, 李明 清华大学 汽车工程系, 北京 100084
收稿日期：2017-03-24
作者简介：吕振华(1961-), 男, 教授。E-mail:lvzh@tsinghua.edu.cn
摘要：针对特种重型车辆用液阻减振装置的一种锥形节流阀的动态工作过程，建立了该阀较精细的三维流-固耦合有限元仿真分析模型，利用直接耦合计算方法求解入口瞬态流速激励下锥阀的耦合动力学响应；通过对锥阀在多种弹性压紧力特性、结构设计状态和多种入口流速激励工况下的流体压强差及速度分布、阀门开度及阀芯受力等动态响应的细致量化分析，解释了锥阀流-固耦合自激振动现象的机理：当弹簧预紧力较大而入口流速较小时，锥阀在开启过程中必然出现阀门开度高频波动、阀芯回弹接触冲击等流-固耦合自激振动现象；取消弹簧预紧力，即可有效地抑制阀门开启过程的非稳态自激振动；入口流速幅值较大时，阀门开启波动过程缩短。这些认识对于解决许多流体阀系存在的流-固耦合自激振动问题具有重要意义。
关键词：三维流-固耦合动力学自激振动有限元仿真直接耦合计算方法锥形节流阀液阻减振器
Simulations of the unsteady fluid-structure coupling characteristics of a conical orifice valve
Lü Zhenhua
, LI MingDepartment of Automotive Engineering, Tsinghua University, Beijing 100084, China
Abstract: The dynamics of a conical orifice valve in a heavy-duty vehicle damper were analyzed using 3-D fluid-structure coupling finite element models solved using the direct coupling computational method. The results show the internal 3-D transient fluid pressure and velocity distributions for transient inlet flow rates and the unsteady high-frequency fluctuations of the valve opening and the forces on the valve. The dynamic responses are given for various compression spring characteristics, valve structure parameters and inlet flow rates to understand the fluid-structure coupling self-excited vibrations of the valve. The results show that heavily preloaded valve springs and small inlet flow rates lead to high-frequency fluctuations of the valve opening and collisions of the core onto the seat. In addition, a zero preload of the valve spring eliminates the fluid-structure coupling vibrations and large inlet flow rates reduce the unsteady opening fluctuations. These conclusions are important for understanding fluid-structure coupling self-excited vibration problems in valves.
Key words: 3-D fluid-structure coupling dynamicsself-exited vibrationfinite-element simulationdirect coupling numerical methodconical orifice valvehydraulic damper
悬架系统的液阻减振器是改善车辆行驶平顺性的主要功能部件。节流阀作为减振器的主要机构，对减振器效能起决定性作用[1]。某特种重型车辆的液阻减振装置中采用锥形节流阀(以下简称锥阀)作为阻尼元件，在其工作过程中易发生不稳定的振动、冲击及噪声等问题，影响其减振性能。这种流致振动问题属于流-固耦合动力学范畴，对其产生机理进行实验测试分析及验证难度较大，建立较精细的三维流体与结构耦合动力学模型，并求解锥阀内部流场与结构的动态耦合响应，将有助于揭示锥阀工作过程中的非稳态动力学特性的机理和影响因素。
随着流-固耦合动力学分析理论与求解技术及高性能计算技术的发展，流-固耦合求解方法经历了由简单到复杂的发展历程，从交错迭代弱耦合求解、同步化迭代强耦合求解到整体直接耦合求解。目前，国内外仅有一些应用交错迭代或同步化迭代等间接耦合计算方法进行阀系流-固耦合动态特性研究的工作，且多偏重于固定开度下锥阀的内部流场及其与阀芯之间的流-固耦合相互作用分析。例如，文[2]利用同步化迭代间接耦合计算方法实现了悬架液阻减振器的两种节流阀系在较高激励速度下(活塞速度达1.5 m/s、频率5 Hz)的动态特性仿真分析，其流体模型为不可压缩流体。文[3]则建立了压缩机用气阀的流-固耦合有限元模型，探讨了弹簧预紧力对阀的动态特性的影响，流体采用低速可压缩模型。文[4]建立了先导式液动锥阀的二维轴对称流-固耦合模型，考虑了流体的轻微可压缩性，分析了几何结构对轴向振动的影响，指出增大阀口前腔容积有助于减小阀芯轴向振动导致的压力波动。文[5]则综合应用计算流体动力学(computational fluid dynamics，CFD)软件与结构有限元分析(finite element analysis，FEA)软件对弹性阀片式节流阀系在低频低速(活塞速度不大于0.5 m/s、频率不高于2 Hz)下的动态特性进行了仿真分析。文[6]建立了火箭发动机供气系统用电磁阀的三维流-固耦合模型，采用交错迭代耦合计算方法对阀的振动进行了分析，指出阀门碰撞是影响阀动态特性的重要因素。文[7]则建立了考虑阀门定位器作用的液压调节阀的动态仿真模型，采用预估-校正算法对阀的轴向振动进行了定性分析，但未考虑流体的可压缩性及阀体的弹性变形。
文[2-4]采用同步化迭代计算方法，而文[5-7]采用交错迭代计算方法。交错迭代计算方法存在流体与结构间的时间推进积分的滞后性，计算精度和稳定性较低；同步化迭代计算方法采用带预估-迭代的交错方法，在一定程度上提高了算法的精度与稳定性。整体直接耦合计算方法的物理意义明确，流体与结构时间积分完全同步，不存在时间滞后和能量不守恒现象。对于规模适中的复杂流-固耦合系统的瞬态响应分析，整体直接耦合计算方法虽耗时较多但具有较高的精度和稳定性，可求解高速、高频流-固强耦合动力学问题，但流-固直接耦合计算方法在流体阀系流-固耦合动态特性仿真分析中的应用仍然较少。
除应用流-固耦合计算方法外，国内外还采用其他方法对锥阀的非稳态动力学特性进行研究，如文[8-9]等分别对指定流量下锥阀的开度进行了实验测试，观察到阀门开度随入口流速变化呈现出颤振、碰撞、混沌及稳定振动等不同的动态响应；文[10-14]等则利用集总参数模型分析了不同参数对阀芯的运动及振动特性的影响；文[15-18]等利用CFD技术分析了锥阀内部流动参数的非定常、非线性特性。由于集总参数模型、CFD方法无法有效地描述流体与结构的耦合作用关系，在流体阀系动力学特性研究方面存在很大的局限性。
本文针对某特种重型车辆悬架系统的液阻减振装置中的一种典型锥形节流阀，建立其较精细的三维流-固耦合有限元动力学模型，并利用直接耦合计算方法求解锥阀由关闭状态开启直到再关闭的全过程三维流-固耦合瞬态动力学响应，在此基础上对流场压强差与流速特性、阀芯振动特性及受力等进行分析，探究阀门高频波动现象的机理以及相关的设计参数、工况参数对锥阀流-固强耦合非稳态动力学特性的影响。
1 锥阀流-固耦合有限元模型构建方法与直接耦合动力学算法原理1.1 锥阀流-固耦合有限元模型构建方法本文所研究的液阻减振装置的锥阀机构如图 1所示，包含阀芯、阀座、压紧弹簧和导向柱，其工作原理为：当流体作用在阀芯上的力小于压紧弹簧的预紧力时，锥阀保持关闭，油液仅能从中心常通孔流过，锥阀的阻尼作用由常通孔的流量特性决定；当流体作用力逐渐增大至克服弹簧预紧力时，阀门开启，油液主要经由阀芯与阀座间的轴向环隙、阀门缝隙流出，此时锥阀的阻尼特性由环隙、缝隙及常通孔共同决定。
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| 图 1 锥阀机构示意图 |
| 图选项 |
首先建立锥阀的三维结构几何模型，通过Boole运算获得流体几何模型，并在锥阀两端各保留直径为40 mm、长度为100 mm的圆柱形流道。为保证单元质量与模型精度并控制模型规模，流体和固体耦合模型全部采用六面体单元，且在节流环隙等流场变化较剧烈的区域划分尽可能多的单元层数，而在流场变化较平缓的区域采用尺度较大的单元。因此, 流体模型中最大与最小单元的尺度可相差数百倍，动网格的边长及边长比的变化程度可达数十倍，这是一种典型的空间多尺度模型。所建立的整体流-固耦合有限元模型如图 2所示。
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| 图 2 锥阀流-固耦合有限元模型及其边界条件设置 |
| 图选项 |
模型考虑阀芯的轴向运动和流体的三维运动；定义了油液的可压缩性，采用轻微可压缩黏性流体模型；不考虑油液的热效应，即计算过程中油液的各物性参数均保持不变，具体材料参数如表 1所示；未建立弹簧实体的有限元模型，采用弹簧单元来表达；在模型入口、出口截面设置流速及压力边界条件，将阀芯表面设置为流-固耦合界面，将阀体内表面、流道等其余表面设置为固定壁面(如图 2c所示)，并定义P1与P2点之间的压差为轴向环隙压差，P2与P3点之间的压差为径向缝隙压差，P1与P4点之间的压差为总压差。
表 1 材料的力学参数
| 固体材料 | 流体材料 | |||
| 参数名 | 值 | 参数名 | 值 | |
| 密度 | 7 800 kg/m3 | 密度 | 850 kg/m3 | |
| 弹性模量 | 210 GPa | 黏度 | 0.011 5 Pa·s | |
| Poisson比 | 0.3 | 弹性模量 | 1 500 MPa | |
表选项
1.2 流-固直接耦合动力学算法原理流-固耦合动力学问题的计算求解涉及流体网格的动态控制、耦合场的描述以及大型非线性方程组的求解等问题。本文采用主-从节点控制的参数化动网格策略、基于任意Lagrange-Euler (arbitrary Lagrange-Euler，ALE)坐标系的耦合场描述方法[19]和直接耦合算法，求解锥阀的流-固耦合动力学问题，其中耦合场的ALE描述方法采用基于物质点的Lagrange方法描述固体、采用基于空间点的Euler方法描述流体、采用ALE方法描述流-固耦合界面。
基于Lagrange描述的固体控制方程为[20]
| $\begin{array}{l}{\mathit{\rho }_{\rm{s}}}\frac{{{\partial ^{\rm{2}}}\mathit{\boldsymbol{u}}}}{{\partial {\mathit{t}^{\rm{2}}}}}{\rm{ = }}\nabla {\rm{\cdot}}\mathit{\boldsymbol{\tau }}{\rm{ + }}{\mathit{\boldsymbol{f}}^{\rm{B}}}{\rm{.}}\\\end{array}$ | (1) |
| $\left\{ \begin{array}{l}\frac{{\partial \mathit{\rho }}}{{\partial \mathit{t}}} + \left( {\mathit{\boldsymbol{v}}{\rm{ - }}\mathit{\boldsymbol{\hat v}}} \right) \cdot \nabla \mathit{\rho + \rho }\nabla \cdot \mathit{\boldsymbol{v}}{\rm{ = 0, }}\\\mathit{\rho }\frac{{\partial \mathit{\boldsymbol{v}}}}{{\partial \mathit{t}}} + \mathit{\rho }\left[{\left( {\mathit{\boldsymbol{v}}{\rm{-}}\mathit{\boldsymbol{\hat v}}} \right)\nabla } \right]\mathit{\boldsymbol{v = }}\nabla \cdot \mathit{\boldsymbol{\tau }}{\rm{ + }}{\mathit{\boldsymbol{f}}^{\rm{B}}}, \\\mathit{\rho }\frac{{\partial \mathit{e}}}{{\partial \mathit{t}}} + \mathit{\rho }\left( {\mathit{\boldsymbol{v}}{\rm{ - }}\mathit{\boldsymbol{\hat v}}} \right) \cdot \nabla \mathit{e}\mathit{\boldsymbol{ = \tau }} \cdot \mathit{\boldsymbol{D}}{\rm{ - }}\nabla \cdot \mathit{\boldsymbol{q}}{\rm{ + }}{\mathit{q}^{\rm{B}}}.\end{array} \right.$ | (2) |
流-固直接耦合算法是利用耦合界面上动力学平衡条件与运动学相容条件，将固体控制方程与流体控制方程耦合在同一方程组中，同时计算求解，其中平衡条件与相容条件分别为：
| ${\mathit{\boldsymbol{\tau }}^{\rm{S}}} \cdot \mathit{\boldsymbol{n = }}{\mathit{\boldsymbol{\tau }}^{\rm{F}}} \cdot \mathit{\boldsymbol{n}}{\rm{, }}$ | (3) |
| $\left\{ \begin{array}{l}{\mathit{\boldsymbol{u}}^{\rm{1}}}\left( \mathit{t} \right) = {{\mathit{\boldsymbol{\hat u}}}^{\rm{1}}}\left( \mathit{t} \right), \\{{\mathit{\boldsymbol{\dot u}}}^{\rm{1}}}\left( \mathit{t} \right) = {\mathit{\boldsymbol{v}}^{\rm{1}}}\left( \mathit{t} \right) = {{\mathit{\boldsymbol{\hat v}}}^{\rm{1}}}\left( \mathit{t} \right), \\{{\mathit{\boldsymbol{\ddot u}}}^{\rm{1}}}\left( \mathit{t} \right) = {{\mathit{\boldsymbol{\dot v}}}^{\rm{1}}}\left( \mathit{t} \right) = {{\mathit{\boldsymbol{\dot {\hat v}}}}^{\rm{1}}}\left( \mathit{t} \right).\end{array} \right.$ | (4) |
2 锥阀流-固耦合非稳态动力学特性仿真分析对锥阀入口、出口设置流体边界条件，施加边界压强为0.1 MPa(绝对压强)，在锥阀入口处施加半正弦波流速脉冲激励，模拟计算锥阀启-闭工作过程中内部流场特性及阀芯的动力学响应特性。首先利用前10 s完成锥阀流场边界条件与弹簧预紧力的施加，使模型达到稳定的初始状态，设弹簧刚度为78.84 N/mm、预紧力为360 N；自第10 s开始，在流场入口施加流速激励，速度激励函数vt如式(5)和图 3所示，流速幅值为2 m/s。在后文的时间历程曲线中将时间零点设为动态激励的起始时刻。
| ${\mathit{v}_\mathit{t}} = \left\{ \begin{array}{l}0, \;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;\;0 \le \mathit{t}/\rm{s} < 10;\\2\;{\rm{sin}}\left[{20\mathit{\pi }\left( {\mathit{t}-10} \right)} \right], \;\;\;\;10 \le \mathit{t}/\rm{s} \le 10.05.\end{array} \right.$ | (5) |
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| 图 3 入口流速-时间历程 |
| 图选项 |
锥阀内部流场压强与速度的瞬态分布，特别是节流通道中的流场动态特性，是反映其工作过程动力学特性的重要信息。应用ADINA有限元分析软件的流-固直接耦合计算方法可获得丰富的内部流场信息。文[22]已基于较精细的分析模型，对不同的求解方法、时间步长、网格尺度等条件下锥阀的流-固耦合动力学响应进行了比较分析，其计算结果均符合物理规律，基于合理选择的计算方法得出的仿真结果均与文[8-9]等的实验结果在定性上具有较好的一致性，证实了仿真计算结果的可靠性。
图 4给出了几个典型时刻的锥阀内部压强分布云图和速度矢量图，压力梯度较大、流速较高的区域主要集中在节流缝隙及常通孔处，其中图 4a中剖面A、B的定义见图 2。由计算结果可知：该阀的开阀压差约为2.66 MPa；总压差最大值为5.7 MPa，此时常通孔中最大流速达到108.6 m/s；节流缝隙中最大流速为81.54 m/s，此时常通孔中最大流速为92.87 m/s；入口流速最大时常通孔中的流速最大，为79.20 m/s，此时锥阀总压差约为3.07 MPa。
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| 图 4 (网络版彩图)锥阀在典型时刻的压强与速度分布 |
| 图选项 |
通过流-固耦合仿真计算，可获得在入口半正弦波流速脉冲激励下的阀门开度-总压差-入口流速的关系及其投影关系、节流通道中的压强差等的时间历程，如图 5所示。随入口流速逐渐增大，阀门逐渐开启，但伴随有阀芯回弹与阀座的接触冲击及阀芯的高频振动，阀门开度的波动幅值呈现先增大再减小而后逐渐趋于零的非平稳动态特征；当入口流速逐渐减小时，阀门逐渐关闭，未出现显著波动；流场压强等亦与阀门开度呈现类似的波动响应，其中缝隙压差与阀门开度的变化接近反相位，而环隙压差在一个开度波动周期内发生两次波动；利用小波分析方法对阀门开度响应进行时频谱特性辨识，确定其振动峰值频率约为585.9 Hz；由于阀芯回弹反冲导致局部高压，环隙压差存在小于零的情况；且当阀门开度超过一定值后，环隙压差超过缝隙压差，即环隙起主要的节流作用。
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| 图 5 锥阀动力学响应时间历程 |
| 图选项 |
阀芯的受力状态直接决定锥阀的动力学响应。图 6给出了锥阀工作过程中阀芯所受液体合力、弹性力、惯性力及接触力的时间历程(将液体合力取负，一并画在图 6中，以便与弹性力对比)。综合分析锥阀受力，并结合阀门开度、压强分布及压差特性，可知：开阀前，随入口流速逐渐增大，缝隙处的压强急剧上升，至2.6 ms时液体合力超过弹簧预紧力，阀芯与阀座的接触力减小为零，阀芯初次开启；此后，受入口流速与阀门开度均增大的影响，液体合力先增大后减小，到3.6 ms时阀门开度初次达到极大值；随后，在弹性力作用下阀门开度逐渐减小，至4.3 ms时阀芯回弹至与阀座接触，较大的惯性力加剧阀芯的接触冲击；然后，阀门开始新一周期的波动。阀芯与阀座的接触碰撞力可达1 681.6 N，阀芯惯性力可达1 121.7 N，增加了锥阀开启初期动力学响应的复杂性。随入口流速继续增大，阀芯回弹时不再与阀座发生接触碰撞，但液体合力与弹性力交错波动，使阀门开度持续波动，而波动幅值逐渐减小，直至阀芯所受的液体合力与弹性力趋于平衡，波动消失。在入口流速减小过程中，液体合力与弹性力平稳下降，阀芯未出现明显波动；当流速降低至0.32 m/s时，液体合力不足以克服弹簧预紧力，阀门关闭。
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| 图 6 锥阀阀芯受力分析 |
| 图选项 |
3 锥阀阀门开度高频波动的流-固耦合影响因素及成因分析3.1 锥阀弹簧压紧力特性参数对其流-固耦合动力学特性的影响下面在文[22]的基础上进一步探讨锥阀弹簧压紧力特性对其流-固耦合非稳态动力学特性的影响。在原阀模型的基础上，改变压紧弹簧的刚度和预紧力，分别对表 2中的5种模型进行流-固耦合动力学仿真求解，得到各模型的锥阀开度、阀芯受力的时间历程，见图 7，其中阀门最大稳定开度、阀芯的振动峰值频率见表 2。
表 2 具有不同弹簧压紧力特性参数的模型及响应特征
| 模型 | 弹簧刚度 | 预紧力 | 最大稳定开度 | 最大稳定开度对应时刻 | 振动峰值频率 | ||||
| N·mm-1 | N | mm | ms | Hz | |||||
| M0 | 360 | 1.16 | 25.5 | 585.9 | |||||
| M1 | 78.48 | 120 | 2.52 | 26.1 | 533.3 | ||||
| M2 | 0 | 3.84 | 26.5 | — | |||||
| M3 | 39.24 | 360 | 1.33 | 25.6 | 561.5 | ||||
| M4 | 120 | 4.48 | 27.6 | 506.2 |
表选项
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| 图 7 弹簧压紧力特性参数对锥阀动力学特性的影响 |
| 图选项 |
由图 7和表 2可以观察到：1)弹簧刚度减小，则阀芯波动次数减少，振动频率降低，而阀门最大稳定开度增大且对应时刻延后；2)弹簧预紧力减小，则阀门开启时间提前，波动持续时间缩短，波动幅值减小，最大稳定开度增大且对应时刻延后；阀芯与阀座间的碰撞随之减弱或不再发生碰撞，阀芯振动频率亦有所降低；当弹簧预紧力减小为0时，阀芯振动基本上完全消失。其主要原因在于：当弹簧预紧力较小时，较小的液动力即可使锥阀开启，液体合力与弹性力达到平衡的时刻提前；当预紧力为0时，阀门的开启几乎无滞后，因此不会激起阀门开度的连续波动，即锥阀的流-固耦合动态开阀过程不再导致高频非稳态自激振动现象。
在原阀模型M0的基础上，进一步改变入口流速幅值，对表 3中的5种工况进行流-固耦合动力学仿真分析，得到各工况的阀门开度、阀芯受力的时间历程，部分结果见图 8，其阀门最大稳定开度及对应时刻、阀芯的振动峰值频率见表 3。
表 3 不同入口流速幅值工况下M0模型的响应特征
| 工况 | 入口流速幅值 | 最大稳定开度 | 最大稳定开度对应时刻 | 振动峰值频率 | |||
| m·s-1 | mm | ms | Hz | ||||
| M0_1 | 1.0 | — | — | 618.5 | |||
| M0_2 | 2.0 | 1.16 | 25.5 | 585.9 | |||
| M0_3 | 2.5 | 2.04 | 26.0 | 571.4 | |||
| M0_4 | 3.0 | 3.87 | 26.9 | 569.7 | |||
| M0_5 | 3.5 | 6.87 | 27.6 | 569.7 |
表选项
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| 图 8 入口流速幅值对锥阀动力学特性的影响 |
| 图选项 |
由图 8和表 3可见：随入口流速变化，锥阀阀门的动力学响应呈现高频波动、回弹碰撞、稳定开阀等不同状态；随着入口流速幅值增大，锥阀开启时刻提前，阀门波动次数减少，最大稳定开度增大且对应时刻延后。这是由于入口流速幅值增大后阀芯所受液体合力增大，更易于克服弹簧预紧力，使阀门较早开启，液体合力与弹性力达到平衡的时刻也提前。入口流速对阀芯振动频率的影响较小，仅当流速较低时阀芯与阀座间的接触碰撞导致振动频率提高。
3.2 锥阀结构参数对其流-固耦合动力学特性的影响锥阀的工作特性取决于阀门的节流作用，该锥阀存在轴向环隙与径向缝隙双重节流效应。分别对原阀结构(记为模型A)作如下两种改变：
1) 将阀芯与阀座接触的斜面(见图 1中B区域)长度由2.7 mm改为1.8 mm，缩短节流缝隙长度，记为模型B。
2) 截去阀芯的前端圆柱段(见图 1中C区域)，取消具有较强节流效应的轴向环隙(阀芯质量也因此由24.64 g减小至19.76 g)，记为模型C。
在弹簧刚度为58.86 N/mm、预紧力为120 N、入口流速幅值分别为2和3 m/s条件下(见表 4)，仿真计算以上3种锥阀模型的流-固耦合动力学响应，求得锥阀开度、内部压差响应时间历程，见图 9a和9b，相应的阀门最大稳定开度与对应时刻、阀芯的振动峰值频率见表 4。图 9c是将模型C的弹簧预紧力减小为0的结果。
表 4 锥阀结构参数影响分析的模型特征及分析结果
| 模型 | 入口流速幅值 | 最大稳定开度 | 最大稳定开度对应时刻 | 振动峰值频率 | |||
| m·s-1 | mm | ms | Hz | ||||
| A | 3.16 | 26.6 | 526.3 | ||||
| B | 2 | 3.16 | 26.6 | 526.3 | |||
| C | 2.16 | 26.1 | 581.4 | ||||
| A | 9.17 | 28.4 | 529.9 | ||||
| B | 3 | 9.13 | 27.8 | 529.9 | |||
| C | 5.79 | 27.4 | 588.2 |
表选项
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| 图 9 锥阀结构参数对其动力学响应特性的影响分析 |
| 图选项 |
由图 9和表 4可知：锥阀模型B与模型A的动力学响应特性的定性差异较小，模型B仅在阀门开启段的阀门开度、缝隙压差的波动幅值比模型A的均有所增大，其增长率也较大。这有助于认识锥阀加工误差的影响。模型C的轴向环隙压差基本上消失了，阀门缝隙压差易于建立，其幅值及增长率均比模型A的显著增大，但其阀门开度比模型A的显著减小，即阀门缝隙成为主要的节流环节，这种情况符合常规阻尼器节流机构的设计原理。另外，当阀门压紧弹簧的预紧力为零时，锥阀模型C的阀门也不会出现开启过程的非稳态高频自激振动现象。
4 结论本文建立了一种液阻减振装置用锥阀的较精细的三维有限元模型，利用主-从节点控制的参数化动网格策略(见图 2c)、基于ALE的流-固耦合场描述方法，实现了锥阀由关闭状态开启-高速通流-再关闭的全过程流-固强耦合动力学响应的直接耦合计算求解与特性分析，有效描述了锥阀工作过程中阀门的高频波动及阀芯与阀座的接触冲击等通过实验难以观测的复杂动力学现象，并对阀门的非稳态高频自激振动现象进行了量化分析和机理探讨，得出了以下结论：
1) 当阀芯压紧弹簧的预紧力较大、入口流速较小时，阀门开度、压差均出现高频波动；阀芯的回弹接触碰撞加剧阀门开度等的高频波动；取消弹簧预紧力后，阀门可及时开启，流-固耦合动力学效应便不会激起阀门开度的高频非稳态波动；当入口流速幅值增大时，液体合力更易于克服弹簧预紧力而使阀门较早开启、波动较快消失；阀芯质量和压紧弹簧刚度对锥阀振动频率的影响较大。
2) 锥阀节流缝隙的长度变化(加工误差等)对阀门开启波动的幅值有一定的影响。消除阀门前端的轴向环隙节流效应后，阀门缝隙压差易于建立，压差幅值和缝隙中的流速增大，阀门开度显著减小，回归正常的节流机制；当此锥阀压紧弹簧的预紧力为0时，阀门开启阶段也不会出现开度、压差的非稳态高频自激振动现象。
参考文献
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