搗固車搗固裝置夾持液壓系統(tǒng)壓力平穩(wěn)性研究①

胡垠，胡軍科，方健康

(1.中南大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，湖南 長沙 410083;2.昆明中鐵大型養(yǎng)路機(jī)械集團(tuán)有限公司，云南 昆明 650215)

搗固裝置是鐵道線路搗固車的核心工作單元，用于搗固鐵道線路鋼軌兩側(cè)的軌枕底部道砟，提高枕底道砟的密實(shí)度，以增強(qiáng)軌道的穩(wěn)定性［1－3］。搗固裝置的作業(yè)過程主要由液壓系統(tǒng)驅(qū)動完成，液壓系統(tǒng)壓力不穩(wěn)定直接影響搗固裝置的作業(yè)性能。因此，提高搗固裝置液壓系統(tǒng)的壓力穩(wěn)定性對于確保搗固車的作業(yè)效率和作業(yè)質(zhì)量有重要的現(xiàn)實(shí)意義［4］。

研究人員針對搗固車搗固裝置液壓系統(tǒng)壓力不平穩(wěn)的原因進(jìn)行了大量研究。吳強(qiáng)［5］指出三聯(lián)葉片泵的磨損和內(nèi)泄以及蓄能器的補(bǔ)油能力下降是造成壓力不穩(wěn)定的主因;余啟明［6］指出搗固裝置電氣控制系統(tǒng)參數(shù)設(shè)置不當(dāng)使搗固裝置在作業(yè)時(shí)產(chǎn)生動作沖擊，從而影響液壓系統(tǒng)壓力的穩(wěn)定性;李增強(qiáng)［7］指出搗固裝置慣性大、下插時(shí)間短使回路瞬時(shí)流量過大是造成系統(tǒng)瞬時(shí)失壓的主要原因，通過采用蓄能器能夠使系統(tǒng)壓力維持穩(wěn)定;劉國斌等［8－9］分析了搗固裝置的激振力影響夾持液壓缸的壓力穩(wěn)定，提出了合理選擇蓄能器可以減小激振力對壓力的干擾作用，但是其仿真模型振動頻率只有15 Hz，與實(shí)際的35 Hz有一定差距。以上研究工作沒有涉及或解決夾持液壓系統(tǒng)壓力不穩(wěn)定的問題。參考周友中等［10］提出的在油缸入口加阻尼孔以減小搗固車作業(yè)小車動作沖擊的方法，基于搗固裝置夾持液壓系統(tǒng)的原理，針對夾持油缸壓力不平穩(wěn)的問題，提出采用油缸回油路設(shè)置單向阻尼孔的方式，減小油缸在動作時(shí)活塞與缸體受激振力的影響作用，從而提高夾持油缸的壓力平穩(wěn)性。

1 搗固裝置系統(tǒng)分析

1.1 搗固裝置結(jié)構(gòu)

搗固裝置主要由偏心軸、箱體、內(nèi)外側(cè)搗固臂、鎬頭、內(nèi)外側(cè)夾持油缸、氣缸、加寬塊、飛輪、液壓馬達(dá)等組成，如圖1所示。

圖1 搗固裝置Fig.1 Tamping device

液壓馬達(dá)通過彈性聯(lián)軸節(jié)驅(qū)動振動軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于振動軸與夾持油缸連接的軸頸處有一定的偏心，使得夾持油缸在偏心軸的作用下往復(fù)推拉搗固臂以銷軸9為中心左右擺動，從而使裝在鎬臂上的搗鎬產(chǎn)生搖擺式強(qiáng)迫振動，搗固裝置運(yùn)動機(jī)構(gòu)簡圖如圖 2 所示［11－12］。

1.2 夾持液壓系統(tǒng)

1.2.1 液壓系統(tǒng)原理

圖3為搗固裝置夾持液壓系統(tǒng)原理圖，由圖3可知，外夾持油路由油泵017、卸荷溢流閥18、單向閥17、蓄能器21、單向減壓閥11、單向節(jié)流閥13、電磁換向閥2和外夾持油缸16組成。初始狀態(tài)下，外夾持油缸小腔常通15 MPa的壓力油液，活塞桿縮回，此時(shí)外側(cè)搗鎬處于張開狀態(tài)。外夾持油缸動作時(shí)，電磁閥2換向，壓力油經(jīng)單向減壓閥后進(jìn)入油缸大腔，此時(shí)大、小腔連通形成差動回路，活塞桿快速伸出，完成外夾持油缸的夾持動作。

圖2 搗固裝置機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖Fig.2 Motion diagram of tamping device

圖3 搗固裝置液壓系統(tǒng)原理圖Fig.3 Theory of hydraulic system of tamping device

內(nèi)夾持油路由雙聯(lián)泵014和038、卸荷溢流閥14、電磁換向閥10、蓄能器15和內(nèi)夾持油缸17組成。初始狀態(tài)下，內(nèi)夾持油缸大腔常通4.5 MPa的壓力油，活塞桿伸出，此時(shí)內(nèi)側(cè)搗鎬處于張開狀態(tài)。內(nèi)夾持油缸動作時(shí)，電磁閥10換向，14 MPa的高壓油進(jìn)入油缸小腔，作用在活塞上的拉力大于推力，因此活塞桿縮回，完成內(nèi)夾持油缸的夾持動作。

1.2.2 主要液壓元件參數(shù)

油泵017工作流量100 L/min，壓力15 MPa;油泵014工作流量83.6 L/min;蓄能器21充氣壓力10 MPa;蓄能器15充氣壓力2 MPa。

2 夾持油缸壓力不穩(wěn)定原因

由搗固裝置的結(jié)構(gòu)可知，振動偏心軸通過夾持油缸和鎬臂向搗鎬傳遞高頻激振力，必然會引起夾持油缸隨之產(chǎn)生高頻擺動，從而干擾夾持油缸的伸縮，破壞夾持油缸的油壓穩(wěn)定，影響搗固裝置的作業(yè)特性。

圖4為夾持油缸的激振運(yùn)動學(xué)模型。以外夾持油缸活塞桿縮回的運(yùn)動過程進(jìn)行受力分析，得到夾持油缸的力平衡方程。

圖4 夾持油缸的激振運(yùn)動學(xué)模型Fig.4 Dynamic model of clamping cylinder

分別以活塞桿和缸體為研究對象，則有:

其中:P1為有桿腔壓力;P2為無桿腔壓力;A1為有桿腔面積;A2為無桿腔面積;FL為活塞桿的負(fù)載力;m1a1為活塞桿與負(fù)載的總慣性力;m2a2為油缸缸體的慣性力;θ1∈［0，π］;θ2∈［π，2π］。

由圖3可知，當(dāng)搗鎬處于張開的運(yùn)動過程時(shí)，外夾持油缸有桿腔進(jìn)油，無桿腔回油，回油路上單向減壓閥11和電磁換向閥2的閥芯壓力損失很小，可以忽略，因此可認(rèn)為其無桿腔壓力為零，即P2=0。當(dāng)θ從0到變化時(shí)，在某一瞬時(shí)可認(rèn)為負(fù)載力FL和活塞桿與負(fù)載的總慣性力m1a1不變，由式(1)可知，偏心軸的激振力MLsinθ1使有桿腔壓力P1變化。當(dāng)θ從π到2π變化時(shí)，由式(2)可知，偏心軸激振力MLsinθ2使油缸缸體產(chǎn)生一個(gè)與活塞桿運(yùn)動方向相反的慣性力，該慣性力導(dǎo)致有桿腔內(nèi)體積瞬時(shí)增大，從而引起有桿腔壓力P1變化。

同理，內(nèi)搗鎬張開的過程中，內(nèi)夾持油缸大腔進(jìn)油，小腔回油，(回油路上只有電磁換向閥10)回油壓力為零，同樣在激振力的干擾下引起液壓系統(tǒng)的壓力不穩(wěn)定。

2.1 夾持油缸的封閉腔模型

以外夾持油缸為例進(jìn)行封閉腔模型分析。根據(jù)圖3液壓系統(tǒng)中外夾持油缸的工作原理，以外夾持油缸有桿腔與泵構(gòu)成封閉容腔，對該封閉腔進(jìn)行可壓縮流體連續(xù)性方程的分析，有:

式中:V為所取控制體的體積;∑Q入為流入控制體的總流量;∑Q出為流出控制體的總流量;β為液壓油等效體積彈性模量。

將式(1)應(yīng)用到封閉腔，忽略油缸內(nèi)外泄漏，可得

式中:Q為流入封閉腔的總流量;V為封閉腔的體積;p為封閉腔內(nèi)的壓力。

已知搗固車搗固裝置的主要技術(shù)參數(shù)為:振動頻率f為35 Hz，偏心軸的偏心距為2.5 mm，外夾持油缸活塞直徑為75 mm，活塞桿直徑為60 mm，內(nèi)夾持油缸活塞桿活塞直徑93 mm，活塞桿直徑為50 mm。

2.2 定量計(jì)算

當(dāng)θ從0到π變化時(shí)，外夾持油缸有桿腔的容積變化dV為:

流量變化為:

有桿腔總的供油流量Q為:

其中:Qp為油泵017的工作流量;Qx為蓄能器21的流量輸出。

計(jì)算得:

由于搗固液壓系統(tǒng)有4個(gè)外夾持油缸，因此封閉腔的總流量為Q/4，計(jì)算得封閉腔因偏心軸振動引起的流量差為－0.2 L/min，連接泵與有桿腔入口的油管直徑為12 mm，管長取3 m，抗磨液壓油體積彈性模量β=12000 bar，根據(jù)公式(3)計(jì)算可得，由偏心軸激振引起的外夾持油缸有桿腔壓力變化ΔP=－80.05 bar。同理計(jì)算可得內(nèi)夾持油缸無桿腔壓力變化ΔP'=－29.79 bar。

綜上所述，在1個(gè)振動周期內(nèi)，搗固裝置的激振力引起夾持油缸內(nèi)體積變化導(dǎo)致壓力變化，說明夾持油缸存在周期性壓力波動的現(xiàn)象，嚴(yán)重影響搗固裝置液壓系統(tǒng)的壓力平穩(wěn)性，甚至使夾持動作不能可靠實(shí)現(xiàn)。

3 仿真結(jié)果分析

采用 AMESim對液壓系統(tǒng)進(jìn)行仿真，在AMESim模型中直接用恒流源代替定量泵，設(shè)置內(nèi)夾持油缸受到35 Hz、13000 N的激振力，活塞桿負(fù)載力分別設(shè)置為30000 N(伸出)和35000 N(縮回)。經(jīng)仿真分析得到內(nèi)夾持油缸無桿腔壓力和流量的變化曲線。

圖5和圖6所示為內(nèi)夾持油缸在一個(gè)搗固動作內(nèi)(即活塞桿伸出和縮回)無桿腔壓力和流量的變化曲線。在0～1 s時(shí)間段無桿腔壓力在15.2～45 bar之間周期性波動，換向之后壓力在45 bar上下小幅波動，說明油缸在伸出時(shí)受到激振力干擾作用較大，而在縮回時(shí)受激振力的干擾作用較小。從流量變化曲線可以看出，0～1 s時(shí)間段無桿腔瞬時(shí)流量在－9～58 L/min周期性變化，換向之后流量在38 L/min附近小幅震蕩，其振幅不超過5 L/min，同樣說明了油缸在伸出時(shí)受到激振力干擾作用較大，而在縮回時(shí)受激振的干擾作用較小。

圖5 內(nèi)夾持油缸無桿腔壓力Fig.5 Head port’s pressure of inside clamping cylinder

圖6 內(nèi)夾持油缸無桿腔流量Fig.6 Head port’s flow rate of inside clamping cylinder

為了減小油缸在動作時(shí)活塞與缸體受激振力的影響，提高液壓系統(tǒng)的壓力平穩(wěn)性，在油缸17有桿腔出口(油缸16無桿腔出口)設(shè)置單向阻尼孔，控制油缸伸出速度，從而減小油缸內(nèi)因激振力引起的體積變化，提高壓力的平穩(wěn)性。

在仿真模型中，設(shè)置內(nèi)夾持油缸有桿腔出口節(jié)流閥的孔徑大小分別為2，3和4 mm，得到無桿腔壓力和活塞位移變化曲線，如圖7和圖8所示。

圖7 不同阻尼孔下無桿腔壓力Fig.7 Pressure of head port with different orifice

圖8 不同阻尼孔下活塞位移Fig.8 Displacement of piston with different orifice

由圖7可知，隨著阻尼孔徑減小，無桿腔的壓力波動逐漸減小。當(dāng)孔徑為2 mm時(shí)，壓力穩(wěn)定在45 bar;當(dāng)孔徑為3 mm時(shí)，壓力在43.3～45 bar之間周期性變化，并有逐漸減小的趨勢;當(dāng)孔徑為4 mm時(shí)，壓力在34.8～45 bar之間周期性變化?？梢?，阻尼孔有效抑制了無桿腔的壓力波動。

圖8所示為設(shè)置阻尼孔后油缸活塞的位移曲線?？梢钥闯?，隨著阻尼孔徑減小，油缸的伸出速度逐漸減小。孔徑為2，3和4 mm時(shí)，活塞桿伸出的時(shí)間由原來的1 s分別延長至1.93，1.38和1.15 s?？梢姡枘峥椎脑O(shè)置影響到了系統(tǒng)的響應(yīng)速度。

綜合圖7和圖8的仿真結(jié)果可知，阻尼孔徑越小，系統(tǒng)壓力越平穩(wěn)，但是對系統(tǒng)的響應(yīng)速度影響越大;阻尼孔徑越大，系統(tǒng)的響應(yīng)速度越快，但是系統(tǒng)的壓力波動也越大。因此，選擇阻尼孔徑為3 mm時(shí)較為合適，此時(shí)無桿腔壓力波動為1.7 bar，活塞桿的伸出時(shí)間延長0.38 s，既能有效降低系統(tǒng)的壓力波動，同時(shí)系統(tǒng)的響應(yīng)速度也在合理范圍內(nèi)。

4 結(jié)論

(1)振動偏心軸傳遞給夾持油缸的激振力破壞了夾持油缸內(nèi)壓力的穩(wěn)定性。

(2)在搗鎬張開過程中，激振力引起夾持油缸活塞與缸體產(chǎn)生非正常的相對運(yùn)動，導(dǎo)致缸體內(nèi)體積變化引起壓力變化。

(3)仿真結(jié)果表明，選擇合適的阻尼孔可以有效減小搗固裝置夾持液壓系統(tǒng)因激振力引起的壓力波動，從而提高夾持動作的穩(wěn)定性。

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