基于AMESIM的高速氣缸新型緩沖裝置緩沖性能研究

張日紅， 杜群貴

(1.仲愷農(nóng)業(yè)工程學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，廣州 510225； 2.華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廣州 510641)

基于AMESIM的高速氣缸新型緩沖裝置緩沖性能研究

張日紅1，2， 杜群貴2

(1.仲愷農(nóng)業(yè)工程學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，廣州 510225； 2.華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廣州 510641)

目前氣動技術(shù)在現(xiàn)代工業(yè)技術(shù)發(fā)展過程中占有重要的地位，而作為執(zhí)行元件的氣缸的應(yīng)用更是普遍，氣缸的工作速度逐步向高速方向發(fā)展，而性能良好的緩沖裝置對于氣缸以穩(wěn)定而低速的狀態(tài)?？吭谛谐探K點(diǎn)具有極其重要的作用。通過仿真和實(shí)驗(yàn)分析發(fā)現(xiàn)基于壓力釋放閥緩沖調(diào)節(jié)閥在氣缸緩沖性能調(diào)節(jié)方面存在調(diào)節(jié)范圍小，容易引發(fā)氣缸活塞速度的振蕩，進(jìn)一步提出了一種新型緩沖裝置，該新型緩沖裝置通過氣缸緩沖腔余隙容積與壓力調(diào)節(jié)閥的分段調(diào)節(jié)來實(shí)現(xiàn)氣缸良好緩沖的調(diào)整。接下來在構(gòu)建具有新型緩沖裝置的高速氣缸AMESIM數(shù)值模型的基礎(chǔ)上，對氣缸活塞速度為3.0～3.7 m/s，氣缸執(zhí)行系統(tǒng)可移動部件質(zhì)量為4 kg工況條件下進(jìn)行了仿真分析，分析結(jié)果顯示了氣缸速度在3.0～3.5變化時，通過調(diào)節(jié)氣缸緩沖腔的余隙容積大小即可實(shí)現(xiàn)最佳緩沖，而氣缸速度在3.5～3.7 m/s變化時，則通過調(diào)節(jié)壓力調(diào)節(jié)閥來實(shí)現(xiàn)最佳緩沖。通過仿真還得出了氣缸實(shí)現(xiàn)良好緩沖的分段調(diào)節(jié)范圍，穩(wěn)定調(diào)節(jié)范圍相比單純基于壓力釋放閥的緩沖調(diào)節(jié)方式有了很好的提升。

高速氣缸；新型緩沖裝置；緩沖性能；AMESIM建模

氣缸非常適合快速使負(fù)載質(zhì)量加速至較高的速度，從目前的發(fā)展趨勢看，通用型氣缸將進(jìn)一步保持低成本、高性能、多樣化的特點(diǎn)。另一方面，特殊用途的氣缸將繼續(xù)向著高速化、高精度化、 復(fù)合化以及追求平滑移動特性上發(fā)展[1]。氣缸的高速化發(fā)展對提高裝置的生產(chǎn)效率非常重要，是氣動技術(shù)發(fā)展的必然趨勢[2]。為了使氣缸活塞平穩(wěn)和無沖擊的停止到行程終點(diǎn)，普遍的方法是合理配置排氣節(jié)流通道的有效截面積，使氣缸活塞在運(yùn)行過程中逐漸擠壓緩沖腔內(nèi)的氣體，使緩沖腔內(nèi)氣體的壓力迅速升高而形成緩沖氣墊，進(jìn)而吸收氣缸運(yùn)動部件的沖擊動能[3]。緩沖氣墊與機(jī)械彈簧的性質(zhì)很相似，很多場合下視其為氣動彈簧。如果氣動彈簧的剛度過大，氣缸活塞沒有到達(dá)形成終點(diǎn)氣缸活塞就停止了，接著活塞速度方向改變?yōu)樨?fù)方向，之后又重新恢復(fù)為原來的速度方向，進(jìn)而形成活塞速度的反彈現(xiàn)象[4]。反彈現(xiàn)象的產(chǎn)生對于消除氣缸的沖擊振動沒有任何效果，只會延長氣缸的行程時間[5]。若氣動彈簧的剛度太小，氣缸的沖擊動能無法被吸收，氣缸活塞將以較高的速度沖擊氣缸端蓋[6]。合理的緩沖方式直接決定氣動彈簧的剛度，進(jìn)而影響氣動緩沖的性能[7]。因此，應(yīng)用合理的緩沖方案及相應(yīng)的緩沖裝置，使活塞以較低的速度平穩(wěn)地停靠在行程終點(diǎn)是極其重要的。

1 高速氣缸緩沖結(jié)構(gòu)與原理

大部分內(nèi)置氣動緩沖裝置在結(jié)構(gòu)上是相似的，即在氣缸的端蓋內(nèi)放置有緩沖密封圈，氣缸的活塞桿上有一段緩沖柱塞的結(jié)構(gòu)[8]。以氣缸的縮回階段為例，其工作原理可描述如下：活塞快速從左側(cè)向右側(cè)移動的過程中，氣缸背壓腔的氣體通過緩沖密封圈的中心孔排出。而當(dāng)緩沖密封圈進(jìn)入到緩沖密封圈的內(nèi)孔中時，緩沖密封圈中心孔的排氣通道被封閉。氣缸背壓腔內(nèi)的氣體則只能通過氣缸端蓋內(nèi)的更小的的排氣通道排至緩沖裝置入口處，由于緩沖裝置排氣節(jié)流口面積低于氣缸活塞對背壓腔氣體壓縮的速度，因此背壓腔的壓力迅速上升，使活塞的速度得以降低[9]。圖2所示的壓力釋放閥是目前在高速氣缸中普遍采用的緩沖元件，其開啟壓力是由人為調(diào)整的彈簧壓縮量來控制，即彈簧壓縮量的調(diào)整必須根據(jù)氣缸運(yùn)行的最高速度和負(fù)載質(zhì)量來進(jìn)行合理調(diào)整，以保證氣缸緩沖腔內(nèi)的壓力上升至最大時，壓力釋放閥迅速開啟并排盡緩沖腔內(nèi)的氣體，但實(shí)際情況是合理的彈簧壓縮量的穩(wěn)定區(qū)間過小，人工調(diào)整良好緩沖是極為費(fèi)時費(fèi)力的[10]。主要現(xiàn)象為兩種：①如果彈簧壓縮量調(diào)整不足，壓力釋放閥開啟過早而導(dǎo)致氣缸背壓腔的緩沖能量不足而使氣缸活塞撞擊到活塞端蓋；②如果彈簧壓縮量調(diào)整過度，會使得壓力釋放閥的開啟不穩(wěn)定，存在反復(fù)啟閉的現(xiàn)象，最終導(dǎo)致氣缸活塞發(fā)生激烈的沖擊反彈。改進(jìn)后的新型緩沖閥組件如圖3所示，主要由壓力調(diào)節(jié)閥、排氣閥、單向節(jié)流閥所組成，其工作原理為：一旦氣缸緩沖腔壓力達(dá)到壓力調(diào)節(jié)閥的開啟壓力，氣體便可進(jìn)入到固定容腔內(nèi)，當(dāng)固定容腔內(nèi)的壓力上升到超過排氣閥的開啟壓力時，排氣閥開啟，由于新型緩沖閥組件的排氣節(jié)流口可以經(jīng)閥體內(nèi)的孔道與氣缸的排氣腔相通在設(shè)計上是可行的，因此緩沖腔內(nèi)的氣體可最終經(jīng)排氣閥、排氣節(jié)流口排至氣缸排氣腔內(nèi)?？紤]到單向節(jié)流閥的兩端分別作用有固定容腔和氣缸緩沖腔內(nèi)的氣體壓力，因此當(dāng)氣缸緩沖腔的壓力隨著氣體的排放開始低于固定容腔內(nèi)的氣體壓力時，固定容腔內(nèi)的氣壓便會使單向節(jié)流閥開啟并緩慢釋放其內(nèi)部的氣體壓力。單向節(jié)流閥的通流面積需大小合適，進(jìn)而延遲固定容腔經(jīng)單向閥向氣缸緩沖腔排放的速度，以保證排氣閥的開啟時間更久。

圖1 高速氣缸的內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 壓力釋放閥結(jié)構(gòu)圖

圖3 新型緩沖閥組件結(jié)構(gòu)圖

2 氣缸傳動系統(tǒng)的仿真與實(shí)驗(yàn)研究

2.1氣缸傳動系統(tǒng)數(shù)值模型

首先對氣缸整體結(jié)構(gòu)進(jìn)行功能分解，主要包括進(jìn)氣腔、驅(qū)動腔、緩沖腔、排氣腔四個腔體與緩沖閥組件，緩沖閥組件的主要功能是在合理的時刻開啟緩沖閥組件并迅速排空氣缸緩沖腔的氣體，除此之外還包括連接各腔體與緩沖閥組件的等效節(jié)流孔、管道和氣容。而電磁換向閥主要完成對供氣口與排氣口的切換，即實(shí)現(xiàn)氣缸伸出與縮回的控制。AMESIM非常適合基于氣動元件的模塊化數(shù)值建模[11]，通過對氣缸整體結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)與功能分析，建立了如圖4所示的基于AEMSIM的氣缸傳動系統(tǒng)的總體數(shù)值模型。

圖4 基于AMESIM的氣動系統(tǒng)數(shù)值模型

2.2緩沖閥組件模型

圖5和圖6分別顯示了基于AMESIM的壓力釋放閥和新型緩沖組件的數(shù)值模型。這兩種緩沖結(jié)構(gòu)的入口和出口壓力分別為氣缸緩沖腔壓力p3和排氣腔壓力

圖5 壓力釋放閥數(shù)值模型

圖6 新型緩沖組件數(shù)值模型

p4。新型緩沖閥組的數(shù)值模型主要由壓力調(diào)節(jié)閥、排氣閥、單向節(jié)流閥三部分組成。

2.3主要參數(shù)設(shè)置

高速氣缸氣動系統(tǒng)及緩沖裝置的相關(guān)參數(shù)如表1所示。主要包括氣缸、壓力釋放閥與新型緩沖裝置的等效通流面積、彈簧動力參數(shù)、氣體容腔的以及負(fù)載質(zhì)量等參數(shù)。

2.4氣缸與閥芯可移動部件摩擦力

氣缸機(jī)械系統(tǒng)的摩擦力模型采用Stribeck模型，其中fs，fc,fv分別氣缸機(jī)械系統(tǒng)的靜摩擦力、庫倫摩擦力及黏性摩擦因數(shù)[12]。經(jīng)前期的試驗(yàn)并進(jìn)行線性回歸得到fs，fc,fv的表達(dá)式為

(1)

根據(jù)文獻(xiàn)[13]的經(jīng)驗(yàn)預(yù)測可得到緩沖裝置的等效通流面積與閥芯摩擦力模型如式2所示[13]:

(2)

2.5仿真條件的設(shè)置

由于氣缸的伸出與縮回的緩沖過程是相似的，而且緩沖結(jié)構(gòu)是相同的，因此對于氣缸緩沖性能的仿真選氣缸的縮回階段作為代表進(jìn)行研究[14]。仿真過程中固定Ae1=25.5 mm2，通過調(diào)節(jié)Ae2來實(shí)現(xiàn)氣缸的不同速度。為了模擬實(shí)際氣缸的運(yùn)行條件，先使氣缸伸出至終點(diǎn)并做短時間停留，之后切換電磁閥換向以保證氣缸快速返回，電磁閥的控制信號如圖7所示。為了使氣缸的縮回階段的位移信號保持正向變化，設(shè)置氣缸伸出到終點(diǎn)位置的的初始位移為0 mm，而氣缸縮回到終點(diǎn)位置時氣缸的位移為800 mm。

圖7 電磁換向閥控制信號

2.6模型仿真與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證基于AMESIM的數(shù)值模型的的正確性，搭建了高速氣缸的動態(tài)性能的測試平臺，圖8與圖9分別展示了氣缸緩沖腔壓力與位移、速度信號的測試方法，緩沖腔壓力測試采用FESTO壓力傳感器SPTB-P50R-G14-VD-M12，位移與速度信號的測試采用MTS磁致位移傳感器RPM1000MR031V01，通過實(shí)驗(yàn)測試得出氣缸最高速度在3 m/s的位移、速度與各腔體壓力，并進(jìn)行相應(yīng)條件下的高速氣缸動態(tài)性能仿真，以此來分析仿真與實(shí)驗(yàn)的吻合程度，從圖10與圖11的仿真與實(shí)驗(yàn)曲線對比可知，仿真模型具備良好的擬合度，可以保證基于新型緩沖裝置的高速氣缸仿真分析的可靠性。

圖8 緩沖腔壓力測試方法

圖9 位移與速度信號測試方法

圖10 位移、速度仿真與實(shí)驗(yàn)對比

圖11 氣缸各腔體壓力仿真與實(shí)驗(yàn)對比

2.7壓力釋放閥的調(diào)節(jié)特性

基于壓力釋放閥的高速氣缸的余隙容積的實(shí)際大小為3 284 mm3，實(shí)驗(yàn)得出在氣缸最高速度為3 m/s，氣缸執(zhí)行系統(tǒng)可移動部件質(zhì)量為4 kg時，氣缸活塞速度以及氣缸緩沖腔壓力隨壓力釋放閥彈簧壓縮量的變化規(guī)律分別如圖12和圖13所示，在兩圖中v0.0，v0.5，v1.0，v1.5分別表示壓力釋放閥彈簧壓縮量為0 mm，0.5 mm，1.0 mm和1.5 mm時，氣缸活塞速度的實(shí)時變化曲線。氣缸在進(jìn)入緩沖階段后，隨著壓力釋放閥彈簧壓縮量的增加，氣缸活塞的速度與氣缸緩沖腔壓力波動趨勢呈增長趨勢。即使在彈簧壓縮量為零時，依然存在有速度和壓力的振蕩，而且彈簧壓縮量的小幅度調(diào)節(jié)就會導(dǎo)致振蕩效果產(chǎn)生極大的變化，說明基于壓力釋放閥的緩沖調(diào)節(jié)的穩(wěn)定域較小。

圖12 壓力釋放閥彈簧壓縮量對活塞速度的影響

圖13 壓力釋放閥彈簧壓縮量對緩沖腔壓力的影響

Fig.13 The influence of pressure release valve spring compression on pressure in cushion chamber

圖14 分段調(diào)節(jié)裝置布置方案

圖15 配置有新型緩沖裝置的活塞速度特性

圖16 配置有新型緩沖裝置的氣缸緩沖腔壓力特性

3 新型緩沖裝置的性能研究

3.1最高速度變化時的緩沖調(diào)節(jié)特性

調(diào)節(jié)氣缸排氣口速度控制閥的有效截面積Ae2，進(jìn)行氣缸速度大于3 m/s的仿真分析，從圖17中Ae2、V30、xr0的調(diào)節(jié)規(guī)律可以看出速度的調(diào)節(jié)過程具有很好的線性度，氣缸速度在低于3.5 m/s時，通過調(diào)節(jié)氣缸緩沖腔的余隙容積來實(shí)現(xiàn)最佳緩沖，此時的余隙容積V30的變化范圍為：3 284

圖17 Ae2、V30、xr0的調(diào)節(jié)規(guī)律

圖18 vend、ta、xb、vb的變化規(guī)律

在理想的情況下，氣缸可移動部件在行程終點(diǎn)將以平滑的速度停止下來。而氣缸可移動部件的動能將轉(zhuǎn)化為緩沖腔氣體的壓縮功，如果假設(shè)氣缸緩沖腔氣體此時處于絕熱變化過程[15]，同時忽略摩擦力的影響，最終氣缸緩沖腔的氣體在壓縮過程結(jié)束后產(chǎn)生的壓力為：

(3)

式中：p3是緩沖過程結(jié)束時緩沖腔的壓力，Pa；p30是緩沖過程開始時緩沖腔的壓力，Pa；k是絕熱指數(shù)，取值為1.4；m是氣缸可移動部件的質(zhì)量，kg；vc0是氣缸在緩沖開始時的活塞速度，m/s；Vc0是緩沖過程開始時的緩沖腔的初始容積，m3。

圖19顯示了通過仿真得出的氣缸在緩沖開始時的緩沖腔壓力p30，氣缸在緩沖開始時的活塞速度vc0以及氣缸緩沖腔壓力的最大值p3max，圖20比較了仿真得出的p3max與通過公式2計算的緩沖腔最高壓力的對比結(jié)果，從中可以看出新型緩沖裝置的緩沖腔的壓力峰值與理想緩沖壓力峰值的計算結(jié)果變化趨勢非常接近，只是由于理想緩沖壓力峰值的計算忽略了摩擦力的影響，導(dǎo)致了二者之間有一定的誤差，這進(jìn)一步說明了新型緩沖裝置對于實(shí)現(xiàn)氣缸最佳緩沖調(diào)節(jié)的有效性。

圖19 p30、vc0、p3max的變化規(guī)律

圖20 p3mx與pcmax的比較

3.2新型緩沖裝置的穩(wěn)定調(diào)節(jié)區(qū)間

如果定義氣缸實(shí)現(xiàn)良好緩沖的衡量標(biāo)準(zhǔn)為氣缸以低于0.3 m/s的速度抵達(dá)終點(diǎn)，進(jìn)一步仿真可以得出氣缸活塞速度在3.0～3.7 m/s之間變化時余隙容積和壓力調(diào)節(jié)閥分段調(diào)節(jié)的有效調(diào)節(jié)范圍。具體如圖21所示，從中可以看出新型緩沖裝置的速度調(diào)節(jié)區(qū)間和穩(wěn)定域都得到了提高。

4 結(jié) 論

本文針對基于單純基于壓力釋放閥的高速氣缸可調(diào)緩沖存在調(diào)節(jié)范圍窄，調(diào)節(jié)穩(wěn)定域小的缺點(diǎn)，進(jìn)行了高速氣缸新型緩沖裝置的創(chuàng)新性設(shè)計，主要包括余隙調(diào)整組件、緩沖閥組件兩部分組成，其中的緩沖閥組件由壓力調(diào)節(jié)閥、排氣閥、單向節(jié)流閥三部分組成。通過基于AMESIM的數(shù)值仿真結(jié)果揭示了該新型緩沖裝置可實(shí)現(xiàn)高速氣缸的緩沖性能的分段調(diào)節(jié)，氣缸的最佳緩沖所對應(yīng)的壓力峰值隨著氣缸最高速度的提高而增加，同時壓力峰值的變化與理論計算結(jié)果具有相似的變化趨勢。

圖21 氣缸最高速度變化時良好緩沖的有效調(diào)節(jié)范圍

Fig.21 Adjustment range of good cushion performance when the maximum piston speed varies

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CushioningperformanceofanovelcushiondeviceforhighspeedpneumaticcylindersbasedonAMESIM

ZHANGRihong1，2,DUQungui2

(1. College of Mechanical and Electrical Engineering, Zhongkai University of Agriculture and Engineering Guangzhou 510225, China; 2. School of Mechanical and Automotive Engineering, South China University of Technology, Guangzhou 510641, China)

Currently the pneumatic technology plays on important role in modern industrial technologies, pneumatic cylinders are more generally used as actuators, and their operation speed is gradually improved. So, cushion devices with good performance appear to be quite necessary for guaranteeing the pneumatic cylinder to be able to stop in a stable and slow speed status at the end of travel. Simulations and experimental analyse have found that the pneumatic cylinders installed with the traditional pressure relief valvel can only manually regulate the cushioning properties in a small adjustment range, and may easily lead to the fluctuation of piston speed. A novel cushion device was proposed to achieve better cushioning properties, in which the clearance volume of cushion chamber and the spring compression of pressure regulating valve can be regulated according to the variation of piston speed. An AMESIM numerical model for a high speed pneumatic cylinder with the novel cushion device was developed to perform the simulation with the piston speed varying in 3.0-3.7 m/s and the mass of the moving parts in the actuator system being 4 kg. The analysis results show that when the maximum piston speed varies in 3.0-3.5 m/s, the optimum cushioning performance can be achieved by adjusting the clearance volume of cushion chamber, while when the maximum piston speed varies in 3.5-3.7 m/s, the spring compression of pressure regulating valve can be regulated to achieve the optimum cushioning performance. A better cushion adjustment range of the novel cushion device was determined through the simulation, comparing to the original pressure relief valvet.

high speed pneumatic cylinder; novel cushion device; cushion performance; AMESIM model

TH138.5；TH113.2

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.21.015

國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放課題項(xiàng)目(SKLMT-KFKT-201503);廣東省科技計劃項(xiàng)目(2013B010203016)

2016-04-29 修改稿收到日期：2016-06-21

張日紅 男，博士，副教授，1980年5月生

杜群貴 男，教授，博士，教授，1965年6月生