基于AMESim的液压振动系统建模及仿真研究.pdf

1 6 6 机床与液压 第 4 3卷 为了方便研究 ，利用 A M E S i m 中的液压元件设 计 库 H C D ，在建模中将液压缸简化为双作用液压缸模 型 ，液压调频 阀在声波振动 头中起 到强制分配液压 油 的作用 ，它的作用 同二位 四通滑 阀功 能相 似 ，因此 将 液压调频阀简化为二位 四通滑 阀。除此之外其他元 件 选用常规模型建模。简化后模型如图3 所示。 图 3 液压振动系统仿真模型 2 仿真参数设置 表 1 液压振动缸主要参数设置 活塞直径／ mm 活塞杆直径／ m m 活塞质量／ k g 活塞起始位置／ mm 活塞与缸体密封间隙／ m m 活塞与缸体密封长度／ m m 1 2 5 7 0 5 0 3 0 0 ． O 6 4 5 表 2 液压调频阀及激励信号主要参数设置 活塞直径／ mm 活塞杆 直径／ ra m 激励正弦波频率／ Hz 行程 中位／ m m 正弦波幅值／ m m 5 0 28 根据需要设定 0 2 表 3 液压振动系统其他主要元件参数设置 子模型 参数类型 具体设置 异步电机 1 转速／ r mi n 1 5 0 0 变量泵 2公 栅 1 赧 5 0 0 凝 弹簧压力／ N 根据需要设定 溢流 阀 4溢流梯度／ L mi n ～ M P a 5 1 0 额 定电流／ mA 2 0 0 换向阀7 最大 额定 J ] t 电 ／ 流 ／ L ． A m i n 1 4 5 。 0 进油管软管长度／ m 2 ． 5 油管 振动缸进油硬管长度／ m 0 ． 1 调频阀进油软管长度／ m 0 ． 5 液压振动缸 1 0和 液压调 频 阀 9采用 H C D建 模 ， 其主要基本参数设置如表 1 、表 2所示 ，液压振动系 统其他主要元件采用常规子模型建模，其主要基本 参数设置如表 3所示。 3 液压振动系统仿真分析 设置好各个 元 件 子模 型 的参 数后 ，就 可 以对 液 压振动头进行液压流体力学仿真分析了。通过对液 压振动系统的主要变量参数系统压力 P、供油流量 Q 的改变来 分析 液压 振动 系统 的振 幅、速 度 的变 化 和 影响 。另外 ，通 过对液压振动缸泄漏模 型的仿真 ，探 讨不 同的 密封 间 隙和长 度对 泄漏 的影 响。通 过 对 液 压振动系统的仿真，能够更好地了解液压振动头的 工作状态 ，从而对整个 系统进 行优化 。 3 ． 1 系统压力对液压振动 系统各参数的影响 在液压振 动系 统 中 ，系统 压 力可 以影 响振 动 活 塞激振力的大小。振动质量为振动活塞杆与钻杆质 量 的和 。不同深度钻杆质量也 不同。设置振 动频率 为 1 0 0 H z 、振动质量 为 7 0 k g ，变量泵 的排量 为 7 0 m L ／ r 。分别设置系 统压力 为 6 、9 、1 1 、1 3 、1 5 MP a ，系 统压力对振动活塞的振幅 、速 度的影 响如图 4所示 。 e o 0 o l ig ． 1 a 不 同的系统压力时振动活塞位移 0 ． 00 0 0． 01 0 0． 02 0 0． 0 30 0 ． 0 40 0 ． 050 0． 060 时间， s a 不 同的 系统 压力 时振 动 活塞 速度 3 i 2 菌 1 ． p／ M P a c 系统压力与振幅关系 曲线拟合图 图4 不同的系统压力对液压振动系统各参数的影响 将图 4 a 进行 曲线 拟合 得 图 c ，由图 4 C 可知 当系统 压力 为 6 MP a ，振动 活塞 的振 幅 为 1 ． 4 m m；当系统压力为 1 1 M P a 时，振动活塞的振 幅为 2 ． 5 m m；当系统压力为 1 5 M P a时 ，振动活塞的 振 幅为 3 m m。由此 说 明 提 高液 压 振 动 系统 压 力 ， 振 动 活 塞 的 振 幅 也 会 呈 线 性 增 加 ，但 增 加 的 幅 度较小 耋 ； 吼吼 啪啪 嗽 。 。 第 7 期 李超 等 基于 A M E S i m的液压振动系统建模及仿真研究 1 6 7- 图 4 b 为不同系统压 力 对振 动活 塞速 度 的影 响 ，振动活塞速度 随着 系统压 力的增加而变大 。 综上可知 振动活 塞的振 幅 、速度 、随着系统压 力 的增加而增大 。 3 ． 2 供油流量对液压振动 系统各参数的影响 在液压振 动 系 统 中 ，系 统流 量 可 以影 响 振动 活 塞振 幅、激振力 的大小 。设 置振动频率为 1 0 0 H z ，振 动质量为 7 0 k g ，系统压力 为 1 5 M P a 。分别设 置系统 流量为 3 1 ． 5 、5 2 ． 5 、7 3 ． 5 、8 9 ． 2 5 、1 0 5 L ／ m i n ，供油 油量对 振 动 活 塞 的振 幅 、速 度 、加 速度 、振 动 缸压 力 、激振力的影响如 图 5 所示 。 0 _ 0 3l5 删 B1 0 宴0 ． 0 3 0 5 通 0 ． 0 3 00 0 ．0 2 9 5 m吆 9 0 伽 8 5 0 1 ． 0 ． 目 o - 0- 蟠 ．1 ． 时间， a 不同的供油流量时活塞位移 问隙密封，由于间隙两端存在压力差 ，在高频振动的 过程 中，不 可避 免地 会 产 生微 量 的 泄漏 。文 中分 别从间隙大小、间隙密封长度、系统压力来研究间隙 密封的泄漏情况 。 如 图 6所示 为不 同 的间 隙大小 对 系统 泄 漏 的影 响。设置振动频率为 1 0 0 H z ，振动质量为 7 0 k g ，系 统压力为 1 5 M P a ，密封 长度 设置 为 3 5 m m，分 别设 置不 同的间 隙大小 ，所 得 系统 的泄漏量 如 图 6所示 。 当间隙值 为 0 ． 0 5 m m 时，泄漏量仅 为 0 ． 0 4 L ／ m i n ， 当间隙大小为 0 ． 0 8 m m时，泄漏量为 0 ． 2 L ／ m i n ，说 明了问隙越大 ，泄漏越严重 ，并且 间隙的大小对泄漏 量影响较为显著 。 。 0 ． 裂 0 ． 1 n0 8mi l l 2 n0 7mm 3 电0 6mm 4 _n 0 5 Ⅻ 0 ‘ u 0 o 。 U 2 0 o ‘0 4 u时 6 0 o ‘0 8 o 0 ‘ l 0 o 图6 不同的间隙大小对泄漏的影响 设置振动频率为 1 0 0 H z ，振动质量为 7 0 k g ，系 卜l o s L／ i n 统压力为 1 5 M P a ，间隙大 小设 置为 0 ． 0 6 m m，分别 一 -- 8 73 9 ． ． 5 2 “ 设置不 同的密 封 长度 ，所 得 系统 的泄漏 量 如 图 7所 卜3 4 -- 5 2 1 ．． 55 L ／ 曲 m i n 示 。当密封长度为 3 0 m m时，泄漏量最大值为 0 ． 0 8 L ／ ra i n ，当密 封长 度 为 4 5 m m 时 ，泄 漏量 为 0 ． 0 5 L ／ mi n ，说 明了密封 长度越 大 ，泄漏越小 。 c 供匝 褫 童 与振 幅 关系 曲线 拟合 圈 图 5 不同的供油流量对液压振动系统各参数的影响 由图 5 a 拟合 出图 c ，由 5 c 可知 当 供油 流量 为 3 1 ． 5 L ／ m i n时 ，振 动 活 塞 的振 幅 为 1 ． 2 m m；当供油流量为 5 2 ． 5 L ／ ra i n时，振动活塞的振幅 为 1 ． 7 m m；当供油 流量 为 8 9 ． 2 5 L ／ ra i n时 ，振 动活 塞 的振 幅为 3 m m；当供 油流 量为 1 0 5 L ／ m i n时 ，振 动活塞的振幅为 3 ． 5 m m。由此说明提高液压振动 的供应流量 ，振动活塞的振幅近似呈线性增加。 图5 b 为不同供油流量对振动活塞速度的影 响 ，振动活塞速 度随着系统压力 的增加而变大 。 综上所述 振动活塞的振幅、速度都随着供油流 量的增加而增大，振动活塞的振幅近似呈线性增加。 3 ． 3液压振动 系统泄漏仿真分析 在液压振动系统中，振动活塞与缸壁之 间采用 图7 不同的密封长度对泄漏的影响 通过以上仿真及分析，可初步确定 问隙大小为 0 ． 0 6 ra i n ，密 封 长度 为 4 0 m l n 。设 置 振 动频 率 为 1 0 0 H z ，振动质量为 7 0 k g ，间隙大小设置为 0 ． 0 6 m lT l ，密 封长度为 4 0 m m，所得系 统的泄漏量 如图 8所示 。当 系统压力为 9 M P a时 ，泄漏 量最 大值 为 0 ． 0 4 L ／ m i n ， 当系统压力为 1 5 M P a时 ，泄漏量最大值为 0 ． 0 6 I Z m i n 。 二0 0 ． 0 ．0 0 0 o ‘0 2 。 0 ‘o 4 0 时 6 0 0 ‘0 8 。0 。 。 l 一 1 5M Pa 2 1 3M_P a 3一 l 1M Pa 4 9MP a 图 8 系统压力对泄漏 的影 响 下转第 1 7 1页 n． m． m． m． m ． _ m m m L√√√ L 5III l呐 ． ， } 5I r j 第 7期 王斌 等基于 A N S Y S Wo r k b e n c h叶片式摆动液压马达强度分析 1 7 1 比较大 ，因此首先 用对 壳体 的外表 面进 行 打磨处 理 ， 使其相对比较光滑而不影响测量的结果。同时要对壳 体的变形进行多次测量，每次测量去最大的变形值， 最后在取平均值。千分表安装如图 1 0 所示。 图 1 O 高压腔腔变形示 意图 马达状况用 电液换 向阀控制油路 ，使动叶片 转动到极限角度并顶住 定叶片。高压腔通压力油， 低压 腔通 回油 。调油源 压力 4 、6 、8 、1 0 、1 2 、1 4和 1 6 M P a 。如图 7所示 ，分别 在 2个位置 设 置千分 表 ， 并记 录千 分表 的相应 读 数 ，后 再取 平 均 值 ，实 验 记 录数据 如表 2所示 。 表 2 高压腔变形实验结果 P ／MPa 4 7 8 1 0 1 2 1 4 1 6 表 1 变形量／ m 2 ． 2 7 ． 5 1 5 ． 2 i 0 ． 6 1 8 ． 5 2 8 ． 8 3 1 ． 3 表 2变形量／ t x m - 5 - 9- 1 0 - 1 3 ． 0 1 5 ． 5- 2 0 ． 5 2 2 ． 5 由表 2 可知，叶片式摆动液压马达实测变形最大 为 0 ． 0 3 1 3 m m，实验所得 的变形量 略小 于设计时通 过 A N S Y S Wo r k b e n c h有 限元 计 算 所 得 的 变 形 量 0 ． 0 4 3 m m，但在同一数量级之内。其略小于理论分析结果 的原 因可 能是 有两个 1 在 用 A N S Y S Wo r k b e n c h 对 叶片式摆动液压 马达建模 时忽 视 了一 些次 要 因素 。 2 可能是 由于现场测试环境 的限制 ， 千分 表的安装 位置不 一定恰 在最大变形处 ， 导致 测量 到的数值不 是 最 大变 形值 。 5结论 1 借助 A N S Y S Wo r k b e n c h软件可以清楚地看 到摆动液压马达应力和整体位移分布情况 ，找到了 应力主要集 中区域 以及发生最大变形 的位置。计算 结果 表明 该马达强度满足实际生产要求 。 2 从 马达 接触 状态 图知 ，该 马达 机械 摩擦 损 失 、马 达 的启 动 特 性、低 速 稳 定 性 较 好，系 统 较 稳定 。 3 叶片式摆 动 液压 马达 在满 载荷 作用 下 有应 力集中作用 ，在静叶片与动叶片的密封槽内及与左 右端盖接触 的边缘处，为延长摆动液压马达的使用 寿命 ，对危险部位进行一定的工艺处理是必要的。此 外 ，通过实验的分析 ，验证 了有 限元方 法 的准确性 ， 也 反映出摆 动 液压 马 达在 设计 中的不 足 ，为摆 动液 压 马达结构 设计 优 化 、提 高 它 的性 能提 供 了有 利 的 数 值指导。 参考文献 [ 1 ]陈德套， 张志发． 摆动马达的结构特点及应用 [ J ] ． 液压 气动与密封， 1 9 9 4 ， 1 4 2 2 2 - 2 4 ． [ 2 ]周海强， 陈道 良 摆动液压缸内部结构改进设计[ J ] ． 液 压气动与密封， 2 0 0 7 ， 2 7 6 3 2 3 4 ． [ 3 ]N I K AS G K ． Mo d e l l i n g a n d O p t i mi z a t i o n o f R o t a r y V a n e S e a l s [ J ] ． P r o c e e d i n g s o f t h e I n s t i t u t i o n o f M e c h a n i c a l E n g i ． n e e r s ， P a r ． J o u rna l o f E n g i n e e r i n g T r i b o l o g y ， 2 0 0 7 ， 2 2 1 6 6 9 9 - 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