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碟形彈簧液壓操動機構(gòu)緩沖特性的仿真與優(yōu)化過程發(fā)布者：廈門力常彈簧有限公司 發(fā)布時間：2019-06-02 20:13
對碟形彈簧的液壓操動機構(gòu)常用的階梯型緩沖結(jié)構(gòu)進行了理論分析，在AMESim仿真環(huán)境下建立了相應(yīng)的仿真模型，并對碟簧液壓操動機構(gòu)的緩沖特性進行仿真分析。通過仿真分析與有限元強度分析多次交互的方法對緩沖特性進行優(yōu)化，為碟簧液壓操動機構(gòu)緩沖結(jié)構(gòu)的設(shè)計提供依據(jù)。
操動機構(gòu)是高壓斷路器的核心元件，其性能好壞會直接影響到斷路器的分合特性。液壓操動機構(gòu)由于具有功率大、動作快、動作平穩(wěn)、速度可調(diào)等優(yōu)點廣泛應(yīng)用于高壓、超高壓以及特高壓電壓等級的開關(guān)領(lǐng)域。碟簧液壓操動機構(gòu)由于具有外形尺寸小、受環(huán)境溫度的影響小、動作穩(wěn)定性高等優(yōu)點成為液壓操動機構(gòu)的重要發(fā)展方向。
然而與傳統(tǒng)的氮氣儲能液壓操動機構(gòu)相比，碟簧液壓操動機構(gòu)壓力高，一般來說可以達到傳統(tǒng)液壓操動機構(gòu)的1.5～2 倍，通過測算，斷路器分閘過程中工作缸緩沖壓力峰值又可達到系統(tǒng)額定壓力的2 倍以上， 緩沖壓力峰值過高會造成機構(gòu)活塞桿折斷、緩沖元件嚴(yán)重變形影響動作特性等嚴(yán)重事故。因此，有必要對碟簧液壓操動機構(gòu)的緩沖特性進行仿真研究，并在此基礎(chǔ)上進行優(yōu)化。
針對碟簧液壓操動機構(gòu)常用的階梯型緩沖結(jié)構(gòu)進行理論分析，在此基礎(chǔ)上利用AMESim 軟件搭建仿真平臺進行仿真研究， 結(jié)合ANSYS 軟件對緩沖特性進行優(yōu)化，通過仿真分析與關(guān)鍵零件有限元強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)造成瞬時高壓，迫使緩沖活塞減速制動而實現(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)的運動學(xué)方程為
式(1)中：x 為活塞位移，m;m 為運動部分質(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 為運動部件的阻力，N。
工作缸的緩沖過程可以分為2 個階段：第1 階段，當(dāng)緩沖柱塞接近緩沖套時，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 為進出口壓力差，Pa;μ 為油液的動力粘度，Pa·s;l 為進入緩沖套的階梯長度，m;ε 為偏心度，m。
整個緩沖過程的2 個階段轉(zhuǎn)換很快，很難判斷緩沖是否進入下一階段，即2 個階段流場狀態(tài)的轉(zhuǎn)換點很難選取。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，可認(rèn)為緩沖過程進入閥口節(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機構(gòu)的分閘過程為例，在AMESim 軟件平臺中建立其仿真模型。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)見表1。
根據(jù)經(jīng)驗先初步擬定碟簧液壓操動機構(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)尺寸進行仿真，得到碟簧液壓操動機構(gòu)分閘過程的緩沖特性，機械行程曲線見圖2，緩沖壓力曲線見圖3。
從圖2 可以看到， 機械行程曲線比較平滑，進入緩沖段也是圓滑過渡，到行程將要結(jié)束時的速度也比較低，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， 工作缸所承受的應(yīng)力已接近于材料的屈服應(yīng)力，可能會對系統(tǒng)造成影響;另外從該曲線的走勢來看，壓力分布不均衡，波峰位置的壓力值遠高于其他位置的壓力值，表明該緩沖結(jié)構(gòu)具有進一步優(yōu)化的空間[17-23]。
3 緩沖特性的優(yōu)化
為了進一步驗證緩沖結(jié)構(gòu)設(shè)計的好壞，可以按照圖4 所示的流程對緩沖特性進行優(yōu)化。在初步設(shè)計緩沖尺寸進行仿真的基礎(chǔ)上對關(guān)鍵零件進行有限元強度分析，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———工作缸的有限元強度分析為例進行說明，同理也可對緩沖套、緩沖柱塞等關(guān)鍵零件進行分析。
根據(jù)上述流程， 首先采用ANSYS Workbench有限元分析模塊進行建模，添加載荷時緩沖腔按102 MPa 的緩沖壓力峰值進行加載， 其余容腔按額定壓力45 MPa 進行加載，計算得到的最大應(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。此時工作缸的安全系數(shù)小于2，根據(jù)經(jīng)驗需要通過進一步優(yōu)化緩沖特性來提高安全系數(shù)。
通過對機械行程曲線與緩沖壓力曲線的分析，并參考設(shè)計經(jīng)驗對緩沖尺寸進行優(yōu)化，優(yōu)化后的緩沖結(jié)構(gòu)尺寸見表3。此處只對緩沖間隙進行了調(diào)整，同理也可以通過對緩沖階梯長度進行調(diào)整來實現(xiàn)優(yōu)化緩沖的目的。緩沖尺寸優(yōu)化前后的機械行程曲線對比見圖6，緩沖壓力曲線對比見圖7。
優(yōu)化后工作缸應(yīng)力分析見圖8， 從優(yōu)化前后的機械行程曲線對比可以看出，緩沖結(jié)構(gòu)尺寸優(yōu)化以后機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。再次對工作缸進行應(yīng)力分析，此時添加載荷緩沖腔按88 MPa 的緩沖壓力峰值進行加載，其余容腔仍然按額定壓力45 MPa進行加載，計算得到的最大應(yīng)力為161 MPa，此時安全系數(shù)達到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)的碟簧液壓操動機構(gòu)，并將仿真結(jié)果和試驗結(jié)果進行對比。機械行程曲線對比見圖9，緩沖壓力曲線對比見圖10。
從仿真和試驗的結(jié)果對比可以看出，機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，滿足該工況下對安全系數(shù)的要求[24-26]。
4 結(jié)語
在對碟簧液壓操動機構(gòu)的緩沖特性進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度分析多次交互的方法對緩沖特性進行優(yōu)化，在滿足碟簧液壓操動機構(gòu)機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，對碟簧液壓操動機構(gòu)的緩沖特性進行了優(yōu)化設(shè)計，達到了滿意的效果。
以上就是廈門力常彈簧有限公司給大家整理“碟形彈簧液壓操動機構(gòu)緩沖特性的仿真與優(yōu)化過程 ”如果大家還有更多關(guān)于碟形彈簧,碟形彈簧,高溫碟形彈簧,碟形彈簧廠家,不銹鋼碟形彈簧,DIN6796碟墊等信息，可以關(guān)注廈門力常彈簧有限公司。電話：0592-5731967
操動機構(gòu)是高壓斷路器的核心元件，其性能好壞會直接影響到斷路器的分合特性。液壓操動機構(gòu)由于具有功率大、動作快、動作平穩(wěn)、速度可調(diào)等優(yōu)點廣泛應(yīng)用于高壓、超高壓以及特高壓電壓等級的開關(guān)領(lǐng)域。碟簧液壓操動機構(gòu)由于具有外形尺寸小、受環(huán)境溫度的影響小、動作穩(wěn)定性高等優(yōu)點成為液壓操動機構(gòu)的重要發(fā)展方向。
然而與傳統(tǒng)的氮氣儲能液壓操動機構(gòu)相比，碟簧液壓操動機構(gòu)壓力高，一般來說可以達到傳統(tǒng)液壓操動機構(gòu)的1.5～2 倍，通過測算，斷路器分閘過程中工作缸緩沖壓力峰值又可達到系統(tǒng)額定壓力的2 倍以上， 緩沖壓力峰值過高會造成機構(gòu)活塞桿折斷、緩沖元件嚴(yán)重變形影響動作特性等嚴(yán)重事故。因此，有必要對碟簧液壓操動機構(gòu)的緩沖特性進行仿真研究，并在此基礎(chǔ)上進行優(yōu)化。
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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)造成瞬時高壓，迫使緩沖活塞減速制動而實現(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)的運動學(xué)方程為
式(1)中：x 為活塞位移，m;m 為運動部分質(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 為運動部件的阻力，N。
閥口節(jié)流處流量為
整個緩沖過程的2 個階段轉(zhuǎn)換很快，很難判斷緩沖是否進入下一階段，即2 個階段流場狀態(tài)的轉(zhuǎn)換點很難選取。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，可認(rèn)為緩沖過程進入閥口節(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機構(gòu)的分閘過程為例，在AMESim 軟件平臺中建立其仿真模型。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)見表1。
3 緩沖特性的優(yōu)化
為了進一步驗證緩沖結(jié)構(gòu)設(shè)計的好壞，可以按照圖4 所示的流程對緩沖特性進行優(yōu)化。在初步設(shè)計緩沖尺寸進行仿真的基礎(chǔ)上對關(guān)鍵零件進行有限元強度分析，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———工作缸的有限元強度分析為例進行說明，同理也可對緩沖套、緩沖柱塞等關(guān)鍵零件進行分析。
4 結(jié)語
在對碟簧液壓操動機構(gòu)的緩沖特性進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度分析多次交互的方法對緩沖特性進行優(yōu)化，在滿足碟簧液壓操動機構(gòu)機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，對碟簧液壓操動機構(gòu)的緩沖特性進行了優(yōu)化設(shè)計，達到了滿意的效果。
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