液壓沖擊器內部流動特性分析

鄧 龍，楊國來， 柴紅強，楊 超，白桂香

(1.蘭州石化職業(yè)技術學院 機械工程學院，甘肅 蘭州 730060；2.蘭州理工大學 能源與動力工程學院，甘肅 蘭州 730050；3.無錫昆侖富士儀表有限公司 生產制造部，江蘇 無錫 214028)

引言

液壓沖擊器作為一種具有沖擊能量大、適應性強、安全性高等優(yōu)點的沖擊振動機械，廣泛應用于工程機械以及礦山機械等行業(yè)[1-3]。液壓沖擊器在沖擊過程中活塞和釬桿承受著巨大且頻繁變化的交變載荷，沖擊頻率最高可達10 Hz，導致系統(tǒng)內部油液流動非常復雜[4-6]。因此，實際使用沖擊器經(jīng)常出現(xiàn)活塞與換向閥運動不匹配的情況，從而導致氣蝕、反彈、閥芯卡滯及零件產生疲勞裂紋等影響沖擊器運動可靠性的問題[7-8]。馬富銀等[9]對比了液壓沖擊器CFD模擬和求解基本方程的結果；許同樂[10]研究了換向錐閥的流場特性。以上研究對沖擊器的內流場進行了簡單描述，并沒有指出氣蝕產生的原因及相關區(qū)域。

本研究基于AMESim和PumpLinx的聯(lián)合仿真技術，分析液壓沖擊器內出現(xiàn)的氣蝕問題，這對于找出沖擊器內的薄弱環(huán)節(jié)及潛在隱患，進而提高工作可靠性具有十分重要的理論和現(xiàn)實意義。

1 液壓沖擊器工作過程分析及數(shù)學模型

1.1 工作過程分析

建立液壓沖擊器工作原理簡圖，如圖1所示，活塞前腔S1始終與高壓油連通，活塞后腔S2經(jīng)換向閥與回油相接，前腔受力面積大于后腔；換向閥上腔A1與高壓油路相接，下腔A2連接缸體信號孔，其中，上腔有效作用面積小于下腔作用面積；活塞運動控制換向閥開啟與關閉，而換向閥則控制活塞后腔與高低壓油液的連通，稱這種狀態(tài)為反饋隨動；蓄能器在活塞運動中不斷充液及排液，同時還起到吸收和緩沖液壓沖擊的作用。

1.釬桿 2.活塞 3.換向閥 4.蓄能器 5.腔體 6.氮氣室圖1 液壓沖擊器工作原理簡圖

液壓沖擊器的往復運動分為3個階段，即回程加速、回程制動及沖程加速，回程與沖程階段中每個時刻下活塞及閥芯的位置狀態(tài)，如圖2所示。

在圖2中，t1時刻對應活塞回程起始位置，此時釬桿將活塞頂出緩沖腔，高壓油進入前腔推動活塞加速回程；t2時刻對應閥芯換向，即高壓油進入活塞后腔，活塞在前、后腔壓差及氮氣壓力的共同作用下減速回程的位置；t3時刻對應活塞速度減為0 m/s的位置，此后活塞進入沖程階段；t4時刻對應活塞沖程起始位置，此后在前、后腔壓力差及氮氣壓力的聯(lián)合作用下活塞加速沖程；t5時刻對應閥芯換向，同時活塞以最大速度打擊釬桿對外做功的位置，經(jīng)歷了短暫的打擊停頓后，活塞開始進入回程階段，如此循環(huán)進行往復運動，直到擊碎被擊打物；t6時刻對應釬桿擊碎巖石后活塞空打進入緩沖腔的位置。

1.2 數(shù)學模型

液壓沖擊器的工作是氣液聯(lián)合作用的復雜運動。因此，為準確反映沖擊器實際物理過程，進行如下假設[11-12]：

(1) 不考慮油液的黏溫及黏壓特性；

(2) 沖擊器內部的構件視為不變形的絕對剛體，其余元件按實際設置；

a.緩沖腔 b.信號孔圖2 不同時刻活塞與閥芯對應位置關系圖

(3) 蓄能器隔膜的質量及變形視為理想狀態(tài)；

(4) 使用定量泵進行供液；

(5) 蓄能器及氮氣腔的氣體狀態(tài)視為絕熱過程。

根據(jù)上述假設條件，得出活塞的受力平衡方程：

(1)

閥芯的受力平衡方程：

(2)

式中,m1,m2—— 活塞、閥芯質量

B1,B2—— 活塞、閥芯的黏性摩擦系數(shù)

x1,x2—— 活塞、閥芯位移

pf,pb—— 活塞前、后腔油壓

Af,Ab—— 活塞前、后腔受力面積

po,pc—— 閥芯開、關油壓

pN—— 氮氣壓力

Ao,Ac—— 閥芯開、關閥面積

AN—— 活塞在氮氣腔有效作用面積

Δp—— 閥口壓差

氮氣腔的氣體狀態(tài)方程：

(3)

VN=VN0+ΔVN

(4)

ΔVN=-ANx1

(5)

蓄能器的氣體狀態(tài)方程：

(6)

VC=VC0+ΔVC

(7)

(8)

式中，pN,pN0—— 氮氣腔工作壓力及初始壓力

pC,pC0—— 蓄能器工作壓力及初始壓力

VN,VN0，ΔVN—— 氮氣腔工作容積、初始容積及容積變化量

VC,VC0,ΔVC—— 蓄能器工作容積、初始容積及容積變化量

k—— 氣體絕熱指數(shù)，通常取1.4

Q—— 系統(tǒng)流量

T1—— 后腔排油階段末期時間

2 液壓沖擊器AMESim模型的仿真分析

2.1 AMESim模型的主要參數(shù)

根據(jù)實際結構設定所需主要參數(shù)，如表1所示。

表1 AMESim模型主要參數(shù)

2.2 AMESim模型仿真結果

基于沖擊器的運動過程，參考主機上液壓系統(tǒng)的管路布置，選擇對應液壓元件及附件的樣本參數(shù)，計算相應的液動力系數(shù)及黏性摩擦系數(shù)，根據(jù)實際建立液壓沖擊器的AMESim仿真模型[13-14]，主要由液壓執(zhí)行元件及液壓供油系統(tǒng)兩大部分構成，如圖3所示。

圖3 液壓沖擊器AMESim仿真模型

設置所有元件的相關參數(shù)、油液及氣體屬性，確定仿真時間及仿真步長(0.0001 s)并運行仿真模型，獲取活塞速度v1和閥芯速度v2，如圖4所示。

圖4 活塞和閥芯對應的速度曲線

提取圖4中對應的仿真數(shù)據(jù)，并將其導入到?jīng)_擊器內流道仿真模型中作為運動的邊界條件，從而進行流場數(shù)值模擬，提取活塞打擊過程的壓力曲線，如圖5所示。

圖5 活塞打擊過程的壓力曲線圖

由圖5可知，活塞打擊過程中出現(xiàn)壓力降到0的位置，此位置極易產生空化現(xiàn)象，進而出現(xiàn)氣蝕問題。由于AMESim模型中未添加對應的液阻，此瞬時壓力值大于實際值。

3 液壓沖擊器內流道的仿真分析

3.1 三維結構

液壓沖擊器的基本結構包括沖擊機構、配油機構、蓄能器機構、執(zhí)行機構、防空打機構及其他機構(連接架、減振機構、密封系統(tǒng)、自動潤滑系統(tǒng)等)[15]，液壓沖擊器主要元件三維結構，如圖6所示。

1.釬桿 2.外襯套 3.釬桿銷 4.內襯套 5.前缸體6.活塞 7.中缸體 8.蓄能器 9.換向閥 10.后缸體圖6 液壓沖擊器三維結構示意圖

3.2 網(wǎng)格模型

利用相關軟件，在考慮油膜厚度的情況下建立沖程起始位置的內流道模型，并進行網(wǎng)格劃分，此網(wǎng)格模型結合笛卡爾網(wǎng)格和結構化動網(wǎng)格，并在不同流域(如：運動、靜止區(qū)域)之間采用MGI技術設置交界面。網(wǎng)格質量以無細碎面為目標，并對沖擊區(qū)域的網(wǎng)格進行加密。網(wǎng)格模型中活塞與缸體、閥芯與閥套之間油膜厚度分別設置為30 μm，20 μm，具體生成的網(wǎng)格模型，如圖7所示。

圖7 液壓沖擊器內流道網(wǎng)格模型

3.3 仿真參數(shù)的設置

活塞及閥芯的運動形式按照AMESim仿真結果設置，并將進油口邊界條件設為壓力入口，其值為18 MPa；回油口邊界條件設為壓力出口，其值為5 MPa。

確定湍流流動特征，選擇湍流模型為標準k-ε兩方程模型，選擇空化模型為平衡溶解氣體模型，離散化方法選擇有限體積法，流動介質選取46#礦物油，其理化性質如表2所示。

表2 46#礦物油介質屬性

4 計算結果與討論

4.1 網(wǎng)格無關性驗證

網(wǎng)格無關性驗證，即驗證網(wǎng)格節(jié)點數(shù)量及網(wǎng)格質量是否對計算結果的準確度產生影響。本研究所采用網(wǎng)格模型的質量良好，因此驗證節(jié)點數(shù)量對計算結果的影響，驗證結果見表3。

表3 不同節(jié)點數(shù)下仿真結果對比

由表3可知，節(jié)點數(shù)為279.2萬及384.6萬時，出口平均流量相差了6.09 L/min，相差率為2.5%；節(jié)點數(shù)為384.6萬及531.3萬時，出口平均流量相差了0.21 L/min，相差率不到0.1%，可忽略。因此，為加快計算速度，選擇節(jié)點數(shù)為3845980的網(wǎng)格模型進行數(shù)值模擬。

4.2 內流道流場分析

1) 壓力云圖

通過數(shù)值模擬得出液壓沖擊器內部不同時刻的整體壓力云圖，如圖8所示。

圖8 單個運動周期內不同時刻的壓力云圖

由圖8可知，沖程開始時，前腔油液進入信號腔使得其油壓升高；活塞運動到0.02 s時，由于后腔容積不斷增大致使其油壓逐漸降低，同時，前腔中受壓縮油液、進油口油液及蓄能器排液全部進入后腔進行充液，確?；钊笄挥蛪壕S持在較高值；沖程進行到0.08 s時，活塞中腔軸肩即將連通低壓腔與信號腔，閥芯開始換向，換向進行了0.004 s后，閥芯完全關閉。從0.084 s到以最大速度打擊過程中，后腔容積快速擴大，而油液得不到及時補充，使得該腔油壓急劇下降，出現(xiàn)負壓，這樣會引起空穴現(xiàn)象，進一步出現(xiàn)氣蝕問題。活塞撞擊釬桿后速度瞬間降為0 m/s。至此，沖程階段完成，活塞開始回程運動。

回程開始階段，活塞在前腔高壓作用下加速回程，后腔油液則通過低壓腔全部流入回油管路；回程進行到0.162 s時，活塞加速運動使得前腔充液不足，緩沖腔及前腔油膜中的油壓逐漸衰減；0.209 s時，前腔油液內泄到信號腔，閥芯開始換向；0.219 s時，閥芯完全打開，高壓油快速進入活塞后腔，在高壓充液及活塞回程的雙重作用下后腔油壓迅速上升，出現(xiàn)短暫的壓力峰值，最高可達30 MPa，此值會破壞換向閥中的薄弱零件。活塞運動接近上死點時，氮氣被急劇壓縮，從而產生非常大的氣壓。在氣壓及后腔油壓共同作用下，活塞速度很快減為0 m/s，此時后腔油壓達到系統(tǒng)設定值。在活塞減速過程中，緩沖腔擴大的容積小于充液的體積，使得該區(qū)域油壓升高，具體表現(xiàn)在沖擊器內的油壓除回油區(qū)域外都呈現(xiàn)高壓狀態(tài)。

2) 流線圖

不同時刻下內流道整體流線圖，如圖9所示。

圖9 單個運動周期內不同時刻的流線圖

由圖9可知，沖程初始時刻，高壓油以最大可達12 m/s的速度進入活塞后腔，此時前腔中大部分油液并未開始運動；沖程進行到0.084 s時，信號腔中高壓油以大約8 m/s的速度進入低壓腔，同時閥芯開始換向，此時，進口高壓油以最高10 m/s的流速進入活塞后腔。

回程初始階段，前腔油液體積變化較小，高壓油在進油通道中以很低(約2 m/s)的速度流入前腔，同時前腔中油液以較高速度(約6 m/s)沿回程方向運動。同時，在后腔中遠離活塞邊界的油液并未被帶動而運動，這樣運動與靜止油液相互碰撞，使得后腔與換向閥交界處的流線交織。另外，由于高壓油向信號腔內泄的原因導致信號腔中出現(xiàn)了稀少的流線。

回程進行到0.215 s時，活塞速度達到最大，同時，前腔充液及后腔排液的速度同樣達到最大，為30 m/s。前腔中的油液先沖向腔體下部，之后沿活塞回程方向加速運動，因此在前腔體與進口通道的交接部位以內形成明顯的旋渦。其中，A為逆時針尺度中等的旋渦，B為順時針尺度較大的旋渦。同理，在進口與進口通道的過渡部位也出現(xiàn)了順時針尺度較小的旋渦C。此外，后腔中除壁面外的所有液體都被帶動起來，以大約8 m/s的速度流向出口通道。由于沒有阻礙作用，質點的流線非常順暢，然而信號腔中絕大多數(shù)油液仍處于靜止狀態(tài)，流線基本不存在，直至閥芯換向之后，腔體內的流體又重復上述的流動過程。

5 試驗分析

為進一步判斷仿真結果的準確性，對比了實際工作中液壓沖擊器內出現(xiàn)氣蝕的部位及嚴重程度，如圖10、圖11所示。

圖10 缸體內氣蝕位置示意圖

圖11 活塞套邊緣氣蝕位置

由圖10可知，缸體內出現(xiàn)氣蝕的位置與活塞打擊時位置完全吻合。結合圖5和圖8可知，此時活塞以最大速度撞擊釬桿，活塞邊界的油壓降至最低，甚至出現(xiàn)了負壓區(qū)域，進而出現(xiàn)空穴現(xiàn)象，進一步導致氣蝕，即打擊時的油壓為負是缸體出現(xiàn)氣蝕的根本原因。活塞套邊緣出現(xiàn)氣蝕的位置與腔體內產生旋渦的區(qū)域基本吻合，旋渦導致附近壁面的油壓非常低，進一步造成此區(qū)域出現(xiàn)空化現(xiàn)象，甚至演變成氣蝕，即活塞套周圍產生的旋渦是導致其附近氣蝕的原因。對比圖10和圖11，缸體內的氣蝕嚴重程度明顯高于活塞套，結合圖8可知，活塞打擊時的油壓明顯低于旋渦附近的油壓。

6 結論

本研究基于液壓沖擊器的工作過程準確建立了其AMESim仿真模型，結合PumpLinx軟件聯(lián)合仿真了內流道流場并進行了試驗驗證，具體得出以下結論：

(1) 缸體內出現(xiàn)氣蝕的原因是活塞以最大速度打擊釬桿時造成后腔補液不足，油壓急劇降低至負壓，后腔出現(xiàn)空穴現(xiàn)象，從而在氣體氧化腐蝕及氣泡破裂沖擊的綜合作用下出現(xiàn)氣蝕；

(2) 活塞套邊緣出現(xiàn)氣蝕的原因是大尺度的旋渦導致邊緣附近的油壓非常低，進一步造成此區(qū)域出現(xiàn)空化現(xiàn)象，進而演變成氣蝕；

(3) 區(qū)域內的油壓為負且越低時，空化現(xiàn)象越明顯，氣蝕程度越嚴重。