液压系统弹性研究.pdf
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1、液压系统弹性研究邓江涛(中国船舶集团公司第七四研究所,上海2 0 0 0 31)DENG Jiang-tao液压气动与密封/2 0 2 3年第8 期doi:10.3969/j.issn.1008-0813.2023.08.011摘要:为加深理解液压系统弹性,从实例着手分析预期与设计的出入及其原因,以及解决方法。推而广之,设计时哪些工况可以不用考虑液压系统弹性,哪些工况整体弹性必须引起足够重视,需进行理论计算。首先对液压系统弹性分解,后对每个组成进行计算,最后进行汇总。关键词:整体弹性;可压缩;超调量;波形;弹性变形;径向变形中图分类号:TH137(No.704 Research Institu
2、te of China Ship Heavy Industry Group Company,Shanghai 200031,China)Abstract:Hoping to deepen the understanding of the hydraulic system elasticity.This paper will start with an example to analyze the differenceand reason and solution between expectation and design.By a logical extension of this poin
3、t,which working conditions of hydraulic systemelasticity can not to be considered in design,and which working conditions must be paid enough attention to the overall elasticity,and neededtheoretical calculation,which first decompose the hydraulic system elasticity,and then calculate each component,a
4、nd finally summary.Key words:overall elasticity;compressible;overshoot;waveform;elastic deformation;radial deformation0引言笔者曾多次见证液压同仁因对液压系统弹性无概念,或理解不深,导致设计出来的产品与预期南北辙:如液压缸建、卸压波形不符;建、卸压时间过长或根本无法建压等等。探其原因,与液压设计师沟通得知,他们多数认为液压介质是不可压缩的、液压管道受力无径向变形、机械结构设计只需校核强度即可;少数设计师有液压可压缩这一概念,以及液压管道受力要径向变形、机械结构需进行刚度校核,但
5、奈何无整套完整的计算公式,只能想当然的估计;或者哪些工况对上述进行计算把握不住,导致该计算的工况未能进行计算。本研究将从一实例着手,分析预期与实际的出人点,探其原因,以及解决方法。推而广之,设计时哪些工况可以不用考虑液压系统弹性;哪些工况,液压系统弹性必须引起足够重视,需进行理论计算以及介绍计算步骤:首先对液压系统弹性分解,后对每个组成进行计算,最后汇总。收稿日期:2 0 2 2-0 7-15作者简介:邓江涛(19 7 5-),男,四川邻水人,工程师,大专,研究方向:总体方案设计、液压基础研究。58文献标志码:AResearch on Elasticity of Hydraulic Syste
6、m文章编号:10 0 8-0 8 13(2 0 2 3)0 8-0 0 58-0 91实例笔者见证某电动缸试验台架,其实际效果远不符预期,导致原液压原理及布管需更改后方能投入使用。图1为原电动缸试验台架液压原理及布管图。此试验台架共A,B2个加载台架,共用件1,2,3及1 6、9 12#管路。本台架供电动缸寿命试验用,件6,10通过件3分别给件7,11被测电动缸A,B提供被动加载力。件3中2 个单向阀分别起加载缸无、有杆腔补油功能、2 个溢流阀分别起加载缸无、有杆腔被动加载压力限压功能。加载台架A工作时,关闭件8,9球阀,打开件4,5球阀;加载台架B工作时,关闭件4,5球阀,打开件8,9 球阀
7、。设计预期,加载缸无、有杆腔加载压力波形如图2 所示,无、有杆腔加载力阶跃增大至溢流阀设定压力、阶跃下降至0,即矩形波。但实际加载波形如图3所示,与预期南北辙,尤其加载台架B有杆腔表现更甚。1.1波形偏差分析波形偏差主要有两点:(1)设计预期波形为矩形波,即增压、降压都是阶跃变化且加载缸一开始运动就增、降压完成,而实际波形近视为梯形波:即增压先缓慢后快速、降压先快速后Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.20236加载缸17 0/12 0-30 0 045#DN501200OOSIXONA#6#DN5012001加载台架A/7#DN5012008#DN5042005
8、71#DN50300082#DN503000231.油箱2.风冷却器3.加载阀组4.球阀15.球阀2 6.加载缸A7.被测电动缸A8.球阀39.球阀4运动方向运动方向加载缸被测缸加载缸被测缸加载缸日日00加载缸被测缸加载缸被测缸加载缸被测缸日日00缓慢,且有杆腔增压、降压所需液压缸运动行程比无杆腔的长,同时加载力相等情况下,加载台架B需要的运动行程远远大于加载台架A。增、减压运动行程需150mm,加载台架B有杆腔加载力方能从0 MPa增压到10 MPa,从10 MPa降到0 MPa;同时液压缸运动行程缩短至某值时,加载力加载不到设定值,对于行程短的被测电动缸根本无法实现试验,故根本满足不了试验
9、。(2)设计预期中无杆腔与有杆腔压力在液压缸运00SIxOSNA#611#DN32800910.加载缸B11.被测电动缸B图1原原电动缸试验台架液压原理及布管图运动方向动过程中不同时存在,而实际同时存在,有很长交集。被测缸1.2偏差原因分析日根据液压压力形成机理可知,封闭容积中液体属于弹性体,弹性体只有在发生形变时方能产生应力,然一无杆腔加载力-一有杆腔加载力运动位置图2设计预期波形图运动方向运动方向H一无杆腔加载力一-有杆腔加载力运动位置图3实际波形图12#DN32800T而液体只有体形变,也就是挤压形变,相应产生的应力就是压强。宏观地说,压强所描述的是液体的“挤压程度”。本被动加载缸无/有
10、杆腔增压/降压就是无/有杆腔液体挤压程度的体现,无/有杆腔压力变化Ap随挤运动方向压程度变化而变化,也就是随液压缸运动行程变化而日变化,式(1)为其表达式。此公式为理想化公式,只是单纯的考虑封闭容积中纯净液体的弹性模量,其他因素的弹性模量及影响,后面章节待分析。故本案例中设计预期阶跃波形无法实现。ApVE.SALVE.SALVcL+SLE。VcLL+LS式中,V一一封闭容腔的总容积,mE。一一封闭液体的弹性模量,Pa14#DN32200013#DN3280010加载缸55/35-12 0 0加载台架BE.AV11(1)59液压气动与密封/2 0 2 3年第8 期7加载缸17 0/12 0-30
11、 0 0加载台架A8OOSIXOSNA#5#DN5024006#DN5044001#DN50 x300012#DN32280011#DN3216002#DN50300000SIXOSNA#6591.油箱2.风冷却器3 6.加载阀组7.加载缸A8.被测电动缸A9.加载缸B10.被测电动缸B图4 优化后的液压原理及布管图AV一封闭腔油液压力发生p变化时,油液的体积变化量,mS液压缸受力面积,mAL液压缸增、减压运动行程,mL液压缸运动行程,m,对于无杆腔加载时,为缸底至活塞最大距离;对于有杆腔加载时,为端盖至活塞最大距离VeL管路容积,m分析式(1)可知,增、减压p相等的情况下:(1)管路容积越小
12、,所需L就越小、反之管路容积越大,所需L就越大;(2)液压缸受力面积越小,所需L就越大,反之液压缸受力面积越大,所需L就越小。式(1)很好解释实际波形近视为梯形波,以及有杆腔增压、降压所需液压缸运动行程比无杆腔的长,同时加载力相等情况下,加载台架B需要的运动行程远远大于加载台架A;液压缸初始换向运动过程中,无杆腔/有杆腔增压/降压,则此时有杆腔/无杆腔处于降压/增压过程,故无杆腔与有杆腔压力在液压缸运动过程中有一段行程是同时存在的,有很长交集。式(1)可知,当本试验台架装配、配管完成,也就是加载缸受力面积、行程、管路容积就固定下来了,则式(1)可以简化为p=KL,那么增、降压过程应该60加载缸
13、55/35-12 0 0加载台架B是一条斜线,然而实际波形为曲线,这是液压介质混人空气所致,低压时混入液压介质中空气体积很大,对液体弹性模量影响非常大,随压力的增大而缩小直至溶解于液体中,不再对液体的弹性模量产生明显的影响。1.3解决方法1.1章节中提到加载台架B有杆腔压力增压到10MPa,需要运动行程150 mm,对于行程短的被测电动缸根本无法实现试验。必须对此试验台架液压原理及管路进行优化。加载缸缸径、杆件、行程根据被测电动缸输出力及行程已经确定,无法更改,只能优化其他部分。同时根据式(1)及1.2 分析可知,减小管路容积是缩短加载缸增、减压运动行程强有力措施。加载台架B加载缸运动行程为1
14、2 0 0 mm时,根据图1计算加载台架B有杆腔有管路与管路容积为0m时其所需增、减压运动行程比为10.6(计算略);当运动行程为10 0 mm时,则有管路和管路容积为0 m时所需增、减压运动行程比为116。故非常有必要优化管路。图1件3加载阀组拆分成4 个加载阀组,分别安装在加载台架A,B的无、有杆腔油口处,如图4 所示,这样管路容积为0 m,大大缩短加载缸增、减压运动行程。10Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.2023为例阐述。2石研究液压系统弹性的意义正如第1章节所述,设计者开始未对液压系统弹性组成分析以及未进行量化计算,导致满足不了试验要求,只能进行整改
15、。如此,彰显液压系统弹性研究必要性,首先界定哪种工况的液压系统需弹性分析、哪种5工况的液压系统不需分析即可。如需分析的,先对液4压系统整体弹性进行分解,并对各组成进行计算后汇3总。虽然有些弹性因素不能完全进行理论计算,但有认知可进行估算或仿真也是可行的。从而计算封闭液体单位增量压力下所需增量容积,保证液压系统动态响应特性:工进时间、增、减压时间、压力波形、超调量、稳态误差等,计算最大压力加速度及增、减压时间,进而计算确定液压系统流量,或者先选定液压系统流量后计算液压系统整体弹性量,再对整体弹性量逐个进行分解到各弹性因素。3液压系统弹性组成根据1章节阐述,读者对液压系统弹性有了一定的理解,但正如
16、式(1)所说,那只是理想化公式,只是单纯的考虑封闭容积中纯净液体的弹性模量,还有很多因素组成未考虑进去,这些因素也是非常重要,不可或缺的。液压系统弹性由有效体积弹性及液压系统结构件弹性组成。液压系统结构件弹性形变导致液压缸压力增、减行程增加,从而致液压缸V增加,这一点是很多液压设计者往往忽略的,但又是非常关键的。3.1有效体积弹性这里需要着重说明一下,有效体积弹性模量(亦称表观体积弹性模量,简称有效弹性模量),并不等于从手册上直接查到的液体体积弹性模量的物理值,例如水的体积模量为2 10 0 MPa,矿物油的体积弹性模量范围约为14 0 0 2 10 0 MPa。如果按此来计算,其结果跟实际将
17、出人甚大,尤其是小于10 MPa的液压系统,将无指导意义。液体的体积弹性模量,由于液体内渗入了不溶解气体和包容它的固体壁面(钢管道、高压软管、阀体)的弹性而比其物理值低。在利用式(1)分析液压系统动态特性时,真正有用的并非是液体介质的体积弹性模量的物理值,而是上述因素叠加耦合的物理值,这就是所说的有效体积弹性模量。3.2液压系统结构件弹性液压系统结构件由液压执行元件如液压缸、机械受力构件、工件组成,这三者皆有弹性,这些构件的弹性最终导致液压缸受力封闭容积增大,以图5油压机211.机架2.头板3.工件4.导柱5.动板6.尾板7.液压缸图5四柱油压机简图本例液压缸的弹性包括件7 液压缸缸筒受力将轴
18、向拉伸及径向膨胀、活塞杆受力压缩。机械受力构件包括件4 导柱受力拉伸、件2 头板及件6 尾板受力将弓形变形,件5动板受力压缩,件6 工件受力压缩。4弹性计算已知液压系统弹性组成,需对各组成进行理论计算量化。有些是可以进行准确的计算,有些只能粗略的计算,有些只能通过仿真可得。4.1有效体积弹性计算工作液体的有效弹性模量可用下列近似公式估算:1-EE+E式中,E。封闭容腔的固定容器的弹性模量,PaE,一一液体体积弹性模量,PaV一液体中所含气体容积,mV一封闭容积,mEg近似为气体的绝热弹性模量,Eg=1.4p,p为液体压力,Pa现对各因素进行阐述。1)空气含量分析液体中气体容积有两种存在方式:一
19、为溶解空气,二为掺混空气。实验证明溶解于液体中的空气对液体的有效弹性模量没有什么直接影响,但溶解于液体中空气,因压力下降则又会分析出来成为掺混空气,是液体中气泡的潜伏来源。液体中掺混空气含量是一个不确定值,是由液压系统设计优劣决定。掺混空气含量这个不确定值对有效体积弹性模量影响巨大,进而影61V1(2)液压气动与密封/2 0 2 3年第8 期响对液压系统的动态特性,使液压系统弹性变小致其刚性不足,反应迟滞,并可能出现“爬行”等表现不良后果及压力各性能参数不达标。掺混空气进人液体中有两条途径:(1)主要是通过油箱和泵的吸人管道掺混入液体内,如回油管、溢流管高于液面致回油高速喷射液面产生气泡、吸人
20、管口半漏于液面或淹深很小时、吸人管道密封不严等,这些气泡被吸人泵中;(2)溶解空气流进节流口或泵的入口段,因压力下降到液体的空气分离压P。时,溶解空气将析出,以微细气泡为核心聚集成长为掺混空气。前面说到液体掺混空气含量是由液压系统设计优劣决定的,设计液压系统来减少掺混空气含量,可以从以下几方面着手:(1)可以采用我公司专利产品散热、静音液压油箱。采取图6 消泡技术,极大降低液压泵吸取液压介质中空气含量,从而增大液体有效弹性模量。液压油箱加装导流板分区:回油区、消泡过滤区、油泵吸油区,使吸油区远离回油区。液压介质经打坡口的回油管或带扩散器的回油过滤器,沿导流板四周消泡流动,经过滤网,此过滤网消泡
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