, (南京理工大學 機械工程學院, 江蘇 南京 210094)
某高壓氣動驅動系統(tǒng)主要由儲氣瓶、控制閥、驅動氣缸和負載組成,通過一定壓力的壓縮空氣驅動氣缸最終實現負載的高速驅動。需對該驅動系統(tǒng)進行仿真研究,以獲得系統(tǒng)負載驅動特性,為驅動系統(tǒng)的設計提供參考。目前,對以上氣動驅動系統(tǒng)仿真多采用集中參數方法,但該方法忽略了系統(tǒng)內部結構對氣體流動的影響,往往誤差較大;隨著計算機技術的發(fā)展,CFD(Computational Fluid Dynamics,計算流體動力學)技術已經逐步成為流場仿真分析的重要手段[1],運用CFD軟件對氣動元件流場仿真已有較多研究[2-6]。本研究以Fluent軟件為平臺,建立了包括儲氣罐、控制閥和氣缸進氣腔等在內的驅動系統(tǒng)三維模型,運用動網格技術對驅動系統(tǒng)進行數值仿真,得到系統(tǒng)的負載驅動特性。
驅動系統(tǒng)的組成如圖1所示。驅動系統(tǒng)主要包括儲氣罐、控制閥、驅動氣缸、連接管路和負載。其工作原理為:儲氣瓶內存儲一定壓力的壓縮空氣氣體,通過控制閥來控制氣瓶向氣缸進氣腔充氣,通過氣缸驅動負載,最終實現負載的高速運動;氣缸的排氣口被關閉,用于氣缸運動末端的緩沖。
圖1 驅動系統(tǒng)組成
由于Fluent只能對連續(xù)流場模型進行分析,故將驅動系統(tǒng)的儲氣瓶、控制閥、驅動氣缸的進氣腔以及連接管路建立流場模型。如圖2所示。
圖2 系統(tǒng)仿真模型
活塞運動模型如圖3所示,由受力方程表示為:
(1)
(2)
其中,m—— 活塞質量,kg
x—— 活塞位移,m
v—— 活塞運動速度,m/s
p1,p2—— 分別為進氣腔和排氣腔壓力,Pa
A1,A2—— 分別為進氣腔和排氣腔有效面積,m2
C—— 滑動摩擦系數,N·s/m
Ff—— 庫倫摩擦力,N
圖3 氣缸活塞運動模型
忽略氣缸的泄漏,由排氣腔的絕熱能量方程可得其壓力變化方程為:
(3)
V2=A2(L-x)
(4)
其中,V2—— 壓氣腔體積,m3
L—— 氣缸行程,m
κ—— 等熵指數
p20—— 排氣腔初始壓力,取大氣壓為101325 Pa
儲氣瓶、控制閥及氣缸進氣腔的仿真,由于需要考慮閥芯及氣缸活塞運動對流場的影響,需要應用動網格技術。Fluent提供了三種網格更新模型,即彈簧近似光滑模型(spring-based smoothing)、動態(tài)分層模型(dynamic layering)和局部重劃模型(local remeshing)。根據本模型的特點選取動態(tài)層模型作為本仿真網格更新方法??刂崎y及活塞的運動由其運動方程定義,即需要編制UDF函數。根據活塞運動方程,編制活塞運動方程和排氣腔壓力變化計算程序,進氣腔壓力則調用Fluent內部函數由流場內部讀取[7,8]。主閥芯的運動則由擬合的主閥芯運動方程來定義。
儲氣瓶、控制閥及氣缸進氣腔的流場模型如圖4所示,利用Fluent前處理軟件Gambit建模并劃分網格,考慮對稱性,采用1/2模型。儲氣瓶、氣缸及連接管路部分采用六面體網格,控制閥部分結構較復雜,采用適應性更強的四面體網格。模型的參數如表1所示。最終劃分網格總數為154681。將控制閥芯端面和氣缸活塞端面(如圖5)單獨設置為壁面條件,應用UDF定義其運動。湍流模型選取應用較廣的標準κ-ε模型。
圖4 網格劃分
表1 仿真模型參數取值
圖5 閥芯及活塞端面示意圖
仿真計算為非定常,設置儲氣瓶的初始狀態(tài)為仿真計算的初始條件,利用Fluent中的Patch功能對儲氣瓶區(qū)域設置初始壓力,溫度等參數,其它區(qū)域則按常態(tài)處理。
按表1參數建立仿真模型,仿真計算120 ms可得不同時刻流場壓力云圖和速度云圖如圖6和圖7所示。可以看出,隨著時間的變化,活塞的運動使得進氣腔的體積不斷增大。運用Fluent動網格技術可以模擬氣缸進氣腔流場形狀隨活塞運動的變化情況。
圖6 不同時刻流場壓力云圖
圖7 仿真區(qū)域內速度云圖
氣缸活塞速度曲線和進/排氣腔的壓力變化曲線如圖8所示。在3 MPa初始壓力下,活塞運動0.6 m速度可達9.35 m/s。排氣腔的壓力增長較為緩慢,對活塞運動的阻礙作用較小。
圖8 活塞速度及進/排氣腔壓力變化曲線
1) 氣瓶初始壓力的影響
圖9為在表1參數基礎上,改變儲氣瓶初始壓力分別為1.6 MPa和5 MPa時,氣缸活塞運動特性。驅動系統(tǒng)的負載加速性能受初始壓力的影響較大,隨著初始壓力的升高,負載驅動能力不斷增強,5 MPa時0.6 m的加速行程,負載速度可達12.96 m/s。
圖9 不同初始壓力下活塞速度位移曲線
2) 控制閥通徑的影響
控制閥通徑的大小影響控制閥的流通能力,即影響進氣腔的充氣流量。圖10為5 MPa壓力下控制閥通徑分別為6 mm、8 mm和10 mm情況下,氣缸活塞速度曲線。可以看出6 mm和8 mm通徑情況下,活塞后程加速能力較弱,特別是在6 mm通徑時后程出現減速現象。主要原因為閥的通徑太小,流量較小,進氣腔的體積增大使得進氣腔壓力下降,造成驅動力不足。
圖10 不同控制閥通徑下活塞速度位移曲線
3) 氣缸直徑的影響
在3 MPa初始壓力下,分別改變驅動氣缸的缸徑為63 mm和80 mm,得到活塞速度位移曲線如圖11所示。缸徑由40 mm增大為63 mm時,驅動能力明顯增加;而缸徑繼續(xù)增大至80 mm時,驅動能力反而略有下降,分析主要原因為,缸徑的增大,帶來驅動力的增大,然而大的缸徑帶來大的空氣流量需求,在閥的通徑不變的情況下,缸徑增大同時,進氣腔的壓力也隨之下降,因而并不能有效增大驅動力。故驅動系統(tǒng)的閥通徑及缸徑要合理選擇,相互配合,才能達到增大驅動能力的目的。
圖11 不同缸徑下活塞速度位移曲線
本研究建立了由儲氣瓶、 控制閥和驅動氣缸組成的驅動系統(tǒng)的三維模型,運用Fluent仿真軟件,結合動網格技術及UDF實現高壓氣動驅動系統(tǒng)的動態(tài)仿真。通過改變儲氣瓶初始壓力、控制閥通徑及氣缸直徑等參數,得到不同參數條件下驅動系統(tǒng)的負載驅動特性,分析了各參數對驅動系統(tǒng)驅動能力的影響。仿真結果表明:為獲得較高負載驅動能力,需增大儲氣瓶壓力以及合理配置控制閥通徑和驅動氣缸缸徑。仿真結果為驅動系統(tǒng)的設計提供了參考依據。
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