閉門器液壓阻尼元件的特性仿真及試驗*

楊禮康,戴光毅,寧曉斌,徐澤鈞

(1.浙江科技學院 機械與能源工程學院,浙江 杭州 310012;2.浙江工業大學 機械工程學院,浙江 杭州 310014)

0 引 言

閉門器是一種安裝在門頭上,以保證門在開啟后可以準確、及時地回到初始位置的裝置。目前,市場上閉門器種類眾多,如機械液壓式閉門器、電動閉門器、電磁門吸式閉門器等。其中,因其完善的國家標準,機械液壓式閉門器得到了廣泛應用[1]。

液壓閉門器的關鍵液壓元件是柱塞、殼體及殼體上的阻尼孔件。閉門器柱塞和殼體相對運動時產生阻尼力,對閉門器復位起到緩沖作用,使門能以適當的速度及時、準確地回到初始位置[2]。

此前,有很多國內外學者對液壓阻尼元件及其緩沖性能進行了分析。汪云峰等人[3]采用MATLAB和AMESim聯合仿真的方式,對液壓阻尼元件的主要結構參數進行了優化研究。梁翠萍[4]采用Fluent對緩沖過程中液壓阻尼元件的內部流場進行了研究。王成文[5]采用Fluent軟件對液壓阻尼元件的阻尼結構進行了優化設計。李仕生等人[6]從工作原理角度出發,對液壓阻尼元件的液壓阻尼性能進行了分析,并建立了阻尼元件的油液流動模型。DUYM S等人[7,8]研究了液壓阻尼元件在緩沖過程中的熱傳導規律,并在此基礎上,對液壓阻尼元件的建模提出了新的思路。GUNTUR R R等人[9]采用非線性建模的方式,對結構不一樣的液壓緩沖器進行了建模。CHANDAR N等人[10]采用仿真和試驗并行的方式,對不同結構的液壓緩沖裝置進行了建模。

目前,國內外學者對液壓阻尼緩沖進行了研究,并已取得了很多成果。但這些研究主要集中于緩沖器,很少有針對液壓閉門器的系統研究。而企業在生產閉門器時,其設計參數往往要根據經驗來選取,缺乏理論依據,因此無法保證產品質量和其工作性能。

因此,為分析液壓閉門器的阻尼特性,筆者以某型號閉門器為研究對象,利用流體力學相關理論,簡化閉門器結構,建立其液阻模型,并進而推導出閉門器柱塞復位過程的數學模型,通過Fluent流場仿真確認閉門器內部流道的壓力分布,并將其與試驗臺的試驗進行數據對比,以驗證仿真模型的準確性,為閉門器的結構優化提供依據。

1 閉門器結構與液壓油流動理論

1.1 液壓閉門器結構和原理

該型號的液壓閉門器結構如圖1所示。

圖1 閉門器結構圖

圖1中,閉門器的殼體固定在門扇上并通過連桿和門框相連;安裝后向下的兩個節流閥處于關閉狀態,油液通過向上的兩個阻尼孔和兩個節流閥在閉門器內部流動。

(1)開門時,門扇帶動連桿轉動,傳動齒輪隨連桿轉動一定角度,并通過齒輪齒條機構驅動柱塞齒軸向右方移動。在該過程中復位彈簧以及右腔的油液被壓縮,右腔油壓增大使得柱塞處的單向閥開啟,右腔的液壓油通過單向閥流到閉門器左腔中;

(2)關門時復位彈簧在開門過程中積蓄的彈性勢能被釋放,彈簧復原推動齒條柱塞向左移動,柱塞帶動傳動齒輪和連桿轉動,使門關閉。在關門過程中,閉門器左腔的油壓增大,單向閥處于關閉狀態,液壓油只能通過阻尼孔和節流閥流回右腔,該過程中形成的液壓阻尼對彈簧復原構成了阻力,即通過節流實現緩沖的效果[11]。研究人員可以通過調節節流閥開度實現對不同行程段關門速度的控制。

針對上述閉門器工作原理,在閉門器復位過程中柱塞齒條運動至不同位置時,筆者建立其所受阻尼力的數學模型。

1.2 液體流經小孔及縫隙的流量

閉門器復位時,彈簧推動柱塞的表達式為:

q=Ap×vp

(1)

式中:q—流經閥孔的總流量,m3/s;Ap—活塞截面積,m2;vp—活塞運動的速度,m/s。

根據液壓流體力學理論[12],按小孔類型的不同,液體流經小孔時的流量可分為3種情況,即薄壁小孔、細長孔和短孔。

筆者研究的閉門器其阻尼孔的通流深度l與孔徑d之比滿足0.5

(2)

式中:q—流經短孔的流量,m3/s;Cq—流量系數,在阻尼力計算中通常取0.62～0.63;At—阻尼孔截面積,m2;Δp—阻尼孔兩端壓差,MPa;ρ—液壓油密度,kg/m3。

閉門器節流閥縫隙為帶有一定錐度的環形縫隙,由于通過縫隙的流量較小,此處可簡化為環形平面縫隙。

流經縫隙的流量為[13]:

(3)

式中:h—閥芯和閥體之間的縫隙寬度,m;μ—油液動力黏度,Pa·s;d—閥芯直徑,m;Δp—截流縫隙兩端壓差,MPa;

2 不同位置段時速度與阻尼力關系

門在自動閉合的過程中,根據閉門器內部柱塞的位置主要可分為3個階段:

(1)柱塞位于阻尼孔1和節流閥1之間,此時油液從節流閥2和阻尼孔1,2流出柱塞左腔,再從節流閥1流回柱塞右腔;

(2)柱塞位于阻尼孔1處,此時阻尼孔1被柱塞堵住油液從節流閥2和阻尼孔2流入管道,再從節流閥1流回柱塞腔;

(3)活塞運動至兩阻尼孔處,此時兩阻尼孔均被柱塞堵住,油液從節流閥2流入管道,再從節流閥1流回柱塞腔。

筆者分別分析這3種狀況下柱塞截面所受壓力和柱塞運動速度的關系,由此分析在各種關門速度下柱塞所受阻尼力。

閉門器建模過程中,所需的參數主要分為兩類:(1)結構參數,如阻尼孔的直徑等(可以通過對實物的測量得到);(2)特性參數,如液壓油密度等(可以通過查閱資料或根據廠家提供的參數獲得)。其中,油液密度ρ=870.6 kg/m3,油液動力黏度μ=0.025 Pa·s。

閉門器液壓元件參數如表1所示。

表1 閉門器液壓元件參數值

2.1 柱塞位于阻尼孔1和節流閥1之間時的壓力

當柱塞位于阻尼孔1和節流閥1之間時,此時的柱塞位置如圖2所示。

圖2 柱塞運動位置示意圖1

油液從節流閥2和阻尼孔1、2流入管道,再從節流閥1流回柱塞腔,流出和流入柱塞腔的油液流量相等,即:

(4)

(5)

q=ApVp

(6)

以上三式聯立,可得齒軸在此位置段時的速度與阻尼力的關系:

(7)

式中:h1—節流閥1閥芯與閥套之間的縫隙高度,m;h2—節流閥2閥芯與閥套之間的縫隙高度,m;d—閥芯直徑,m;

采用MATLAB輔助計算,筆者得到了該位置段時柱塞速度與所受壓力的關系曲線,如圖3所示。

圖3 柱塞速度與所受壓力關系曲線1

2.2 柱塞位于阻尼孔1處的壓力

此時的柱塞位置如圖4所示。

圖4 柱塞運動位置示意圖2

阻尼孔1被柱塞堵住,油液從節流閥2和阻尼孔2流入管道,再從節流閥1流回柱塞腔,流出和流入柱塞腔的油液流量相等,即:

(8)

(9)

q=ApVp

(10)

以上三式聯立,可得齒軸在該位置段時的速度與阻尼力的關系:

(11)

利用MATLAB輔助計算,筆者得到該位置段時柱塞速度與所受壓力的關系曲線,如圖5所示。

圖5 柱塞速度與所受壓力關系曲線2

2.3 柱塞運動至兩阻尼孔處的壓力

此時的柱塞位置如圖6所示。

圖6 柱塞運動位置示意圖3

油液從節流閥2流入管道,再從節流閥1流回柱塞腔,流出和流入柱塞腔的油液流量相等,即:

(12)

(13)

q=ApVp

(14)

以上三式聯立,可得齒軸在該位置段時的速度與阻尼力的關系:

(15)

利用MATLAB輔助計算,筆者得到該位置段時柱塞速度與所受壓力的關系曲線,如圖7所示。

圖7 柱塞速度與所受壓力關系曲線3

3 阻尼元件流場仿真

采用Fluent軟件,筆者建立閉門器內部流道模型[14],并在柱塞運動至不同位置時,基于流場仿真得到了閉門器流道的壓力云圖和速度流線圖。

為保證計算結果的準確性,同時縮短計算時間,筆者對于阻尼孔、節流閥采用較細化的網格,而對結果影響不大的部分采用密度稍大的網格[15]。

柱塞位于阻尼孔1和節流閥1之間時,閉門器的內部壓力如圖8所示。

圖8 柱塞位于阻尼孔1和節流閥1之間的壓力云圖

此時油液從節流閥2和兩阻尼孔流出左腔,從節流閥1流入右腔,此時柱塞兩邊的壓力差為0.04 MPa。

柱塞位于阻尼孔1處時,閉門器的內部壓力如圖9所示。

圖9 柱塞位于阻尼孔1處的壓力云圖

此時油液從節流閥2和阻尼孔1流出左腔,從節流閥1流入右腔,此時柱塞兩邊的壓力差為0.029 MPa。

柱塞運動至兩阻尼孔處時,閉門器內部壓力如圖10所示。

圖10 柱塞運動至兩阻尼孔處的壓力云圖

此時油液從節流閥2流出左腔,從節流閥1流入右腔,此時柱塞兩邊的壓力差為0.017 MPa。

4 試驗及結果分析

閉門器實際安裝如圖11所示。

圖11 閉門器安裝示意圖

通過計算可知,當門的開度為120°～150°時,柱塞位于阻尼孔1和節流閥1之間;當門的開度為70°～90°時,柱塞位于阻尼孔1處;當門的開度為16°～53°時,柱塞運動至兩阻尼孔處。

筆者把門扇打開到最大開度后,使其自動關閉,測量關門過程中門扇經過幾個固定角度所需要的時間,通過計算將門轉動的角度換算為柱塞齒條移動的距離,由此計算出柱塞齒條在不同位置的移動速度,如表2所示。

表2 試驗的關門速度

筆者將柱塞處于不同位置時的運動速度代入柱塞齒軸處于不同位置段時的速度與阻尼力關系曲線中,可以得到:當柱塞位于阻尼孔1和節流閥1之間時,柱塞兩邊壓差約為0.048 MPa;當柱塞位于阻尼孔1處時,柱塞兩邊壓差為0.03 MPa;當柱塞運動至兩阻尼孔處時,柱塞兩邊壓差為0.015 MPa。

考慮到模型簡化造成的誤差,由此可見,計算結果和流場仿真結果相近,能反映閉門器實際工作狀況。

筆者測量每隔5°時的開門力和關門力,測量結果如表3所示。

表3 試驗的開關門力

筆者選取柱塞位于阻尼孔1和節流閥1之間、位于阻尼孔1處和位于兩阻尼孔中間這3處位置,對比實際關門力和理論關門力,結果如表4所示。

表4 試驗關門力和理論關門力

由表4可知,試驗結果、數學計算和流場仿真結果基本吻合,由于在閉門器復位過程建模時對結構的適當簡化,忽略了柱塞齒條和筒壁之間的縫隙、油液壓縮等因素的影響,仿真得到的關門力和試驗測得的關門力相比有一定的誤差。

5 結束語

針對某型號液壓閉門器的壽命測試合格率低的問題,筆者對該閉門器工作時柱塞所受阻尼力進行了理論計算、仿真分析和試驗測試研究;首先應用流體力學理論,推導出了液壓元件阻尼力的計算公式,建立了和柱塞行程相關的閉門器阻尼力數學模型;運用ANSYSFluent分析閉門器流道模型,得到了流道內部壓力變化及主要受力點,通過試驗臺試驗數據和軟件仿真結果的對比,對數學模型進行了驗證。

研究結果表明:

(1)數學計算和Fluent仿真所得柱塞兩端壓力差誤差為0.001 MPa～0.008 MPa;

(2)理論關門力和實際關門力誤差為2.6 N～3.5 N;

(3)試驗結果、數學計算和流場仿真結果基本吻合,證明所建數學模型的準確可靠。

在之后的研究中,筆者將在不影響閉門器使用性能的基礎上,對阻尼孔和節流縫隙進行結構優化,以提高閉門器的可靠性。