基于Fluent高壓氣動驅動系統的仿真研究

， (南京理工大學 機械工程學院， 江蘇 南京 210094)

引言

某高壓氣動驅動系統主要由儲氣瓶、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。需對該驅動系統進行仿真研究，以獲得系統負載驅動特性，為驅動系統的設計提供參考。目前，對以上氣動驅動系統仿真多采用集中參數方法，但該方法忽略了系統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三維模型，運用動網格技術對驅動系統進行數值仿真，得到系統的負載驅動特性。

1 驅動系統原理

驅動系統的組成如圖1所示。驅動系統主要包括儲氣罐、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 驅動系統組成

2 仿真模型的建立

2.1 仿真模型

由于Fluent只能對連續流場模型進行分析，故將驅動系統的儲氣瓶、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

2.2 動網格設置及UDF

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層模型作為本仿真網格更新方法。控制閥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。

2.3 網格劃分及Fluent設置

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為仿真計算的初始條件，利用Fluent中的Patch功能對儲氣瓶區域設置初始壓力，溫度等參數，其它區域則按常態處理。

3 仿真結果及分析

3.1 仿真結果

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

3.2 影響因素分析

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

4 結論

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的動態仿真。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的負載驅動特性，分析了各參數對驅動系統驅動能力的影響。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的設計提供了參考依據。

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