摘要:本文介紹了增壓缸的結(jié)構(gòu)和工作原理，利用AMESim的標(biāo)準(zhǔn)液壓庫和元件設(shè)計庫(HCD)構(gòu)建了某液壓系統(tǒng)增壓部分的仿真模型，并對增壓過程的動態(tài)性能進(jìn)行了仿真分析，對增壓缸的設(shè)計和分析具有指導(dǎo)意義。

關(guān)鍵詞:增壓缸;AMESim;動態(tài)性能;仿真分析

1引 言

為便于液壓閥的選型和使用，液壓系統(tǒng)的工作壓力一般設(shè)定為160～190bar。由于實(shí)際工況的需要，主油缸壓力可達(dá)到350bar左右。在這種情況下，通過增壓缸使主油缸獲得較高的工作壓力是一種較為理想的選擇。

2增壓缸工作原理

增壓缸的工作原理如圖1所示。當(dāng)?shù)蛪河蚉1 進(jìn)入到缸左端時，活塞向右運(yùn)動，輸出高壓油P2 ，由靜壓平衡原理可知:

P1A1=P2A2(1)

其中:

P1——輸入的低壓;

P2——輸出的高壓;

A1——大活塞的面積;

A2——小活塞的面積。

由(1)式可得: P2=P =PK (2)

式中:

K——增壓比，K= 。

面積A和A相差越大，K值也越大，增壓的效果越明顯。在系統(tǒng)的壓力一定時，經(jīng)過增壓缸可以使壓力放大K倍，達(dá)到增壓目的。

3 液壓系統(tǒng)增壓部分原理圖

某液壓系統(tǒng)增壓部分原理圖如圖2所示。它由電機(jī)、變量泵、蓄能器、插裝閥、溢流閥和增壓缸等基本元件組成。增壓過程如下:

系統(tǒng)壓力油通過插裝閥V101(YV101通電)進(jìn)入到增壓缸的大端，增壓缸小端的高壓油進(jìn)入到主油缸的上腔，產(chǎn)生壓力克服彈性負(fù)載。

增壓系統(tǒng)的作用是在盡可能短的時間內(nèi)使主油缸的壓力達(dá)到要求(由彈性負(fù)載的大小決定)，主缸的負(fù)載為彈性負(fù)載，主缸的活塞桿行程要控制在2mm內(nèi)。

4基于AMESim的增壓系統(tǒng)模型

AMESim所含液壓系統(tǒng)的模型庫中集成了大多數(shù)標(biāo)準(zhǔn)液壓元件的仿真子模型，最大程度地避免了仿真者自行設(shè)計數(shù)學(xué)模型。同時，對于系統(tǒng)中的特定元件模型，可根據(jù)其物理結(jié)構(gòu)，使用液壓元件設(shè)計庫里面的最小模型單元搭建完成[1]。

4.1 在草圖模式下建立液壓系統(tǒng)模型

本仿真系統(tǒng)的系統(tǒng)壓力采用變量泵來實(shí)現(xiàn)，省略了油路上的冷卻系統(tǒng)和過濾系統(tǒng)等輔助元件。對圖2所示的液壓系統(tǒng)，大多數(shù)元件如變量泵、蓄能器、電磁閥和溢流閥就直接調(diào)用標(biāo)準(zhǔn)液壓庫里的子模型;但是系統(tǒng)中的增壓缸、插裝閥作為特定元件，標(biāo)準(zhǔn)液壓庫無法滿足建模要求。為此采用了AMESim的液壓元件設(shè)計庫HCD (Hydraulic Component Design)[2]。應(yīng)用HCD庫建立了如圖3所示的插裝閥的仿真模型以及圖4所示的增壓缸的仿真模型。用以上在標(biāo)準(zhǔn)庫里調(diào)用的和通過HCD庫建立的元件子模型，就可以搭建增壓系統(tǒng)的仿真模型，如圖5所示。

4.2 在子模型模式下為每個圖形模塊選取數(shù)字模型

進(jìn)入子模型模式(Submodel mode)，為系統(tǒng)中的每個圖形模塊選取子模型。AMESim 提供了首選子模型(Premier submode1)功能。

4.3在參數(shù)模式下設(shè)定每個圖形模塊需要的特定參數(shù)

在參數(shù)模式(Parameters mode)下，設(shè)置系統(tǒng)主要的仿真參數(shù)如表1所示。

4.4 在運(yùn)行模式下運(yùn)行仿真

進(jìn)入運(yùn)行模式(Run mode)，設(shè)置仿真時間為1s、仿真步長為0.01，按照單步運(yùn)行的運(yùn)行方式開始仿真。

5仿真結(jié)果分析

5.1 增壓缸分析

圖6為增壓缸低壓、高壓腔壓力曲線，其中曲線1為低壓腔壓力曲線，曲線2為高壓腔壓力曲線;圖7為增壓缸活塞桿的位移曲線。通過仿真曲線可以看到，增壓缸低壓腔在44ms達(dá)到最大壓力140bar(系統(tǒng)的壓力)，此時高壓腔的壓力為310bar，可以計算出實(shí)際的增壓比為 2.21，比理論值2.25略小。這是由于增壓缸的泄漏和液壓油的壓縮造成的;在增壓缸低壓腔達(dá)到最大壓力時，增壓缸的活塞桿位移為75mm，與活塞桿的最大位移140mm相比，還有很大余量，為了使增壓缸適應(yīng)不同的負(fù)載，其最大位移都要留有余量。

5.2 主油缸分析

圖8為主油缸活塞桿的位移曲線，圖9為主缸壓制力曲線。通過仿真曲線可以看到，主缸在0.44s達(dá)到了預(yù)定的最大位移2mm，此后保持了穩(wěn)定高壓狀態(tài);達(dá)到最大位移時主缸最大的壓制力為1.1×107 N。

5.3 增壓缸間隙對增壓系統(tǒng)的影響

為了探討增壓缸的泄漏對系統(tǒng)的影響，通過改變系統(tǒng)仿真模型中增壓缸的徑向間隙，可以得到低壓腔、高壓腔的具體泄漏情況。

圖10 為增壓缸徑向間隙t=0.01mm時的泄漏流量，圖10(a)為低壓腔泄漏流量，圖10(b)為高壓腔泄漏流量。通過圖10(a)與圖10(b)的對比可以看出，當(dāng)系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定時(0.44s)，低壓腔、高壓腔泄漏量都很小，但高壓腔的泄漏量相對較大。

同理，圖11為增壓缸徑向間隙t=0.1mm時的泄漏流量。對比圖11(a)與圖11(b)可以很明顯的看到，徑向間隙的增大，低壓腔、高壓腔泄漏量都增大，達(dá)到穩(wěn)定時(0.44s)，低壓腔的泄漏流量為0.63 L/min，而高壓腔的泄漏流量為0.96 L/min，低壓腔的泄漏量增長速度更快，但高壓腔的泄漏量始終大于低壓腔，這說明高壓對系統(tǒng)泄漏的影響是最大的。通過上面的分析可以對增壓缸的設(shè)計與選型有一定的指導(dǎo)意義。在設(shè)計增壓缸的時候一定要注意活塞桿的密封，尤其是高壓腔活塞的密封，增壓缸的徑向間隙控制在0.01mm可以產(chǎn)生很小的泄漏量，滿足系統(tǒng)要求。

參考文獻(xiàn)

[1] 郭曉松，祁帥，于傳強(qiáng)等.工程機(jī)械的節(jié)流調(diào)速液壓回路仿真分析[J].機(jī)床與液壓，2009，6:206-208.

[2] 付永領(lǐng)，祁曉野.AMESim系統(tǒng)建模和仿真——從入門到精通[M].北京:北京航空航天大學(xué)出版社，2006.