動到中間位置時為第二階段；接著繼續向下運動，運動到規定行程最低點為第三階段；接著向上運動，運動到活塞中間位置為第四階段。4個階段為活塞運動的一個周期，在減振器運動3—8次中記錄數據，由此繪制一個周期內的示功圖。減振器阻尼力隨位移變化的曲線稱為減振器示功圖。示功圖能夠對減振器的性能做出表征，表示減振器在一個周期內消耗能量的多少，減振器所做的功與活塞運動的速度和位移都有很大的關系。示功圖靜態曲線以上為復原行程，以下為壓縮行程[10]。

2.3 試驗結果分析

頻率為0.5～1 Hz的試驗結果如圖8所示。可以看出：減振器在一個周期內所做的功是減振器阻尼力與位移所圍成的面積，減振器示功圖呈現畸形。減振器越向下運動，氣體被壓縮得越劇烈，減振器阻尼力越大。當減振器頻率不斷增加時，減振器復原阻尼力的增加率比減振器壓縮阻尼力增加率更大，隨著頻率越來越高，減振器示功圖面積越來越大，減振器在一個周期內所做的功也越來越多。減振器頻率每增加0.1 Hz，減振器中位復原阻尼力大概增加220 N，呈穩定增長趨勢。在減振器位移為0 mm時的阻尼力值為初始位置壓縮的氣壓值，文中未將初始氣壓值清零，能夠真實模擬減振器一個周期內的阻尼力變化。

圖8 0.5～1 Hz的示功

減振器運動頻率為1.4、1.8、2 Hz下的示功圖如圖9所示。當頻率由1.4 Hz增加到2 Hz時，減振器中位復原阻尼力顯著增加，示功圖所圍成的面積也越來越大。減振器復原阻尼力明顯大于壓縮阻尼力，符合減振器的設計標準。

圖9 1.4～2 Hz的示功

為了能夠更加清晰地表現出減振器在施加速度的情況下所呈現出的動態性能，將頻率調整為0.01 Hz，模擬減振器靜態特性示功圖，減振器在0.01 Hz下的示功圖如圖10所示。可以看出：當減振器頻率為0.01 Hz時，由于減振器活塞運動緩慢、頻率較低，因此能夠近似忽略油液阻尼力，模擬減振器內部氣壓力和摩擦力在一個周期內的變化。通過圖8、9、10對比可以得到減振器的最高點和最低點，由于活塞運動速度為0，因此在最高點和最低點的阻尼力是相同的，符合減振器示功圖的規律。

圖10 0.01 Hz下的阻尼特性

減振器在頻率0.5～1 Hz時的速度特性曲線如圖11所示。可以看出：隨著減振器的速度不斷增加，減振器的阻尼力也不斷增加，減振器復原阻尼力增加更明顯，壓縮阻尼力的增加率較低。

圖11 0.5～1 Hz速度特性

采用試驗的方法可以直接獲得減振器不同工況下的阻尼特性曲線和速度特性曲線來研究其外特性，但是此方法無法得到內部結構的流場分布細節，同時費時費力，不便于在設計階段預測減振器性能，所以有必要運用三維仿真手段研究減振器內部結構參數對其性能的影響。臺架試驗的結果也為后續的仿真模型正確性的驗證提供數據支撐。

3 仿真分析

3.1 模型驗證

減振器內部結構復雜，故仿真分析需要對它進行簡化：忽略內部的螺紋結構，將油液看作不可壓縮流體，忽略油液溫度的影響[11]，將減振器內部鋼珠去掉用動網格事件實現，忽略摩擦力的影響。圖12所示為減振器簡化后的仿真模型。

圖12 減振器仿真模型

使用SCDM對減振器進行網格劃分，活塞部分劃分非結構網格，其余部分劃分為結構化網格，使用混合網格能夠大大提高計算速度與計算精度。圖13所示為減振器網格模型。

圖13 減振器網格模型

為了后續研究結構參數對于減振器動態性能的影響，必須保證仿真模型的準確性，因此仿真中的工況應該以試驗工況為準。仿真中所給出的油液參數為41號航空液壓油的標準參數。仿真中的工況設置頻率0.5、0.6、0.7、0.9、1 Hz。計算模型采用SIMPLE算法，時間步長方面盡可能減少載荷步數以提高計算速度。圖14所示為試驗數據和仿真數據的曲線對比。

圖14 減振器仿真與試驗數據對比

根據減振器臺架試驗可以得知：改變減振器頻率并不會對減振器示功圖的大體趨勢造成影響。減振器仿真結果與試驗結果趨勢相同，通過圖14和表1可以得出：減振器在中位的復原阻尼力與壓縮阻尼力的誤差不超過20%，符合目前油壓式減振器基礎設計規范[12]，說明建立減振器的仿真模型較為準確。

3.2 結構參數對減振器動態特性的影響

3.2.1 常通孔直徑的影響

如圖15所示，在頻率為1.4 Hz、振幅為±20 mm的工況下，研究不同常通孔直徑對減振器動態性能的影響，常通孔直徑分別為0.5、0.7、1 mm。從圖15可以看出：當減振器常通孔直徑在0.5 mm時，減振器中位復原阻尼力為1 080 N，當常通孔直徑增加至0.7 mm時，減振器中位復原阻尼力為1 063 N，當減振器常通孔直徑為1 mm時，減振器中位復原阻尼力為945 N。減振器常通孔直徑增加0.5 mm時，減振器中位復原阻尼力減小135 N。位于行程終點的阻尼力由于氣體填充量不變所以阻尼力保持不變。

圖15 不同常通孔直徑下的示功圖

3.2.2 導油槽深度的影響

如圖16所示，在頻率1.4 Hz、振幅±20 mm的工況下研究不同導油槽深度對減振器動態性能的影響。導油槽深度選擇1、1.3、1.5 mm，在減振器限流針上3個導油槽對稱分布。單個導油槽初始深度為1.5 mm，減振器中位復原阻尼力值為1 080 N，中位壓縮阻尼力為-4 731 N；當導油槽深度縮小至1.3 mm時，中位復原阻尼力為1 404 N，中位壓縮阻尼力為-4 969 N；當導油槽深度縮小至1 mm時，減振器中位復原阻尼力為1 958 N，中位壓縮阻尼力為-5 398 N。導油槽深度減小0.5 mm，中位復原阻尼力大約增加81.3%，中位壓縮阻尼力大約增加14.4%。

圖16 不同導油槽深度下的示功圖

3.2.3 導油槽寬度的影響

如圖17所示，在頻率1.4 Hz、振幅±20 mm的工況下研究不同導油槽寬度對減振器動態性能的影響。導油槽寬度選擇1、0.8、0.5 mm，導油槽的流通面積由寬度和深度共同決定，導油槽寬度初始值為1 mm。在導油槽寬度1 mm時，減振器中位復原阻尼力為1 080 N，壓縮中位阻尼力為-4 731 N；當導油槽寬度減小到0.8 mm時，減振器中位復原阻尼力為1 676 N。中位壓縮阻尼力為-5 235 N；當導油槽寬度減小到0.5 mm時，減振器中位復原阻尼力增加為2 216 N，中位壓縮阻尼力增加為-5 541 N。

圖17 不同導油槽寬度下的示功圖

由此可以得出結論：導油槽寬度減小0.5 mm，中位復原阻尼力大約增加105.3%，中位壓縮阻尼力大約增加17.1%。通過與圖16的結論對比可以發現，導油槽寬度的改變對于減振器阻尼力的影響比導油槽深度對減振器阻尼力的影響大。因此導油槽寬度對于流通面積的改變相較導油槽深度更大，從而導油槽寬度對于減振器阻尼力的影響較大。

3.2.4 活塞桿直徑的影響

如圖18所示，在頻率1.4 Hz、振幅±20 mm的工況下研究不同活塞桿直徑對減振動態性能的影響。活塞桿直徑選擇32、35、38 mm。減振器活塞桿直徑初始值為35 mm，中位復原阻尼力為1 080 N，中位壓縮阻尼力為-4 731 N；當活塞桿直徑增大至38 mm時，減振器中位復原阻尼力減小為845 N，中位壓縮阻尼力為-4 573 N；當活塞桿直徑減小至32 mm，減振器中位復原阻尼力增大至1 313 N，中位壓縮阻尼力為-4 889 N。從而得出結論，當活塞桿直徑從38 mm變化到32 mm時，減振器中位復原阻尼力增大468 N，中位壓縮阻尼力增大316 N。由此可見，活塞桿直徑對于減振器阻尼力會有一定影響，但是影響沒有導油槽大。

圖18 不同活塞桿直徑下的示功圖

3.2.5 單向活門直徑的影響

如圖19所示，在頻率1.4 Hz、振幅±20 mm的工況下研究不同單向活門直徑對減振動態性能的影響。單向活門直徑選擇0.8、0.9、1 mm。當單向活門直徑為1 mm時，減振器中位壓縮阻尼力為-4 731 N；當單向活門直徑為0.9 mm時，減振器中位壓縮阻尼力為-5 020 N；當單向活門直徑為0.8 mm時，減振器中位壓縮阻尼力為-5 178 N。由于單向活門在復原行程中關閉，因此復原阻尼力基本不改變。由此得出結論，單向活門直徑減小0.2 mm時，中位壓縮阻尼力增加447 N，大約增加10%。與其他尺寸對阻尼力影響的數據對比可知，單向活門的直徑改變對于減振器壓縮阻尼力有很大影響，這對于之后減振器提高壓縮阻尼力的設計提供了參考。

4 結論

文中建立了SR20前起落架減振器的三維實體模型和仿真模型，并通過臺架試驗驗證了仿真模型的正確性，在此基礎上分析了不同結構參數對減振器動態特性的影響，得出了以下結論：

(1)根據流場分析可以得知，油液大部分從導油槽噴射而出，因此常通孔尺寸過小時對減振器阻尼力影響較小。當減振器常通孔直徑增大0.2 mm，其中位復原阻尼力減少17 N，對壓縮阻尼力幾乎沒有影響。

(2)導油槽深度減小，其復原阻尼力和壓縮阻尼力都有所增加，但是壓縮阻尼力增加幅度沒有復原阻尼力大。導油槽深度減小0.5 mm，中位復原阻尼力大約增加81.3%，中位壓縮阻尼力大約增加14.4%。導油槽寬度減小，其中位復原阻尼力和壓縮阻尼力都增加，但是中位壓縮阻尼力增加幅度沒有復原阻尼力大。導油槽寬度減小0.5 mm，中位復原阻尼力大約增加105.3%，中位壓縮阻尼力大約增加17.1%。導油槽寬度的改變對于減振器阻尼力的影響比導油槽深度對減振器阻尼力的影響大。

(3)活塞桿直徑對減振器動態性能的影響較小。當活塞桿直徑從38 mm減小到32 mm時，減振器中位復原阻尼力增大468 N，中位壓縮阻尼力增大316 N。由此可見，活塞桿直徑對于減振器阻尼力會有一定影響，但是沒有導油槽的流通面積影響大。

(4)單向活門直徑對減振器動態性能的影響較大。因為單向活門在復原行程關閉，因此單向活門直徑對減振器復原阻尼力沒有影響，但是對減振器壓縮阻尼力影響較大。單向活門直徑減小0.2 mm時，中位壓縮阻尼力增加447 N，大約增加10%。

通過研究不同結構參數對減振器動態性能的影響，可以得出：導油槽尺寸對于減振器阻尼力的影響比活塞桿和常通孔尺寸對于減振器阻尼力的影響大；單向活門的直徑對于減振器壓縮阻尼力影響顯著，對減振器復原阻尼力沒有影響。通過分析以上結論，可以得知在設計SR20減振器替代件時應該更加關注導油槽尺寸和單向活門尺寸對于減振器阻尼力的影響。