基于AMESim的船用液压阻尼器结构优化与仿真

基于AMESim的船用液压阻尼器结构优化与仿真
王琳;周盼;夏孟龙
【摘要】A large hydraulic damper used on ship is designed.We build a mathematical model of hydraulic damper according to the orifice flow calculation theory.In order to improve dynamic response effect,the structure of control valve is optimized based on optimization objective functions.We establish models of the hydraulic damper and its test-bed using the software AMESim.By comparing the simulation results of optimized design and the results of conventional design,we find the structure optimization is feasible.We do a prototype test and compare the test results with the simulation results,and the result further proves that the optimized design is effective.At the same time,we analyze the factors which make the differences between test and simulation and the reasons for the differences.The conclusion is that the combination of structure optimization design and model simulation together with prototype test is effective to obtain a shipping hydraulic damper.%利用孔口流动原理建立船用液压阻尼器的数学模型,根据模型的优化目标函数对控制阀结构进行优化设计,提高了阻尼器控制阀的闭锁响应效果;采用AMESim软件建立阻尼器及试验台的仿真模型,将优化设计与常规设计的仿真结果作对比,验证了优化设计的正确性;对优化设计结果进行实物样机试验,通过试验结果与仿真结果的对比,进一步证明了优化设计的有效性,同时分析了二者的差异及造成这些差异的原因.将结构优化设计方法、模型仿真、实物样机试验相结合,设计出满足船用要求的液压阻尼器.
【期刊名称】《液压与气动》
【年(卷),期】2018(000)006
【总页数】5页(P94-98)
【关键词】AMESim;液压阻尼器;结构优化;模型仿真;试验
【作者】王琳;周盼;夏孟龙
【作者单位】文华学院船舶与海洋工程系,湖北武汉430074;文华学院船舶与海洋
工程系,湖北武汉430074;武汉第二船舶设计研究所,湖北武汉430205
【正文语种】中文
【中图分类】TH137;U463.213
引言
液压阻尼器是一种对速度敏感的能量吸收装置，它利用液压油的粘滞特性消耗冲击、振动的能量，从而减小冲击、振动对设备的破坏效果。

液压阻尼器在核电站、建筑物抗震、机械设备抗冲击等领域有着广泛应用[1-3]。

在船舶领域中，主机、柴油发电机等大型设备通常采用隔振措施以减小设备振动向船体的传递，从而提高船舶舒适性，降低噪声指标。

采用隔振措施后，设备与基座为弹性连接方式，为了防止船舶在恶劣海况或遭受爆炸冲击时，设备发生过大位移导致轴系、管路破坏，需要在设备周围安装阻尼器，防止位移过大。

普通的液压阻尼器活塞行程较大，设计有储油腔，闭锁速度的范围也较大，而船用条件则要求液压阻尼器安装空间小、载荷大、体积小、缓冲距离短，因此需要对阻尼器进行优化设计。

首先根据船用条件对液压阻尼器结构进行改进设计，以阻尼器在闭锁速度处的灵敏度为优化目标，结合孔口流体原理公式建立约束条件，对阻尼器控制阀进行优化设计。

然后，采用AMESim液压建模仿真软件建立阻尼器模型和阻尼器试验台架模型，阻尼器模型的参数分别采用常规设计的结果和优化设计的结果，通过对比仿真结果，验证优化设计后阻尼器的闭锁响应效果。

最后，对比实物样机的试验与仿真结果，进一步验证仿真模型的正确性。

1 液压阻尼器结构设计
如图1所示是一种船舶用阻尼器结构图。

活塞将缸体分为左油腔和右油腔，活塞杆与辅助活塞杆的直径相同，当活塞移动时，从一个油腔中流出的油液可以完全进入另一个油腔，不需要设计储油腔，减小阻尼器体积。

图1 阻尼器结构图
活塞内安装有控制阀，结构如图2所示，阀芯可以在阀座内沿轴向移动，当活塞向左运动时，液压油从阀芯左侧流入，经过小孔进入环形腔，再从锥形阀口流出。

油液经过小孔和锥形阀口时，会产生压降，因此阀芯左侧压力高于右侧压力，当两侧压力差足够大时，阀芯能克服弹簧推力向右移动，将锥形阀口关闭，此时活塞的移动速度称为阻尼器闭锁速度。

阻尼器闭锁后，左右油腔流通的通道关闭，活塞无法移动，阻尼器近似为刚性支撑状态[4]。

图2 控制阀结构图
2 液压阻尼器模型
当活塞以速度v向左运动时，油液流量为：
(1)
式中， D ——活塞直径
d ——活塞杆直径
A ——阻尼器有效作用面积
油液经过阀芯小孔时，会产生压降，小孔根据长径比可以作为短孔计算，流量公式为：
(2)
式中， Cd ——流量系数
d0 ——小孔直径
n ——小孔个数
p1，p2 ——小孔前、后的油液压力
锥形阀口流量公式为:
(3)
式中， d2 ——阀座内孔直径
φ ——阀芯锥角半角
x ——阀口开度
p3 ——锥形阀口后端压力[5-6]
由此可以计算阀芯受到液压力为：
(4)
将式(1)～式(3)代入式(4)，并整理可得：
(5)
当阀芯结构形式确定后，阀芯质量与直径相关，即为了提高阀芯对速度的灵敏度，提出优化目标：
(6)
将液压阻尼器达到闭锁前看作一个稳态过程，此时锥形阀口的开度为固定值，不难得出阀芯小孔为控制阀的流通面积最小处，因此阀芯小孔处的流速最大。

根据机械设计手册中短管处或局部收缩处的推荐流速小于等于10 m/s，设置阀芯小孔的最大流速vg=9 m/s，建立不等式：
(7)
阻尼器在低于闭锁速度运动时应不提供支撑力，因此低速行走阻力应尽量小。

液压阻尼器性能参数中要求低速行走阻力应小于其额定载荷的2%，低速行走阻力主要包括滑动密封件的摩擦力以及活塞两侧压差产生的推力，前者受密封件的材质、结构形式、安装方式等影响。

前者与后者相比，可以忽略不计，只考虑活塞两侧压差产生的推力，得到：
2(p1-p3)A≤0.02peA
(8)
将式(1)～式(3)代入式(8)得：
(9)
令由于d1>d2，则0<K<1。

根据式(6)、式(7)、式(9)，并将表1所示的阻尼器主要性能参数代入，得到优化目标:
max(X1+KX2)表1 液压阻尼器主要参数名称参数数值名称参数数值额定载荷
Fe/kN1000阀芯锥角φ/(°)45额定压力pe/MPa30流量系数Cd0.8闭锁速度
vb/mm·s-15液压油密度ρ/kg·m-3900活塞直径D/mm240最大流速Vg/m·s-19活塞杆直径d/mm120阀芯小孔数n4
和约束条件：
根据约束条件得到取值范围如图3阴影部分所示，最优值选取A点，得到
X1=0.028，X2=0.118，计算得到优化设计的控制阀参数如表2所示。

图3 选取优化值与常规值
为了将优化设计的结果与常规设计结果作对比，选取了图3中的B点和C点作为常规设计的结果，B点对应X1=0.028，X2=0.06；C点对应X1=0.01，
X2=0.118。

优化设计和常规设计的控制阀参数如表2所示。

表2 优化设计与常规设计的控制阀参数A组(优化设计)阀芯外径d1/mm16阀芯小孔直径d0/mm2.5阀座内孔直径d2/mm8锥形阀口开度x/mm0.5弹簧刚度k/N·mm-120阀芯质量m/kg0.005B组(常规设计)阀芯外径d1/mm20阀芯小孔直径d0/mm2.5阀座内孔直径d2/mm12锥形阀口开度x/mm0.5弹簧刚度
k/N·mm-130阀芯质量m/kg0.007C组(常规设计)阀芯外径d1/mm16阀芯小孔直径d0/mm3.2阀座内孔直径d2mm8锥形阀口开度x/mm0.5弹簧刚度
k/N·mm-122阀芯质量m/kg0.005
3 建模仿真与试验
3.1 阻尼器仿真模型
采用AMESim软件建立阻尼器模型和液压加载试验系统模型，如图4所示。

图4 AMESim仿真模型
模型中建立了阻尼器缸体、阀芯小孔、锥形阀口、阀芯后端、阀芯质量、弹簧等模型。

阻尼器缸体采用BAP12子模型，阀芯小孔采用BHO013短孔模型，锥形阀口采用BAP025锥形滑阀模型，阀芯后端采用BAP12模型，阀芯质量采用MAS005带阻力和限位质量模型，弹簧采用SPR000A线性弹簧模型。

液压加载试验系统模型主要包括加载液压缸、换向阀、比例溢流阀、单向阀、液压
源等模型。

加载液压缸采用HJ001双出杆结构模型，液压源采用HFLOC理想恒流源模型，溢流阀用于限制加载液压缸的最大输出力，换向阀采用三位四通换向阀模型，用于控制加载液压缸的运动方向[7-8]。

3.2 优化设计结果与常规设计结果对比
根据表2中的A， B， C三组控制阀参数，采用批处理方法，得到对应的阻尼器闭锁速度仿真曲线，如图5所示。

从图中可以看出，当阻尼器速度达到290
mm/min左右时，阻尼器开始闭锁，之后速度下降直到停止，采用优化设计的阻尼器(A组)比常规设计的阻尼器(B， C组)停止所需时间更短，表明其闭锁响应效果更好。

图5 液压阻尼器闭锁速度仿真曲线
3.3 试验结果与仿真结果对比
为检验优化设计的准确性，制作了优化设计的阻尼器的实物样机进行试验，如图6所示。

图6 液压阻尼器实物样机试验
通过阻尼器试验台架对阻尼器实物样机做闭锁速度试验，得到试验曲线如图7a所示，仿真模型得到的仿真曲线如图7b所示。

对比二者可以发现仿真结果与试验结果中阻尼器速度曲线和阻尼器推力曲线的变化规律基本相同，说明优化设计是有效的。

同时，二者存在如下差异：
(1) 阻尼器在达到闭锁速度后，阻尼器实物样机的速度下降曲线滞后于仿真结果。

这是由于阻尼器实物样机达到闭锁速度时，控制阀阀芯关闭，但由于加载液压系统具有较大的惯性，无法立刻停止，导致阻尼器实物样机速度下降较慢；
(2) 阻尼器实物样机的速度曲线在速度下降至0后有一个反向速度，推力曲线在推力达到最大值后有一定的下降。

这是由于阻尼器速度降为0后，压缩腔中被压缩的油液有少量的体积膨胀，使得阻尼器反向移动。

当阻尼器推力达到最大值后，液
压加载系统中的溢流阀开启，导致推力有少量的下降。

4 结论
本研究根据阻尼器的约束条件和优化目标函数，对阻尼器结构参数进行优化设计，利用AMESim软件对优化设计的结果与常规设计的结果进行对比，对比结果表明，通过对阻尼器结构进行参数优化，能提高阻尼器的闭锁响应效果。

最后，对优化设计的阻尼器进行了实物样机试验，发现试验结果和仿真结果是吻合的，同时分析了实物样机的试验曲线与仿真曲线两者差异的原因。

图7 试验曲线与仿真曲线对比
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