車輛減振器油液微小內泄漏分析*

(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)

隨著現代車輛技術的不斷進步，車輛行駛速度的提高，人們對車輛的平穩性有了更高的要求[1-2]。因此，對減振器及其油液泄漏量的要求也相應提高，要求在適應各種復雜路況的環境下減振器油液泄漏量最小，進而提高減振器的減振性能。減振器油液內泄漏除受路面工況環境、外界溫度等條件影響外，還受振動時內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化，有必要對其內部的流場分布及密封間隙壓力、速度、溫度等進行研究。

盡管國內對減振器進行了大量的研究，但大多數是從密封圈結構等影響外泄漏方面進行研究，而從減振器內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構等方面，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泄漏產生影響。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的等效節流通道,并通過伯努利方程對常通孔流量進行計算，但只是通過等效節流通道對泄漏量進行了分析，并未考慮實際減振器內泄漏所受環境條件的影響。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、低壓腔內壓差大小及變化規律，但未考慮減振器內泄漏量的變化情況。丁國棟[6]分析了油液從缸體與發動機機架之間的接觸面逸出的原因，并提出了一些結構改進措施，但改進成本高。ZHANG等[7]基于TRIZ創新理論，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生率的解決方案，但這些方案并未改變減振器內部環形間隙油液微小內泄漏量。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泄漏量。范平麗等[10]提供一種減振器總成漏油問題系統的分析方法，并未對減振器內部環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泄漏問題，對微小內泄漏進行理論分析，運用 Autodesk Inventor三維建模軟件建立幾何模型，采用CFD仿真技術對上腔與下腔之間活塞與缸筒間的間隙內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泄漏情況，以尋求減小油液內泄漏量的最佳結構密封間隙。

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。車輛減振器的內泄漏和外泄漏均對減振器的減振性能毫無益處，油液內泄漏會使減振器性能下降。在減振器最初設計時不可避免地存在油液內泄漏，在減振器實際的生產制造過程中無法杜絕內泄漏，因此要對影響減振器內泄漏量的因素進行優化，控制減振器設計精度，使得油液內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]。

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

圖1 環形間隙結構圖

圖2 環形間隙剖面圖

2 流體在環形間隙中的流動特性理論分析

減振器缸筒與活塞間的環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[15]。縫隙中流體產生的流動有2種： 一種是由于縫隙兩端壓力差造成的流動；另一種是構成縫隙的兩壁面間的相對運動產生的流動[16]。但是縫隙中產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，故環形間隙可簡化成如圖3所示，通過該環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為距離節流口上端的距離；x為流體沿節流口流過的距離；μ為比熱容；p是節流口流體壓力；u0為流入環形節流口間隙的初始速度；h為環形間隙寬度；L為環形間隙總長度。

油液泄漏量：

(2)

式中：Q是油液泄漏量；D為節流孔直徑。

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，故在應用時均取正號。

圖3所示為活塞與缸筒環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為環形間隙寬度，L為環形間隙總長度。通過對環形間隙中油液流動進行簡化，對環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力與切應力的變化情況，進而得出整個環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，并對邊界進行簡化，得到理想的密封間隙流場模型，并對環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，節流口的作用是把上游流體的壓力能轉變成速度能。假設密封間隙為1 mm，為研究流體流過環形間隙時，節流口流體的速度、壓力參數對減振器油液微小內泄漏的影響，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，流體經過間隙時，液壓油的速度逐漸下降，在節流口上端，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，當油液沿節流口從環形間隙流出時，油液速度為99.66 m/s。可見，液壓油在節流孔中的速度基本呈現非線性下降趨勢。圖5表明，從流場入口到流場出口環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，在環形間隙中液壓油壓力基本呈現下降趨勢。

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量乘積的1/2，它是衡量湍流混合能力即流體流動穩定性的重要指標。前文是基于層流狀態下的CFD仿真分析，為研究湍流狀態下流體流過環形間隙時，節流口流體湍流動能是否對減振器油液微小內泄漏有影響，需要在活塞靜止時，對環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，其他參數條件不變，環形間隙入口速度為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，流體流動趨于穩定狀態，即湍流動能的最小值為34.94 m2/s2。由于油液湍流動能在節流孔道中前半程變化較快，由此可得減振器油液內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油液溫度進行了仿真分析，結果如圖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流孔前半部分溫度為29 820 K，密封間隙出口以及節流孔后半部分溫度為29 810 K左右，即液壓油在整個環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泄漏受溫度變化的影響不大。

4 環形間隙流場試驗分析

為研究在減振器活塞運動情況下，節流口流速以及環形間隙變化對減振器油液內泄漏的影響，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形間隙的油液內泄漏，得出了影響減振器油液內泄漏的影響因素，為減振器密封性能的優化設計提供了參考。圖8所示為測試油液內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流口流體速度分布曲線。

圖9 不同活塞速度下節流口流體速度分布

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，由于流體與缸筒內壁接觸時，缸筒內壁上的流體質點必然會貼附在缸筒內壁上，不會與缸筒內壁面發生相對位移。所以，缸筒內壁上的流體質點速度必定為0，在其附近的流體質點由于黏性的作用，流速也有不同程度的減小，離缸筒內壁越遠流速越大，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形間隙從內到外，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，節流口的流體速度是不一樣的，且活塞速度越大，節流口的速度也越大。當活塞速度為0.05和0.1 m/s時，環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

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

圖10 間隙為0.1 mm時活塞速度與內泄漏量的關系

可以看出:隨著活塞速度的增大，環形間隙的出口質量流量值也隨之增大。活塞靜止時，由于存在環形間隙，出口質量流量較小，為6 g/s；當活塞速度為1.2 m/s時，出口質量流量值最大為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，那么單位時間內密封間隙出口的流體質量就會增大，即減振器油液內泄漏量增大。

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，調整環形間隙，通過示功機試驗檢測分析活塞以0.5 m/s的速度運行時，環形間隙與出口流體質量流量的關系。結果如圖11所示。

圖11 活塞速度為0.5 m/s時間隙與泄漏量的關系

由圖11可得: 隨著密封間隙的增大，泄漏量呈現拋物線型增長；當環形間隙為3.8 mm時，出口質量流量達到最大值36 g/s，環形間隙為0.5 mm時，出口質量流量達到最小值3 g/s。而當環形間隙小于0.2 mm時，沒有油液流出，此時由于環形間隙過小，示功機測試精度有限，不能對過小的環形密封間隙進行油液泄漏測試。同時活塞環與儲油缸筒內壁接觸面積增大，容易產生較大的切向摩擦力，不僅對活塞環造成損傷，也影響了活塞運動時復原閥對油液阻尼力的調節作用，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，得到液壓減振器環形密封的最佳間隙為0.5 mm左右。

5 結論

(1)活塞靜止時，環形間隙中液流速度、壓力呈拋物線分布，且呈逐漸下降的趨勢。環形間隙油液內泄漏主要受環形間隙節流口速度、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形密封的最佳間隙為0.5 mm左右。