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缓冲制动
中图分类号:
TH137.3文献标识码:
A文章编号:
l672—8904(2010)01—0017-004引言
液压阻尼器是一种用来延长负载作用时间,限
制负载速度,位移,以及吸收并转化能量的装置.在
诸多高速液压系统中,液压缸活塞或者被执行件运
行速度往往高达十几米/秒,这样就会产生强大的冲
击压力,噪声,甚至机械碰撞,所以在结束运动前必须做适当的缓冲和制动,以使系统工作平稳,避免强烈撞击和振动,从而防止损坏传动部件,降低噪声,提高系统的工作性能和寿命l11.
缓冲方式通常有:
弹簧缓冲,动缓冲,主动控制伺服阀和被动控制阻尼器等.其中弹簧缓冲将不可避免反弹现象,并产生持续振荡,总体制动时间长;
气动缓冲和主动缓冲,伺服阀功率较低;
阻尼器被动缓冲吸收能量大,缓冲过程平稳,且无反弹现象,因此得到了广泛应用l2.但传统的被动缓冲阻尼器仅可用来实现制动,不具有对制动波形和制动时间的可控性,因此在某些特殊情况下不能满足制动要求.尤其在日益发展的军事领域,为了模拟真实的爆炸环境,产品试验中的严酷度不断提高.因此,对缓冲制动装置提出了愈来愈高的要求,要求缓冲阻尼装置有足够大的制动功率,还要求可实现对制动波形的可控性.基于此,本文设计了一种新型的盘状间隙结构液压阻尼器,通过调节盘状间隙通道及相关结构参数,实现对制动波形和制动时间的可控性,从而满足不同应用场合的需要.
1盘状间隙结构液压阻尼器原理
盘状问隙结构液压阻尼器结构示意如图1所收稿日期:
2009—11—30
作者简介:
谢龙,男,l978年出生,本利.学历.(c)
图1盘状间隙结构液压阻尼器结构示意图1一活塞杆;
2-调节螺钉;
3-缓冲环;
4一内缸筒;
5-通孔;
6一活塞;
7-缸底;
8-油缸;
9-单通阀;
10一外缸筒;
l1一活塞腔;
12-盘状间隙通道;
13-缸盖;
l4一被制动件;
15一锐
缘节流口;
16一环形泄露间隙
示,阻尼器(或者缓冲器)内的油液通道有:
?
活塞6与缓冲环3问的锐缘通道,?
阻尼缸上端的盘状间隙通道l2.阻尼缸活塞杆l和被制动件14刚性联结,活塞6进人缓冲环3前,活塞6与缓冲环3之18流体秸动与控副2010年第1期
间形成锐缘节流口15(图lb),流体经过锐缘节流口15和盘状间隙通道12流出;
当活塞6进入缓冲环3后,活塞6和缓冲环3之间形成环形缝隙通道l6,锐缘节流面积突然缩小为环形缝隙面积,流体经过环形缝隙l6和盘状间隙通道12流出(图1c).此时,液压阻尼器活塞腔11内的压力迅速升高,给活塞一个向下的作用力,该作用力迫使被制动件减速运动,直至停止运动.由于环形缝隙16加工好后,面积较难变化,通过调节盘状间隙通道12的间隙高度h,使液压阻尼器适应不同被制动件质量,不同初始速度的要求.
2数学模型[8,
以制动开始为坐标零点,建立液压阻尼器数学模型.假设:
不考虑介质重力和液压阻尼器内的摩擦力,?
忽略介质温度变化引起的黏度变化.2.1流量方程
活塞运动引起的总流量:
Q=1耵(D
1
2
-
Dz2)Xp
(1)
式中,D为阻尼缸活塞直径,D.为活塞杆直径,‰
为阻尼缸速度.
活塞与缓冲环间形成锐缘节流流量为
Ql=Cd'
rrDl(fl-Xp)~,/2A
p
pl
=订叫,)~/2App
式中,为流量系数,取Cd=0.69;
p为局部阻力损失;
为作用在阻尼缸活塞杆腔的流体压力;
P为油液密度,取p=850Kg/m;
Z为活塞离缓冲环的初始距离,取f=6mm;
xp为阻尼缸位移,xp&
lt;
l.通过活塞与缓冲环的缝隙泄漏为
Qm=,rrD16o3
pm—
wDiSo(3)
式中,为油液粘度,取=0.03Pa?
s,6.为活塞与缓冲环半径方向上的缝隙宽度.
由于油液的压缩性引起的流量
=?
式中,A为阻尼缸有效作用面积,A=4w(Dl2-Dz2);
为缓冲环最大行程,取L=200mm;
为油液体积弹性模量fPa).
2.2压力损失方程
液体缓冲过程中的压力损失主要有突缩损失和沿程损失两部分组成.由于活塞运动速度较快,缝隙和盘状间隙的流动均为紊流,突缩损失为主要损失,由于面积突缩引起的压力损失为
=
式中:
s为阻力系数,=(1一鲁);
为收缩截面处介质近似流速,:
;
为盘状间隙横截面积.‰
盘形间隙的沿程损失[9】为
2=—
6tzGln(D
广
JD3)(6)
式中,为缓冲环端面直径.
2.3流量连续性方程和力平衡方程
第一阶段,活塞进入缓冲环前(图1(a))时的流量连续性方程:
'
Q-Q,一=Qp(7)
式中,Q为通过盘状缝隙的液体流量,Q为通过活塞与缓冲环间缝隙的液体流量,Q.为压缩流量.活塞的力平衡方程:
p+Mg=M~p=Ma(8)
PP=?
p1=?
.+ap(9)
式中,为阻尼缸上的等效质量,g为重力加速度,a为活塞运动加速度.
第二阶段,当活塞进入缓冲环后(图1b),流体的主通道为盘状间隙出流,小部分经柱塞与缓冲环形成问隙泄漏.流量连续性方程:
Q—Qm—Qfp=Q(10)
式中,Q为通过盘状间隙的流量,Q为活塞与缓冲环问的缝隙泄露流量,Q.为液体压缩流量.活塞的力平衡方程:
pP+Mg=Mxp=Ma(11)pp=pm=p~+pfpl(12)
3仿真结果及分析
3.1盘状结构阻尼器仿真参数表
根据上述数学模型,利用MATLAB软件,对质量为2.5吨,初始速度为4.67m/s的惯性质量进行制动仿真,仿真参数见表1.
3.2仿真结果及分析
2010年1月苗中华等:
一种新型液压阻尼器设计,建模与仿真19表1盘状结构液压阻尼器仿真参数表
活塞直径D(mm)320缓冲前初始距离l.flqlm)3活塞杆直径Dram)200等效质量M(kg)2500缓冲环端面直径D(mm)200油液黏度(Pa?
S)0.03油液体积弹性模量(Pa)0.7×
10油液密度Pfkg/m3)850南图2可知:
制动前期,被制动件初始速度较
高,阻尼器的排出流量较大,流体出流速度较高,阻尼器内的压力较高,故作用在活塞上的力较大.因此加速度波形呈现不对称性,制动前期,加速度曲线斜率较大,变化较快;
制动后期,加速度曲线斜率较小,变化较慢(图2a).相应地被制动件在制动初期速度迅速降低,后期速度变化缓慢(图2b).液压缓冲器的强度设计在工程实现范围内.因此液压缓冲器可实现高能量的瞬间制动,为研究大质量件的抗冲击性能提供了理论依据.
定义加速度最大值的绝对值为加速度峰值,速度降为0时的时问为波形脉宽.间隙为0.5mill时,加速度峰值达53.5g,脉宽为18.5ms,制动位移为30mm.其他条件不变时,盘状间隙增大,加速度峰初速度v0:
467m,5,间隙(h)对加速度的影响一初速度VO=467m/s间隙(h)对速度的
影响
!
芝嚣羹0=一
交一h=O5mm一转h=06mm一…h07mm
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啭趣%*
(a)盘状间隙对加速度的影响(b)盘状间隙对速度的影响
图2花接木盘状间隙对液压阻尼器的性能影响曲线
初速度V0:
467m/s,间隙(h)对压力的影响初速度V067m/s,间隐h05ram-60对速度
的影响
【
…
\一h=05rnm…h=O6mml……h07mm;
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}
一6O0tSmm…6口020mm…6口025mm,
0i豁
20253O354o(a)泄漏缝隙对加速度的影响(b)泄漏缝隙对速度的影响
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流体铱与控到2010年第1期
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20ram龟Jc_l50025ram一…,
富
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型
30
I
一h=O5m[13-?
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h=07mm
i
...一05{0{52025303540时间/时问,n1s
(c)泄漏缝隙对力的影响(d)泄漏缝隙对位移的影响图3环形泄露缝隙对液压阻尼器的性能影响曲线值减小,脉宽增大,波形器内压力降低.通过调节盘状间隙大小,可实现制动波形的可控性.同理由图3可知泄漏缝隙对阻尼特性的影响:
其他条件不变时,泄漏缝隙越大,加速度峰值减小,制动时问增加,宽增大,波形器内压力降低,被制动件位移增加.总之,调整盘状问隙和环形泄漏缝隙大小,均可调整制动波形,满足不同条件的要求.由于环形泄漏缝隙加工好后调节困难,因此实际常采用凋整盘状间隙大小的方法调整波形,使其满足使用要求.4结论
本文讲述了盘状间隙结构液压阻尼器的工作原理,并建立了数学模型.数字仿真结果结果表明:
(1)新型液压阻尼器可制动的功率大,制动时间
短.当被制动件质量为2500kg,初始速度为4.67m/s时,制动时间可达20Ins左右.此时液压阻尼器内部的最高压力约为26.7MPa.该结果为大质量件的制动提供了理论依据.
(2)新型液压阻尼器不仅可以实现动力制动,而
且还可实现制动波形的可控性.盘状间隙和环形泄漏缝隙均是可调整的因素.减小盘状间隙和环形泄漏缝隙,均可提高制动加速度,缩短制动时间,减少制动位移,但L太】环形泄漏缝隙加好后不易调节,常通过调整盘状间隙大小来实现波形调节,使其满足制动要求.
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