復(fù)合型液壓缸與外置閥組合工作性能分析①

趙尚宇 謝志聰 陳志彬

(廣東省韶關(guān)市質(zhì)量計(jì)量監(jiān)督檢測(cè)所 廣東韶關(guān) 512026)

1 前言

隨著我國(guó)工業(yè)、農(nóng)業(yè)、交通運(yùn)輸業(yè)、軍工等行業(yè)技術(shù)進(jìn)步，促進(jìn)了液壓技術(shù)及裝備的發(fā)展，使液壓元件質(zhì)量不斷提高，配套的液壓系統(tǒng)也在不斷適應(yīng)和完善，性能也有很大的提高。為了適應(yīng)工業(yè)發(fā)展，節(jié)約能源的需求，研究出許多節(jié)能液壓元件和節(jié)能液壓系統(tǒng)[1-3]。如田靈飛等人，從提高液壓系統(tǒng)工作效率，降低能量消耗，設(shè)計(jì)了一種新型節(jié)能液壓缸，該缸是采用柱塞和活塞組合結(jié)構(gòu)，有快慢速工況[4]。許賢良，韋文術(shù)在液壓缸研究方面提出了許多寶貴意見[5]。為了克服摩擦力所造成液壓缸的能量損失，而應(yīng)用格萊密封圈等密封件。為了提高液壓缸動(dòng)態(tài)性能，武漢科技大學(xué)流體傳動(dòng)團(tuán)隊(duì)研發(fā)了變間隙密封液壓缸，當(dāng)壓力提高時(shí)，仍保持原設(shè)定的間隙量，減少了因液壓油壓力升高而增大泄漏量[6]。

本文從液壓缸速度及推力轉(zhuǎn)換出發(fā)，在輕載時(shí)高速運(yùn)動(dòng)，重載時(shí)慢速運(yùn)動(dòng)，提出了一種大小活塞串聯(lián)與控制閥組合一種新型節(jié)能液壓缸，文中重點(diǎn)對(duì)速度轉(zhuǎn)換的平穩(wěn)性進(jìn)行建模和對(duì)吸油閥建模與仿真，從而獲取更優(yōu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和性能。

2 液壓閥與缸組合設(shè)計(jì)原則

對(duì)液壓缸的設(shè)計(jì)，應(yīng)遵循以下幾條原則[7]：

(1)滿足液壓缸的輸出力、行程及運(yùn)動(dòng)速度要求。

(2)應(yīng)使液壓缸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕、體積小。

(3)工作平穩(wěn)。

(4)選用密封件合理，使其摩擦力小、壽命長(zhǎng)、容易更換。

(5)液壓缸應(yīng)做到成本低、加工容易、方便維修。

(6)保證有關(guān)零部件同心度。

3 結(jié)構(gòu)與工作原理

目前有些專家學(xué)者提出了一些節(jié)能液壓缸的設(shè)計(jì)方案，達(dá)到了功率分級(jí)輸出與節(jié)省能源的目的，降低了空行程的能量消耗，使液壓缸的工作效率提高，實(shí)現(xiàn)能量低損耗[8]。但是不足之處有，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故障率較高，不易維修，功率分級(jí)輸出需要人工調(diào)節(jié)控制。

本文提出一種閥與缸組合結(jié)構(gòu)的液壓缸。能實(shí)現(xiàn)速度和負(fù)載平穩(wěn)變換，且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、低成本和重量輕。多用于各種存在先快速和力小推出然后轉(zhuǎn)換成慢速力大推出的工況。

其結(jié)構(gòu)和工作原理如圖1所示，閥缸組合液壓缸主要包括導(dǎo)向套、大活塞、大活塞桿、大缸體、小缸體、小活塞、小活塞桿、單向吸油閥和電磁排油閥，其單向吸油閥和電磁排油閥為外置型。

缸體由大小缸體組成且設(shè)有端蓋。導(dǎo)向套裝在大缸體內(nèi)。大缸體內(nèi)圓與小缸體內(nèi)圓接觸處對(duì)稱地開有兩個(gè)眉毛槽，大缸體與小缸體上分別開吸油閥6，一端油口與大缸體吸油孔連接，另一油口通過管道插入油箱內(nèi)。排油閥選用二位二通電磁閥，也為外置型，一端油口與小缸體排油孔連接，另一油口通過管道插入油箱內(nèi)。為保證良好密封性能，在大端蓋的內(nèi)圓壁處有防塵圈，在導(dǎo)向套的內(nèi)圓壁處裝有密封圈，在大活塞的外圓處裝有密封圈；為減小液壓卡緊力，在小活塞的外圓處加工有5～7條均壓槽。均壓槽寬度為0.5～0.8mm，深度為0.8～1.0mm，槽距為4～8mm。

圖1 雙閥與液壓缸結(jié)構(gòu)原理圖1—大端蓋；2—導(dǎo)向套；3、10—油液口；4—大活塞；5—補(bǔ)油口；6—補(bǔ)油單向閥；7—中間腔；8—小活塞桿；9—二位二通電磁閥；11—小缸無桿腔；12—小活塞；13—均壓槽；14—小缸體；15—眉毛槽；16—沉割槽；17，19—密封圈；18—大缸體；20—大活塞桿

眉毛槽的軸向長(zhǎng)度L1為4～10mm，徑向長(zhǎng)度L2為3～6mm。眉毛槽在水平面的投影是等腰三角形且兩等腰夾角為45～75°。

液壓閥與缸的工作過程是：當(dāng)油液從小缸的油口進(jìn)油時(shí)，排油電磁閥保持關(guān)閉，在油液壓力作用下大、小活塞整體上移，中間腔的容積變大，出現(xiàn)負(fù)壓。補(bǔ)油單向閥打開，液壓油從補(bǔ)油口流入缸體內(nèi)，對(duì)中間腔補(bǔ)油，這時(shí)二位二通電磁閥不通電，處于關(guān)閉狀態(tài)；當(dāng)小活塞離開小缸體后，中間腔壓力為工作壓力，在壓力油作用下補(bǔ)油閥關(guān)閉，大、小活塞整體上移到原設(shè)定位置。當(dāng)從大缸體油口3進(jìn)油，補(bǔ)油單向閥自動(dòng)關(guān)閉，在壓力油作用下大活塞和小活塞不斷下移，這時(shí)，二位二通電磁閥得電，打開通路，實(shí)現(xiàn)中間油腔排油。小活塞進(jìn)入小缸內(nèi)，小缸油腔油液便從小缸油口排出，完成一個(gè)工作循環(huán)。

從結(jié)構(gòu)與工作原理可以看出其特點(diǎn)：

(1)采用雙活塞串聯(lián)單出桿結(jié)構(gòu)。憑借油液作用面積的改變，實(shí)現(xiàn)推力的自動(dòng)變換，達(dá)到節(jié)約能源的目的。

(2)實(shí)現(xiàn)輕載快速，重載慢速工作，避免能源浪費(fèi)。

(3)吸油閥為外置型，是單向閥結(jié)構(gòu)。排油閥也是外置型，是二位二通電磁閥，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，可靠性高。

(4)大活塞與缸體為密封圈密封，小活塞與缸體為恒間隙密封，小缸體和小活塞的間隙值為12～20μm，小活塞與小缸體的密封性能好，有利于小活塞進(jìn)出小缸筒。

4 眉毛槽建模與仿真

在液壓缸小缸體上部?jī)?nèi)開有二條對(duì)稱眉毛槽，對(duì)液壓缸工作穩(wěn)定性有很大影響，下面進(jìn)行分析。

4.1 眉毛槽的數(shù)學(xué)模型

眉毛槽是用銑刀切削加工而成，其截面的投影面為三角形，當(dāng)開口度發(fā)生變化時(shí)，其通流面積也發(fā)生變化。模型如圖2所示。

圖2 眉毛槽面積圖

設(shè)已知參數(shù)為：小缸體內(nèi)徑為D2=16mm，眉毛槽高度為L(zhǎng)，眉毛槽的最大深度h，眉毛槽加工刀具夾角2α。其面積的計(jì)算公式如下：

眉毛槽的傾角為：

β=arctan(L/h)

縫隙開度為x時(shí)眉毛槽的高為：

根據(jù)正弦定理有：

θ=π-(γ+α)

則眉毛槽的面積為

A=Ax·cosβ

式中：R-所在缸體的半徑，mm；

θ-對(duì)應(yīng)圓弧中心角的一半角度,°；

γ-隙邊與半徑的夾角,°。

通過matlab軟件計(jì)算，選定參數(shù)為：2α為60°，L=4mm，R=16mm，h=8mm，計(jì)算結(jié)果如圖3。從圖3可以看出，眉毛槽的面積隨著開口度變化近似線性。

根據(jù)流體力學(xué)計(jì)算公式，通過眉毛槽的流量公式如下[9]：

式中:Cq-流量系數(shù)，取0.61—0.72；

A0-通流面積,mm2；

Δp-前后兩端壓差；

ρ-液壓油密度，870kg/m3。

圖3 眉毛槽面積變化曲線

4.2 眉毛槽緩沖仿真

本次仿真用線性節(jié)流口來替代，參數(shù)設(shè)定，xmax=10mm，Amax=19.6mm2，仿真結(jié)果如下圖所示。

圖4 液壓缸活塞速度隨時(shí)間變化曲線

圖5 液壓缸活塞速度隨位移變化曲線

由圖4及圖5可知，眉毛槽的存在使得液壓缸活塞在運(yùn)動(dòng)時(shí)提前到達(dá)平穩(wěn)狀態(tài)。因而，設(shè)計(jì)出較合理的眉毛槽，對(duì)實(shí)現(xiàn)液壓缸更平穩(wěn)的工作是十分關(guān)鍵的。

5 吸油閥建模與仿真

5.1 吸油閥工作原理

吸油閥是液壓缸工作時(shí)十分重要部件，也是液壓缸有效工作的關(guān)鍵部件。吸油閥設(shè)為外置型，其油口與外界油路相通，一般通過低壓管直接與油箱相通。另一油口與大缸體油口聯(lián)接。

吸油閥主要起到液壓缸中間腔出現(xiàn)時(shí)補(bǔ)油，液壓缸反向運(yùn)動(dòng)時(shí)關(guān)閉的作用。

5.2 吸油閥數(shù)學(xué)模型

吸油閥主要組成部分為閥座、復(fù)位彈簧和閥芯，其中閥芯為錐形結(jié)構(gòu)。其結(jié)構(gòu)原理圖如6所示。

圖6 吸油閥結(jié)構(gòu)示意圖1—閥座；2—復(fù)位彈簧；3—閥芯

吸油閥的壓力流量特性方程為[10,11]：

式中:Q-閥口流量；

Δp-閥口兩端壓差；

A-閥口過流面積,mm2；

Cd-流量系數(shù)。

吸油閥過流截面積為：

式中:x-閥口開度；

R-錐閥芯最大半徑,mm；

d1-閥口直徑,mm。

若忽略液動(dòng)力影響，閥芯的運(yùn)動(dòng)方程為[12]：

彈簧剛度計(jì)算為：

式中:k-彈簧剛度,N/mm；

d1-閥口直徑,mm；

x0-彈簧預(yù)壓縮量。

設(shè)計(jì)彈簧剛度時(shí)，主要根據(jù)負(fù)壓和閥口直徑大小，負(fù)壓一般取小于0.3bar的值。

5.3 吸油閥閥口直徑對(duì)性能的影響

現(xiàn)設(shè)吸油閥的閥口直徑分別為6mm、8mm和10mm，其他參數(shù)不變，進(jìn)行仿真[13]。設(shè)定時(shí)間為60s，步長(zhǎng)為0.05s，仿真結(jié)果如下。

圖7 液壓缸活塞位移曲線

圖8 液壓缸活塞最大幅值

由圖7、圖8中可以得出，在吸油閥吸油時(shí)，隨著閥口直徑的變大，液壓缸活塞振幅減小。因而，液壓缸活塞運(yùn)動(dòng)趨向平穩(wěn)。

5.4 吸油閥彈簧剛度對(duì)性能的影響

設(shè)定k分別為0.5N/mm、5N/mm與20N/mm，不改變參數(shù)其它參數(shù)，仿真結(jié)果如下：

圖9 不同彈簧剛度的閥口壓力曲線

從圖9可知，隨著彈簧剛度增大，吸油閥閥口負(fù)壓力增大。因而，吸油過程出現(xiàn)變化。

圖10 彈簧剛度不同時(shí)活塞速度平均幅值

圖11 不同彈簧剛度的活塞位移曲線

從圖10可以看出，彈簧剛度并不是越小越好。當(dāng)彈簧剛度變大時(shí)，液壓缸活塞速度的平均波動(dòng)幅值減小。從圖11顯示吸油量一定，彈簧剛度不同時(shí)，活塞位移隨時(shí)間變化曲線重合，說明其位移量基本相同。

綜合上文分析可以得出，液壓缸活塞運(yùn)動(dòng)速度主要受彈簧剛度的影響，而中間油腔壓力主要受閥口直徑的影響。當(dāng)彈簧剛度太小時(shí)，會(huì)導(dǎo)致液壓缸活塞振幅較大，系統(tǒng)固有頻率低，流量脈動(dòng)較大；而彈簧剛度太大時(shí)，會(huì)影響吸油閥的吸油效果，產(chǎn)生較大的負(fù)壓。因而，在設(shè)計(jì)液壓缸時(shí)，要選定合理的彈簧剛度，這一點(diǎn)十分重要。

6 結(jié)論

本文研究復(fù)合液壓缸與閥組合進(jìn)行工作，對(duì)其工作原理及性能進(jìn)行分析。通過AMESim軟件仿真分析眉毛槽在液壓缸工作中的作用，以及吸油閥對(duì)液壓缸性能的影響。得出結(jié)論：若吸油閥閥口直徑過小，會(huì)導(dǎo)致吸油不充分甚至不能吸油，從而導(dǎo)致液壓缸運(yùn)行時(shí)“顫抖”現(xiàn)象的產(chǎn)生。若吸油閥閥口直徑過大，則流量脈動(dòng)大，導(dǎo)致液壓缸有較大沖擊；吸油閥彈簧剛度過小，則流量脈動(dòng)大，導(dǎo)致液壓缸有較大沖擊，彈簧剛度過大，會(huì)導(dǎo)致中間腔有較大的負(fù)壓。本文研究的復(fù)合型液壓缸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和理論分析可供從事液壓缸設(shè)計(jì)人員參考。