一种液压阻尼器的结构及阻尼性能分析_蔡文军
《机床与液压》20061No 16
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一种液压阻尼器的结构及阻尼性能分析
蔡文军, 王平, 祝远征, 陈国明
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1
(11中国石油大学(华东) 机电工程学院, 山东东营257062;
21胜利石油管理局钻井工艺研究院, 山东东营257017)
摘要:介绍了一种在石油井下工具上使用的液压阻尼器的结构与工作原理, 对该阻尼器的阻尼性能进行了分析, 得出了阻尼性能的计算公式。分析表明, 阻尼效果随节流孔直径增大而降低, 且节流孔直径越大, 阻尼效果降低越显著; 阻尼效果随阻尼孔板数量的增多而增大, 但孔板数越多, 对阻尼效果增大的影响变小。阻尼力的大小与活塞面积、恢复弹簧的刚度和压缩量等参数有关, 可以通过改变弹簧的性能, 获得需要的阻尼力。该类型的液压阻尼器已在石油井下工具中应用, 效果良好。
关键词:液压阻尼器; 阻尼特性中图分类号:TH703162 文献标识码:A 文章编号:1001-3881(2006) 6-149-2
The Structure and Ana lysis on Dam p i n g Character isti c of a Hydrauli c Dam per
CA IW enjun , WANG Ping , Z HU Yuanzheng , CHEN Guom ing
(11School ofMechanical and Electrical Engineering, China oleum China ) ,
Dongying Shandong 257062, China; 21D ogy Shengli Petr oleum Adm inistrati on Bureau, China )
Abstract:The structure and p rinci p le of a type of -hole t ools was p resented 1After analy 2zing on da mp ing characteristic, the for mulas the were obtained 1Analysis shows that the da mp ing effect becomes worse as the dia the larger of the dia meter the more seri ous of getting worse of the da mp ing effect, and the the nu mber of da mp ing p late is increased, but the more p lates, the less of in 2creasing da mp da can be changed by adjusting the stiffness and the comp ressed distance of the s p ring 1The da mper has been in down hole t ools and shows good effect 1
Keywords:The da mper; Da mp ing characteristic
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0 引言
液压阻尼器是一种用来延长冲击负荷的作用时间, 吸收并转化冲击能量, 限制负载速度、位移的装[1, 2]置。笔者为了研制一种石油井下工具而特别设计了与之配套的液压阻尼器, 用来缓冲冲击和控制机构运动的速度。实际应用表明, 这种阻尼器阻尼效果好, 达到了预期的目的。本文将介绍这种液压阻尼器的结构和工作原理, 并对其阻尼性能进行了分析。1 结构与工作原理
如图1是一种石油井
11活塞杆 21密封圈
下工具用液压阻尼器的结31外筒 41节流小孔 构原理示意图。由外筒、51钢球 61密封 71阻活塞和各密封圈组成的密尼阀 81回流孔 91挡闭腔体内先抽成真空然后圈 101密封圈 111活充满液压油, 并由节流阀塞 121恢复弹簧
阻尼器结构示意图体分隔成上下两部分。工图1
作时, 活塞杆上端将受到液体冲击力, 并在冲击力作
用下以匀速向下运动。在活塞杆向下运动的过程中, 其中一部分液压油将进入上部的腔体内, 这时上部腔体的容积变小, 从而使上部腔体的液压油通过阻尼阀的节流小孔进入下部腔体, 推动活塞下移, 恢复弹簧被压缩。当活塞杆失去作用力时, 受压缩的恢复弹簧将推动活塞上移, 下部腔体的液压油通过阻尼阀的回流孔推开钢球进入上部腔体, 从而推动活塞杆上移。所以阻尼器的作用是, 保证活塞杆在冲击力的作用下, 向下运动平稳且速度很慢, 当失去冲击力后, 活塞杆以较快的速度上移。
基于以上原理, 为了满足井下工具结构的需要, 我们将其
11挡圈 21导流座 31密封圈
中的阻尼阀设计成如
41过滤网 51阀体 61挡圈
图2所示的结构, 特
71小球 81阻尼孔板 91丝堵
别是将其中的节流孔图2 阻尼阀示意图
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设计成孔板组结构, 即在阻尼套中装有多个阻尼孔板, 每个阻尼孔板上都有一个很小的节流孔, 多个很薄的阻尼孔板相当于一个很长的节流孔。这样主要是为了易于加工, 避免节流小孔堵塞, 且可增加阻尼效[2]
果。过滤网主要用于过滤液压油, 以免杂质颗粒将阻尼孔板上的小孔堵塞。2 阻尼性能分析与计算
此阻尼器的作用主要是控制活塞杆的运动速度和提供一定的阻尼力。如图3是阻尼器的简化分析模型, d 是活塞杆直径, D 是活塞直径, d 0是节流孔直径, z 是阻尼孔板的数量。根据小孔流量公式, 通过孔板组的流量[2]为:
Q =C z CA 0
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ρz
(1)
图3 式中:C z 为孔板数及孔
板间隔流量修正系数;
C , 其取值与小孔的
[3, 4]
几何形状有关, , 一般取016～018;
πd 2 A 0为孔板小孔面积, A 0=;
4
Δp 为孔板组前后的压力差, Δp =p 2-p 1, p 1
为孔板组后的压力, p 2为孔板组前的压力;
ρ 为油液密度; z 为孔板数。
活塞杆进入外筒内所占体积应与流经阻尼阀孔板组的流量相等, 即:
Q =A 2v
(2)
式中:A 2为活塞杆面积, A 2=
v 为活塞杆运动速度。由式(1) 、(2) 可得:
v =C z C
d 0d
22
πd 2
4
;
ρz
(3)
由式(1) 、(2) 和力平衡关系, 可得出阻尼力
的表达式:
32ρA 2K (x 0+x ) z A 2v
F =
A 1
+
2C z C A 0
2
222
(4)
由式(3) 可以看出, 活塞杆的运动速度v 主要
与节流孔直径d 0、阻尼孔板组前后的压差Δp 、阻尼孔板的数量z 、活塞的直径d 等参数有关。在实际设计时, 首先确定Δp 、d 、v 等参数, 然后调整d 0和z, 以满足公式(3) 。图4是在不同阻尼孔板数z 的情况下, 活塞杆速度v 与节流孔直径d 0的对应关系曲线。可以看出, 活塞杆速度v 随节流孔直径d 0增大而增大, 且d 0越大, v 的增幅越大, 所以在实际设计时, 为了获得很好的阻尼效果, d 0需要非常小, 一般在1mm 左右, 有时小于015mm 。在节流孔直径相同的情况下, 活塞杆速度v 随阻尼孔板数量z 的增加而减小, 但z 越大, v 的减小幅度变小, 也就是说, 当阻尼孔板数z 达到一定值时, 再增大z 对速度v 的影响不大, 在实际设计中, 阻尼孔板的数量一般为10个左右。
由式(4) 可, , 所以阻尼F 只与活塞面积A 1和恢复弹簧刚度K 及压缩量x 等参数有关, 当活塞杆到达极限位
图4 v -d 0关系曲线置时, x 达到最大值,
阻尼力也达到最大。
在设计时, 如果最大阻尼力达不到要求, 可以通过改变K 和弹簧初始压缩量x 0, 获得需要的阻尼力。3 结论
(1) 介绍了一种在石油井下工具上使用的液压阻尼器的结构, 阻尼阀采用组合孔板结构, 解决了小孔加工问题, 且增加了阻尼效果。
(2) 得出了阻活塞杆速度和阻尼力的计算公式。分析表明, 阻尼效果随节流孔直径增大而降低, 且节流孔直径越大, 阻尼效果降低越显著; 阻尼效果随阻尼孔板数量的增多而增大, 但孔板数越多, 对阻尼效果增大的影响变小。
(3) 阻尼力的大小与活塞面积、恢复弹簧的刚度和压缩量等参数有关, 可以通过改变弹簧的性能, 获得需要的阻尼力。
(4) 本文介绍的液压阻尼器已在石油井下工具中应用, 效果良好。
参考文献
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社, 19901【2】王钧功1液压阻尼器研究[J ]1液压气动与密封,
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πD
式中:A 1为活塞面积, A 1=;
4
K 为恢复弹簧的刚度;
x 0为恢复弹簧的初始压缩量;
x 为活塞运动后, 恢复弹簧增加的压缩量。
(下转第153页)
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(3) 增加供气孔数目, 气膜内压力提高, 有助
于增大承载力和静刚度, 同时最佳膜厚也增大, 但增加了气体流量, 该结论与文献的研究结果相同。
通过以上两种算法的比较可见, FLUENT 计算结果普遍比传统的基于雷诺方程的有限元法得到的计算结果小。气膜厚度h 较小时承载力、流量相差小于30%, 刚度相差较大, 可达90%; 随着气膜厚度h 的增大, 差别逐渐减小最后趋于平缓, 相差在10%左右。5 结论
本文介绍了CF D 技术对于空气轴承研究领域的重要影响, 分析了作为主流CFD 软件———F LUENT 软件的主要特点, 最后举例说明了其在空气轴承研究领域的应用, 并将其计算结果与传统解析方法进行比较, , 简捷。, , , , 优化算法选用、参数的确定, 大大提高工作效率。
对比
在模型参数为n =3, d =018mm , 变换气膜厚度h =[8, 35]μm 、供气压力p o =012、013、014MPa 时进行计算, 所得结果如图4
所示。
图4 不同供压值的h -W 曲线
413 不同供气孔数n =3、6时承载力W 对比
在模型参数为p o =013MPa , d =018mm , 变换气膜厚度h =[8, 35]μm 、供气孔数n =3、6时进行计算, 所得结果如图5
所示。
参考文献
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图5 不同n 值的h -W 曲线
414 刚度和流量对比总结
在气浮轴承半径、供气孔分布圆半径、供气孔数不变, 供气孔径在d =[015, 110]mm 、供气压力在p o =[012, 014]MPa 范围内变化, 两种方法所得的刚度计算结果和流量Q 计算结果的差值百分比相对稳定; 但是, 当气浮轴承半径、供气孔半径、供气孔径、供气压力不变, 供气孔数在n =[3, 6]范围内变化时, 两种方法所得的刚度计算结果和流量Q 计算结果的差值百分比就会有较大的差别。
415 用F LUE NT 后处理显示功能可以清楚直观地再现气膜内流体运动, 并得出如下结论
(1) 增大供气孔直径, 能使间隙内压力峰值升高, 增加轴承承载力, 最佳膜厚和气体流量都随之增加, 但轴承的最大静刚度却有所降低。可见减小供气孔直径是提高轴承静刚度的有效方法, 但供气孔直径太小会造成工艺性差、易堵塞等现象, 故应根据实际情况适当选取供气孔径。
(2) 提高供气压力p o , 供气孔后压力p k 增大, 承载力、静刚度及流量都随之增加, 而最佳膜厚减小。其原因是当供气压力增大时, 轴承为了达到最佳的供气压力比, 气腔内的压力也必须升高, 这一点通过减小气膜厚度来实现。
收稿日期:2005-04-18
(上接第150页)
【3】赵怀文, 陈智喜1液压与气动[M]1北京:石油工
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【4】盛敬超1液压流体力学[M]1北京:机械工业出版
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作者简介:蔡文军(1972—) , 胜利石油管理局钻井工艺研究院工程师, 从事石油钻井装备及井下工具的研究开发工作, 现在中国石油大学(华东) 攻读博士学位。电话:0546-8554121, E -mail:wenjunc@sl of 1com 。
收稿日期:2005-03-22