液壓阻尼器結構的優化設計與仿真分析*

翁石光，王麗娟

(廈門海洋職業技術學院 航海系，福建 廈門 361012)

0 引 言

船舶主機、發電機等作為船舶重要動力設備，在工作時產生的振動及噪音較大。為此，研究人員通常采用隔振的方式來降低噪音及振動等，以免其向船體其它部位的傳播，進而提高船舶乘坐的舒適性[1]。

但是在采用隔振方式時，由于主機及發電機等大型設備與底座之間為彈性連接，為了避免惡劣海況及爆炸沖擊中，船舶軸系及管路極易因為設備的大位移而受到損壞，通常需在大型設備周圍安裝阻尼器，以限制設備的大位移[2]。

近年來，國內外研究人員對船用阻尼器進行了大量研究。這些研究內容主要包含以下兩類：(1)機械式阻尼器。其采用純機械傳動，不存在密封材料，避免了工作液的泄露；但機械式阻尼器存在著結構尺寸大、載荷范圍小、容易卡死、可靠性低等缺點[3-4]；(2)液壓式阻尼器。其低速摩擦阻尼力小、載荷范圍大、不易卡死、可靠性高；但其也存在一定的缺點，比如具有儲油室、活塞行程大、閉鎖速度范圍大等等[5]。船用液壓阻尼器需具有載荷大、安裝空間小、體積小的特點，因此需對阻尼器結構進行優化。

針對以上的問題，在對液壓阻尼器進行的優化設計過程中，筆者將閉鎖速度靈敏度作為優化目標，基于孔口流動原理建立約束條件，對阻尼器控制閥進行優化設計；同時，筆者采用AMESim建立阻尼器及試驗臺仿真模型，將優化設計與傳統設計進行仿真分析，通過仿真結果的對比驗證優化設計的閉鎖響應性；通過樣機試驗與仿真結果對比，進一步驗證優化設計的可行性。

1 液壓阻尼器結構設計

船用液壓阻尼器結構如圖1所示。

圖1 液壓阻尼器結構圖

缸體由活塞分為左、右兩腔室，當活塞軸向移動時，由于活塞桿、輔助活塞桿直徑相同，油液可由一個腔室完全流入另一個腔室[6]。因此，阻尼器無需儲油腔，減小了體積。

活塞內置控制閥結構如圖2所示。

圖2 阻尼器控制閥結構圖

活塞內置控制閥的工作原理如下：

閥芯沿軸向向左移動時，油液由阻尼器左腔室流入，通過小孔經環形腔由錐形閥口流出；此時，由于油液流經小孔及錐形孔時產生壓降，閥芯左、右部分存在壓差，當壓差增加直至克服彈簧推力時，閥芯右移，左側錐形閥口閉合，此時活塞移動速度即為阻尼器自鎖速度；阻尼器自鎖，左、右兩腔室油液停止流動，活塞靜止，阻尼器為剛性支撐。

2 阻尼器建模

當活塞以速度v沿軸向向左移動時，油液流量[7]為：

(1)

式中：D—活塞直徑；d—活塞桿直徑；A—有效作用面積。

油液經閥芯小孔產生壓降，根據長徑比，將小孔視為短孔，則流量公式為：

(2)

式中：Cd—流量系數；d0—小孔直徑；n—小孔個數；p1—小孔前油壓；p2—小孔后油壓；ρ—油液密度。

錐形閥口的油液流量公式為:

(3)

式中：φ—閥芯錐角半角；d2—閥座內控直徑；x—閥口開度；p3—錐形閥口后部壓力。

由此可得閥芯液壓力[8]為：

(4)

根據式(1～3)，對式(4)進行整理可得：

(5)

由于閥芯結構及所受液壓力確定，則閥芯質量與閥芯直徑之間關系式為：

(6)

為提高閥芯對速度的靈敏度，對式(6)進行優化，即：

(7)

視阻尼器閉鎖前的活塞移動為穩態過程，即錐形閥口開度為固定值，此時閥芯小孔處油液流通面積最小，流速最大。

由《機械設計手冊》可知，閥芯小孔處油液流速應不大于10 m/s，筆者設定其流速為9 m/s，由此可得：

(8)

阻尼器移動速度小于閉鎖速度時，無支撐力，應盡量降低移動阻力。液壓阻尼器低速移動阻力主要為活塞兩側壓差產生的推力及密封件摩擦力。由其性能參數要求可知，低速移動阻力應小于額定載荷的2%；而密封件摩擦力相較于壓差推力過小，可忽略不計。

于是活塞壓差推力可表示為：

2(p1-p3)A≤0.02peA

(9)

將式(1～3)代入式(9)可得：

(10)

阻尼器性能參數如表1所示。

表1 液壓阻尼器性能參數

在綜合考慮阻尼器性能參數的基礎上，由式(7，8，10)可得優化目標為：

max(X1+KX2)

(11)

該優化目標函數的確定，可在確保液壓阻尼器性能的基礎上，提高閉鎖速度靈敏度，減小阻尼器體積，以便于安裝和維護。

其約束條件為：

(12)

常規值與優化值的選取如圖3所示。

圖3 常規值與優化值選取

常規設計與優化設計控制閥性能參數表如表2所示。

表2 常規設計與優化設計控制閥性能參數

取最優值為點A，可得X1=0.028，X2=0.118，經計算優化，設計控制閥的參數如表2中A組所示。

為了便于常規設計與優化設計進行比較，筆者取圖3中優化目標邊界及優化目標內的B、C兩點作為常規設計結果。其中，在B點時X1=0.028，X2=0.06；在C點時X1=0.01，X2=0.118。

3 建模仿真與試驗分析

3.1 阻尼器仿真模型建立

筆者通過AMESim建立阻尼器模型及液壓加載試驗模型[9]，如圖4所示。

阻尼器仿真模型包括BAP12缸體子模型、BHO013閥芯短孔模型、BAP025錐形滑閥閥口模型、BAP12閥芯后端模型、MAS005帶限位及阻力的閥芯質量模型、SPR000A線性彈簧模型。

圖4 AMESim仿真模型

液壓加載試驗模型包括HJ001雙出桿液壓缸模型、HFLOC恒流液壓源模型、三位四通換向閥模型。系統中，加載液壓缸最大輸出力通過溢流閥進行限定，通過換向閥控制加載液壓缸移動方向。

3.2 常規設計與優化設計結果對比

通過對表2中的3組控制閥參數進行處理，筆者得到阻尼器閉鎖的速度仿真曲線，如圖5所示。

圖5 阻尼器閉鎖速度曲線

由圖5可知：當阻尼器速度達到290 mm/min時，阻尼器開始自鎖，直至停止移動，且優化設計較常規設計的閉鎖時間更短。

由此可知，通過優化設計后，阻尼器的閉鎖響應更好。

3.3 仿真結果與試驗結果對比

利用阻尼器試驗臺，筆者將所設計的阻尼器試驗樣機進行閉鎖速度試驗，得到的試驗及仿真曲線如圖6所示。

由圖6的對比結果可知：試驗與仿真結果中，推力曲線及速度曲線變化情況相似，驗證了優化設計的有效性。

二者產生差異的主要原因分析如下：

(1)達到閉鎖速度后，由于樣機試驗中控制閥關閉，液壓系統存在慣性，難以立即停止，導致試驗曲線中的速度下降曲線滯后于仿真曲線中的速度下降曲線[10-12]；

(2)阻尼器速度降為0時，壓縮腔內的壓縮油液存在體積膨脹，阻尼器反向移動；且阻尼器推力為最大值時，溢流閥打開，推力微降。因此，試驗中當速度降為0時，試驗樣機中速度曲線存在反向速度；且當推力達最大值時，推力曲線存在一定的下降趨勢。

圖6 試驗曲線與仿真曲線對比分析

4 結束語

基于孔口流動原理，筆者建立了船用液壓阻尼器的數學優化模型，通過求解得出了優化結果，完成了控制閥結構的優化設計；利用AMESim對優化設計及常規設計結果進行了對比分析；最后將優化設計應用于試驗樣機進行了試驗。

由仿真結果與試驗結果可知：對阻尼器結構參數的優化設計，可有效提高控制閥閉鎖的快速響應性，從而提高阻尼器的閉鎖響應。