基于Fluent高压气动驱动系统的仿真研究

， (南京理工大学 机械工程学院， 江苏 南京 210094)

引言

某高压气动驱动系统主要由储气瓶、控制阀、驱动气缸和负载组成，通过一定压力的压缩空气驱动气缸最终实现负载的高速驱动。需对该驱动系统进行仿真研究，以获得系统负载驱动特性，为驱动系统的设计提供参考。目前，对以上气动驱动系统仿真多采用集中参数方法，但该方法忽略了系统内部结构对气体流动的影响，往往误差较大；随着计算机技术的发展，CFD(Computational Fluid Dynamics，计算流体动力学)技术已经逐步成为流场仿真分析的重要手段[1]，运用CFD软件对气动元件流场仿真已有较多研究[2-6]。本研究以Fluent软件为平台，建立了包括储气罐、控制阀和气缸进气腔等在内的驱动系统三维模型，运用动网格技术对驱动系统进行数值仿真，得到系统的负载驱动特性。

1 驱动系统原理

驱动系统的组成如图1所示。驱动系统主要包括储气罐、控制阀、驱动气缸、连接管路和负载。其工作原理为：储气瓶内存储一定压力的压缩空气气体，通过控制阀来控制气瓶向气缸进气腔充气，通过气缸驱动负载，最终实现负载的高速运动；气缸的排气口被关闭，用于气缸运动末端的缓冲。

图1 驱动系统组成

2 仿真模型的建立

2.1 仿真模型

由于Fluent只能对连续流场模型进行分析，故将驱动系统的储气瓶、控制阀、驱动气缸的进气腔以及连接管路建立流场模型。如图2所示。

图2 系统仿真模型

活塞运动模型如图3所示，由受力方程表示为：

(1)

(2)

其中,m—— 活塞质量，kg

x—— 活塞位移，m

v—— 活塞运动速度，m/s

p1,p2—— 分别为进气腔和排气腔压力，Pa

A1,A2—— 分别为进气腔和排气腔有效面积，m2

C—— 滑动摩擦系数，N·s/m

Ff—— 库伦摩擦力，N

图3 气缸活塞运动模型

忽略气缸的泄漏，由排气腔的绝热能量方程可得其压力变化方程为：

(3)

V2=A2(L-x)

(4)

其中,V2—— 压气腔体积，m3

L—— 气缸行程，m

κ—— 等熵指数

p20—— 排气腔初始压力，取大气压为101325 Pa

2.2 动网格设置及UDF

储气瓶、控制阀及气缸进气腔的仿真，由于需要考虑阀芯及气缸活塞运动对流场的影响，需要应用动网格技术。Fluent提供了三种网格更新模型，即弹簧近似光滑模型(spring-based smoothing)、动态分层模型(dynamic layering)和局部重划模型(local remeshing)。根据本模型的特点选取动态层模型作为本仿真网格更新方法。控制阀及活塞的运动由其运动方程定义，即需要编制UDF函数。根据活塞运动方程，编制活塞运动方程和排气腔压力变化计算程序，进气腔压力则调用Fluent内部函数由流场内部读取[7,8]。主阀芯的运动则由拟合的主阀芯运动方程来定义。

2.3 网格划分及Fluent设置

储气瓶、控制阀及气缸进气腔的流场模型如图4所示，利用Fluent前处理软件Gambit建模并划分网格，考虑对称性，采用1/2模型。储气瓶、气缸及连接管路部分采用六面体网格，控制阀部分结构较复杂，采用适应性更强的四面体网格。模型的参数如表1所示。最终划分网格总数为154681。将控制阀芯端面和气缸活塞端面(如图5)单独设置为壁面条件，应用UDF定义其运动。湍流模型选取应用较广的标准κ-ε模型。

图4 网格划分

表1 仿真模型参数取值

图5 阀芯及活塞端面示意图

仿真计算为非定常，设置储气瓶的初始状态为仿真计算的初始条件，利用Fluent中的Patch功能对储气瓶区域设置初始压力，温度等参数，其它区域则按常态处理。

3 仿真结果及分析

3.1 仿真结果

按表1参数建立仿真模型，仿真计算120 ms可得不同时刻流场压力云图和速度云图如图6和图7所示。可以看出，随着时间的变化，活塞的运动使得进气腔的体积不断增大。运用Fluent动网格技术可以模拟气缸进气腔流场形状随活塞运动的变化情况。

图6 不同时刻流场压力云图

图7 仿真区域内速度云图

气缸活塞速度曲线和进/排气腔的压力变化曲线如图8所示。在3 MPa初始压力下，活塞运动0.6 m速度可达9.35 m/s。排气腔的压力增长较为缓慢，对活塞运动的阻碍作用较小。

图8 活塞速度及进/排气腔压力变化曲线

3.2 影响因素分析

1) 气瓶初始压力的影响

图9为在表1参数基础上，改变储气瓶初始压力分别为1.6 MPa和5 MPa时，气缸活塞运动特性。驱动系统的负载加速性能受初始压力的影响较大，随着初始压力的升高，负载驱动能力不断增强，5 MPa时0.6 m的加速行程，负载速度可达12.96 m/s。

图9 不同初始压力下活塞速度位移曲线

2) 控制阀通径的影响

控制阀通径的大小影响控制阀的流通能力，即影响进气腔的充气流量。图10为5 MPa压力下控制阀通径分别为6 mm、8 mm和10 mm情况下，气缸活塞速度曲线。可以看出6 mm和8 mm通径情况下，活塞后程加速能力较弱，特别是在6 mm通径时后程出现减速现象。主要原因为阀的通径太小，流量较小，进气腔的体积增大使得进气腔压力下降，造成驱动力不足。

图10 不同控制阀通径下活塞速度位移曲线

3) 气缸直径的影响

在3 MPa初始压力下，分别改变驱动气缸的缸径为63 mm和80 mm，得到活塞速度位移曲线如图11所示。缸径由40 mm增大为63 mm时，驱动能力明显增加；而缸径继续增大至80 mm时，驱动能力反而略有下降，分析主要原因为，缸径的增大，带来驱动力的增大，然而大的缸径带来大的空气流量需求，在阀的通径不变的情况下，缸径增大同时，进气腔的压力也随之下降，因而并不能有效增大驱动力。故驱动系统的阀通径及缸径要合理选择，相互配合，才能达到增大驱动能力的目的。

图11 不同缸径下活塞速度位移曲线

4 结论

本研究建立了由储气瓶、 控制阀和驱动气缸组成的驱动系统的三维模型，运用Fluent仿真软件，结合动网格技术及UDF实现高压气动驱动系统的动态仿真。通过改变储气瓶初始压力、控制阀通径及气缸直径等参数，得到不同参数条件下驱动系统的负载驱动特性，分析了各参数对驱动系统驱动能力的影响。仿真结果表明：为获得较高负载驱动能力，需增大储气瓶压力以及合理配置控制阀通径和驱动气缸缸径。仿真结果为驱动系统的设计提供了参考依据。

参考文献：

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