快鍛機(jī)排液系統(tǒng)管道振動(dòng)現(xiàn)象的仿真分析

　， ， ，

(1.蘭州理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 甘肅 蘭州　730050；2.蘭州蘭石能源裝備工程研究院有限公司， 甘肅 蘭州　730050)

引言

快鍛壓機(jī)是20世紀(jì)60年代發(fā)展起來(lái)的一種新型鍛壓設(shè)備，用于鋼錠開(kāi)坯和自由鍛件的壓力加工[1]。其特點(diǎn)是動(dòng)作切換頻繁、速度快、傳動(dòng)功率和運(yùn)動(dòng)慣性大，液壓系統(tǒng)復(fù)雜?？戾憠簷C(jī)液壓系統(tǒng)由于流體瞬變而引起的液壓沖擊相當(dāng)嚴(yán)重，危害性很大[2]。管道受液流沖擊會(huì)導(dǎo)致管道振動(dòng)。

管道的振動(dòng)會(huì)使管道與附件、管道之間的連接處以及管道的焊接處等部位發(fā)生松動(dòng)， 引起管道的疲勞損傷，嚴(yán)重時(shí)會(huì)引起焊接處的開(kāi)裂，產(chǎn)生不可預(yù)估的損失。例如我國(guó)曾發(fā)生軍機(jī)輸油管道振動(dòng)破裂導(dǎo)致毀機(jī)的重大事故， 某海底輸油管道也因振動(dòng)疲勞引起環(huán)焊縫斷裂[3]。

對(duì)于快鍛壓機(jī)液壓系統(tǒng)管道振動(dòng)問(wèn)題，文獻(xiàn)[4]從改善卸荷閥閥口的開(kāi)啟曲線控制管道的振動(dòng)；文獻(xiàn)[5]通過(guò)改變管徑及比例閥主閥芯的開(kāi)啟快慢來(lái)改善管道的振動(dòng)。本研究針對(duì)快鍛壓機(jī)排液系統(tǒng)中管道振動(dòng)劇烈，嚴(yán)重時(shí)導(dǎo)致開(kāi)裂的現(xiàn)象，利用AMESim軟件分析引起快鍛壓機(jī)液壓系統(tǒng)回程缸排液管道、安全閥溢流管道和快鍛壓機(jī)液壓系統(tǒng)卸荷管道振動(dòng)的原因，并提出減小管道振動(dòng)的有效措施。

1　快鍛壓機(jī)液壓系統(tǒng)分析

圖1為快鍛壓機(jī)液壓系統(tǒng)原理簡(jiǎn)圖，圖中2、3、4a、5、6a、6d、6e、12閥組成回程缸排液系統(tǒng)。

1.充液罐　2、12.二通插裝閥　3.比例節(jié)流插裝閥 4.溢流閥　5.安全閥　6.單向閥　7、8.比例節(jié)流閥 9.回程缸　10.主缸　11.比例閥　13.液壓泵圖1　快鍛壓機(jī)液壓系統(tǒng)原理簡(jiǎn)圖

一個(gè)快鍛周期內(nèi)，快鍛壓機(jī)經(jīng)過(guò)回程缸卸荷—主缸下降—主缸卸荷—回程缸回程四個(gè)階段。在快鍛過(guò)程中，主缸10由比例節(jié)流閥8控制其下行速度，回程缸通過(guò)溢流閥4a、二通插裝閥2回油；快鍛回程時(shí)，系統(tǒng)首先通過(guò)二通插裝閥12對(duì)主缸進(jìn)行卸荷，回程缸再經(jīng)比例節(jié)流閥7控制其回程速度回程，此時(shí)主缸經(jīng)比例閥11回油。

在回程缸排液系統(tǒng)中，安全閥5用于控制回程缸壓力，起到過(guò)載保護(hù)的作用；比例節(jié)流插裝閥3控制液壓機(jī)空程下降時(shí)的主缸速度。

圖2為回程缸排液系統(tǒng)管道的空間分布示意圖。由圖可知，主分配器中的油液通過(guò)排液管、溢流管和卸荷管最終經(jīng)匯流管流回充液罐。卸荷管有一處90°彎道；排液管有兩處90°彎道；溢流管有三處90°彎道，且三管道通過(guò)法蘭或焊接方式分別與匯流管、主分配器相連接。

圖2　排液系統(tǒng)管道空間分布示意圖

2　快鍛壓機(jī)排液系統(tǒng)管道振動(dòng)的仿真與分析

2.1　快鍛壓機(jī)排液系統(tǒng)AMESim仿真模型

圖3為快鍛壓機(jī)排液系統(tǒng)AMESim模型。該模型中的液壓元件是根據(jù)其結(jié)構(gòu)及原理應(yīng)用AMESim中HCD庫(kù)建立的。模型中，液壓缸1等效代替原理圖中的2個(gè)回程缸；卸荷閥7簡(jiǎn)化為開(kāi)關(guān)閥。

快鍛壓機(jī)快鍛頻率為80次/min，快鍛行程為25 mm， 壓下量為5 mm，系統(tǒng)壓力為31.5 MPa，充液罐壓力為0.3 MPa，液壓油密度為850 kg/m3，運(yùn)動(dòng)黏度為8×10-5m2/s，回程缸有效作用面積為108.173 cm2，步長(zhǎng)為0.0001 s。

1.回程缸　2.安全閥　3.比例節(jié)流插裝閥　4.溢流閥　5.排液閥(二通插裝閥)　6.液壓泵　7.卸荷閥 8.排液管道　9.卸荷管道　10.溢流管道　11.匯流管道　12.充液罐圖3　快鍛壓機(jī)排液系統(tǒng)AMESim模型

在快鍛壓機(jī)中，主缸與回程缸剛性連接，回程缸與主缸運(yùn)動(dòng)速度相同，在建立回程缸1的模型時(shí)，信號(hào)源設(shè)置為主缸下行時(shí)的運(yùn)動(dòng)速度，即壓機(jī)的下降速度，如圖4所示。圖中0～0.4 s，壓機(jī)先加速后減速；在 0.4 s 時(shí)，壓機(jī)接觸鍛件；0.4～0.5 s，壓機(jī)對(duì)鍛件進(jìn)行鍛壓，壓機(jī)勻速運(yùn)動(dòng)；在0.5 s，壓機(jī)速度突變?yōu)榱恪?/p>

圖4　快鍛過(guò)程中壓機(jī)下行速度曲線

2.2　關(guān)鍵管道結(jié)構(gòu)參數(shù)及模型選擇

快鍛壓機(jī)排液系統(tǒng)中關(guān)鍵管道的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1　關(guān)鍵管道結(jié)構(gòu)參數(shù)

本研究針對(duì)流量、壓力參數(shù)，管道選用集中參數(shù)模型，以簡(jiǎn)化排液系統(tǒng)的AMESim模型。管道內(nèi)流體的運(yùn)動(dòng)可以獨(dú)立或同時(shí)考慮三種流體現(xiàn)象：壓縮性(壓力計(jì)算C)；阻性(壓力損失R)；慣性(波動(dòng)效應(yīng)I)。

AMESim管道模型中子模型的選擇有三個(gè)關(guān)鍵因素，以溢流管道為例計(jì)算選取管道子模型。

1) 長(zhǎng)徑比(L/D)

對(duì)于溢流管道，計(jì)算其長(zhǎng)徑比L/D=50>6，所以選取管道模型時(shí)要考慮管道摩擦。

2) 耗散數(shù)Dn

在Dn小于1時(shí)，管道考慮波動(dòng)效應(yīng)；若該值介于0.001和1之間，要考慮選用頻率相關(guān)摩擦模型。其公式為:

(1)

式中，R為管道半徑；ν為流體的運(yùn)動(dòng)黏度；c為聲音在流體中的傳播速(c為1414 m/s)。計(jì)算溢流管道耗散數(shù)Dn為0.000189<0.001，考慮管道的波動(dòng)效應(yīng)。

3) 管道中波沿管道傳輸時(shí)間(Twave)

波沿管道的傳輸時(shí)間Twave的計(jì)算公式如下：

(2)

溢流管道中波沿管道的傳輸時(shí)間Twave為0.00212 s大于仿真設(shè)定的時(shí)間步長(zhǎng)0.0001 s，考慮管道的波動(dòng)效應(yīng)。

綜合以上計(jì)算，溢流管道內(nèi)要考慮三種流體現(xiàn)象，所以選取集中參數(shù)子模型HL04(C-IR)。同理計(jì)算選取卸荷管道、排液管道的子模型為HL04(C-IR)。

2.3　系統(tǒng)仿真結(jié)果分析

設(shè)置仿真時(shí)間為0.75 s，即一個(gè)快鍛周期。通過(guò)仿真計(jì)算，分析排液管道、溢流管道以及卸荷管道內(nèi)流量壓力的變化規(guī)律。

1) 排液管道流量壓力變化

圖5為一個(gè)快鍛周期內(nèi)，排液管道內(nèi)流量、壓力變化曲線。

圖5　排液管道流量壓力變化

當(dāng)壓機(jī)速度達(dá)到最大值時(shí)(t=0.3 s)，排液管道內(nèi)流量由-2496.9 L/min增大為3294.74 L/min，對(duì)應(yīng)壓力值由-0.062 MPa迅速上升到8.98 MPa。主缸在下降時(shí)，主缸先加速后減速(見(jiàn)圖4)，故在t=0.3 s時(shí)，加速度會(huì)發(fā)生突變，回程缸活塞受力方向瞬間反向，回程缸內(nèi)壓力迅速減小，排液管道內(nèi)油液倒流，流量減小至-2496.9 L/min。主缸繼續(xù)下降，壓縮回程缸中油液，回程缸壓力增加，造成油液從回程缸快速排出，管道內(nèi)流量增大至3294.74 L/min。管道內(nèi)油液反復(fù)倒流和排出，引起管道內(nèi)液流沖擊，從而引起管道內(nèi)較大的壓力波動(dòng)。

在t=0.542 s時(shí)，管道內(nèi)產(chǎn)生較大的流量波動(dòng)，正負(fù)峰值分別為3892.15 L/min、-3537.08 L/min。壓機(jī)下降0.5 s后，回程缸運(yùn)動(dòng)速度降為零，排液閥迅速關(guān)閉，造成排液管道內(nèi)流量反復(fù)減小和增大。在t=0.542 s流量由最大負(fù)值瞬間變?yōu)樽畲笳禃r(shí)，造成較大的液流沖擊，使管道內(nèi)的壓力瞬間升高，壓力最高可達(dá)12.79 MPa。

2) 卸荷管道流量壓力變化

圖6為系統(tǒng)卸荷時(shí)，卸荷管道內(nèi)及卸荷閥閥口的流量、壓力變化曲線。

圖6　卸荷管道流量壓力變化

在t=0 s和t=0.5 s時(shí)，卸荷閥開(kāi)啟，閥口流量迅速增大，卸荷管道內(nèi)的流量產(chǎn)生較大波動(dòng)，最大峰值達(dá)到5595.33 L/min，且管道內(nèi)產(chǎn)生流量震蕩現(xiàn)象。在卸荷閥開(kāi)啟時(shí)，系統(tǒng)迅速卸荷，導(dǎo)致卸荷管道內(nèi)流量瞬間增大，造成管道內(nèi)較大的液流沖擊，引起管道內(nèi)壓力波動(dòng)，其壓力最大峰值達(dá)到18.23 MPa。

在t=0.3 s時(shí)，流量產(chǎn)生波動(dòng)，流量由-2274.23 L/min增大到2843.5 L/min，造成管道內(nèi)液流沖擊，最大沖擊壓力達(dá)到21.65 MPa。這是由于卸荷管道與排液管道相連接，排液管道內(nèi)的流量波動(dòng)會(huì)引起卸荷管道內(nèi)的流量變化。

3) 溢流管道流量壓力變化

圖7為溢流管道流量、壓力變化曲線，這是在安全閥未起作用情況下的仿真結(jié)果。

圖7　溢流管道流量壓力變化

溢流管道與排液管道、卸荷管道匯流回油(見(jiàn)圖2)。在安全閥不開(kāi)啟的情況下，t=0.5 s時(shí)，由于排液閥的關(guān)閉，使得排液管道內(nèi)油液產(chǎn)生倒流，從而溢流管道內(nèi)的油液也會(huì)倒流，其流量值為-3927.06 L/min；又因卸荷閥迅速開(kāi)啟，整個(gè)相連接的管道內(nèi)注入大量油液，使得溢流管道內(nèi)流量迅速增加，其峰值達(dá)到3277.22 L/min。流量的迅速增大，造成了管道內(nèi)較大的液流沖擊，使管道內(nèi)壓力急劇增大，其峰值達(dá)到了26.62 MPa。

4) 充液罐內(nèi)流量壓力變化

圖8為一個(gè)快鍛周期內(nèi)充液罐內(nèi)流量、壓力變化曲線。

在t=0 s、t=0.3 s和t=0.5 s時(shí)，管道內(nèi)流量迅速增加后減小，此時(shí)管道內(nèi)壓力增大；流量減小為負(fù)值時(shí)，充液罐內(nèi)油液倒流，壓力減小。充液罐內(nèi)油液倒流使得溢流管道、卸荷管道、排液管道內(nèi)流量發(fā)生變化。

綜合上述分析，在壓機(jī)下降到速度最大值、系統(tǒng)卸荷、排液閥關(guān)閉時(shí)，管道內(nèi)壓力波動(dòng)較大，且溢流管道內(nèi)壓力波動(dòng)峰值最大為26.62 MPa。溢流管道內(nèi)流量的變化是由卸荷管道、排液管道、充液罐內(nèi)流量的變化引起的，尤其與卸荷管道流量變化密切相關(guān)。管道內(nèi)流量的變化，引起管道壓力沖擊。

圖8　充液罐流量壓力變化

3　減小管道振動(dòng)措施

基于以上分析，溢流管內(nèi)流量的波動(dòng)是由于卸荷管道、排液管道、充液罐內(nèi)流量的變化而引起的，尤其與卸荷管道內(nèi)流量變化密不可分，故避免卸荷管道對(duì)溢流管道的干擾，能減小溢流管道內(nèi)流量、壓力波動(dòng)，從而改善溢流管道的振動(dòng)。

圖9為卸荷管道在其單獨(dú)回油和匯流回油時(shí)管道內(nèi)壓力曲線。卸荷管道單獨(dú)回油時(shí)， 卸荷管道內(nèi)最大壓力峰值為22.52 MPa， 與匯流回油時(shí)的最大壓力峰值21.65 MPa相差不大，但是單獨(dú)回油時(shí)，卸荷管道受壓力沖擊的次數(shù)為5次，明顯小于匯流回油時(shí)所受壓力沖擊次數(shù)。

圖9　卸荷管道壓力曲線

圖10、圖11分別為溢流管道和卸荷管道在卸荷管道單獨(dú)回油和匯流回油時(shí)的壓力曲線。在卸荷管道單獨(dú)回油時(shí)，溢流管道和排液管道的壓力波動(dòng)峰值分別為0.8 MPa、0.72 MPa，與卸荷管道匯流回油時(shí)的壓力波動(dòng)峰值26.62 MPa、12.79 MPa相比大大減小，減小的壓力值分別為25.82 MPa、12.08 MPa。

圖10　溢流管道壓力曲線

圖11　排液管道壓力曲線

4　結(jié)論

(1) 在快鍛壓機(jī)排液系統(tǒng)中，當(dāng)排液閥快速關(guān)閉時(shí)，排液閥閥口流量發(fā)生較大的波動(dòng)，使得管道內(nèi)流量壓力變化較大，引起管道振動(dòng)；卸荷時(shí)，卸荷閥迅速打開(kāi)，釋放大量油液，對(duì)系統(tǒng)產(chǎn)生較大的液流沖擊，導(dǎo)致管道內(nèi)流量、壓力劇烈變化，引起管道的振動(dòng)。

(2) 卸荷管道單獨(dú)回油能夠消除卸荷管道對(duì)排液管道、溢流管道的干擾，大大減小了排液管道、溢流管道內(nèi)的壓力波動(dòng)，改善了管道的振動(dòng)。

參考文獻(xiàn)：

[1]韓向可，李志軍.20 MN快速鍛造液壓機(jī)液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

[J].液壓與氣動(dòng)，2011，(7)：59-60.

[2]楊軍懷，陳國(guó)清.快鍛液壓機(jī)液壓系統(tǒng)壓力沖擊的試驗(yàn)研究[J].中國(guó)機(jī)械工程，1994，5(3)：14-17.

[3]宋維源，肖挺楊，李吉.管道振動(dòng)控制技術(shù)現(xiàn)狀及展望[J].安全與環(huán)境學(xué)報(bào)，2012，(3):184-185.

[4]王麗薇，楊文一，高殿榮.大型快鍛液壓機(jī)卸壓管道振動(dòng)分析與消振措施[J]. 液壓與氣動(dòng)，2010，(10)：67-69.

[5]王栓慶，尤鵬飛，安建軍.快鍛壓機(jī)液壓系統(tǒng)管道沖擊振動(dòng)的研究[J].液壓與氣動(dòng)，2011， (4)：64-65.

[6]冀宏,程源,高俊峰,蘆光榮. 快鍛機(jī)中二通比例插裝閥內(nèi)氣蝕現(xiàn)象的流場(chǎng)解析[J]. 液壓與氣動(dòng),2013,(8):102-105.