冲击载荷下液压缸内压的流固耦合仿真与振动分析_王勇

流固耦合声子晶体管路冲击振动特性研究*胡兵1)2) 郁殿龙1)2)† 刘江伟1)2) 朱付磊1)2) 张振方1)2)1) (国防科技大学装备综合保障技术重点实验室, 长沙　410073)2) (国防科技大学智能科学学院, 长沙　410073)(2020 年3 月19日收到; 2020 年6 月12日收到修改稿)流固耦合管路系统广泛应用于各种装备中, 通常用来传递物质和能量或者动量. 由于流固耦合效应, 管壁在流体作用下易产生强烈的振动与噪声, 对装备安全性、隐蔽性产生严重影响, 甚至造成严重破坏. 流固耦合管路振动抑制需求迫切, 意义重大. 声子晶体可以利用其带隙特性抑制特定频率范围内弹性波的传播, 在减振降噪领域具有广泛的应用前景. 本文基于声子晶体理论, 研究了流固耦合条件下的布拉格声子晶体管路冲击振动传递特性. 将传递矩阵法和有限元法相结合, 计算了能带结构与带隙特性, 重点考虑了流固耦合效应下, 不同冲击激励条件下声子晶体管路振动特性, 分析了流固耦合对声子晶体管路振动传递特性的影响.研究结果为流固耦合条件下管路系统的振动控制提供了技术参考.关键词：流固耦合, 声子晶体, 振动带隙, 冲击振动PACS：43.40.–r, 61.50.Ah, 47.11.–j, 65.20.De　DOI: 10.7498/aps.69.202004141 引　言输流管路系统通常用来传递物质和能量或者动量, 因而广泛应用于各种装备中. 流体的压力波脉动和管壁结构容易产生耦合作用, 进而诱发强烈的振动与噪声, 对装备的性能与使用产生严重影响. 因此, 研究降低输流管路振动和保证管道输送安全, 在理论和实践上有着重大研究意义[1].流固耦合动力学是一门研究固液相互作用的学科, 其主要研究内容是变形固体在流体流场作用下的力学行为与变形固体形态对流场的影响之间的相互作用[2,3]. 随着计算固体力学和计算流体力学的快速发展以及各种商用有限元软件的开发使用, 流固耦合分析和研究得到快速发展, 研究结果对工程应用和装备设计起到越来越重要的参考价值[4−6].近年来, 凝聚态物理领域中声子晶体(phononic crystals)带隙(band gap)理论的不断发展和完善为振动传播控制提供了新的技术支持[7−11]. 声子晶体是某种或多种材料组成的周期性结构或复合材料. 弹性波在声子晶体内传播时, 受内部介质周期性的作用可以产生弹性波带隙, 因而可以利用声子晶体的带隙特性有效抑制带隙频率范围内的振动与噪声传播. Chen等[12−14]研究了嵌入式内部谐振器的夹层梁结构, 该结构可改善冲击载荷下弯曲振动性能, 并完成实验验证. Pai等[15]通过将阻尼元件结合到多谐振器超材料梁中, 实现两个带隙频率区域有效地合并以形成单个宽带能量吸收区域. Chen等[16]提出了一种由多层黏弹性连续介质构成的耗散超材料的微观结构设计, 可有效地衰减瞬态冲击波. Alamri等[17]介绍了具有多个Maxwell 型谐振器的耗散弹性超材料的发展, 可应用于减轻动态载荷和爆炸波衰减. Li等[18]提出了一种新颖的超晶格桁架芯夹层结构, 可用于实现脉冲波衰减和动态载荷衰减, 具有缓和冲击能力和动能吸收能* 国家自然科学基金(批准号: 11872371)和国家自然科学基金重大项目(批准号: 11991032, 11991034)资助的课题.† 通信作者. E-mail: dianlongyu@© 2020 中国物理学会 Chinese Physical Society 力. 李奇奇等[19,20]提出了一种三谐振器超材料, 以增强冲击应力波的衰减效果, 并对该超材料的多目标优化进行了分析. 而后提出了一种用于衰减冲击应力波的新型多谐振器超材料. 以上对声子晶体冲击波衰减的研究有很多的进展, 并且由理论研究逐渐进展到实际应用中, 但研究对象均为固体结构,而流固耦合声子晶体冲击振动特性研究较少.应用声子晶体带隙特性进行流固耦合管路系统设计, 可将管路系统设计成周期性复合结构或在管路上周期性地附加局域共振结构, 进而实现抑制管路系统振动传播, 为管路的减振降噪设计提供了新的技术途径和理论基础, 目前已经得到广泛研究和关注[21−23]. Koo等[24]首先确定了带有周期性弹性支撑的输液管路的带隙分布, 并通过实验很好地证明了其理论预测. Sorokin等[25]则研究了平面弹性波在充液周期壳体中的传播特性, 并分析了充液与否对带隙特性的影响, 随后在研究中发现在流固耦合情况下充液管路系统在某些频段同样存在一些“波阻带”现象[26], 还进一步研究了周期附加惯性质量系统管路的纵向振动与弯曲振动的耦合振动带隙特性[27]. 郁殿龙等[28]通过应用布拉格散射机理和局部共振机理, 实现了周期性复合管路输液的弯曲振动带隙, 并进一步应用传递矩阵法和有限元法研究了各种条件下输液管路的波传播和衰减特性[29−33], 并且进行了振动试验验证了周期性管路结构的波衰减能力[34]. 魏振东等[35]将周期管路应用到液压系统中, 提出了一种考虑流固耦合作用的频响计算方法, 并对其在高压条件下的带隙特性进行了理论和实验研究. 刘东彦等[36]首次研究了液压油流体特性对周期管路带隙特性的影响. 沈惠杰等[37,38]重点研究了周期性输液管路的壳体的稳定性并进一步提出了一种由功能梯度材料(FGM)制成的周期壳体模型[39−41], 以消除或减轻由材料参数的几何不连续性引起的应力集中. Liang等[42]基于声子晶体管路模型, 考虑管道长度变化, 研究了部署长管输送流体的波传播和带隙特性. 以上研究为声子晶体管路输送流体的振动分析奠定了基础. 但是这些研究中对流固耦合效应考虑得较少,特别是冲击激励的振动分析不够深入.本文以流固耦合声子晶体管路为对象, 考虑不同冲击激励条件对振动传递特性的影响. 首先采用传递矩阵法对未充液和充液周期管路的振动传递特性进行数值分析, 分析其带隙特性. 并利用有限元法, 研究不同冲击激励条件下(包括管壁冲击激励、流体冲击激励等)的流固耦合声子晶体管路振动传播特性及其影响规律.2 流固耦合理论与传递矩阵法2.1 充液声子晶体管路传递矩阵法充液管路振动模式有弯曲振动、轴向振动、扭转振动, 以及它们之间的复杂耦合振动, 其中弯曲振动指是图1中y方向的振动, 即垂直于管路轴线方向上的振动; 轴向振动指图1中x方向的振动,即沿管路轴线方向的振动; 扭转振动则是指管路在绕轴线进行的扭转振动, 其一般由旋转机械的主动力矩与负荷反力矩之间失去平衡引起的. 当内部流体以较高或较慢的速度流动时, 管路可能会弯曲或强烈振动, 而且在外部激励下, 管路主要会产生弯曲振动, 轴向振动和扭转振动较小, 可以忽略不计,故管路弯曲振动是主要的振动模式[43−45]. 因此, 研究弯曲振动对管路振动控制具有重要的理论意义. 目前研究管路弯曲振动的理论研究大多数基于梁模型.一般情况下, 当管路长度与管径长之比大于10时, 可以将管路考虑为欧拉梁模型. 为了计算能带结构, 这里我们对流固耦合管路进行简化, 假设管内的液体为理想液体(各向同性、均匀、不可压缩、线性), 液体流速以恒定的速度流动, 液体中未发生空泡现象, 忽略重力的影响, 充液管路弯曲振动Euler梁方程为[46,47]:(b)图 1 布拉格声子晶体管路结构示意图　(a)无限周期单元; (b)基本周期单元Fig. 1. Schematic diagram of Bragg phononic crystal pipeline structure: (a) Infinite periodic cell; (b) Basic peri-odic cell.m f m p 式中, E 为管路材料杨氏模量, I 为管路横截面转动惯量, w 为弯曲振动位移, p 为流体压力, A 为管路内横截面积, 为液体的单位长度质量, 为管路的单位长度质量, u 和t 为液体流速和时间.考虑管路未充液时, 振动方程(1)式可以简化为w (x,t )=W e kx e i ωt 对于一简谐波[48], (1)式的解可以写成 的形式, 则管路的弯曲振动方程可以表达为ωk 1,k 2,k 3,k 4对于给定的值 , (3)式中的波数k 有两个不同的虚数根和两个互为共轭的复数根, 分别记为, 则(1)式的解可以表示为x =na 构建的布拉格声子晶体管路见图1所示, 其中a 为晶格常数, l a为管路A 的长度, 则在单元n –1和单元n 之间的界面处的位移、转角、弯矩和剪切力都是连续的, 即在 处有[49]:W =[W 1,W 2,W 3,W 4]T 式中.x =na +l a 同理, 在单元n 中的管道A 和管道B 之间的交界面处的位移、转角、弯矩和剪切力都是连续的,即在 处有:根据(5)式和(6)式, 可以求得单元n 与单元n –1之间的关系为T =H2−1K 2K 1−1H 1式中 .由于声子晶体管路在x 方向的周期性, 根据Bloch 定理可以得到:q 式中 是轴向一维Bloch 波矢.因此, 无限周期管结构特征值是行列式的根:I 4×4ωq q T 式中 为 单位矩阵. 对于给定的 值, (9)式给出 的对应值, 根据 是实部还是虚部, 相应的波分别通过管道传播或被衰减. 同理, 可以从传递矩阵 获得振动传递的频率响应曲线(frequencyresponse function, FRF)[50].2.2 流固耦合管路振动基本原理通过流体力学N-S 方程理论和固体力学小变形弹性理论联合推导出的求解流固耦合的基本方程是如今使用较为普遍的模型, 主要包括4-方程、8-方程、12-方程和14-方程模型等, 目前4-方程模型和8-方程模型在实际应用中得到较为广泛的使用. 通常以Budenkov [51]在讨论Pochhammer 方程时采用的方法为参照, 对流固耦合问题构建合适的数学模型. 将流固耦合运动分解为轴向和横向运动等, 而后分别对其讨论, 最后将两类方程进行合成求解流固管路耦合振动问题.流体流动过程中遵循质量、能量、动量三大基本物理守恒定律, 当流体中混合有其他成分时, 还要遵循组分守恒定律[4]; 固体结构部分的控制方程主要遵循牛顿第二定律[52]. 流固耦合方程遵循基本的物理守恒定律, 在流固耦合交界面上满足流体域与固体域两相之间应力、温度、位移、热流量等变量的守恒或相等[53].目前, 直接耦合式解法和分离式解法是用来解决流固耦合问题最主要的两种方法. 直接耦合算法可以同时对流固耦合控制方程进行求解, 不存在时间滞后, 理论上较为理想; 分离解法则不必对流固耦合控制方程进行求解, 只需在不同求解器或者同一求解器中按照预先设置的求解顺序分别对流体和固体控制方程进行求解, 得到固体域和流体域的计算结果, 而后通过设置好的流固耦合面进行两相数据的交互传输, 当此刻收敛达到要求时进行下一时刻的计算求解, 依次计算求解最终结果.分离解法与直接耦合求解相比, 缺点主要是具有在流固耦合面上能量不完全守恒和时间滞后问题; 其优点是可以较好地结合流体力学和固体力学的方法和程序, 对内存要求较低, 计算速度较快,目前被应用于大多数商用CAE 软件中[4]. 第4节中基于ANSYS Workbench 平台建立的双向流固耦合分析模型就是采用分离解法对流固耦合方程进行求解的.3 充液声子晶体管路能带结构与带隙特性分析基于声子晶体理论, 构建布拉格声子晶体管l a l b a =l a +l b 路, 其结构示意如图1所示, 图1 (a)是无限周期单元, 图1 (b)是基本周期单元. 布拉格声子晶体管路是两种不同管壁材料A 和B 沿x 轴交替周期排布形成的周期管路, 其中单个周期单元中管段A 的长度为 , 管段B 的长度为 , 则周期管路的晶格常数 , 管路的半径为R , 管壁厚度为d .l a l b 本文研究对象为海水管路系统, 其脉动源假设为一台六叶片的离心泵, 转速为2500 r/min, 则推导出的其叶频和次倍频分别为250 Hz 和500 Hz,由于管路内径R 和管壁厚度d 尺寸为项目应用要求, 因此通过改变晶格常数a 和管段A 长度l a 和管段B 长度l b 来改变管路带隙, 为了使计算得到的管路带隙满足叶频和次频的振动控制要求, 计算中, 管段A 和B 分别采用结构钢和环氧树脂, 其材料参数如表1所示, 取管段A 的长度 = 0.25 m,管段B 的长度为 = 0.25 m, 管路的内径R =0.01 m, 管壁厚度d = 0.001 m, 管内介质为水, 密度为1000 kg/m 3, 介质内的声速为1400 m/s. 运用2.1节中由(7)式—(9)式求解传递矩阵T , 并计算上述参数下无限周期单元的能带结构图和频率响应.表 1 管路材料参数Table 1. Pipeline material parameters.材料名称杨氏模量/GPa密度/kg·m –3泊松比结构钢20078500.3环氧树脂4.3511800.3672图2是利用传递矩阵法计算的未充液布拉格声子晶体管路弯曲振动的能带结构和频率响应曲线, 其中图2 (a)是波矢实部与频率的关系曲线,可以表现带隙的频率范围, 图2 (b)表示具有5个周期的声子晶体管路的频率响应曲线. 由图可知,在0—800 Hz 的频率范围内存在两个衰减带隙-60-50-40-30-20-100102030100200300400500600700800波矢 k /p S a -1(b)频率f /H z频率f /H z频率响应FRF/dB图 2 未充液布拉格声子晶体管路的带隙特性　(a)能带结构; (b)振动频率响应曲线Fig. 2. Band gap characteristics of the liquid-unfilled Bragg phononic crystal pipeline: (a) Band structure; (b) Flexural vibration FRF.-40-30-20-10010203040100200300400500600700800(b)频率f /H z频率f /H z波矢 k /p S a -1频率响应FRF/dB图 3 充液布拉格声子晶体管路的带隙特性　(a)能带结构; (b)振动频率响应曲线Fig. 3. Band gap characteristics of the liquid-filled Bragg phononic crystal pipeline: (a) Band structure; (b) Flexural vibration FRF.70—90 Hz 和280—690 Hz, 其中观察振动频率响应曲线可知, 有限周期声子晶体管路的振动传递损失曲线较好地对应着无限周期声子晶体管路的带隙频率范围; 第二带隙的衰减强度远大于第一带隙, 且衰减最大可以低至–60 dB.图3是充液布拉格周期管路弯曲振动的能带结构和振动频率响应曲线, 可以发现充液管路在0—800 Hz 内出现3个衰减带隙, 分别是40—65 Hz 、180—340 Hz 和485—735 Hz, 表明当管路充液时,布拉格周期管路的弯曲振动带隙会向低频移动. 同时可以看出, 充液管路的第二带隙和第三带隙分别包含叶频与次倍频, 可以对离心泵引起的管路振动起到较好地抑制作用.4 流固耦合声子晶体管路振动特性仿真分析4.1 有限元模型及算法验证v in v out FRF =20×log (v out /v in )未考虑流固耦合效应时, 基于ANSYS Work-bench 平台, 利用谐响应模块, 在激励端施加幅值为1的速度信号, 记为 , 在响应端拾取速度信号, 记为 , 则由公式 计算频率响应, 得到5个周期的声子晶体管路振动频率响应曲线, 与传递矩阵法计算的振动传递响应相对比, 得到图4. 图4是5个周期未充液和充液布拉格管路的弯曲振动传递损失曲线, 其中蓝色虚线和黑色实线分别是有限元法和传递矩阵法的计算结果. 由图可知, 传递矩阵法和有限元法的计算结果比较吻合, 这有力地证明了传递矩阵法的准确性和有效性.图5是不同频率处未充液和充液布拉格声子晶体管路的速度幅值图, 其中图5(a)表示未充液声子晶体管路在f 为250, 500, 750, 1000 Hz 处的位移幅值. 可以发现, f = 500 Hz 和f = 1000 Hz 处管路的弯曲振动在前两个周期已经得到很大的衰减, 后半段的管路几乎没有发生振动, 表明布拉格声子晶体管路对带隙内的振动可以较好地抑制,且振动衰减效果明显. f = 250 Hz 和f = 750 Hz 都是带隙外的频率点, 两个频率处的位移幅值远大于带隙内的位移幅值, 且整个管路都处于振动状态, 此时, 弯曲振动可有效传递到管末端. 图5(b)表示充液声子晶体管路在f 为125, 250, 400,600 Hz 处的位移幅值. 可以发现, f = 250 Hz 和f =600 Hz 处管路的弯曲振动在前两个周期已经得到很大的衰减, 后半段的管路几乎没有发生振动, 表明充液布拉格声子晶体管路对带隙内的振动可以较好地抑制, 且振动衰减效果明显. f = 125 Hz 和f = 400 Hz 都是带隙外的频率点, 两个频率处的位移幅值远大于带隙内的位移幅值, 且整个管路都处于振动状态, 此时, 弯曲振动可有效传递到管末端.与图4中声子晶体管路振动频率响应曲线中的带隙相对应.进一步考虑流固耦合条件下声子晶体管路振动传递特性. 基于ANSYS Workbench 平台对不同冲击激励下流固管路进行流固耦合分析, 建立了双向流固耦合分析基本流程如图6所示, 参照图1声子晶体管路参数建立5个周期的声子晶体管路模型如图7所示. 模型选为瞬态结构和流体力学模频率响应F R F /d B频率响应F R F /d B频率f /Hz频率f /Hz 图 4 未充液和充液布拉格声子晶体管路弯曲振动频率响应　(a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 4. Frequency response of flexural vibration of liquid-unfilled and liquid-filled Bragg phononic crystal pipeline: (a) liquid-un-filled pipe; (b) liquid-filled pipe.kg /(m ·s )块. 管路长为2.5 m, 管路内径为0.02 m, 管壁厚度为0.001 m, 弹性管壁, 忽略管道阻尼影响. 流体部分选择水, 不可压缩流体, 其密度为1000 kg/m 3,温度设置为25 ℃, 动力黏性系数选择默认值0.001003 . 由于ANSYS Workbench 计算双向流固耦合时, 流体通过流固耦合面对管路结构传递的只是湍流运动产生的流体雷诺应力、黏性应力和脉动切应力的流体作用力, 不包括流体质量, 故在仿真计算轻质流体时结果较为准确, 但当ρe 管内流体为重质流体时, 仿真结果会产生较大的误差, 故需要在管路上引入附加质量∆m = r πr p 2. 本文的流体为水, 属于重质流体, 因此在管路建模时需要设置管路材料的当量密度 , 即ρ0ρf r in r out 式中, 为管路材料密度, 为流体密度, 为管路内径, 为管路外径. 管路材料选择表1中的结构钢和环氧树脂, 则仿真分析中设置的管路材料结构钢和环氧树脂的当量密度分别为12612 kg/m 3和5941.9 kg/m 3.m /s 本例中主要设置流体和液体接触的管道内壁面为流固耦合面, 设置限制两端面X , Y 和Z 方向位移为支撑边界条件, 即为固定约束(固支结构).Fluent 界面里设置不同的入口速度, 单位为 ,出口压力设置为零; 系统耦合分析界面设置耦合时间为0.0512 s 和耦合时间步0.0001 s, 选择双向耦合; 初始条件, 视为光滑管壁.(b)(a)(1) 第一带隙外f =250 Hz(2) 第一带隙内f =500 Hz(3)第二带隙外f =750 Hz (4) 第二带隙内f =1000 Hz (1) 第一带隙外f =125 Hz(2) 第一带隙内f =250 Hz(3) 第二带隙外 f =400 Hz(4) 第二带隙外f =600 Hz图 5 未充液和充液声子晶体管路不同频率处的速度幅值　(a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 5. Displacement amplitude of liquid-unfilled and liquid-filled phononic crystal pipeline at different frequencies: (a) liquid-un-filled pipe; (b) liquid-filled pipe.图 6 ANSYS Workbench 系统耦合配置方式Fig. 6. Coupling configuration of ANSYS Workbench system.出水口处进水口处450.00225.00675.00900.00 (mm)图 7 ANSYS 中建立流固耦合管路模型Fig. 7. Establishment of fluid-structure interaction pipelinemodel in ANSYS.4.2 管壁冲击激励条件下流固耦合声子晶体管路振动特性分析假设距离管路左端进水口处受到冲击载荷, 冲击波的形式满足以下方程:F max t 0t d 式中 = 200 N, = 0.0005 s, = 0.0001 s.冲击时间为0.0005 s, 在管路进出水口处拾取响应信号. 分别仿真计算未充液和充液管路的弯曲振动响应, 充液管路仿真分析时采用流固耦合仿真分析, 设置流速为0.管壁冲击激励的脉冲响应如图8(a), 利用快速傅里叶变换得到其频域分布如图8(b), 可以看出,由于管壁冲击激励的作用, 模型中产生的应力波具有0—5000 Hz 的宽频带.图9是5个周期声子晶体管路未充液和充液时的冲击振动特性. 其中蓝色实线和青色虚线分别表示进水口处速度信号时域以及通过快速傅里叶变换得到的频域分布和出水口处速度信号时域及快速傅里叶变换得到的频域分布. 频域图中阴影部分表示出口处的速度峰值较入口处的速度峰值小,表明在该频率范围内声子晶体管路具有较好的衰减效果. 对比图9(a)和图9 (b), 可以发现当管路充液时, 管路振动幅值无论在时域还是频域上都有所衰减, 表明当管路充液时, 由于流体质量的影响,外部冲击引起的管路振动减弱. 综合分析, 未充液声子晶体管路在270—625 Hz 内具有较好的衰减作用, 充液声子晶体管路在175—332 Hz 和488—725 Hz 内具有较好的衰减作用, 与第3节传递矩阵计算的未充液管路带隙280—690 Hz 以及充液管路带隙180—340 Hz 和485—735 Hz 相吻力/N幅值/d B时间/10-3 s频率/Hz图 8 管壁冲击脉冲响应及通过快速傅里叶变换得到的冲击模拟频域　(a) 管壁冲击时域; (b) 管壁冲击频域Fig. 8. Pipe wall shock impulse response and shock simulation frequency domain obtained by fast Fourier transform: (a) Time do-main of wall impact; (b) Frequency domain of wall impact.时间/s时间/s频率/Hz 频率/Hz10(a)(b)速度/m m S s −1速度/m m S s −1|速度(f )||速度(f )|图 9 未充液与充液声子晶体管路冲击振动响应　(a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 9. Shock vibration response of liquid-unfilled and liquid-filled phononic crystal pipeline: (a) liquid-unfilled pipe; (b) liquid-filled pipe.合, 表明未充液和充液布拉格声子晶体管路对管路外部冲击具有较好的抑制作用.图10表示未充液和充液声子晶体管路不同时刻的速度幅值图, 图10(a)表示未充液声子晶体管路在t 为0.001, 0.0025, 0.005, 0.01 s 处的速度幅值, 图10(b)表示充液声子晶体管路在t 为0.001,0.0025, 0.005, 0.01 s 处的速度幅值. 可以发现, 无论声子晶体管路是否充液, 其出口处的振动较入口处滞后, 且振动幅度较小, 这是由于管路入口处的冲击响应沿着管壁传播需要一定时间. 约在0.01 s,出口处振动幅度达到最大, 与图9中时域图中出口处的振动响应曲线相一致.接下来考虑流速对管壁冲击响应的影响, 设置流速分别为0, 10 m/s. 仿真分析得到流固耦合声子晶体管路在不同流速下的冲击振动响应.图11表示流固耦合声子晶体管路在流速为0和10 m/s 下的冲击振动响应, 图12表示流固耦合声子晶体管路在流速为0和10 m/s 下的出口处的振动响应, 由图可知, 当流速较小时, 流速改变,布拉格周期管路的衰减频率范围基本不变. 虽然随着流速的增大, 管路的衰减效果减弱, 但影响不大,这是由于管路在外部冲击作用下, 管路的振动主要由外部冲击引起, 管路内流对管路振动作用较小,但由于流固耦合效应, 流体运动产生的管壁作用力分布在管路内部流固耦合面上且前端由流体引起的管壁振动会向管路末端传递, 导致管路出口段的振动响应增大, 从而衰减强度降低.4.3 流体冲击激励条件下流固耦合声子晶体管路振动特性分析假设输流管路内流体流速初始状态为零, 当开泵或者开阀速度较快时, 流体流量发生急剧变化,(1)t =0.0010 s (2)t =0.0025 s (3)t =0.0050 s (4)t =0.0100 s (a)(b)(1)t =0.0010 s(2)t =0.0025 s(3)t =0.0050 s(4)t =0.0100 s图 10 未充液和充液声子晶体管路不同时刻的速度幅值　(a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 10. Velocity amplitude of liquid-unfilled and liquid-filled phononic crystal pipeline at different moments: (a) liquid-unfilled pipe;(b) liquid-filled pipe.时间/s时间/s(a)(b)频率/Hz频率/Hz速度/m m S s −1速度/m m S s −1|速度(f )|10|速度(f )|图 11 流固耦合声子晶体管路在不同流速下的冲击振动响应　(a)流速为0 m/s; (b) 流速为10 m/sFig. 11. Shock vibration response of fluid-structure interaction phononic crystal pipeline at different velocities of fluid: (a) Flow ve-locity is 0 m/s; (b) Flow velocity is 10 m/s.从而使流体流速发生剧烈变化, 假设流体流速发生变化时满足以下方程:V max t 0t d 式中, = 50 m/s, = 0.0005 s, = 0.0001 s.冲击时间为0.0005 s, 在管路进出水口处拾取响应信号.分别考虑单一材料管路(结构钢管)和布拉格周期管路, 以管路出口处和入口处某一截面的弯曲振动为研究对象, 仿真分析得到管路入口和出口处的速度时间曲线和速度频率曲线.图13是冲击流体激励下结构钢管和声子晶体管弯曲振动响应, 可以发现, 无论是单一材料管路还是声子晶体管路, 在时域上, 其振动响应发生突变出现在流体流速急剧变化时, 随着流速的衰减,管壁振动响应减小, 出口处管壁振动有所延迟, 且声子晶体管路的振动传递到出口处的时间较单一材料管路长, 表明声子晶体管对振动具有一定的抑制作用. 进水口处的振动响应较入水口处的响应略大, 这是由于冲击流体激励到达出口附近需要一定的时间, 流体流动过程中与管壁发生耦合作用, 能量有所耗散, 到达出口处流速略有降低, 因此振动响应略小. 在频域上, 单一材料管路的进水口和出水口处管壁的响应基本吻合, 但在170—210 Hz 范围内存在一定衰减, 而声子晶体管路在415—510 Hz 和575—625 Hz 范围内都存在衰减, 其衰减频段与第3节中带隙相接近但不完全重合, 表明冲击流体激励时, 由于管路流固耦合效应的存在, 流体通过流固耦合面对管壁的作用力分布在整个管路内部,因此在出水口处不仅存在流体在出水口处引起的管路振动, 还存在前端由流体引起的管路振动向管路末端传递. 进一步对比图14中冲击流体激励下结构钢管与声子晶体管在进水口和出水口处振动响应, 可以发现, 进水口处, 单一材料管路在时域和频域上的振动较声子晶体管路略大, 在声子晶体管路进水口处, 由于管路材料环氧树脂材料较软,流体冲击引起的管路振动较单一结构钢管路略大;出水口处, 在时域上, 声子晶体管路出现峰值时间较单一材料管路滞后, 且峰值略小, 表明声子晶体管路可以有效抑制流体冲击引起的管路振动. 在频域上, 声子晶体管路与单一材料管路振动幅值相当, 在415—505 Hz 和585—625 Hz 范围内, 声子晶体管路振动幅值较小, 表明衰减程度明显. 进一步对比进水口处单一材料管路与声子晶体管路的振动响应, 可以发现声子晶体管路对流体冲击引起频率/Hz101010101010|速度(f )|图 12 流固耦合声子晶体管路出口处不同流速冲击振动响应Fig. 12. Shock vibration response of the outlet of fluid-structure interaction phononic crystal pipeline at different velocities of fluid.1010时间/s时间/s(b)频率/Hz 频率/Hz速度/m m S s −1速度/m m S s −1|速度(f )||速度(f )|图 13 冲击流体激励下　(a)结构钢管和(b)声子晶体管弯曲振动响应Fig. 13. Flexural vibration response of (a) structural steel pipe and (b) phononic crystal pipe under shock fluid excitation.。

《液压波动激振机理及实验研究》篇一一、引言随着液压传动系统的广泛应用，其稳定性及动力学行为已成为众多工程领域研究的重点。

液压波动激振现象，作为一种典型的动力学行为，对于液压系统的稳定性和工作效率有着重要的影响。

本文旨在研究液压波动激振的机理，并通过实验对理论进行验证。

二、液压波动激振机理液压波动激振现象主要源于液压系统内部压力的波动。

当液压系统中的压力发生周期性或随机性变化时，会引发系统内部的激振力，进而导致系统产生振动。

这种振动不仅会影响系统的稳定性，还可能对系统中的元件造成损伤，降低系统的使用寿命。

液压波动激振的机理主要包括以下几个方面：1. 液压系统压力波动：由于液压系统内部油液的可压缩性、管道的弹性以及外部负载的变化等因素，都会导致系统压力的波动。

2. 激振力的产生：压力波动会在液压系统内部产生激振力，这种力会作用于系统中的元件，使其产生振动。

3. 振动传播：振动在液压系统中的传播会受到系统结构、管道布局以及元件的刚度等因素的影响。

三、实验研究为了深入理解液压波动激振的机理，我们设计了一系列实验。

实验主要包括以下几个方面：1. 实验装置：实验装置包括液压泵、执行机构、传感器以及数据采集系统等。

通过改变系统的参数，如泵的转速、执行机构的运动轨迹等，来模拟不同的工况。

2. 数据采集与分析：在实验过程中，我们使用传感器实时采集液压系统中的压力、流量、振动等数据。

通过对这些数据进行分析，我们可以得到系统压力的波动情况以及激振力的变化规律。

3. 结果与讨论：根据实验结果，我们分析了液压波动激振的机理。

我们发现，系统压力的波动与激振力的产生有着密切的关系。

此外，我们还发现，通过优化液压系统的设计参数，如管道布局、元件的刚度等，可以有效地降低液压波动激振的现象。

四、结论通过理论分析和实验研究，我们得出了以下结论：1. 液压波动激振现象主要源于液压系统内部压力的波动。

2. 激振力的产生与压力波动密切相关，且会作用于系统中的元件，导致其产生振动。

第29卷第4期江苏理工学院学报JOURNAL OF JIANGSU UNIVERSITY OF TECHNOLOGY Vo l.29，No.4 Aug.，20232023年8月晃动是一种由物体内部运动引起的自由表面现象[1]，非满载罐体中液体的晃动，会对罐体内壁产生较强的冲击力，因此，液罐车在转弯时的剧烈晃动易导致其侧翻[2]。

国内外有不少专家针对这一问题进行了相关研究。

王为等人[3]针对容器中的小幅晃动做了研究，认为此类运动属于自由表面线性运动；并基于此探讨了晃动阻尼与运动黏性系数、特征尺寸的关系；研究结果表明容器内阻尼并未对容器的整体晃动阻尼起突出作用。

贾心红等人[4]分析了液体晃动对侧翻稳定性的影响,为半挂式液罐车侧翻稳定性的研究提供了一定的理论基础。

吴文军等人[5]以球形贮箱内的液体晃动为例，进行了大量实验，并对比分析了实验结果与仿真结果。

Papas-pyrou等人[6]构建了水平圆柱形罐体的数学模型，研究在纵向外部激励下，充液比为50%时罐内液体的晃动效应。

Tetsuya等人[7]将圆柱形罐体中的液体等效为理想状态的液体，分析了弹性浮体对垂直激励的阻尼作用。

Ren等人[8]研究了弹性覆盖层的固有振型和主应变分布。

Han等人[9]基于半解析法，研究了部分填充水平圆柱形罐体的线性液体晃动的频率和振型。

Zhong等人[10]运用多频激励下圆柱形罐体中液体晃动模型的非线性控制方程，得到可能引起共振的频率组合。

Chiba等人[11]分析了液体晃动对罐体所受冲击力的影响，得到了耦合系统的频率方程。

Miao等人[12]利用激光衍射仪测量了碰撞瞬间激发的晃荡波参数，并在相同激发条件下得到了不同深度晃动波的衍射图谱。

曹占雪等人[13]基于流体子域法，研究了2个不同半径的环形刚性隔板对流体晃动频率及模态的影响。

王伟军等人[14]运用数值模拟，分析药箱防波板基于流固耦合的液罐车液体冲击力分析魏书萌，李波，贝绍轶，周丹，周鑫烨，顾甜莉（江苏理工学院汽车与交通工程学院，江苏常州213001）摘要：利用Fluent流体计算软件仿真设置液罐受到的加速度以及罐体内的充液比，分析液体冲击对罐内载荷变化的影响。

压力管道流固耦合振动数值模拟方法在工业的生产和日常的生活中，使用的压力管道经常受到各方面的影响而导致振动的情况，可能是自身的原因，也可能是外部环境的影响。

如果管线在长时期内都受到振动的影响，那么应力集中部位往往会很容易产生疲劳感，材料疲劳情况加剧就会产生断裂的情况，然后引起严重事故，管道内的物质外泄会威胁着人民的财产生命的安全，所以要在生产中减少管道振动的情况，避免发生安全事故。

标签：压力管道；流固耦合；数值模拟在流体运输系统中，管道运输是一种最具有代表性的应用方式，已经广泛应用于各种工业和民用领域了，在多年的应用中，在能源运输等领域发挥了很巨大的贡献。

管道在运输进行中，管道内运输的流体不可能一直是匀速运输的，往往会因为各种可控和不可控的因素造成非正常的流动现象，这样往往会导致整个管道系统产生振动，导致系统运行的可靠性降低，导致一系列的状况，首先导致工作环境恶化、然后仪表精度受到不利影响、紧接着管道就会出现渗漏，最严重的时候一旦产生爆裂，就难免出现事故，比如1993年在湖北，阳逻发电厂发生了输水系统的多次连续事故，冷凝器周围发生了严重故障，伸缩节和泵房堵头都发生了变形导致的破坏。

1 压力管道的振动来源压力管道由管道本身、支架以及连接的设备共同构成了一个结构系统，如果外部或者内部有激振力的话，那么整个管道系统就会发生振动情况。

压力管道振动的振源分分为系统本身和系统外部两种，接下来进行具体分析。

首先，是来自系统自身的振动，一般是因为和管道相互连接的机器在运行中经常产生振动，或者管道内部的流体存在不稳定的流动状况而引起的振动；在外部原因上，一般是由于地震、风力以及海水流动等等。

振动本身是一种变动性的荷载，对压力管道本身来说是一种巨大的挑战，激振力大、危害就大，激振力小、危害就小，另外管道本身的抗振性能也很重要。

具体说来有如下因素可以进行影响：①气柱固有的频率，管道内进行流动的气体充满着弹性的时候，每次压缩机或者泵从管道进行吸气排气的时候，气柱都会因为受到干扰，导致出现振动。

航空液压管路流固耦合振动传递矩阵模型分析郭长虹;郭海鑫;权凌霄;李东;焦宗夏【摘要】将国产大飞机C919的一段多弯曲液压管路,按弯曲结构分为多个分段,基于目前公认的液压管路流固耦合14-方程分析了各段之间的关系,采用传递矩阵法创建了该段管路的完整传递矩阵动力学模型.进一步,基于Matlab软件编程求解该动力学模型的偏微分方程组,分析该管路在正常飞行振动载荷及功能冲击载荷作用下的流固耦合振动,得到其在3个方向激励下的轴向速度频域响应,并通过实验验证了该数学模型的分析结果.研究结果表明:3个方向激励下的响应频率相同,仅响应幅值会有所不同;管路在低频处的振动幅值较大,说明低频振动更为剧烈,更易引发谐振失效,在管路设计时要予以重视;所建立的传递矩阵动力学模型及其求解算法准确度均较高,误差最大仅为4.5%.%A section of multi-bending hydraulic pipeline of the domestic large aircraft C 919 is divided into multiple sub-sections according to the curved structure, the relationship between the subsections is analyzed based on the cur-rently shared fluidsolid coupling equation-14 for hydraulic pipelines, and a complete dynamical model for transfer matrixes for the section of the pipeline is established by using the transfer matrix method.Then,the system of par-tial differential equation of the model is solved based on Matlab programming, and the pipeline's fluidsolid cou-pling vibration under normal flight vibration load and functional impact load is analyzed,thus the frequency domain response in the axial velocity under three-direction excitation is obtained.The results of the model analysis are veri-fied by experiment.The experiment shows that the respective response frequencies under three directions of excita -tionare the same,only the amplitudes of the response aredifferent.Furthermore, the vibration amplitude of the pipeline at low-frequency is larger,which indicates that the low frequency vibration is more intense,and which is more likely to trigger resonant failure.The proposed transfer matrix dynamic model and its solution algorithm have high accuracy,and the maximum error is only 4.5%.【期刊名称】《高技术通讯》【年(卷),期】2017(027)011【总页数】9页(P966-974)【关键词】航空液压管路;流固耦合;动力学方程;传递矩阵法;频域响应【作者】郭长虹;郭海鑫;权凌霄;李东;焦宗夏【作者单位】燕山大学机械工程学院秦皇岛066004;燕山大学机械工程学院秦皇岛066004;燕山大学机械工程学院秦皇岛066004;中国航发北京航科发动机控制系统科技有限公司北京102200;燕山大学机械工程学院秦皇岛066004;北京航空航天大学自动化科学与电气工程学院北京100083【正文语种】中文0 引言飞机液压管路起着传输液压动力的作用，是飞行安全的关键保障之一。

液压激波作用下管道流固耦合的动力学建模张慧贤;寇子明;吴娟;陆春月【摘要】human visual system; radiography image; image enhancement%为了研究在主动液压激波作用下管道振动的动力学特性,设计了一种液压激波变频控制系统,建立了激波作用下充液管道流固耦合的动力学模型.采用特征线-有限元法,用Newmark法编程,将由特征线法求得的流体各断面横向压力载荷施加到管道有限元的单元节点上,由此求得了管道横向各断面处及轴向的振动时程曲线,并通过快速傅里叶变换获取了管道横向及轴向的幅频特性曲线,试验发现,在激波作用下,充液管道的横向与轴向振动中基频的幅频特性吻合较好,而高阶频率由于谐波干扰信号非常严重,因此与数值模拟结果没有明确的对应关系.【期刊名称】《西安交通大学学报》【年(卷),期】2012(046)003【总页数】6页(P94-99)【关键词】液压激波;流固耦合;特征线-有限元法【作者】张慧贤;寇子明;吴娟;陆春月【作者单位】太原理工大学机械工程学院,030024,太原;黄淮学院电子科学与工程系,463000,河南驻马店;太原理工大学机械工程学院,030024,太原;山西省矿山流体控制工程中心,030024,太原;太原理工大学机械工程学院,030024,太原;山西省矿山流体控制工程中心,030024,太原;太原理工大学机械工程学院,030024,太原;山西省矿山流体控制工程中心,030024,太原【正文语种】中文【中图分类】O351.2;TP29由于流体压力和流量的变化会引起充液管道的振动，使管道的固有频率随压力和流量的增大而减小，因此当激振源频率与管道固有频率相等时，便发生共振，从而引发失稳破坏.金基铎等人［1］进行了充液管道两端不同支承方式及不同流态下共振响应的数值模拟，研究了管道在多种参数共同作用下失稳的临界值，为管道的失稳设计提供了理论基础.Per-Anders等人［2］在一维流体作用下对充液管道流固耦合进行了有限元分析，对自由振动下的瞬态响应进行了数值模拟.包日东等人［3］研究了充液管道在内流或内外流共同作用以及不同支承边界条件下的动力学特性.Paidoussis等人［4］用线性分析和试验的方法研究了脉动流激励下的失稳区域和参数共振现象.文献［5］通过一种变频控制的液压激波器，采用特征线法计算了基于水击理论的液压激振波沿管道的压力与流速分布，并通过试验验证了利用这种激波的可能性.本文在变频激波器［5］的基础上，将液压管道作为激振力产生振动的执行机构，通过三轴加速度传感器测试了管道上3个不同点的横向与轴向振动的振幅，通过傅里叶变换法（FFT）得到了充液管道上不同点在平面二维振动的幅频特性.然后，采用特征线-有限元模型，通过编程模拟出了管道流固耦合的动力学特性，并与试验结果进行了对比.1 系统组成及数学模型1.1 系统组成图1为由激波器、管网、液压缸组成的液压管道激振系统，激波器相当于一个快速启闭的阀门，由电机通过变频器控制，激波器的B端为进油口，A、C端为回油口，分别连接被控管道1和回油管道2，在激波器转阀旋转的过程中，液压缸将在差动与非差动之间进行切换.当转阀分别旋转到A、B、C端口时，由于液压阀的瞬间关闭，油液将会在激波器和液压缸之间产生强烈的液压冲击，这种在激波器和液压缸配合下产生的液压激振波作用将诱发管道产生振动.如果将被诱发振动的管道作为振动执行机构，通过铺设振动筛板等弹性板振动单元，将有望改变现有振动机构的振动模式.设计的液压激振系统的主要参数为：发生振动的管道1长1 800 mm，管外径Φ为34 mm，管壁厚度为5 mm，轴向弹簧的中径Φm为38 mm，钢丝直径ΦL为3.5 mm；泵的额定转速为1 500 r／min，额定压力为31.5 MPa，公称排量为63 m L／r；激波器电机磁极对数为3，功率为1.5 k W，变频器功率为3 k W.将3个三轴加速度传感器BZ1191分别安装在管道1的两端及中间，其安装点将液压缸至激波器之间的管道等分为4段，每个传感器各配BZ2703信号调理器（电压为1～5 V）并与PCI采集卡的3个通道相连.图1 管道液压激振测试系统原理图1.2 液压激波的特征线模型通过特征线法求解微分方程，可揭示液压激振系统脉动流的动力学特性，如果不考虑激波器的作用，则液压水击的连续方程及基本微分运动方程［6］分别为式中：p为压力；c为流体波速；α为管轴与水平面的夹角；v为流速；g为重力加速度；λ为阻力系数；D为管道内径；x为位置坐标，其正方向指向阀门；t为时间.为采用特征线法求解式（1）、式（2），沿图2所示的正特征线c+与负特征线c-积分［7-8］，便可求出在特征线交点P处某一时刻的压力p（x，t）和流速v（x，t）.将试验管道1沿x轴分成N 等份（见图1中的虚线），并保证各断面与图2所示流体各断面相重合.设每等份距离步长为Δx，时间步长为Δt=Δx／c，则c+与c-的差分方程分别为图2 激振管道的特征线-有限元模型式中：p P i、v P i分别为特征线交点P 处的压力及流速；pi、vi分别为管道断面处的压力及流速.式（3）、式（4）为特征方程组离散后的差分方程，通过编程即可实现数值解.边界条件的确定如下：管道1的上边界为振动液压缸，x=0，p i=p；下边界为激波器，设激波器按线性规律启闭，阀门开度τ=1-t／t s，t s为阀门关闭时间，开度在1和0之间，对应着全开与全关.阀门可视为孔口出流，即当x=L（管道1长度）时，v P i=（1-t／t s）φ（2gp P i）1／2，其中φ 为流速系数.1.3 流固耦合振动的有限元模型将图1中的管道1简化为梁模型，在保证流体特征线各断面与管道有限元节点重合的条件下，将由特征线法求得的流体各断面横向压力载荷施加到管道有限元的单元节点上，可求得各断面处的动态响应.基于Hamilton变分原理，忽略管道黏弹性，考虑管内流体压力效应和管道断面轴向力的作用，推导出的充液管道振动方程［1，9］为式中：m f为单位长度的液体质量；m p为单位长度的管道质量；E为管道材料弹性模量；I为管道断面对x轴的惯性矩；T为轴向力；A为管道的过流断面积.管道轴向为弹簧约束，轴向作用可视为简谐激振力作用下的强迫振动，即式中：ρ为流体密度；C D为冲击系数.采用Galerkin法对式（5）进行有限元离散，其振动方程［10］为式中：M e为充液管道单元的质量矩阵；φ为节点位移向量；C e为充液管道单元阻尼矩阵；K e为充液管道单元刚度矩阵；p e为单元节点激振力向量.考虑流-固耦合的作用，振动方程的各矩阵为式中：M ep为管道单元质量矩阵；M esf为单元固液耦合质量矩阵；C ep为管道单元阻尼矩阵；C esf为单元固液耦合阻尼矩阵；K ep为管道单元刚度矩阵；K esf为单元固液耦合刚度矩阵.由于同时考虑了管道的轴向与横向振动，因此得到式中：M ea、M le分别为管道单元轴向和横向的振动质量矩阵；K ea、K eb分别为轴向刚度矩阵和弯曲刚度矩阵.若忽略C ep，则相应的表达式为式中：U、Q为位移的形函数矩阵.根据有限元原理，各单元矩阵组装后的管道固液耦合振动方程为式中：M、C、K分别为充液管道的整体质量矩阵、整体阻尼矩阵、整体刚度矩阵；q为整体外载荷向量.2 数值计算2.1 流体动力学特性以图1所设计的液压激振测试系统为研究对象，则管道1为激振波的传输通道.综合管道流固耦合及阻力影响，设λ=0.02，p=4.5 MPa，将管道分成4段，共有5个计算断面.其中，断面1对应液压缸，断面5对应激波器，断面2、3、4分别与3个加速度传感器重合，Δx=0.9 m，Δt=5.35×10-4 s.由于不同的关阀时间对应不同的阀门开度，并会影响管道不同断面的流速及压力，因此为了提高计算精度，管道的分段数可根据管长适当增大.当系统压力为4.5 MPa、变频器频率为32 Hz时，通过编程计算出的各断面的激振压力p r值如表1所示.图3表明，管道各断面的输出为简谐振动，断面2至断面4的压强逐渐升高，说明液压缸至激波器的沿程各断面压力呈递增趋势.表1 各断面的微振压力值t／ms p r／MPa断面1 断面2 断面3 断面4 断面5 0.00 4.996 73 4.993 47 4.990 20 4.986 93 4.983 67 0.54 4.993 47 4.990 20 4.986 93 4.983 67 5.287 83 1.08 4.990 20 4.986 93 4.983 66 5.288 03 5.607 48 1.61 4.990 18 4.983 65 5.288 22 5.607 87 5.949 51 2.15 4.990 18 5.291 68 5.608 26 5.950 11 6.315 07||||||10Δt 5.808 18 6.621 88 7.441 48 8.270 38 9.116 58图3 各断面输出激振压力的变化曲线图4 反映了断面激振压力与系统压力的关系，这与图1中流体在激波器作用下的实际工作状态完全相同，表明所建数学模型的正确性.图4 断面处激振压力与系统压力的关系2.2 流固耦合的动力学特性采用Newmark法求解式（17），由于充液管道分为5个计算断面4个单元，每个节点对应3个自由度，因此组合后的矩阵M、C、K均为15阶×15阶的稀疏负矩阵.根据管道振动的初始值，计算t+Δt时刻的有效载荷向量及位移，然后根据位移计算出t+Δt时刻的速度和加速度.在满足Newmark参数α、β无条件收敛的情况下，α、β分别取0.5、0.25.从图5中可看出，断面2～断面4处的对应振幅依次增大，与图3中的各断面压力变化趋势相同，说明各断面振幅与断面压力成线性关系，而图4中断面处的激振压力随系统压力增大而增大，说明管道断面振幅可通过调节系统压力进行控制. 图5 充液管道横向振动的时程曲线在轴向力的作用下，管道轴向振动位移曲线如图6所示.由于管道轴向为弹性约束，因此图6所示的管道轴向振动时程曲线也是简谐振动，但振动的频率比横向振动的频率要大得多，并且管道横向振动响应与激振力不同步，振动响应明显滞后于激振力.相比图3，图6中管道轴向振动由于受到弹簧的作用，其振动频率远高于图3中流体各断面处的激振压力波频率.图6 弹性约束下管道轴向振动时程曲线2.3 幅频特性选取图1中管道第3断面处的节点为研究对象，设系统压力为4.5 MPa、变频器频率为32 Hz，对管道流固耦合振动方程的横向与轴向时程曲线进行FFT变换，由此获取的幅频特性如图7所示.由于管道横向振动为多自由度系统的振动，因此横向振动的幅频特性曲线峰值应有多个.轴向振动可视为在激振力作用下的单自由度受迫振动，幅频特性只有一个峰值（见图7）.3 幅频特性对比图7 横向振动与轴向振动的幅频特性采用图1所示的三轴加速度传感器，对管道断面3处的横向振动及轴向振动的振幅进行测量，经积分信号调理器二次积分运算后接入四通道PCI采集卡，通过采集软件动态地采集数据，并经标度变换来滤除高次谐波.从图8、图9看出，管道的振幅随变频器设定频率f的增加而减小.当f为32 Hz 时，图8中横向振动的基频约33 Hz，图7中横向振动的基频约为40 Hz，图9中轴向振动的基频约为10 Hz，图7中轴向振动基频的数值模拟结果约为9 Hz.可见，充液管道上的横向与轴向振动基频的幅频特性与FFT幅频特性吻合较好，而高阶频率受谐波的干扰，使得其与数值模拟结果没有明确的对应关系.图8 充液管道横向振动的FFT幅频特性图9 充液管道轴向振动的FFT幅频特性4 结论（1）为了研究管道在液压激波作用下的振动控制，本文设计了一种液压激波变频控制系统，根据固液耦合矩阵，建立了激波作用下充液管道流固耦合动力学模型. （2）根据激波作用下一阶拟线性双曲型偏微分方程组的初始条件，采用特征线法编程计算出了有压脉动流沿充液管道的压力与速度分布.数值模拟结果表明，管道在激波作用下，各断面输出的横向激振力为简谐波，液压缸至激波器沿程各断面的激振压力呈递增趋势，且断面激振压力随系统压力增大而增大.（3）采用特征线-有限元法，将管道简化为梁-模型，用Newmark法编程将由特征线法求得的流体各断面横向激振压力载荷施加到管道有限元的单元节点上，由此求得了管道各断面处横向及轴向的振动时程曲线，并通过FFT法获取了幅频特性曲线.（4）与三轴加速度传感器实测幅频特性进行了对比分析，发现在激波作用下充液管道的横向与轴向振动中，基频的幅频特性与FFT幅频特性吻合较好，而高阶频率受谐波的干扰重，使得其与数值模拟结果没有明确的对应关系.【相关文献】［1］金基铎，宋志勇，杨晓东.两端固定输流管道的稳定性和参数共振［J］.振动工程学报，2004，17（2）：190-195.JIN Jiduo，SONG Zhiyong，YANG Xiaodong.Stability and parametric resonances of a clamped-clamped pipe conveying fluid［J］.Journal of Vibration Engineering，2004，17（2）：190-195.［2］ PER-ANDERS G S.Dynamic finite element analysis of fluid-filled pipes［J］.Computer Methods in Applied Mechanics and Engineering，2001，190：3111-3120. ［3］包日东，金志浩，闻邦椿.分析一般支承输流管道的非线性动力学特性［J］.振动与冲击，2008，27（7）：87-90.BAO Ridong，JIN Zhihao，WEN Bangchun.Analysis of nonlinear dynamic characteristics of commonly supported fluid conveying pipe［J］.Journal of Vibration and Shock，2008，27（7）：87-90.［4］ PAIDOUSSIS M P，ISSID N T.Experiments on parametric resonance of pipes containing pulsatile fluid［J］.Applied Mechanics，1976，43：198-202.［5］寇子明，张慧贤，廉红珍，等.变频液压可控周期性激振测试系统设计与仿真［J］.农业机械学报，2011，42（5）：226-230.KOU Ziming，ZHANG Huixian，LIAN Hongzhen，etal.Design and simulation of an active hydraulic excitation system based on frequency conversion［J］.Transactions of Chinese Society for Agricultural Machinery，2011，42（5）：226-230.［6］ WYLIE E B，STREETER V L.Fluid mechanics［M］.6th ed.New York，USA：McGraw-Hill Book Co.，1983.［7］ TIAN Wenxi，SU G H，WANG Gaopeng，et al.Numerical simulation and optimization on valve-induced water hammer characteristics for parallel pump feedwater system ［J］.Annals of Nuclear Energy，2008，35：2280-2287.［8］孙玉东，刘忠族，刘建湖，等.水锤冲击时管路系统流固耦合响应的特征线分析方法研究［J］.船舶力学，2005，9（4）：130-137.SUN Yudong，LIU Zhongzu，LIU Jianhu，etal.Application of MOC to calculation of fluid-structural coupling response of piping system under impact of water hammer［J］.Journal of Ship Mechanics，2005，9（4）：130-137.［9］ JIN J D，SONG Z Y.Parametric resonances of supported pipes conveying fluid ［J］.Journal of Fluids and Structures，2005，20：763-783.［10］王世忠，于石声.载流管道固液耦合振动计算［J］.哈尔滨工业大学学报，2001，33（6）：816-818.WANG Shizhong，YU Shisheng.Calculation for solidliquid coupling vibration of fluid conveying pipe ［J］.Journal of Harbin Institute of Technology，2001，33（6）：816-818.。

飞机液压管道流固耦合振动特性及动响应分析张乐迪;张显余【摘要】通过对输流管道的动力特性进行研究,利用有限元法对管道及流体单元建立运动方程;采用Hermite插值函数,利用里茨-伽辽金法将求解微分方程问题得到输流管道的动特性方程.在有限元方程的基础上,对某飞机上的一段液压管道进行有限元仿真分析,得到管道结构各阶固有频率、特征点处位移、压力变化规律,分析了流固耦合作用对管道系统的影响.另外,讨论了不同阻尼比对管道结构动态响应的影响,为飞机液压管道的设计及优化提供了依据和参考.【期刊名称】《科学技术与工程》【年(卷),期】2014(014)028【总页数】6页(P153-158)【关键词】有限元法;动特性方程;阻尼比;固有频率【作者】张乐迪;张显余【作者单位】空军航空大学,长春130022;空军航空大学,长春130022【正文语种】中文【中图分类】O327飞机液压系统中所有的附件都是通过管道和管道接头来连接的，从而构成一个封闭的、完整的系统回路［1］。

从重量上看，管道及管道接头占液压系统总重量的30%～50%，分布上几乎遍及机体各个部分;如果系统中任何一根管道或一个接头损坏，都可能导致系统出现重大故障。

在飞机的实际使用过程中，因导管爆破引起油液漏光、使液压系统失去作用导致重大事故发生的情况屡见不鲜。

但是，实际上在设计时导管本身所能承受的最大内压力(即爆破压力)远远比系统的最大压力大，一般都有6～8 倍的安全系数［2］。

所以在静载荷的作用下，液压管道本身的强度是十分充裕的，破坏的原因主要是由于受到重复载荷作用下发生振动，从而产生疲劳，使其结构强度大大降低。

而液压管道产生振动的原因主要有两个方面［3］:一是飞机或某些飞机上的部件(如发动机或液压泵等)的振动引起的管道共振;二是管内压力脉动等因素迫使导管产生振动。

因此，为了避免飞机液压管路在工作过程中产生共振现象，有必要对管道系统的动态特性进行全面分析，以提高飞机液压系统的安全性和可靠性。

link appraisement朱 丽 白 中国飞行试验研究院为了获得管路结构的受力和振动特点，得到结构的理论振型和模态频率，以指导管路固定位置、传感器布点位置的选择和振动数据的处理。

本文先针对注满液压油形式的管路进行振动状态下的固液耦合受力分析，将管路内部液压油等效到管壁上进行整体建模；再对管路内壁施加压强载荷模拟液压载荷进行建模。

最后对管路结构固液耦合的有限元模型进行构建并进行仿真分析。

图1 管路结构示意图图2 固液耦合管路有限元模型示意图（a）1阶（b）2阶（c）3阶（d）4阶3 中间固定方式，固液耦合管路振动模态变形图（a）1阶（b）2阶（c）3阶（d）4阶管路1/3固定方式，固液耦合管路振动模态变形图中间固定方式，非固液耦合管路（空管）振动模态频率阶数频率（Hz）154.112340.613953.4441860.653052.2析，其频率计算公式为：1 2K Mπ=（a）1阶5 管路中间固定，振动激励幅值与频率的关系以及管路激振示意图左右两侧1/3固定方式，固液耦合管路振动模态频率（b）2阶（c）3阶（d）4阶6 管路中间固定，在各阶共振频率下的轴向应变分布有限元仿真结果6 管路中间固定，在各阶共振频率下的轴向应变最大值产生的位置阶数最大应变（με）最大应变位置（距对称面距离，mm）101020（即根部，<20的有限元节点均固定位移）18020582027337高阶模态对应在管长范围内出现更多振动波型，2～4阶模态400mm长度的1/2、1/3、1/4等位置也出现较大的应变响应幅值，但在各阶共振频率下，根部的响应幅度均比较明显。

机械工程中的流固耦合振动分析与控制研究机械工程是一门与物质运动、能量变换和信息传递有关的学科，其中流固耦合振动分析与控制是一个重要的研究方向。

在许多实际工程应用中，流体与固体的相互作用会导致结构系统的振动特性发生变化，影响了系统的性能和安全。

因此，研究流固耦合振动分析与控制具有重要的理论和实践价值。

一、流固耦合振动的概念和应用领域流固耦合振动指的是结构系统与相互作用流体之间的振动现象。

这种现象常见于诸如飞机机翼、桥梁、建筑物、风力发电机组等工程结构中。

在飞行器中，飞行速度增加时，流体介质对机翼的作用会引起机翼的波动，进而降低了飞行器的性能和稳定性。

类似地，在桥梁和建筑物中，风的作用会引起结构的振动，进而影响了其结构的完整性和安全性。

因此，研究流固耦合振动有助于改善结构的稳定性和安全性，提高系统的可靠性和性能。

二、流固耦合振动分析的方法流固耦合振动分析通常需要考虑两个方面：结构的弹性力学响应和流体介质的流动特性。

对于结构的弹性响应，可以使用有限元方法对结构进行建模，计算结构的振动模态和频率响应。

而对于流体介质的流动特性，可以使用计算流体力学方法分析流体的流动过程，包括速度场、压力分布和湍流特性等。

最后，通过将结构和流体介质进行耦合分析，可以得到流固耦合振动的响应。

三、流固耦合振动控制的研究方法在流固耦合振动控制中，目标是通过改变流体的流动特性来减小结构振动。

最常见的方法是通过结构表面的改变来改变流体流动的特性，例如采用减振材料、改变表面纹理等。

此外，也可以通过改变流体速度、温度、压力等参数来调节流动特性。

通过这些方法，可以降低结构的振动响应，提高结构的性能和安全性。

四、流固耦合振动分析与控制的应用案例在飞行器领域，流固耦合振动的研究对飞行器的稳定性和性能具有重要意义。

通过合理设计飞行器的机翼减振系统和流动控制系统，可以降低飞行器的振动，提高其飞行性能和安全性。

在桥梁和建筑物领域，通过合理调整结构表面的纹理和改变流体介质的流动参数，可以有效地控制结构的振动，提高其使用寿命和稳定性。

机械设计中的流固耦合问题论文素材机械设计中的流固耦合问题引言：机械设计是一门跨学科的科学，涉及到力学、流体力学以及材料科学等多个领域。

在机械设计中，流固耦合问题是一个重要而复杂的课题。

流固耦合指的是流体与固体相互作用的现象，在许多工程中都存在，例如飞机机翼的气动力学特性、水下机器人的水动力学行为等。

本文将探讨机械设计中的流固耦合问题，分析其原因、影响以及解决方法，为机械设计师提供有益的素材。

一、流固耦合问题的原因流固耦合问题主要源于流体与固体之间的相互作用。

其中，流体对固体的作用可以通过流体力学理论进行描述，例如流体的压力、速度等参数对固体的应力、变形产生影响。

而固体对流体的作用则与固体表面形状、表面粗糙度以及运动状态等因素有关。

整个系统的耦合效应体现在流体与固体之间相互作用的双向影响上。

二、流固耦合问题的影响1. 动力学特性：流体对固体的作用可能改变机械系统的动力学特性，例如增加振动、影响结构的稳定性等。

2. 热传递效率：流体与固体之间的相互作用会改变热传递效率，对热机械设备的性能产生影响。

3. 材料疲劳和损伤：流固耦合问题可能引起材料的疲劳和损伤，降低机械系统的寿命。

4. 流体流动性能：流固耦合现象也可能对流体的流动性能产生影响，例如增加流体阻力、改变流动分布等。

三、流固耦合问题的解决方法1. 理论模型：建立适当的理论模型，通过数学方法分析流体与固体之间的相互作用。

常见的数学方法有有限元方法、计算流体力学方法等。

2. 实验测试：通过实验测试来研究流体与固体的相互作用现象，获取数据并验证理论模型的准确性。

3. 仿真模拟：利用计算机辅助设计软件进行流固耦合仿真模拟，通过模拟计算得到系统的动态响应，为设计提供依据。

4. 优化设计：针对流固耦合问题，采用优化设计方法，优化结构形状、参数以及运动状态，以减小流体与固体之间的相互作用。

结论：机械设计中的流固耦合问题是一个具有挑战性的课题，需要综合考虑流体力学、结构力学等多个学科的知识。

基于流固耦合技术的特定结构瞬态冲击载荷响应分析杨兴林;陈波;陈栋【摘要】水下工作的某产品特定结构筒盖系统,发现其联接螺栓由于冲击载荷影响发生了断裂.给产品的正常使用带来了一定的安全隐患.文中通过对该系统中的流体对各部件的耦合作用分析建立了流体域、结构域的数学模型,得到流体和筒盖结构间的控制方程,并利用有限元软件计算对流体耦合模型加以验证.结论表明,文中所建的流固耦合模型可靠,所提出的理论建模及其研究方法对探索水下复杂结构瞬态冲击有一定的参考价值.%Based on one tunnel in the Central South area ,a 3D FEM numerical model was developed to analyze the stability of surrounding rock during the shield tunneling, the method of strength reduction was used for the damage analysis under the foundation load after shield tunneling . According to the results of the calculation , the distributions of stress field, displacement field of surrounding rock and the stress of concrete segment were analyzed in detail. The results were compared with the monitoring data of the excavation and found they agreed well. The results could be used to support the design and the construction of the project.【期刊名称】《江苏科技大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2012(026)001【总页数】5页(P35-39)【关键词】数值仿真;流固耦合;有限元分析【作者】杨兴林;陈波;陈栋【作者单位】江苏科技大学能源与动力工程学院,江苏镇江212003;江苏科技大学能源与动力工程学院,江苏镇江212003;郑州机电工程研究所,河南郑州450015【正文语种】中文【中图分类】TH123近年来，随着科技的进步，越来越多的水下产品投入到生产活动和国防事业当中.而水下的非接触性碰撞(水下爆炸、水下冲击等）对这类产品有着非常严重的影响.对于水下结构的分析，其受力时间较短，且结构和水相互影响，故属于流固耦合中的瞬态动力学问题.国外对此类问题的研究最早可追溯到1941年，文献［1］讨论了水中无穷大平板对一维爆炸波的响应问题.文献［2］总结了水下爆炸的现象、理化特性、水下爆炸的实验研究方法及水下爆炸载荷测试技术，并提出相关经验公式.文献［3］进行了弹性船体在不规则波中迎浪航行时砰击响应的时域模拟.2002年，A.K.Slone采用结构的动量守恒方程和描述流体质量、动量和能量守恒的欧拉方程对快速瞬态动力学中的流固耦合问题进行了求解.通过理论推导和实验测定，逐步完善了水下瞬态冲击理论，很大程度的推动了水下结构瞬态冲击理论的前进.国内对该领域的研究相对较晚，具有代表性的成果有一般线性水上运动浮体的三维水弹性理论、等效船体梁法研究、系泊浮体三维二阶水弹性力学分析程序等［4］.这些方法对于研究结构入水时的流固耦合问题提出了更为合理的方法，但不能用于水下瞬态冲击研究.文献［4］根据Cole的冲击波经验公式以及能量相似原理推导出冲击波比冲能的理论计算公式和比气泡能的计算公式，该公式从理论上提供了水下爆炸冲击波的载荷分布，并讨论了水下爆炸的能量因素.但对实际工程中的流固耦合问题很难进行表达，且某些特殊模型对应的公式所得出的解析解往往精度较低.文中所研究的对象为水下受多相流作用瞬态冲击载荷影响下的某产品固定结构筒盖系统.文中对该筒盖系统、相关流体域以及两者之间的边界控制进行了详细的数学描述，将复杂的多项流和气泡载荷分解为一个瞬态高度非线性的冲击力和一个流固耦合作用力.这样可以大大化简结构受水下瞬态冲击时复杂的边界条件，且考虑了流固耦合和水下载荷的高度非线性问题.通过对该流固耦合筒盖系统的有限元模拟，得到了筒盖系统受力环境，该结果与试验数据非常接近.通过数值计算模拟出筒盖系统的真实工作情况，为优化结构受力提提供理论依据.筒盖系统周围受燃气、空气以及气泡形式载荷的冲击以及周围水域的阻力作用，使得筒盖和周边水域存在巨大的耦合作用力.经过试验测得发现筒盖处外载荷频率与筒盖系统固有频率接近，形成共振.为了便于研究筒盖系统和流体域之间的作用机理，先建立这二者的数学模型，再通过系统控制方程将二者结合，为仿真模拟提供理论支持.筒盖系统在水下受到多项流的冲击后结构变形较大，描述周围流体域时采用欧拉方法，该方法对模拟水下冲击、爆炸非常适合［5］.根据所建水域运动状态，能量变化等因素，所建立的相关流体动力学基本方程如下:1）结构流体域连续方程考虑该产品在水下工作时速度较小，水域可视为不可压缩流体材料，故其密度的随体导数为零.则此时水域的连续性方程为其中，ρ为水域密度;τ为微团体积;vn为速度;S为微团截面积.在使用软件进行流体模拟分析时，该方程将控制流体在整个过程的运动状态.2）结构冲击流体动量方程水域受冲击载荷影响形成射流，产生较大惯性力，对筒盖结构形成强大冲击压力.利用流体的动量方程可以把惯性力和运动联系起来，根据动量定理，其公式为其中为速度的局部导数;ρ表示单位体积上的惯性力;ρF表示单位体积上的质量力;divP表示单位体积上面力应力张量的散度.对于文中筒盖系统流体域模型运动过程的设计思想为:用受多项载荷作用而具有一定初动能的动态水来带动整体水域运动，以模拟筒盖系统实际工况的水下环境，其中动态水的运动初速度可由Bernoulli方程通过筒口自由场压力求出.流体在受到结构的作用后改变速度，而筒盖在流体的作用后也改变初始的运动状态，依次反复，进而模拟出此二者在规定时间内的相互作用.通过运动方程，可以获得流体与结构间在该时间段内耦合作用的冲击压力.3）结构流体域能量方程文中所研究的筒盖—水域流固耦合系统在能量转化方面主要涉及到动能、内能及变形能之间的能量转化，且各形式能量的转化遵循能量守恒定律.由文献［6］可知，以积分形式给出的不可压缩流体能量方程其中，U为单位质量内能;V为速度;k为传递系数;T为温度;q为单位时间传人单位质量的热量分布函数.考虑整个系统封闭，无外界作用.故其能量方程可变为其中，et为单位质量能量;Vm为微团体积;负号代表矢量方向.4）本构方程和状态方程假设所研究的流体为无粘无旋的理想流体，且为均匀水体，因此其本构方程为动力粘度μ=0;其状态方程为液体密度ρ为常数.1）结构固体域动力学微分方程描述结构固体域动力学微分方程主要求解固体结构的受力情况，如应力、应变、位移、固有频率等相关参数，根据文献［7］介绍的相关结构固体动力学微分方程其中，M为结构的质量矩阵;C为结构的阻尼矩阵;K为结构的刚度矩阵;F为外载荷;a，v，u分别为加速度、速度、位移.在求解式(5）的过程中将该方程转化为其中，Fext为外载荷矢量;Fintn为内力矢量;Fres为剩余力矢量;Fres=Fextn－Fintn;M为质量矩阵.加速度可直接通过质量矩阵求逆求得，因此具有很高的求解效率.考虑到筒盖系统各部件之间的实连接方式，可以表征各结构的内力为弹性力和摩擦力，其弹性力为筒盖系统各部件之间的主要作用力形式，大小可通过2）流固耦合系统控制方程流固耦合问题之所以非常复杂，一个重要原因是两种体系的运动耦合在一起，相互影响.为了研究整个系统的控制方程，首先要对流体域和固体域的运动方程进行离散.根据式(5）并通过相关推导得到本结构系统完整的流体—结构耦合离散方程［8］.其中Fs为外界集中力，此处为结构的反冲力矩阵;N为压力单元的形函数矩阵;N'为结构位移形函数;n为流体边界法向;R是一个耦合矩阵，该矩阵代表与流体、结构交界面上的节点相联系的有效表面面积以及交界面上的法线节点力的矢量.由式(7）可知，流体域运动方程和固体域运动方程是相互耦合的.在进行求解时，可将流体对结构的影响近似以集中质量的形式代替，即附连水质量，此方法求解简便，计算效率高，但只在进行结构湿模态分析时可靠，在分析整个系统的受力情况时计算精度不高.因此，可先将两者分别求解，将其中一个领域的结果以载荷的形式施加在另一个领域，利用中心差分法往复循环求出整个系统参数［9－11］.这样可大大提高结果精度，但计算时间较长.通过建立流固耦合筒盖系统数学模型，可以清晰的看到系统内各部分之间的相互关系，但对于复杂的筒盖系统，要想较为精确的求解出相关结构的应力、应变等相关参数，传统力学求解仍然困难重重.为了验证以上理论并求得相关参数，文中利用MSC.Patran＆MSC.Dytran 进行模拟仿真分析［12－17］.筒盖系统共分为筒盖、U型架、U型架支耳辅轴、连接轴、轴承基座、连接螺栓以及底座等几个部件.为了得到高精度的有限元模型，本文对筒盖系统的面采用四边形四节点面单元(Quad4），体采用六边形八节点体单(Hex8）进行划分.考虑到结构对称且为了节约计算时间，在建模时只采用其一半模型并在对称面施加相应约束.图1，2分别为筒盖系统和流体域的有限元模型.通过实验测得筒盖某处受到的压力场P与时间t关系曲线如图3.通过曲线可以看出，筒盖开始时受到的冲击最大压力为0.6 MPa，耦合共振后的最大压力为0.9 MPa.对于第一个脉冲波而言，主要有燃料、冲击气泡、水的射流组成，而燃料和冲击气泡占整体载荷的一半以上.因此，可将第一个脉冲波的75%作为外载荷加载到筒盖上，受力时长为0.1 s，其余25%以水的冲击形式表现.通过计算观察其耦合结果是否达到第二个压力波的大小.经过反复试算发现，采用以上方法处理冲击载荷达到的效果最为理想.筒盖流固耦合系统主要涉及的材料有35CrMnSiA，18CrMnSiA，922A以及理想状态液体水.其中结构材料屈服模型遵循Von Mises屈服准则，失效模型为最大塑形应变.筒盖流固耦合系统的边界条件主要有:底座的6个自由度全约束;连接轴Y轴的移动约束，筒盖对称面的Y方向上的移动以及X，Z方向上的转动约束;U型架支耳轴全约束;各连接部件之间的主从面接触;流体场的流出边界;流体场的对称面以及流—固之间的耦合面.为了提高计算速度，通常还需要设置快速耦合，采用该技术可以很大程度提高计算速度.通过MSC.Dytran运算，由MSC.Patran后处理后，可以得出筒盖系统在流固耦合过程中的受力情况.得到筒盖系统各结构的应力、应变云图以及连接螺栓、轴承基座危险点的时间历程曲线.仿真结果表明，联接螺栓组在工作过程中靠近筒盖处的螺栓所受最大，其应力值为549 MPa，这与通过其他方法得出的螺栓最大应力547 MPa非常接近，且受力最大部分出现在螺栓杆与螺栓头连接处，并存在塑性变形，轴承基座根部也存在塑形变形.筒盖最大位移为0.082 5 m，U型架最大位移为0.032 6 m，由此反推的冲击载荷也与第二个压力波所测数据十分接近.因此可以证明本文所构建的筒盖流固耦合系统的数学模型是合理的.连接螺栓危险点应力时间历程曲线如图4.1）系统论述与推导了水下特定结构瞬态载荷的流固耦合相关方程，建立了其仿真数学模型.2）通过仿真计算表明，水下特定结构流固耦合结果与实际测得的数据较为接近，表明耦合模型的可靠性.【相关文献】［1］Taylor G I.The pressure and impulse of submarine explosion waves on plates ［M］.Cambridge:Cambridge University Press，1963:25 －35.［2］Cole R H.Underwater explosions［M］.US:Princeton U-niversity Press，1948:76 －83. ［3］Bishop R E D，Price W G，Wu Y.General linear hydroelasticity theory of floating structures moving in a seaway［J］.Phil Trans R Soc Lond A，1985(316）:375 －426. ［4］颜事龙，张金城.工业炸药水下爆炸能量估算［J］.爆破器材，1993(2）:1－4.［5］余晓菲，刘土光，张涛.水下爆炸冲击波的载荷强度计算［J］.舰船科学技术，2006，28(5）:21 －28.Yu Xiaofei，Liu Tuguang，Zhang putation of the blast loading strength of underwater explosion shock waves［J］.Ship Science and Technology，2006，28(5）:21 －28.(in Chinese）［6］吴望一.流体力学［M］.北京:北京大学出版社，1982:80－190.［7］张相庭.结构振动学［M］.上海:同济大学出版社，2005:144－181.［8］汪玉，周璞，刘东岳.考虑流固耦合作用的舰船抗冲击仿真计算［J］.振动与冲击，2005，24(1）:74 －80.Wang Yu，Zhou Pu，Liu Dongyue.Consider the fluidsolid coupling simulation calculation of ship effect anti-impact［J］.Journal of Vibration and Shock，2005，24(1）:74 －80.(in Chinese）［9］王恒，朱锡，牟金磊.冲击波和气泡脉动联合作用下加筋板的毁伤仿真研究［J］.船海工程，2009，38(4）:92－96.Wang Heng，Zhu Xi，Mou Jinlei.Shock waves and under the joint action of bubble pulsation stiffened plates mutilate simulation［J］.Ship＆Ocean Engineering，2009，38(4）:92 －96.(in Chinese）［10］温华兵，尹群，张健.水下爆炸压力时频分布的小波包分析［J］.江苏科技大学学报:自然科学版，2008，22(5）:49 －52.(in Chinese）Wen Huabing，Yin Qun，Zhang Jian.Analysis of timefrequency distribution of underwater explosion pressure through wavelet packet transform［J］.Journal of Jiangsu University of Science and Technology:Natural Science E-dition，2008，22(5）:49 －52.(in Chinese）［11］吴绍亮，金咸定.流固耦合计算方法在船舶局部结构中的应用［J］.振动与冲击，2003，22(4）:27 －31.Wu Shaoliang，Jin Xianding.Fluid-solid coupling calculating methods in the application of ship local structure［J］.Journal of Vibration and Shock，2003，22(4）:27－31.(in Chinese）［12］方斌，朱锡，张振华.水下爆炸冲击波数值模拟中的参数影响［J］.哈尔滨工程大学学报，2005，26(4）:420－424.Fang Bin，Zhu Xi，Zhang Zhenhua.Effect of parameters in numerical simulation of underwater shock wave［J］.Journal of Harbin Engineering University，2005，26(4）:420－424.(in Chinese）［13］陆晔，滕蓓，尹群.水下爆炸载荷作用下舰船结构极限强度研究［J］.舰船科学技术，2010，32(3）:17 －22.Lu Hua，Teng Bei，Yin Qun.Research on the ultimate strength of ship structure under the shock of underwater explosion［J］.Ship Science and Technology，2010，32(3）:17－22.(in Chinese）［14］王自力，张延昌，顾金兰.基于夹层板抗水下爆炸舰船底部结构设计［J］.舰船科学技术，2010，32(1）:23－27.Wang Zili，Zhang Yanchang，Gu Jinlan.Anti-shock double bottom structure design ofwarship based on sandwich panel［J］.Ship Science and Technology，2010，32(1）:23－27.(in Chinese）［15］邓文彬，王国治.基于DYTRAN软件的水下爆炸数值计算［J］.华东船舶工业学院学报:自然科学版，2003，17(6）:12－16.Deng Wenbin，Wang Guozhi.Numerical analysis of explosion underwater with DYTRAN software［J］.Journal of East China Shipbuilding Institute:Natural Science E-dition，2003，17(6）:12 －16.(in Chinese）［16］周国宝，王林.冲击载荷作用下海洋平台的数值仿真研究［J］.中国海洋平台，2007，22(2）:18－21.Zhou Guobao，Wang Lin.Research on numerical simulate of impact load ocean platform ［J］.China Ocean Platform，2007，22(2）:18－21.(in Chinese）［17］胡刚义，夏飞.水下冲击载荷作用下复合材料圆柱壳的弹性响应［J］.振动与冲击，2010，29(3）:68 －71.Hu Gangyi，Xia Fei.Underwater impact load of elastic composite cylindrical shell response ［J］.Journal of Vibration and Shock，2010，29(3）:68 －71.(in Chinese）。

航空发动机液压弯管流固耦合振动特性分析
陈勇刚;马石帅;雷志良
【期刊名称】《液压气动与密封》
【年(卷),期】2024(44)6
【摘要】为研究流固耦合作用下多弯曲段液压管道的流体流动与管道振动之间的动力学特性,基于ANSYS Workbench平台分析了航空发动机某易故障部位弯形液压管道的预应力模态,通过SST k-ω湍流模型模拟计算不同流体流速下弯形液压管内流体的流动状态,获得了不同管内流体流速与管道形变以及等效应力之间的关系,得出在允许最大流速下弯管的形变随曲率半径的变化趋势,并总结出该液压弯管不同充液状态下的前六阶固有频率的变化趋势。

结果表明:管道形变随流体流速的增加而增大,随曲率半径的增大而减小;弯管不同充液状态下管道的前六阶固有频率随阶数增加而增长且同阶下空管的固有频率大于充液弯管的固有频率;最后通过充液弯管的前六阶振型图分析了不同阶频率易发生形变的部位研究,可为航空发动机弯形液压管道的设计提供参考。

【总页数】7页(P14-20)
【作者】陈勇刚;马石帅;雷志良
【作者单位】中国民用航空飞行学院
【正文语种】中文
【中图分类】TH137;V233.91
【相关文献】
1.航空发动机管路流固耦合振动的固有频率分析
2.高压弯管压裂液两相流模拟及流固耦合分析
3.基于流固耦合的气液两相流管道振动特性分析
4.基于流固耦合的船舶轴-桨耦合振动特性分析
5.基于流固耦合的气液两相流竖直弯管振动特性数值仿真
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

机械工程中液压系统的振动与冲击响应分析机械工程的液压系统在各个工业领域中扮演着重要的角色，它们常常用于驱动设备和机械装置。

然而，液压系统在运行中会经历各种振动和冲击，这可能会对系统的性能和稳定性产生不利影响。

因此，分析液压系统的振动与冲击响应是一项至关重要的任务。

首先，我们来看液压系统中的振动问题。

振动是机械系统中不可避免的现象，它可以由多种因素引起，如电机、泵和阀门的运行等。

振动会产生机械设备的磨损、噪音和能源浪费，甚至可能导致系统的故障和损坏。

因此，了解振动问题的来源和机制，能够帮助我们优化液压系统的设计和运行。

液压系统中的振动问题通常可以通过使用减振装置来解决。

减振装置可以将机械振动转化为其他形式的能量，从而降低振动的幅值和频率。

例如，液压缓冲器可通过调节流体的流速和压力来实现振动的减小，从而保护液压系统的稳定性和性能。

其次，我们来讨论液压系统中的冲击问题。

冲击是指突然加速或停止的现象，它会产生巨大的冲击力，对系统的各个部件造成不可忽视的影响。

冲击力对液压系统的管道、泵和阀门等组件会产生巨大的压力和应力，从而可能导致破裂和泄漏。

因此，对液压系统中的冲击响应进行分析和评估是非常重要的。

液压系统中的冲击问题可以通过合理设计和应用冲击吸收装置来解决。

冲击吸收装置可以有效地减少冲击力的传递和冲击波的反射，从而降低系统的冲击响应。

例如，减压阀可以通过调节流量和压力来控制液压系统中的冲击力，同时减小冲击波的反射，保护系统的稳定性和安全性。

此外，对液压系统的振动和冲击响应进行分析还可以帮助我们了解系统的动态特性和工作状态。

通过监测和分析液压系统的振动和冲击响应，我们可以判断系统中是否存在故障和异常，并采取相应的措施进行修理和调整。

因此，振动与冲击响应分析是液压系统工程师必备的技能之一。

总结起来，液压系统中的振动与冲击响应分析是机械工程领域中不可或缺的一部分。

通过理解振动和冲击问题的来源和机制，我们可以采取相应的措施来减少振动和冲击对系统的影响，并优化系统的设计和运行。

液压冲击振动过程的力学分析
肖安崑;辛勇;万伟民;刘年生
【期刊名称】《南昌大学学报（工科版）》
【年(卷),期】2000(022)003
【摘要】分析研究了液压机动梁下行接近工件时,主油缸液体流速的变化对形成液压冲击、诱发机器基础振动的内在联系,同时对液压行程与动梁、机器(包括基础)位移及机器振动加速度的关系进行了数字仿真.
【总页数】4页(P30-33)
【作者】肖安崑;辛勇;万伟民;刘年生
【作者单位】南昌大学机电工程学院,江西南昌330029;南昌大学机电工程学院,江西南昌330029;南昌大学机电工程学院,江西南昌330029;江铃汽车股份有限公司,江西南昌330001
【正文语种】中文
【中图分类】TG386
【相关文献】
1.基于workbench仿冲击振动压路机振动轴静力学分析 [J], 刘达;薛少青
2.冲击振动单边单质量破碎系统的非线性动力学分析 [J], 倪素环;杨雪
3.单质量双边冲击振动破碎系统非线性动力学分析 [J], 朱海东
4.液压系统冲击振动信号采集与分析方法研究 [J], 高立龙; 李九林; 陈欣鹏; 蒋文峰
5.基于EEMD与SVM相结合的液压系统冲击振动智能诊断研究 [J], 高立龙;蒋文峰;黄鹤;赵钰淞
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。