管網(wǎng)液壓激振系統(tǒng)動態(tài)仿真與試驗研究*

張慧賢,朱德榮,郭兆鋒,楊海軍,布占偉,苗靈霞

(1.洛陽理工學院 機械工程學院,河南 洛陽 471023;2.上海倍伺特自動控制設備有限公司,上海 201818)

0 引 言

由于管網(wǎng)的液壓激振屬于空間三維振動,將其應用于介質(zhì)的篩分、脫介等場合,對加快物料的篩分效率,提高透篩率具有重要的理論意義與實際意義。

MODARRES S Y等[1]研究了三維懸臂輸送流體的動態(tài)特性;寇子明等[2]系統(tǒng)研究了在液壓激振作用下,使管網(wǎng)產(chǎn)生可控的多點、多自由度振動的機理及實現(xiàn)方法;陸春月等[3]研究了液壓波動激勵下的充液管道動態(tài)特性,并對應用于制磚機時的振動特性進行了研究;廉紅珍等[4]研究了幾種液壓波動的激振機理,并對其應用于振動篩的振動特性進行了實驗研究。

上述工作對充液管道的動態(tài)特性及其液壓激振的可控性進行了相關(guān)性研究,目的在于揭示影響管道振動可控性的因素。若能將管道組成液壓管網(wǎng)系統(tǒng),則這種多點、多自由度的振動可作為激振源,可使機械系統(tǒng)產(chǎn)生三維振動,若將其應用于物料的篩分與脫介,將比傳統(tǒng)的二維慣性振動篩具有明顯的優(yōu)勢。

使管網(wǎng)產(chǎn)生可控振動的激振源來自于流體,通過產(chǎn)生可控的脈動流體,管網(wǎng)可產(chǎn)生多點、多自由度的三維振動。研究管網(wǎng)在周期性流體激振壓力下的動態(tài)特性,對于揭示管網(wǎng)激振的運動規(guī)律,分析物料在以管網(wǎng)為主參振體上的振動特性非常重要。

針對傳統(tǒng)的平面二維振動篩參振質(zhì)量大、濕分性能較差及工作效率較低的問題,筆者提出一種能夠使管網(wǎng)產(chǎn)生可控的多點激振和多自由度振動的液壓激振方式[5],并對管網(wǎng)液壓激振系統(tǒng)的動態(tài)特性進行研究。

1 液壓激振系統(tǒng)原理及仿真模型

1.1 系統(tǒng)原理

液壓激振系統(tǒng)的原理如圖1所示。

圖1 液壓激振系統(tǒng)原理圖

圖1中,管網(wǎng)液壓激振測試系統(tǒng)由泵、增壓缸、電磁換向閥、轉(zhuǎn)閥、管網(wǎng)和傳感器等組成,轉(zhuǎn)閥由電動機通過變頻器控制,液壓油經(jīng)泵進入增壓缸增壓后進入轉(zhuǎn)閥,在轉(zhuǎn)閥的作用下一部分進入上管道,一部分進入下管道,在匯流后驅(qū)動激振油缸產(chǎn)生周期性的振動[6];隨著轉(zhuǎn)閥的旋轉(zhuǎn),管路中的流體的高低壓波不斷交替,驅(qū)動管網(wǎng)產(chǎn)生振動。

在該試驗系統(tǒng)中:

發(fā)生激振的管道長為2 m,管道內(nèi)徑為25 mm,壁厚為5 mm;

泵的額定轉(zhuǎn)速為1 500 r/min,額定壓力為31.5 MPa,公稱排量為63 mL/r;

轉(zhuǎn)閥驅(qū)動電機的磁極對數(shù)為3,功率為1.5 kW;

變頻器功率為3 kW;

系統(tǒng)中安裝的壓力變送器、位移傳感器為兩線制標準信號(4 mA～20 mA)。

1.2 仿真模型

筆者利用AMESim軟件對該管網(wǎng)液壓激振系統(tǒng)進行建模與仿真。

由于AMESim為多學科領(lǐng)域復雜系統(tǒng)建模仿真平臺,可通過機械庫、液壓庫、液壓元件設計庫、液阻庫、信號庫等,根據(jù)實際環(huán)境建立接近真實的仿真模式[7-13]。筆者依次通過草圖、子模型、參數(shù)、仿真4種工作模式,分別進行系統(tǒng)的圖形化物理建模。

該液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)建模步驟如下:

(1)在sketch草圖模式下建立液壓系統(tǒng)原理圖,若標準庫中不包含所需元件,可以在HCD液壓元件設計庫中自行建立;

(2)在sub model子模型模式下為系統(tǒng)中的每個元件定義子模型,然后在parameter參數(shù)模式下為系統(tǒng)中的元件設置物理參數(shù);

(3)在run模式下運行該系統(tǒng)的仿真模型,并通過plot得出其仿真結(jié)果。

根據(jù)圖1液壓激振系統(tǒng)原理圖,筆者建立了液壓激振系統(tǒng)的仿真模型,如圖2所示。

圖2 液壓激振系統(tǒng)仿真模型

在圖2的仿真模型中,筆者考慮到系統(tǒng)的特點,管道模型選擇DIRECT,其他元件子模型按默認方式選擇。

仿真模型中主要元件參數(shù)與實際液壓激振系統(tǒng)一致。具體的系統(tǒng)參數(shù)如表1所示。

表1 系統(tǒng)參數(shù)

2 動態(tài)仿真與結(jié)果分析

圖1中,來自液壓泵的流體經(jīng)三位四通電磁閥1,對液壓增壓缸進行連續(xù)增壓,增壓后的流體進入液壓激振系統(tǒng)。轉(zhuǎn)閥用電磁閥2代替,對圖2所示的液壓激振系統(tǒng)進行20 s的仿真。

三位四通電磁閥1不得電時處于中位;0 s～1 s為電磁換向閥左位工作;1 s～2 s為電磁換向閥右位工作。三位四通電磁閥2不得電時處于中位;0 s～0.2 s為電磁換向閥左位工作;0.2 s～0.4 s為電磁換向閥右位工作。

在Amesim中,設置電磁換向閥的運行方式為“循環(huán)”方式,則流體經(jīng)過增壓后,在節(jié)流閥處的壓力、流速曲線如圖3所示。

圖3 增壓后流體壓力與速度曲線

從圖3可以看出:流體經(jīng)過增壓缸增壓后,在進入轉(zhuǎn)閥之前為壓力與流速脈動的流體,符合液壓激振系統(tǒng)對流體的要求。

當流體經(jīng)過轉(zhuǎn)閥(電磁閥2)后,進入由軟管、鋼制管網(wǎng)、激振油缸及外部負載構(gòu)成的液壓激振系統(tǒng),此時流經(jīng)管網(wǎng)流體的壓力與流速如圖4所示。

圖4 液壓激振系統(tǒng)流體壓力與速度曲線

對比圖3、圖4可以看出:流體進入液壓激振系統(tǒng)之后,壓力與流速均發(fā)生了較顯著的變化,流體在管路中產(chǎn)生了周期性激振的高低壓波,將驅(qū)動管網(wǎng)產(chǎn)生振動。

為研究流體參數(shù)對管網(wǎng)振動的可控性,下面筆者將研究流體不同工況對激振參數(shù)的影響。

2.1 溢流閥設定壓力對激振壓力的影響

此處的液壓泵站采用的是定量泵,并配合節(jié)流閥進行流量控制;其負載質(zhì)量為1 000 kg,液壓泵驅(qū)動電機工作在額度轉(zhuǎn)速1 500 r/min。

當設定溢流閥壓力分別為10 MPa、20 MPa及31.5 MPa時,激振油缸左腔壓力曲線如圖5所示。

圖5 系統(tǒng)壓力對激振壓力的影響

圖5表明:隨著系統(tǒng)壓力的升高,激振油缸的壓力也隨之增大,符合定量泵-溢流閥液壓系統(tǒng)的控制特點,同時也表明了激振壓力的可控性。

2.2 換向頻率對激振壓力的影響

改變轉(zhuǎn)閥(電磁閥2)的換向時間,當換向時間分別為0.1 s、0.2 s和0.6 s時,激振油缸左腔壓力曲線如圖6所示。

圖6 換向頻率對激振壓力的影響

圖6表明:在一定范圍內(nèi),隨著轉(zhuǎn)閥換向時間的延長,即換向頻率的減小,激振壓力有上升的趨勢。該結(jié)果表明了激振壓力與換向頻率的受控關(guān)系。

2.3 溢流閥設定壓力對振幅的影響

為研究系統(tǒng)壓力對激振油缸活塞桿振幅的影響,筆者保持系統(tǒng)的負載質(zhì)量為1 000 kg,轉(zhuǎn)閥(電磁閥2)換向時間為0.2 s,液壓泵驅(qū)動電機轉(zhuǎn)速1 500 r/min。

當設定溢流閥壓力分別為10 MPa、20 MPa及31.5 MPa時,激振油缸活塞桿振幅的變化曲線如圖7所示。

圖7 系統(tǒng)壓力對振幅的影響

圖7表明:隨著系統(tǒng)壓力的升高,激振油缸活塞桿振幅逐漸增大。該結(jié)果表明,改變系統(tǒng)壓力可以對激振油缸活塞桿振幅進行控制,同時也體現(xiàn)了系統(tǒng)壓力與振幅之間的控制關(guān)系。

2.4 換向頻率對振幅的影響

為研究轉(zhuǎn)閥換向頻率對激振油缸活塞桿振幅的影響,當負載質(zhì)量為1 000 kg,液壓泵電機轉(zhuǎn)速1 500 r/min,以及溢流閥設定壓力為31.5MPa時,改變轉(zhuǎn)閥的換向時間,當換向時間分別為0.1 s、0.2 s和0.6 s時,激振油缸活塞桿振幅變化曲線如圖8所示。

圖8 換向頻率對振幅的影響

圖8表明:隨著轉(zhuǎn)閥(電磁閥2)換向頻率的增大,激振油缸活塞桿振幅逐漸減小。該結(jié)果表明,活塞桿振幅可以通過轉(zhuǎn)閥的換向頻率進行控制。

3 試驗與結(jié)果分析

筆者根據(jù)圖1所示的系統(tǒng)原理圖開發(fā)了液壓激振試驗系統(tǒng),其中液壓系統(tǒng)包括液壓泵站、激振油缸、控制閥及連接管道;控制部分由變頻器、電機及轉(zhuǎn)閥組成;數(shù)據(jù)采集單元由PCI采集卡、采集軟件及上位計算機組成。

該試驗系統(tǒng)如圖9所示[14-18]。

圖9 液壓激振試驗系統(tǒng)

筆者采用位移傳感器、信號調(diào)理器及數(shù)據(jù)采集卡,對圖1液壓激振系統(tǒng)激振油缸活塞桿進行振動測試。

試驗工況為:負載質(zhì)量為1 000 kg,液壓泵電機轉(zhuǎn)速為1 500 r/min,溢流閥壓力分別為10 MPa、20 MPa及31.5 MPa,轉(zhuǎn)閥(電磁閥2)換向時間為0.2 s。

為消除隨機干擾信號及高頻信號,筆者首先采用最小二乘法消除振動信號的趨勢項,然后采用五點滑動平均法對振動信號進行濾波處理。

不同工況下實測的振幅時程曲線如圖10所示。

圖10 不同工況下實測的振幅時程曲線

圖10(a,c,e)為不同系統(tǒng)壓力下實測的振動波形,圖10(b,d,f)為對應的濾波后的振動波形。圖10(b,d,f)表明:五點滑動平均法能較好地消除振動信號的高頻干擾,有利于揭示液壓激振系統(tǒng)的振動特性。

圖10及圖7顯示了經(jīng)濾波后的試驗實測振動曲線與仿真曲線,經(jīng)過對比可以發(fā)現(xiàn):其振幅的大小,以及振幅隨壓力的變化趨勢較吻合;且激振油缸的振幅隨系統(tǒng)壓力的升高而升高。

由于在文獻[1]中,已證實該液壓激振系統(tǒng)的壓力與管網(wǎng)的振幅成線性關(guān)系,圖1所示的振動管網(wǎng),其振幅亦隨系統(tǒng)壓力的升高而升高,表明了該管網(wǎng)激振是可控的。

系統(tǒng)壓力分別為10 MPa、20 MPa及31.5 MPa時,轉(zhuǎn)閥換向頻率、系統(tǒng)壓力與激振油缸振幅之間的關(guān)系,如圖11所示。

圖11 轉(zhuǎn)閥換向頻率、系統(tǒng)壓力與振幅之間的關(guān)系

圖11表明:激振油缸振幅隨系統(tǒng)壓力的升高而升高,隨轉(zhuǎn)閥換向頻率的升高而減小。由于系統(tǒng)壓力可通過溢流閥調(diào)節(jié),轉(zhuǎn)閥換向頻率可通過變頻器調(diào)節(jié),可以表明該系統(tǒng)的激振參數(shù)是可控的。

以上結(jié)果揭示了基于管網(wǎng)液壓激振系統(tǒng)振動參數(shù)之間的耦合關(guān)系,表明了該新型液壓激振參數(shù)的可控性,以及使管網(wǎng)產(chǎn)生可控的多點激振和多自由度振動的可行性;同時也表明,基于AMESim的管網(wǎng)液壓激振系統(tǒng)模型能真實反映系統(tǒng)的動態(tài)特性,該結(jié)果為液壓激振系統(tǒng)的設計與分析提供了一種新途徑。

4 結(jié)束語

本文提出了一種能夠使管網(wǎng)產(chǎn)生可控的多點激振和多自由度振動的新型液壓激振方法,開發(fā)了基于管網(wǎng)激振的液壓激振測試系統(tǒng),建立了基于AMESim的仿真模型,研究了溢流閥設定壓力、轉(zhuǎn)閥換向頻率對激振壓力及激振油缸活塞桿振幅的影響,對液壓激振系統(tǒng)進行了振動測試,對振動信號進行了濾波及平滑處理揭示了液壓激振系統(tǒng)轉(zhuǎn)閥換向頻率、系統(tǒng)壓力與振幅之間的耦合關(guān)系。研究結(jié)果表明:

(1)激振壓力隨系統(tǒng)壓力的增大而增大,隨轉(zhuǎn)閥換向頻率的增大而減小;活塞桿振幅隨系統(tǒng)壓力的升高而升高,隨換向頻率的增大而減小;

(2)試驗測試結(jié)果與仿真數(shù)據(jù)吻合較好,驗證了該新型液壓激振參數(shù)的可控性,以及使管網(wǎng)產(chǎn)生可控的多點激振和多自由度振動的可行性;

(3)基于AMESim的管網(wǎng)液壓激振系統(tǒng)模型能真實反映系統(tǒng)的動態(tài)特性,為液壓激振系統(tǒng)的設計與分析提供了新途徑。