中国压铸杂志
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压铸机压射机构中的压力波动

作者:admin 来源:原创 发表时间:2019-12-27
 
在压射之后,出现的压力波动其实是可以避免的!
 
    压铸是一种用于批量生产复杂结构部件的工业铸造工艺。其优点是生产周期短,铸件质量高,自动化程度高。压铸工艺发展趋势为:产品尺寸扩大,横截面越来越薄,这种趋势对生产和工艺参数都会有持续的影响。一般来说,液态金属(例如铝、锌、镁)在150到1200巴的压力和540千米/ 小时(150米 / 秒)的速度注入模具中。
 
(图1修改内容:1、液压板改为支撑板;曲柄连杆机构改为机铰机构;可移动模架改为动模板;排除器改为顶出机构;工具或模具改为模具;固定压板改为定模板;铸造室改为压室;铸造活塞改为冲头;按压拉杆改为拉杠;压射装置改为压射机构)
 
    压铸机分为热室和冷室压铸。图1展示了冷室压铸机的基本结构,及其重要的子系统“压射机构”。本文重点分析压射机构。
 
摘要
压力波动经常会对压射机构造成损坏。Fluidon公司和Parker Hannifin公司计算出了流体突然减速对压射机构的影响,并对不同的机器参数进行模拟分析,将它们组合成列线图。通过列线图,可以确定关键工作点,设计补救措施,并可以通过模拟对系统进行详细说明。
 
    压射机构(图2)对压铸质量有着十分重要的影响,因为该机构需要巨大的液压驱动力,使熔融金属以一定的速度和压力压入模具中。为了生产大型压铸结构件,压射机构的动力变得越来越高,这导致液压系统中的流体交换率更高。从压力供应方面考虑,供应商通过改造蓄能器和大口径阀门来增加动力,毫无异议。然而,液压油返回油箱的回路往往是根据传统经验来设计的。空蚀现象和压力波动有可能会导致设备损坏。压射缸压出增压液体最高速度可达12米/秒(或其他类似快速的高压增压器),要以最高可达30米/秒的速度返回与油缸环形空间相比来说较为狭窄的油箱管路中。
 

 
(图2修改内容:铸造活塞改为冲头;注射缸改为压射活塞杆;气缸速度改为油缸速度)
     进入油箱时,液压油的速度会减慢,然后停顿。如果压射缸的停止时间或回路中最后一个阀门的关闭时间短于流体柱的减速时间,则流体可继续流入油箱管路中。 此时会产生负压,液压油回流会导致压力波动。
 
    在分析压力波动时必须考虑到的是,压铸机中流体是阻燃的。其材料特性不同于矿物油(例如HLP)。因此,负压对铸造设备性能的影响与“正常”油压驱动不同,在设计时必须考虑这些因素。减速过程的模拟分析有助于了解减速过程中的动态过程,并有助于设计补救措施以防止压力波动。
 
压铸机压射机构中压力波动的形成
    液压油在压射装置的油缸中的流动状态可以分为静止状态和非静止状态。静止状态指的是,当管路中某一点的液体流动条件(例如流量,压力)在某一时间点未发生变化。这种理想化的假设适用于液压管道的分析。相关计算通过伯努利能量方程进行。而非静态状态指的是,液体流动条件受时间影响而发生变化。举一个实例,当阀门突然打开或关闭时,液体流动会激增。与此同时,液体还会产生相当大的动力(振动)。人们可以通过水管观察该现象,甚至听到水管的响声。这种现象是导致管道损坏的诱因。
 
    静止流动条件通常为计算油缸尺寸提供理论基础。以下分析表明,静止流动条件对油缸的设计尤为重要,在实践中会直接引起压力波动。
 
    一提到压力波动,人们通常只考虑出液管道。在压铸过程中,它会在缸体或制动阀的排放侧对储能管路产生压力波动。其波动非常短暂,下文会有详细的介绍。
 
    移动的流体柱中存储着动能,必须首先通过制动力来减少动能,使流体柱停止。因此,在关闭阀门时,较高的体积流量会朝着油缸的方向短暂流动。同样,在液压缸的回油管路中,当流体柱流过液压缸的终端阻尼或被制动阀制动时,也会出现类似的情况。在这两种情况下,油缸管路开始区域的体积流量均为负值。
 
   如果最初将流体柱视为均匀块(图3),忽略管路中的摩擦并且制动压差保持不变的话,则可以将流体柱的制动过程想象为汽车制动,制动时间和制动距离如图片显示的一样。
 

 
(图3修改内容:流体气压改为流体压力)
    图中的曲线显示了相关的路径速度曲线。速度如抛物线一般,从初始速度逐渐减小到零。从流体技术角度分析,阀门后方的管路左侧所体现的内容非常有趣。如果没有流体流入,则在整个制动期间体积流量平衡保持负值,即直到流体柱停止。在此期间压力继续下降。油箱管路初始部位,液柱表现出“拉”的趋势。液柱的“拉动”对于进一步考虑油箱管路中的压力波动至关重要。与具有弹性模量并且可以承受压力和张力的固体相反,流体在经由压缩模块表现出相对于体积变化的阻力,导致其无法被拉动,而是被压缩。在液压系统中,流体总是处于压力状态,即使在油箱中也有大气压力。
 
    当流体释放时,流体压力下降。在这个过程中应当注意的是,流体始终具有溶解一定量空气(吸收)的能力:氧气和氮气分子被压入液体的内部结构中。液体内部存在一种均匀的,分子级的混合物(溶液)。当溶解空气量达到饱和值时,该饱和值随绝对压力增加,并根据亨利溶解度公式来计算。
 
    对于液压油(分散液)中未溶解(分散)的空气,会出现下列现象:空气以自由分布的气泡形式封闭在流体中,液压油中含有大约30%空气的泡沫。“分散的空气”影响液压油的物理特性。
 
    只要流体压力足够高,则其中的空气就会被高度压缩,压缩气体不会影响流体本身的性能,但未溶解的空气对流体性能的影响较大。例如,流体中未溶解的空气会使有效压缩模量大大降低,而该模量在压力冲击的计算中是至关重要的。    关于未溶解空气的影响的本文不详细叙述,请参考相关文献。
 
    如果流体完全“释放”并且仍然被“拉动”,则会在图3所示的低压范围内出现空蚀现象。
 
    空蚀现象是液体中蒸汽填充的空腔(蒸汽泡)形成和溶解的过程。有两种临界情况,其间有许多过渡形式。针对蒸汽空化或固定型(瞬时)空化两种情况,空腔主要包含周围液体的蒸汽。空腔受到由蒸汽破裂所产生的外部压力的影响(微观蒸汽冲击)。在软性空化中,溶解气体进入液体中,并阻止其塌陷。
 
    严格来说,空化效应(或伪空化效应)是蒸汽空化和主要包含在流体中的未溶解空气膨胀的混合效应。
 
    在上述有关空化现象的分析中,有两个有关油箱管路的重要因素,也会影响到压力波动。一方面,从流体释放的气体抑制了空腔的坍塌,也就是压力冲击,另一方面,事实证明,除了空气之外,空腔中还包含一定量的流体蒸气。在液压系统中,蒸汽是为了避免在油箱管路中出现压力波动的情况下,因高机械负载而导致的机械损伤和热损伤,因为流体蒸汽、空气混合物可在快速压缩过程中点燃。在液压系统中,这个过程被称为柴油效应。K. Schmitz发表过一篇关于柴油效应现状的论文。
 
   为了解释压铸机压射设备中的空蚀现象,首先要了解重要的一点,该设备使用了哪种流体。大多数压铸机使用含水聚乙二醇溶液(HFC),与“正常”HLP液压油相比,其流体特性明显不同。表1显示了HLP和HFC针对粘度等级ISO VG 46的与压力波动相关的流体参数的比较结果。
 

 
    从表1可以看出,与HLP相比,HFC不易燃,这意味着该材料在空蚀的情况下不会发生柴油效应。尽管如此,相关设备损坏图片显示,在压铸设备中,除了典型的空蚀损坏外,还会发生极高温度造成的热损坏。弹性垫片始终处于塑性变形状态,金属部件变为蓝色,表明温度高于300℃。
 

 
    但是,这些损伤是如何发生的?其原因是压力波动期间气泡受到压缩,也就是当在油箱管路中流回的流体柱被再次减速时发生的。对于空化侵蚀,本文列出了常见的气蚀(气泡破裂)的机制(图4)。
 
    Heller在其论文中,对汽蚀过程进行了详细的描述,“气泡破裂是不对称的,通过其单面弯曲的气泡形成了液体射流(微射流),进而发生高速撞击。根据Lauterborn(1980年)的资料显示,10至100微米厚的射流可达到200米/秒的速度并产生1500巴的压力。气泡动态造成液体射流的速度可高达103米/秒,从而在材料表面上产生的压力高达105巴(参考Choffat的资料,2003年)。其对材料表面的影响时间以毫微秒至微秒的数量级表示。空化引起的限流材料的损伤过程是一个非常复杂的过程。因此,对材料侵蚀在一定的潜伏期之后开始发生,而在材料结构外部几乎难以察觉出变化,要在材料发生应变硬化后才能看出变化的痕迹。材料表面首先发生塑性变形,通过小坑形凹陷即所谓的“凹坑”可见。之后,便出现了裂缝。只有当提供给材料的能量(主要是从微射流和通过气泡破裂压力波产生的能量)超过限制值时,才会出现快速的,较严重的材料腐蚀现象。 
 
    如果不牵扯柴油效应,那热损耗从何而来?在压缩过程中气泡内的温度上升。 压力上升率决定了温度升高的幅度。当达到200000 巴 / 秒以上时,即将达到绝热压力增加值(气泡没有时间将热量散发到周围的流体),最高可以达到1000℃度以上。但仍须探讨的是,压缩的气泡是从哪儿产生的。
 
   HFC流体中所含的未溶解空气通常比矿物油少得多。因此,随着压力下降,只能产生很少的伪空化现象。如表1所示,HFC的蒸气压远高于HLP。因此,压射机构中的空蚀效应比具有相同制动力的液压系统中的出现得更早。通俗来说,HFC只须“轻微拉动”。
 
    蒸汽压力定义如下:在液体中,只要温度高于0 K,颗粒就会努力离开液体,但会受到表面张力和大气压力的阻碍。蒸气压是指在封闭系统中,伴随液相的蒸气处于热力学平衡状态时的压力。蒸气压随着温度的升高而增加,不同物质或混合物会影响其大小。在开放系统中,如果液体的蒸气压等于环境压力,则液体开始沸腾。
 
    然而,现代压铸机的压射速度普遍较高,不存在传统的“轻微拉动”。 如果体积流量在油箱管路中流动至30 米 / 秒,然后在很短的时间内突然下降至零,则会突然激活气蚀现象。HFC主要产生蒸汽空化(水蒸汽,因为HFC中有超过50%的水),而并非像液压系统那样形成空化区。如果水蒸发,则溶解在水中的空气被释放,但这部分水分不能很快地扩散到周围的液体中。究竟有多少空气被释放,可通过步森系数α来估计。 在饱和HFC流体中α= 0.02,也就是说每升液体中含有 20 立方厘米的空气。空气的量取决于空蚀区域的大小,在压力冲击期间实际释放了多少空气并被压缩。
 
油箱管路中的液柱回流
    如图3所示,如果流体柱处于静止状态,则会在油箱管路的顶部形成水蒸气空化区域,其中包含流体中已溶解和未溶解的空气。如果流体由于储能器压力增大,突然加速向后朝管路的初始部位移动,那么就可以这样理解压缩空蚀:在气体压力增大的空腔中,水蒸汽突然冷凝。然而释放的空气不能迅速地进入溶液,只能停留在气泡内。U. Iben等科学家最近的所做研究支持上述假设。他们用油压测试装置进行试验,在强制快速气蚀现象消失之后,部分先前溶解的空气作为气泡保留在液体中。由于空腔内气体压力的增加,稳定增加的制动力作用于回流液柱。如果没有汽蚀,那么在管路开始时的压力积聚立即开始,流体的压缩模量相对较高,因此制动压力较高。然而,由于冷凝蒸汽空化,需要一定的回流流体量直到只剩下气泡。然而,这些气泡减少静止流体的有效体积模量和需要的流体量进一步促进气泡压缩,直到有效体积模量足够大,以建立一个显著制动压力。因为气泡的热力学,压力增加不是线性的,而是在压缩过程中逐渐增加。这就是所谓的阻尼效应。
 
    用机械原理进行类比,也就是说,回流的流体质量最初几乎在无阻力的前提下加速,就像是在柔软的弹簧中流动一般。因此,回流过程开始时的流体柱的加速时间要比没有汽蚀的油缸管路的加速时间长得多,因此最终也必须以更高的速度制动。由于流体柱的减速过程,管路中便产生了压力冲击。再者,气泡具备了所有条件,除了引起机械负载,可能导致高温的聚集。
 
    为了预估在压力冲击过程中流体柱减速的速度,须扩展图3的内容。与油缸管路的动态相关的仅仅是位于管路中的流体柱(图5)。因此,与图3相比,制动距离减小,因为在恒定的制动压力下,制动加速度随着管路中的质量减小而增加。

 
    如果摩擦力不起作用并且没有空蚀现象,那么流体柱会在关闭的阀门或管路端部处以该速度弹跳,并制动过程开始时以该速度流入油缸管路。但事实相反。可用压力波动的方程(1)和(2)计算出压力冲击的预期振幅以及预期的压力梯度。
 
    Joukowsky于1905年就已经提出了关于压力波动的理论。它指的是流体的动态压力变化。技术装置中的压力波动通常是不可避免的(只能在无限长的关闭时间内实现),但压力波动的程度可以降低。压力信息可通过纵向压力波传输。通俗地说,“Joukowsky冲击”一词用于表示当阀(或控制电枢)快速闭合时管道中压力的增加。
                         
mit: p 压力变化 单位(牛/立方米)
p  密度单位为(千克/立方米)
C  波传播速度(米/秒)
  v速度变化(米/秒)
 
 特殊情况薄的壁管
 
 
mit:p 流体的密度(千克/立方米)
Kf 流体压缩模量(牛/平方米)
ER 管壁弹性模量(牛/平方米)
d1    管的内径(米)
S 管壁厚度(米)
当速度变化低于波传播速度并且速度变化的时间周期与反射时间相比较短时,这些方程可用于具有非常小的壁摩擦力的管路的相关运算。使用流动介质的波传播速度计算出的压力波动代表了无限刚性管道中物理压力增加最大的理想状态。
    然而,为了获得压力波动的实际值,在波传播速度的计算中必须考虑诸如管壁的弹性(方程(2))和流体中的空气含量等因素,如所示,由此流体的模量降低。 而且,介质中有效发生的波传播速度明显降低,由此压力波动的幅度减小。
    由方程(1)和(2)计算的压力波动在大多数情况下过于保守。如方程(3)和(4)所示,阀门关闭时间和反射时间也起着重要作用。在这种情况下,阀门关闭时间(或者说,流入油箱管线的体积流量的关闭时间)仍然是最容易确定的。 在现代液压系统中,可以从控制器的信号中读取阀门关闭或气缸在停止时制动的速度。相比之下,确定反射时间的真实数值要困难得多。
    反射时间描述了信息“压力变化”从阀门传递到管路末端并返回到阀门所需的时间。在压力波动的估算中,不考虑波的传播速度。为了更准确的估算反射时间,可参考阀门特性曲线。
    具体来说,可以使用根据Allievi(无管道摩擦)的递归公式来计算由于阀门关闭过程而引起的压力增加。
 
mit:Ts 阀门关闭时间(秒)
Tr   反射时间(秒)
 
 
mit:L 管线长度(米)
C 波传播速度(米/秒)
   根据方程式(3)和(4)计算的反射时间是基于在整个过程中恒定的波传播速度。然而,汽蚀现象表明,在压铸设备中情况并非如此。当压力波从油缸端部返回到阀门时,它也通过空化区域,其中压缩模量和波传播速度变化非常大。
 
    至此,所有分析均忽略了流体柱和导管壁之间的摩擦。将速度比例摩擦系数纳入到计算公式中,并不难。但是,如何确定这个数值,都有哪些影响因素?
 
    为了进一步分析压力波动,必须确定摩擦力,但值得注意的是,该摩擦力分为固静止和非静止两种情况,类似于油箱管路中的液体流动情况。有关管道中由摩擦引起的压降,此处可再次参考H. Murrenhoff 的相关文献。静止部分取决于雷诺数和管路的相对粗糙度,并被分成层流范围和湍流范围。非静止部分通常也称为频率摩擦,它抑制了压力波动后发生的高频压力脉动。详细信息可参考B.Müller的相关文献。
 
    在压力波动开始时,静态摩擦较为显著。当流体柱减缓时,会产生管道储气。这意味着:由于管道中的摩擦损失与冲击压力叠加,所以实际产生的冲击值会更高(例如在石油管道中)。在由于阀关闭操作而引起的流动失速时,不存在摩擦力,并且由于摩擦压力损失而导致压力降低的缺乏,进而使Joukowsky冲击压力增加。应该指出的是,Joukowsky方程和其他方程只是算出近似值,因此压力波动可能需要进行数值模拟。
 
   在压射装置的油缸管路中,管道储气还会导致压缩的热气泡在与材料接触时压在材料上一段时间,从而保证了气泡和材料之间良好的热传递性能。
 
空蚀后压力波动的模拟
    上文对油缸管线压力波动进行了理论上的探讨。下文将介绍一种模拟方法,通过这种方法可以计算出压力振幅和压力梯度的近似值。通过模拟可初步理解油罐管线所存在的基本问题。
 
   下文将以DN 100油缸管路为例,根据入口系数、流速、管路长度、制动差压、阀门关闭时间自动计算出压力冲击特性值。模拟结果将用诺模图展示,它为油缸管路的设计提供了一个方便易懂的工具。以此,便可在项目早期发现可能导致压力冲击的关键操作点,进而采取适当的措施避免该情况的发生。
 
   在进行空蚀后模拟压力冲击时值得注意的是,所使用的管道模型除了表现实际压力波动以外,还须展示压力冲击前线路的状态,即模拟线路中的气穴现象或类似的现象。然而,本文不对运用DSHplus 管道模拟详细描述。该过程将来也许会发表。
 

 
    图6显示了用于计算油缸管路压力波动的仿真模型。中央位置是实际的油缸管路,由四个单独的管段模拟。每根管沿中线细分成其他项目,用于计算局部压力、流速、波传播速度、空化体积。管道的内部状态变量被组合成矢量并存储在一个文件中,以便在模拟之后分析压力冲击的动态。根据Joukowsky 的相关文献,进一步的模型区域用于显示流体数据,即用于计算理论压力振幅,并确定管线开端处的压力梯度。
   在压力模拟过程中,流速首先从0 m / s缓慢增加到给定速度。该速度乘以管道横截面积即可得到管道左端的体积流量。该路的右端是开放状态,这里给出了恒定的制动压力。在模拟中,0巴的制动压力对应HFC绝对值大小为<80毫巴的数量级的大气压力,有效的制动差压p约为0.92巴。
 
    0.2秒之后,压力模拟中的液体达到稳定流动状态之后,体积流量Qin在阀门关闭时间内呈线性下降趋势,由此可得出制动和压力冲击的数据信息。图7展示了油缸管线开端的压力和流量的时间曲线。

 
   不难看出,在制动开始0.2 秒时,体积流量Q1比流入体积流量Qin下降得更慢。 因此,管道开始时的体积流量平衡为负值,并开始出现空蚀现象。这一点也可在压力信号P1上观察到,该压力信号下降到蒸汽压力水平。空蚀程度受未溶解空气的分量影响,但很难在实践中测量。通常,未分解空气的比例越小,压力冲击的幅度越大。可以选择0.001%作为模拟值,来保守推算压力波动值。
 
    在制动过程中,体积流量Q1持续下降,直到大约0.32秒时达到零。流体柱静止不动。接下来,体积流量信号Q1变为负值,这意味着流体柱现在回流到管路的开始处。大约0.4秒后出现压力波动。压力波动之前的体积流量曲线出现轻微弯曲,表示理论上预测的空蚀消失时,流体柱确实在逐渐减慢。
 
    图7表明,压力波动不仅出现在液柱停止前。用弹簧质量系统进行机械类比,不失为解释其原因的一个好方法。 当物质通过弹簧减速时,动能转化为势能。 随后,在减速过程再次开始之前,质量块再次因拉紧的弹簧而加速。如果这个过程是无摩擦力,动能和势能之间会发生无限转化。但实际上,弹簧质量振荡会停止,因为能量会通过摩擦不断从系统中消耗,或者转化为热能。在流体技术中也是如此,如图8所示。此处假定密度为常数。

 
     此外,压力波动期间,流体柱势能转化为动能的过程也是制动力行程的原动力。“液压弹簧”由液体的有效压缩模量和压力体积形成。能量损失是由静态和非静态的摩擦效应引起的。为了形象体现流体柱“弹回”的效果,图9展示了管道的中心轴线的模拟过程中已计算出的压力值的部分(参见图6的说明)。X轴显示从0.39秒到0.42秒的模拟时间段,其中发生第一次压力波动。管路长度是图形的Y轴。管线起点为0毫米,油罐管线末端为2500毫米。Z轴为压力值,范围从-1巴到3巴。
 
    在0.39秒的X轴的原点处,可在管线内看到压力梯度的形成,这是由于流体柱再次流向管路的起始端而引起的。位置2500毫米处的压力对应设定的制动压力,该压力连续下降到位置0毫米处,此位置压力高于蒸汽压力,空蚀已消失。在大约0.4秒时,回流流体引起压力波动。
 
   压力波动开始于0毫米位置,并以波传播速度运行至行末端2500毫米处,并在行管路的开放端反射。在图9中,压力波动于约0.405秒停止。从这一刻开始,可看到“回弹”流体柱的作用。其结果是:压力再次下降到蒸汽压力水平并存在空化现象的区域。该区域中再次产生气泡,与现有的气泡结合在一起。接下来的压力波动再次将空气压缩至高温。
 


 
    但是,压力梯度并不是压铸设备中与热损伤相关的唯一因素。从液压系统中可得出,气泡在> 100000 巴 / 秒(柴油效应)的压力梯度下点燃,火焰进而产生高温。但是,如果气泡不能像HFC那样容易点燃,那么气泡受压也会对升温持续产生影响。气泡体积发生变化,也就意味着,气泡边缘处的流体必须加速进入气泡中心。K. Schmidt等人的文献中有针对气泡动力学进行了详细方程演算。值得注意的是,用方程进行气泡温度的粗略演算往往会得出虚高的数值,因为它没有考虑到压力作用于气泡的时间。针对压铸设备中油缸管路中模拟的压力波动,压力幅度和压力持续时间都是影响因素。
 
自动化压力波动分析
 
   模拟结果表明,可以通过数值确定压铸设备油缸管线中的流体柱减速期间导致损坏的压力振幅、压力作用时间、压力梯度。然而,哪些边界条件下可引起压力波动,取决于生产厂家的边界条件设置。下文对数值模拟的优点进行分析。利用变化的参数可自动计算分析各种系统配置。
 

 
    自动化模拟请参考是图6的模型,该模型对规范参数和自动数据导出进行了功能扩展(图10)。
 

 
    在自动化模拟过程中,会使用到表2中参数范围进行运算。17360次模拟过程的数据都会添加到结果文件中,以便最终收集所有信息。
 

 
    10毫秒的短阀关闭时间对压力波动的产生尤为关键。图11显示了该阀关闭时间的制动差压1巴、6巴、16巴的数据量1的比较。压力波动过程中压力超过200巴的值被涂成红色。红色的边缘代表“极限曲线”。从图11左图可以看出,在环境压力下(制动压力差= 1 巴),即使在非常低的流速下,油箱管路中的压力波动也是不可避免的。与管线长度无关,只要流速超过15米/秒,压力波动过程中最大压力始终大于200巴。如果油箱管路通过制动压力偏压到5巴(图11,中间的图表,制动压力差= 6巴),则会在低流速和较短管线中出现一段没有压力波动的区域。但是,如果流速大于15米/秒,并且管线长度大于0.75米时增加最大压力振幅,同样会出现压力波动。如果制动压力进一步增加(图11,中间图,制动压力差= 16巴),那么较短储罐管路没有压力波动的范围会扩大至高流速区域。但是,如果管线变长,那么压力将以200巴的幅度激增,并且会再次出现压力波动。
 
油缸管路的动态诺模图

 
     使用图表展示临界压力梯度的方法不值得推荐,因为要针对每个阀门的关闭时间 -制动-压差组合单独生成一个图表。例如针对表2中的参数范围则需生成56个图表。但原则上讲,只有极限曲线具备参考价值,当压力超过一定值时,可在此基础上收集数据。针对环境压力(制动差压= 1 巴),收集了8个极限曲线中的阀门关闭时间信息,以左侧图12诺模图所示,总结了2480次模拟的相关信息。所示的是压力波动幅度大于100巴的极限曲线。在图12的右侧部分展示了压力梯度大于200000 巴 / 秒的极限曲线。这两个诺模图清楚地表明,阀门较长的关闭时间使极限曲线向更高的流速移动。
 
    来自图12的诺模图的双曲线路线表明,分析压力波动还需考虑流速和管路长度之间的关系。针对DN 100油缸管线,雷诺数在流量超过1 米/秒时就已经达到临界值了。流动急速所引起的压力损失比层流大得多。因此,管路开端的压力大于管路末端的制动压力。在流体中,管路内存在驱动压力差,又可被解释为预载的“液压弹簧”。管线越长,“液压弹簧”预载越大。关闭阀门,则制动过程中的 “液压弹簧”放松,从而延长制动。其结果导致,回流液柱的加速距离更长,压力波动和压力梯度的范围从而增加。
 
    如果阀门关闭得更慢,制动距离不会减少,甚至会有所增加,因为流体的空化压力不会太长时间下降到蒸汽压力水平,所以制动压力差会更小,空腔不会太大。其结果会导致,回流液柱的加速距离更短,并且提前产生制动压力,由此压力波动的幅度减小。尽管如此,依然有足够的动能可产生压力波动,但这需要较高的初始流速。因此,极限曲线会因较长的阀门关闭时间而向较高的流速移动。
   对于较长的油缸线路,摩擦力对压力波动的影响非常显著。该原理类似于摆动的弹簧质量系统,其摩擦力可与系统阻尼相比较。对于“油缸管路”动态系统,系统阻尼与可用驱动压力差和摩擦导致的最大流量之间的平衡状态息息相关。笔者将进一步分析流体速度与管道摩擦力之间的相互作用,以进一步研究油罐管线中的压力波动。之后会考虑了管径所产生的影响,即通过雷诺数影响摩擦力。笔者未来会发表相关的论文。
 
   油缸管路设计的目的之一是避免压力波动。为此,首先排除关键的操作步骤就足够了。10毫秒的阀门关闭时间就代表了最关键的操作步骤,因为在这种情况下,流入油缸管路的体积流量最快,回流液柱的加速距离最长。图13显示了不同制动压力差(数据组3的子数据)在10毫秒极限曲线情况下汇总的诺模图。图13中的左侧图表显示了超过100 巴压力值的极限曲线。右图显示了压力增加超过200000 巴 / 秒的极限曲线,可假定气泡是被绝热压缩的。
 

 
图13说明了,通过增加制动压力,可将压力波动振幅的极限曲线向更高流速移动。图11清楚地表明了,在较高的制动压力下,从“没有压力波动的制动”转变为“具有压力波动和高压力幅度的制动”的过程非常快。压铸单元的尺寸和所需的工艺参数会影响极限曲线,所以极限曲线的确定须结合具体设备来具体分析。
避免油箱管路中的柴油效应
   压铸机油箱中的大气压力不足以在无压力波动制动的前提下使流体以不高于30米/秒的速度返回。必须采取其他措施。针对大型压铸机,通常会加压封闭罐体并通过压缩空气增加内部压力(图14(a))。由于承压面大,压力水平受到限制,因此该措施有效性受到了局限。
 
   第二种措施是在油缸管线末端安装一个止回阀,即所谓的“底阀”(图14(b))。通常使用ISO插装阀,该部件加上弹簧可承受高达4巴的预载。4巴预载压力加上大气压力,可形成5巴的制动压差。这种方法所能达到的压力水平对于压铸机依然不够。第三种措施是在油缸管路末端安装一个扼流圈(图14中(C)),其目的是为了在平均流速时产生制动压力差,并且通过液压蓄能器补偿体积流量差。用这种方法,可以产生所需的压力。另外,在较短油箱管路中,还可以使液压蓄能器靠近压射缸或增压器的流量,从而大大增加管道直径并相应地减小流量,进而达到缩短油箱管路,降低流速和行程制动压差的效果。
 

 
    增加制动压差需要能量。但是这种方法避免了空蚀和热气泡导致的设备故障和损坏,增加了系统的可用性并延长了使用寿命。为了在开发过程兼顾设备补救措施,可运用数值模拟作为分析的辅助手段。
 
总结
    流体HFC作为压铸工艺中的常用工作介质,具备如钢一样的抗压强度。然而,与钢不同,它无法对抗拉伸应力。由于流体在发动机和变速箱用作润滑剂来使用,有一种说法被普遍认同,即流体可耐受所有形式的应力,包括油箱管路中流体的拉伸应力。为了提高压射效率,致使液压驱动装置的驱动动力增加,从而导致流体所受的应力不断增加。然而,流体返回油箱通常使用传统的经验法则设计的,这会导致流体中的空气由于压力波动,气蚀和热应力越来越多地损坏设备。本文所描述的一维流动模拟方法为改善油缸管路功能性,进而提高压铸机整个流体系统性能的提供了新的可能性。
 
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