碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)緩沖特性仿真與優(yōu)化

2016-08-07  by:CAE仿真在線  來源:互聯(lián)網(wǎng)

摘要: 對(duì)碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)常用的階梯型緩沖結(jié)構(gòu)進(jìn)行了理論分析,在AMESim仿真環(huán)境下建立了相應(yīng)的仿真模型,并對(duì)碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)的緩沖特性進(jìn)行仿真分析。通過仿真分析與有限元強(qiáng)度分析多次交互的方法對(duì)緩沖特性進(jìn)行優(yōu)化,為碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)緩沖結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

關(guān)鍵詞: 碟簧; 仿真; 緩沖特性; 強(qiáng)度分析; 優(yōu)化

0 引言

操動(dòng)機(jī)構(gòu)是高壓斷路器的核心元件,其性能好壞會(huì)直接影響到斷路器的分合特性。液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)由于具有功率大、動(dòng)作快、動(dòng)作平穩(wěn)、速度可調(diào)等優(yōu)點(diǎn)廣泛應(yīng)用于高壓、超高壓以及特高壓電壓等級(jí)的開關(guān)領(lǐng)域。碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)由于具有外形尺寸小、受環(huán)境溫度的影響小、動(dòng)作穩(wěn)定性高等優(yōu)點(diǎn)成為液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)的重要發(fā)展方向。

然而與傳統(tǒng)的氮?dú)鈨?chǔ)能液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)相比,碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)壓力高,一般來說可以達(dá)到傳統(tǒng)液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)的1.5~2 倍,通過測(cè)算,斷路器分閘過程中工作缸緩沖壓力峰值又可達(dá)到系統(tǒng)額定壓力的2 倍以上, 緩沖壓力峰值過高會(huì)造成機(jī)構(gòu)活塞桿折斷、緩沖元件嚴(yán)重變形影響動(dòng)作特性等嚴(yán)重事故。因此,有必要對(duì)碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)的緩沖特性進(jìn)行仿真研究,并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行優(yōu)化。

針對(duì)碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)常用的階梯型緩沖結(jié)構(gòu)進(jìn)行理論分析,在此基礎(chǔ)上利用AMESim 軟件搭建仿真平臺(tái)進(jìn)行仿真研究, 結(jié)合ANSYS 軟件對(duì)緩沖特性進(jìn)行優(yōu)化,通過仿真分析與關(guān)鍵零件有限元強(qiáng)度分析多次交互的過程,最終得到最優(yōu)方案[1-4]。

1 緩沖過程的理論分析

工作缸的緩沖結(jié)構(gòu)見圖1, 緩沖柱塞的端部為階梯形,直徑為d,緩沖柱塞與緩沖套內(nèi)孔之間單側(cè)間隙為δ,工作缸內(nèi)孔直徑為D。在緩沖過程中,緩沖柱塞、缸體和緩沖套三者之間形成了封閉空間,封閉油液只能從緩沖柱塞和緩沖套之間的間隙中流出,從而在封閉空間內(nèi)造成瞬時(shí)高壓,迫使緩沖活塞減速制動(dòng)而實(shí)現(xiàn)緩沖。在不考慮粘性阻尼和認(rèn)為液壓油是不可壓縮的情況下,得出階梯型緩沖結(jié)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程為

式(1)中:x 為活塞位移,m;m 為運(yùn)動(dòng)部分質(zhì)量,kg;P0、P1分別為有桿腔和無桿腔壓力,Pa;A0、A1分別為有桿腔和無桿腔作用面積,m2;F 為負(fù)載力,N;F1為緩沖反力,N;f 為運(yùn)動(dòng)部件的阻力,N。

工作缸的緩沖過程可以分為2 個(gè)階段:第1 階段,當(dāng)緩沖柱塞接近緩沖套時(shí),緩沖腔的油液通過緩沖柱塞邊緣與緩沖套內(nèi)孔之間流出,相當(dāng)于閥口節(jié)流,由于流道彎曲突變產(chǎn)生局部壓力損失;第2 階段,當(dāng)緩沖柱塞進(jìn)入緩沖套中,通流面積隨著位移的變化不斷變化,形成了閥口節(jié)流與縫隙節(jié)流同時(shí)存在的情況。根據(jù)上述分析,以柏努利方程作為流體壓力損失的基礎(chǔ)方程,可以得到閥口節(jié)流與縫隙節(jié)流的壓力損失方程。

閥口節(jié)流處流量為

縫隙節(jié)流處流量為

式(2)、(3)中:Cd為流量系數(shù);d 為緩沖套內(nèi)孔直徑,m;δ 為緩沖柱塞與緩沖套內(nèi)孔之間的間隙,m;ρ為油液密度,kg/m3, 一般取850;Δρ 為進(jìn)出口壓力差,Pa;μ 為油液的動(dòng)力粘度,Pa·s;l 為進(jìn)入緩沖套的階梯長(zhǎng)度,m;ε 為偏心度,m。

整個(gè)緩沖過程的2 個(gè)階段轉(zhuǎn)換很快,很難判斷緩沖是否進(jìn)入下一階段,即2 個(gè)階段流場(chǎng)狀態(tài)的轉(zhuǎn)換點(diǎn)很難選取。在此假設(shè)當(dāng)閥口節(jié)流與縫隙節(jié)流的流量小于單一閥口節(jié)流的流量時(shí),可認(rèn)為緩沖過程進(jìn)入閥口節(jié)流與縫隙節(jié)流階段[5-16]。

2 緩沖過程的仿真與分析

根據(jù)上述理論分析,以某型碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)的分閘過程為例,在AMESim 軟件平臺(tái)中建立其仿真模型。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)見表1。

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)先初步擬定碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)的緩沖方案,緩沖結(jié)構(gòu)采用階梯型,具體尺寸見表2。根據(jù)表2 所列緩沖結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行仿真,得到碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)分閘過程的緩沖特性,機(jī)械行程曲線見圖2,緩沖壓力曲線見圖3。

從圖2 可以看到, 機(jī)械行程曲線比較平滑,進(jìn)入緩沖段也是圓滑過渡,到行程將要結(jié)束時(shí)的速度也比較低,可以初步判斷該緩沖結(jié)構(gòu)尺寸性能良好;從圖3 可以看到,緩沖壓力峰值為102 MPa,根據(jù)所選用的工作缸材料, 緩沖壓力大于100 MPa時(shí), 工作缸所承受的應(yīng)力已接近于材料的屈服應(yīng)力,可能會(huì)對(duì)系統(tǒng)造成影響;另外從該曲線的走勢(shì)來看,壓力分布不均衡,波峰位置的壓力值遠(yuǎn)高于其他位置的壓力值,表明該緩沖結(jié)構(gòu)具有進(jìn)一步優(yōu)化的空間[17-23]。

3 緩沖特性的優(yōu)化

為了進(jìn)一步驗(yàn)證緩沖結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的好壞,可以按照?qǐng)D4 所示的流程對(duì)緩沖特性進(jìn)行優(yōu)化。在初步設(shè)計(jì)緩沖尺寸進(jìn)行仿真的基礎(chǔ)上對(duì)關(guān)鍵零件進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析,判斷是否滿足安全系數(shù)要求,如果滿足該工況下的安全系數(shù)要求,即可確定緩沖方案,進(jìn)行數(shù)據(jù)存檔,如果不滿足該工況下的安全系數(shù)要求,則需要重新設(shè)計(jì)緩沖尺寸,通過多次重復(fù)上述過程, 最終可確定緩沖方案。此處以關(guān)鍵零件———工作缸的有限元強(qiáng)度分析為例進(jìn)行說明,同理也可對(duì)緩沖套、緩沖柱塞等關(guān)鍵零件進(jìn)行分析。

根據(jù)上述流程, 首先采用ANSYS Workbench有限元分析模塊進(jìn)行建模,添加載荷時(shí)緩沖腔按102 MPa 的緩沖壓力峰值進(jìn)行加載, 其余容腔按額定壓力45 MPa 進(jìn)行加載,計(jì)算得到的最大應(yīng)力為187 MPa,安全系數(shù)為1.9,最大應(yīng)力出現(xiàn)在緩沖腔附近,見圖5。此時(shí)工作缸的安全系數(shù)小于2,根據(jù)經(jīng)驗(yàn)需要通過進(jìn)一步優(yōu)化緩沖特性來提高安全系數(shù)。

通過對(duì)機(jī)械行程曲線與緩沖壓力曲線的分析,并參考設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)對(duì)緩沖尺寸進(jìn)行優(yōu)化,優(yōu)化后的緩沖結(jié)構(gòu)尺寸見表3。此處只對(duì)緩沖間隙進(jìn)行了調(diào)整,同理也可以通過對(duì)緩沖階梯長(zhǎng)度進(jìn)行調(diào)整來實(shí)現(xiàn)優(yōu)化緩沖的目的。緩沖尺寸優(yōu)化前后的機(jī)械行程曲線對(duì)比見圖6,緩沖壓力曲線對(duì)比見圖7。

優(yōu)化后工作缸應(yīng)力分析見圖8, 從優(yōu)化前后的機(jī)械行程曲線對(duì)比可以看出,緩沖結(jié)構(gòu)尺寸優(yōu)化以后機(jī)械行程曲線幾乎沒有變化,非常吻合;從優(yōu)化前后的工作缸緩沖壓力曲線可以看出,緩沖壓力峰值由之前的102 MPa 降低到88 MPa, 降低了13.7%,緩沖性能有明顯的改善。再次對(duì)工作缸進(jìn)行應(yīng)力分析,此時(shí)添加載荷緩沖腔按88 MPa 的緩沖壓力峰值進(jìn)行加載,其余容腔仍然按額定壓力45 MPa進(jìn)行加載,計(jì)算得到的最大應(yīng)力為161 MPa,此時(shí)安全系數(shù)達(dá)到2.2,與之前相比有較大提高,滿足該工況下的安全系數(shù)要求。

將上述優(yōu)化后的緩沖尺寸應(yīng)用于新研發(fā)的碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu),并將仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。機(jī)械行程曲線對(duì)比見圖9,緩沖壓力曲線對(duì)比見圖10。

從仿真和試驗(yàn)的結(jié)果對(duì)比可以看出,機(jī)械行程曲線幾乎沒有變化,非常吻合;工作缸緩沖壓力峰值仿真結(jié)果為88 MPa,試驗(yàn)結(jié)果為92 MPa,緩沖性能基本一致;工作缸所承受的最大應(yīng)力仿真結(jié)果為161 MPa, 試驗(yàn)結(jié)果為167 MPa, 安全系數(shù)分別為2.2、2.1,滿足該工況下對(duì)安全系數(shù)的要求[24-26]。

4 結(jié)語

在對(duì)碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)的緩沖特性進(jìn)行理論分析與初步仿真分析的基礎(chǔ)上,通過仿真分析與有限元強(qiáng)度分析多次交互的方法對(duì)緩沖特性進(jìn)行優(yōu)化,在滿足碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)機(jī)械行程特性的前提下有效降低了工作缸的緩沖壓力峰值,提高了安全系數(shù)。在工程應(yīng)用中參考上述方法,對(duì)碟簧液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)的緩沖特性進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì),達(dá)到了滿意的效果。

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