超高壓水射流切割增壓器運動特性分析

通過超聲水波處理，將水壓縮到300.40ms，然后利用小噴射原理，將超標水的靜壓轉變為800.1000ms的高速動能，讓水立即成為“無限的”，并切切不同材料。與傳統的機械、火焰法、離子、激光法相比，超聲水波處理具有能耗、冷態、點壓、無障礙等特點。目前,超高壓水射流系統主要采用兩種形式的超高壓發生器:一種是超高壓柱塞泵,另外一種是液壓增壓器.超高壓柱塞泵產生的壓力稍低,主要應用于水力清洗;液壓增壓器能產生較高的壓力,主要應用于水射流切割.液壓增壓器的結構如圖1所示.液壓油從低壓缸左側進口,流入低壓腔,引起活塞的受力不均,從而帶動活塞和活塞桿一起向右運動.左側高壓腔中的水不斷膨脹,壓力急劇降低.當左側高壓腔壓力降低到等于供水泵提供的壓力時,進水管道中的單向閥打開,低壓水從進口進入左側高壓腔.同時,右側高壓腔中的水不斷地被壓縮,壓力急劇上升.當右側高壓腔中的壓力達到工作壓力時,出水管道的單向閥打開,高壓水從出口流出高壓腔,經蓄能器,最后從噴嘴噴出.當活塞和活塞桿運動到右行程終點時,活塞觸動低壓腔右側的頂針,產生換向信號,可編程控制器通過調節三位四通電液換向閥來改變液壓油的流向.此時,液壓油從低壓缸右側流入低壓腔,驅動活塞往左側運動,右側高壓腔的水膨脹降壓,同時對左側高壓腔中的水進行壓縮增壓.如此往復,形成連續的高壓水射流.為了進一步研究增壓器的疲勞壽命和增壓器的內部流場,有必要首先對往復式增壓器的運動特性作出分析.1振動運動分析1.1系統的受力分析取活塞運動到左行程終點并開始往右運動的時刻為起始研究點,取增壓器內部的可動部件活塞和活塞桿組成的系統為研究對象,對其進行受力分析.由于活塞向右側運動,低壓腔右側處于排油狀態,忽略其作用在活塞上的力,同時忽略工作過程中液壓油溫度升高對其的影響,系統所受力如圖2所示.系統一共受4個力:左高壓腔中水對活塞桿的力F;左側低壓腔中液壓油對活塞的力F1;右高壓腔中水對活塞的力F2以及活塞運動過程中所受的摩擦阻力F3.1.2系統的運動過程增壓器是利用水的可壓性來提升水的壓力的.建立水的可壓性公式:dpdt=-ΚVdVdtdpdt=?KVdVdt(1)式中p為水的壓力,Pa;V為水的體積,m3;K為水的壓縮系數,Pa;t為時間,s.依據牛頓第二定理,建立增壓器的平衡方程:pA2+p1(A1-A2)-p2A2-Bdxdt=md2xdt2pA2+p1(A1?A2)?p2A2?Bdxdt=md2xdt2(2)式中p為左側高壓腔中水的壓力,Pa;p1為左側低壓腔中油的壓力,Pa;p2右側高壓腔中水的壓力,Pa;A1為活塞面積,m2;A2為活塞桿面積,m2;B為阻尼系數;m為系統質量,kg;x為活塞向右側運動的位移,m.根據進出水單向閥的開啟情況,可將系統的運動過程分為3個階段:1)第一階段(左側進水單向閥、右側出水單向閥都未打開).此時,左側高壓腔的水膨脹降壓,右側高壓腔中的水被壓縮增壓.依方程(1)可得:p=p0-ΚlnV1+ΔVV1p=p0?KlnV1+ΔVV1(3)p2=p3-ΚlnV2-ΔVV2p2=p3?KlnV2?ΔVV2(4)式中p0為增壓器輸出壓力,Pa;p3為供水泵輸出壓力,Pa;V1為左行程終點時左側高壓腔的容積,m3;V2為左行程終點時右側高壓腔的容積,m3;ΔV為位移為x時高壓腔容積變化量,ΔV=(π/4)d2x,d為活塞桿直徑,m.2)第二階段(左側進水單向閥打開,右側出水單向閥未打開).此時,左側進水單向閥打開,因此左側高壓腔中的水將維持恒壓,而右側高壓腔中的水仍被壓縮增壓,壓力滿足方程(4):p=p3(5)p2=p3-ΚlnV2-ΔVV2(6)3)第三階段(左側進水單向閥、右側出水單向閥都打開).此時,左右兩側高壓腔壓力均維持恒定:p=p3(7)p2=p0(8)2加速度分析與求解根據上面的分析,將3個不同階段的p,p2表達式代入方程(2),得到不同階段的運動微分方程.根據南京某公司生產的G9增壓器實測數據,取值如下:p0=380MPa,p1=20MPa,p3=0.6MPa,B=3200,m=4kg,d=2.24×10-2m,K=2180MPa,A1=3.94×10-4m2,V1=2.84×10-6m3,A2=7.88×10-3m2,V2=5.1×10-5m3.由公式(1)及上述數據可得3個階段的起始位置所對應的位移,分別為x1=0m,x2=1.37×10-3m,x3=2.07×10-2m.通過工程計算軟件MATLAB對上述3個階段的增壓器運動微分方程進行數值求解,可得到不同階段的速度、位移與時間的關系,如圖3~圖8所示.由圖3和圖4可以看出,系統在此階段作加速運動,且加速度不斷減小.當出水單向閥和進水單向閥都沒有打開的時候,左側高壓腔中水不斷膨脹,壓力不斷減小,而右側高壓腔中水被壓縮,壓力不斷上升.由方程(2)可知,加速度將不斷減小.當t=2.05×10-4s時,活塞運動到1.37×103m處,此時系統速度達到11.3m/s.隨后,左側進水單向閥打開,進入下一個階段.由圖5和圖6可知,系統在此階段先作加速度不斷減小的加速運動,當速度達到最大后,則作加速度不斷增大的減速運動.與上一個階段相比,雖然右側高壓腔中水的壓力仍將不斷增大,但是,此時左側進水單向閥已打開,左側高壓腔中水的壓力將不再降低而是維持在一個恒定值.因此,此階段加速度將不再按上一個階段的規律來變化.隨著右側高壓腔中壓力的不斷增大,活塞的加速度也越來越小.系統速度不斷增大,摩擦阻力也越來越大,當t=6.5×10-4s時,系統合力減小為零,此時系統速度達到最大值19.5m/s.隨后,由于右側高壓腔中的壓力繼續增加,系統出現負加速度,速度將開始減小.雖然速度減小引起摩擦阻力F3減小,但是F3的減小量遠遠小于右側高壓腔中壓力增加而引起的力F2的增加,系統的負加速度將不斷增加.當t=1.1×10-3s時,系統位移2.07×10-2m,此時速度為16.4m/s.右側出水單向閥打開,增壓器開始排送高壓水,系統進入下一個階段.由圖7和圖8可知,系統在此階段作減速運動,且加速度越來越小.此階段增壓器兩側高壓腔中水的壓力都維持恒定,此時,系統的合力正比于摩擦阻力.由于系統作減速運動,其摩擦阻力也不斷降低,從而引起系統的負加速度越來越小.系統速度不斷減小,但又永遠不會為零.按照此規律,當時間t約為1.14s時,系統位移為120mm.此時系統運動到行程終點,活塞觸動頂針,可編程控制器調節三位四通電液換向閥,來改變液壓油的流向,系統反方向運動.如此往復,持續運動.3增壓換向時間液壓增壓器靠液壓油驅動,在其他影響因素不變的情況下,液壓油壓力大小直接決定了增壓器的運動時間.現定義增壓器一個完整行程所需時間為增壓器換向時間.根據上面公式(1)~(8),可以得出不同油壓下增壓器的換向時間,見表1.表中poil為油壓,tth為理論計算增壓器換向時間.4增壓換向時間以南京某公司生產的DIPS9-3040超高壓系統為平臺進行試驗.通過調節超高壓系統的溢流閥來調節油壓,可得到不同油壓下的運行狀況,記錄其增壓器換向時間.具體數值見表2.表中poil為油壓,t10為增壓器換向10次時間,ˉt1為增壓器換向1次的平均時間,tD理論計算與實測換向時間差.由上表的數據可知,增壓器的換向快慢,受系統油壓的影響較大,油壓越大,換向時間越短,系統的換向頻率也越快.隨著系統油壓的不斷升高,增壓器的換向時間也趨于穩定.通過將增壓器的理論換向時間與實測換向時間的對比可知,當系統油壓較低時,兩者之間的差值較大;隨著系統油壓的升高,兩者之間的差值開始減小.當系統油壓為20MPa時,實測換向時間與理論分析換向時間相差0.01948s,只占理論分析換向時間的1.7%.之所以存在這樣的現象,是因為當液壓油壓力較低時,增壓器換向時間較長,處于排油側的低壓腔中的液壓油不能在極短時間內排出,從而了造成實際情況與理論假設存在偏差,引起理論分析換向時間與實測換向時間存在較大的誤差.隨著油壓的增大,系統換向時間減少,此時,處于排油側的低壓腔中的液壓油能在極短時間內排出,因而理論假設與實踐情況能得到較好的吻合,理論分析和實測到的換向時間也比較接近.現階段,工業上應用的液壓增壓器,液壓油壓力一般都在15~20MPa之間.因此,本研究對增壓器運動性能的理論分析結果是基本合理的.5加速度減弱階段從前面的分析和試驗結果可以看出,增壓器的換向是靠油壓來驅動的.油壓越大,系統換向時間越短,換向頻率越快.但隨著油壓的繼續增加,系統的換向時間開始趨于穩定.整個系統在一個完整行程中一共經歷了3個階段、3種不同的運動狀態.在第一個階段,系統作加速度不斷減小的加速運動;第二個階段起始部分,系統同樣作加速度不斷減小的加速運動,速度在這個階段的6.5×10-4s時刻達到峰值,隨后系統開始作加速度不斷增大的減速運動;第三個階段,系統作加速度不斷減小的減速運動,速度無限減小,卻永遠不