周大星，瞿軍，呂小勇

(1.海軍航空工程學(xué)院研究生管理大隊(duì)，山東煙臺(tái)264001;2.海軍航空工程學(xué)院飛行器工程系，山東煙臺(tái)264001)

雙向液壓鎖廣泛應(yīng)用于工程、運(yùn)輸、起重等機(jī)械中的油缸保壓回路，能夠在支腿伸出后進(jìn)行油路鎖定，避免發(fā)生意外情況時(shí)支腳失去控制而造成事故[1－2]。在某特種車(chē)輛中，其作用是可靠鎖定調(diào)平油缸工作位置，保證車(chē)體的精確調(diào)平和保持精度。因此，深入研究雙向液壓鎖的結(jié)構(gòu)原理，分析影響其動(dòng)態(tài)特性的主要因素，有利于該裝置的正確使用和性能維護(hù)，確保調(diào)平系統(tǒng)的可靠使用。

作者利用AMESim軟件建立起雙向液壓鎖仿真模型[3－4]，對(duì)影響調(diào)平系統(tǒng)性能的參數(shù):控制閥芯質(zhì)量值和阻尼值、單向閥閥芯質(zhì)量值和彈簧剛度值等進(jìn)行了仿真，從對(duì)液壓缸伸出時(shí)間和壓力流量平穩(wěn)性的分析中，得到影響雙向液壓鎖動(dòng)態(tài)特性的主要因素。研究并劃分了液壓鎖故障狀態(tài)，通過(guò)仿真分析，得出了故障狀態(tài)臨界參數(shù)。

1 雙向液壓鎖建模

1.1 雙向液壓鎖結(jié)構(gòu)原理

雙向液壓鎖由兩個(gè)液控單向閥共用一個(gè)閥體和控制閥芯組成。液控單向閥在兩端，中間有一個(gè)控制閥芯。如圖1所示。

圖1 雙向液壓鎖結(jié)構(gòu)

當(dāng)壓力油從A腔進(jìn)入時(shí)，依靠油壓自動(dòng)將左邊的液控單向閥閥芯頂開(kāi)，使油液從A 流腔向A1腔。同時(shí)，通過(guò)控制閥芯把右邊的液控單向閥頂開(kāi)，將原來(lái)封閉在B1腔中的油液，通過(guò)B腔排出。同理，當(dāng)B 油腔進(jìn)油時(shí)，A 油腔就反向出油。當(dāng)A、B 兩腔都沒(méi)有壓力油時(shí)，A1腔與B1腔的反向油液依靠液控單向閥閥芯的錐面與閥體的嚴(yán)密接觸而封閉。此時(shí)，執(zhí)行元件被雙向鎖定[5]。

1.2 仿真模型建立[6－7]

根據(jù)雙向液壓鎖的功能，針對(duì)一個(gè)調(diào)平油缸建立“鎖－缸”執(zhí)行回路，從而通過(guò)液壓缸的響應(yīng)特性分析液壓鎖的動(dòng)態(tài)特性。具體建模過(guò)程有以下幾個(gè)步驟:

(1)進(jìn)入AMESim軟件的草圖模式，在Hydraulic元件庫(kù)中選取相應(yīng)的液壓泵、液壓缸和換向閥元件，構(gòu)建如圖2所示的仿真模型。利用HCD 庫(kù)中的基本元件來(lái)構(gòu)建雙向液壓鎖模型，這樣能夠準(zhǔn)確仿真其內(nèi)部結(jié)構(gòu)，便于深入分析影響動(dòng)態(tài)特性的主要因素。

圖2 雙向液壓鎖仿真模型

(2)在子模型模式下，根據(jù)各個(gè)元件的實(shí)際類(lèi)型來(lái)選取對(duì)應(yīng)元件的子模型。重點(diǎn)選擇雙向液壓鎖的子模型種類(lèi)，其他元件均選用AMESim 默認(rèn)子模型。

(3)在參數(shù)模式下為各個(gè)元件設(shè)置參數(shù)。主要參數(shù)設(shè)置如表1，其他參數(shù)設(shè)置為默認(rèn)值。

表1 主要參數(shù)

(4)在運(yùn)行模式下，設(shè)置運(yùn)行參數(shù):仿真時(shí)間30 s，采樣時(shí)間0.1 s，仿真模式為動(dòng)態(tài)。

2 仿真分析

為了研究不同參數(shù)下雙向液壓鎖的動(dòng)態(tài)特性，分別對(duì)可能影響其性能的參數(shù):控制閥芯質(zhì)量值和阻尼值、單向閥閥芯質(zhì)量值和彈簧剛度值進(jìn)行仿真分析。

2.1 控制閥芯參數(shù)仿真分析

通過(guò)改變控制閥芯質(zhì)量值，仿真得到控制閥芯不同質(zhì)量下的液壓缸伸出時(shí)間曲線，如圖3所示;液壓缸壓力和流量曲線如圖4所示。

圖3 控制閥芯不同質(zhì)量下的液壓缸伸出時(shí)間

圖4 控制閥芯不同質(zhì)量液壓缸壓力和流量標(biāo)準(zhǔn)差

改變控制閥芯阻尼值，仿真得到控制閥芯不同阻尼下的液壓缸伸出時(shí)間曲線如圖5所示，控制閥芯不同質(zhì)量液壓缸壓力曲線如圖6所示，液壓缸流量曲線如圖7所示。

圖5 控制閥芯不同阻尼下的液壓缸伸出時(shí)間

圖6 控制閥芯不同阻尼下的液壓缸壓力

圖7 控制閥芯不同阻尼下的液壓缸流量

由圖3可以看出:液壓缸的伸出時(shí)間基本在27.9～28.2 s 之間，變化不大。當(dāng)控制閥芯質(zhì)量低于0.2 kg時(shí)，液壓缸的伸出時(shí)間基本呈增長(zhǎng)趨勢(shì)，從27.9 s 增長(zhǎng)到28.2 s;當(dāng)控制閥芯質(zhì)量高于1 kg時(shí)，基本保持在28.1 s，波動(dòng)很小，表明控制閥芯質(zhì)量對(duì)液壓缸的伸出時(shí)間影響不大。

由圖4可以看到:控制閥芯質(zhì)量為0.4 kg時(shí)，壓力標(biāo)準(zhǔn)差約為14.57，而閥芯質(zhì)量為1.6 kg時(shí)，壓力標(biāo)準(zhǔn)差增加到15.83，總體呈上升趨勢(shì)，但是增長(zhǎng)幅度不大;液壓缸工作流量的標(biāo)準(zhǔn)差先是由7.30 降低到6.58，然后又上升到7.95，變化也不大。這說(shuō)明控制閥芯質(zhì)量對(duì)液壓缸的工作壓力和流量影響較小。

由圖5可以看出:其他條件不變情況下，液壓缸的伸出時(shí)間隨雙向液壓鎖控制閥芯阻尼增大而顯著增大，并且在控制閥芯阻尼為1 000～6 000 N/ (m/s)之間近似線性增長(zhǎng)，從約28.3 s 迅速增至約37.3 s。

由圖6可發(fā)現(xiàn):在控制閥芯阻尼在1 000～6 000 N/ (m/s)之間，液壓缸的平均工作壓力變化不大，基本在7.5 MPa 左右，而工作壓力標(biāo)準(zhǔn)差基本在20左右，波動(dòng)不大。

由圖7可發(fā)現(xiàn):液壓缸的平均工作流量在控制閥芯阻尼為200～6 000 N/ (m/s)之間近似線性下降，同時(shí)，液壓缸的工作流量標(biāo)準(zhǔn)差近似線性增長(zhǎng)，速度穩(wěn)定性變差。

2.2 單向閥閥芯參數(shù)仿真分析

通過(guò)改變單向閥閥芯質(zhì)量值，仿真得到控制閥芯不同質(zhì)量下的液壓缸工作曲線，如圖8所示。改變單向閥閥芯彈簧剛度值，仿真得到單向閥閥芯不同彈簧剛度下的液壓缸伸出時(shí)間曲線如圖9所示;液壓缸壓力曲線如圖10所示;液壓缸流量曲線如圖11所示。

圖8 單向閥閥芯不同質(zhì)量下的液壓缸伸出時(shí)間

圖9 單向閥閥芯不同彈簧剛度下的液壓缸伸出時(shí)間

圖10 單向閥閥芯不同彈簧剛度下的液壓缸壓力

圖11 單向閥閥芯不同彈簧剛度下的液壓缸流量

由圖8可以看出:隨著單向閥閥芯質(zhì)量的增加，液壓缸的伸出時(shí)間總體上呈增長(zhǎng)趨勢(shì)，閥芯質(zhì)量為0.02 kg時(shí)，液壓缸伸出時(shí)間最小，為28 s;閥芯質(zhì)量為1.2 kg時(shí)，液壓缸伸出時(shí)間最大，為30.4 s。

由圖9可以看出:其他條件不變，在單向閥彈簧剛度小于320 N/mm時(shí)，液壓缸伸出時(shí)間基本在28 s左右;而在320～600 N/mm時(shí)，液壓缸伸出時(shí)間隨彈簧剛度增大呈近似線性增大，并且增長(zhǎng)迅速。說(shuō)明彈簧剛度對(duì)液壓缸性能的影響比較大。

由圖10看出:在彈簧剛度小于320 N/mm時(shí)，液壓缸平均工作壓力有所上升，而在大于320 N/mm時(shí)變化較小。液壓缸工作壓力標(biāo)準(zhǔn)差在彈簧剛度小于320 N/mm時(shí)略有下降，在大于320 N/mm時(shí)基本保持在5 左右。

由圖11可以看出:液壓缸工作流量隨彈簧剛度增加變化比較劇烈，整體上呈下降趨勢(shì)，但是液壓缸流量標(biāo)準(zhǔn)差隨彈簧剛度變化不大，表明液壓缸的伸出速度比較穩(wěn)定。

2.3 雙向液壓鎖故障仿真分析

2.3.1 故障狀態(tài)劃分

某特種車(chē)輛對(duì)調(diào)平性能要求為:調(diào)平精度縱向誤差不大于±1.9°，橫向誤差不大于±1.9°;調(diào)平時(shí)間為(30 ±2)s。而調(diào)平液壓缸的安裝參數(shù)為:橫向約5.5 m，縱向約2.4 m。假設(shè)理想情況下，地面已經(jīng)水平，4個(gè)液壓缸同時(shí)伸出到設(shè)計(jì)行程就能保證精確調(diào)平。但是一旦有液壓缸異常工作，其伸出長(zhǎng)度可能會(huì)達(dá)不到設(shè)計(jì)行程。因而定義調(diào)平液壓缸的伸出長(zhǎng)度誤差為:在滿足調(diào)平性能前提下，異常工作液壓缸伸出長(zhǎng)度小于設(shè)計(jì)行程的最大值。根據(jù)調(diào)平系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和安裝參數(shù)可求得其值為0.08 m。

在實(shí)際使用中，液壓鎖常見(jiàn)故障為閥芯卡住、彈簧斷裂、泄漏孔堵塞等[8]。這些故障均會(huì)導(dǎo)致工作時(shí)間的增大或者液壓缸的伸出長(zhǎng)度不夠。因此設(shè)定某特種車(chē)輛的調(diào)平故障為在規(guī)定最大時(shí)間(32 s)內(nèi)不能到達(dá)設(shè)計(jì)行程(0.8 m)。另外，液壓缸存在緩沖和排氣裝置，實(shí)際中并不能完全伸長(zhǎng)到設(shè)計(jì)行程，所以允許有不超過(guò)2%的誤差(即液壓缸伸出長(zhǎng)度達(dá)到0.78 m 就視為調(diào)平到位)。

基于以上要求和設(shè)定，按照故障嚴(yán)酷等級(jí)將雙向液壓鎖故障狀態(tài)劃分為:

無(wú)故障。液壓缸伸出長(zhǎng)度誤差小于0.02 m;

輕微故障。液壓缸伸出長(zhǎng)度誤差為0.02～0.08 m;

嚴(yán)重故障。液壓缸伸出長(zhǎng)度誤差大于0.08 m。

2.3.2 雙向液壓鎖故障仿真與分析

首先選擇一組狀態(tài)優(yōu)良的雙向液壓鎖性能參數(shù)作為標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)，其具體設(shè)置如表2。設(shè)此時(shí)調(diào)平系統(tǒng)狀態(tài)為正常狀態(tài)，以閥芯卡住故障為例，通過(guò)調(diào)整不同的雙向液壓鎖參數(shù)模擬故障，對(duì)導(dǎo)致輕微故障和嚴(yán)重故障的臨界參數(shù)值進(jìn)行仿真分析。

表2 標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)

產(chǎn)生閥芯卡住故障的主要原因是由于閥芯與閥體配合間隙太小、閥芯受力不均或油液雜質(zhì)多造成了閥芯摩擦力f 過(guò)大。保持其他參數(shù)不變，設(shè)置兩端單向閥閥芯受到不同的摩擦力f，通過(guò)仿真得到液壓缸伸出長(zhǎng)度。表3是部分參數(shù)的仿真結(jié)果。

表3 部分參數(shù)仿真結(jié)果

由仿真結(jié)果可知:在單向閥閥芯摩擦力f=5.9 N時(shí)，液壓缸伸出長(zhǎng)度為0.781 m，與設(shè)計(jì)行程誤差為0.019 m，可以作為產(chǎn)生閥芯卡住輕微故障的臨界值。同理，當(dāng)f=10.1 N時(shí)，液壓缸伸出長(zhǎng)度與設(shè)計(jì)行程誤差為0.08 m，可以作為產(chǎn)生閥芯卡住嚴(yán)重故障的臨界值。

實(shí)際情況中，閥芯摩擦力不可能為0，因此設(shè)理想狀態(tài)下其摩擦力為0.02 N。對(duì)閥芯摩擦力f=0.02，5.9，10.1 N時(shí)的調(diào)平系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比仿真，得到液壓缸無(wú)桿腔壓力和流量曲線如圖12、13所示。

圖12 液壓缸無(wú)桿腔壓力曲線

圖13 液壓缸無(wú)桿腔流量曲線

由以上曲線可知:隨著閥芯摩擦力的增大，液壓缸無(wú)桿腔的平均壓力增大，平均流量減小，且壓力和流量波動(dòng)減小，趨向于平穩(wěn)。原因是閥的開(kāi)口阻力增大，開(kāi)口量減小，通過(guò)閥的液壓油減少，起到了節(jié)流的作用。

3 結(jié)論

(1)影響液壓鎖性能的主要因素是單向閥閥芯彈簧剛度和控制閥芯阻尼，控制閥芯質(zhì)量和兩端的單向閥閥芯質(zhì)量對(duì)其性能有影響但是影響不大，見(jiàn)表4—7。

表4 單向閥芯彈簧剛度變化時(shí)液壓缸伸出時(shí)間變化表%

表5 控制閥芯阻尼變化時(shí)液壓缸伸出時(shí)間變化表 %

表6 單向閥閥芯質(zhì)量變化時(shí)液壓缸伸出時(shí)間變化表 %

表7 控制閥芯質(zhì)量變化時(shí)液壓缸伸出時(shí)間變化表 %

隨著控制閥芯阻尼增大，液壓缸伸出時(shí)間增大，但速度穩(wěn)定性變差;隨著單向閥閥芯彈簧剛度增大，液壓缸伸出時(shí)間增大，速度穩(wěn)定性變化不大。

(2)通過(guò)雙向液壓鎖的故障仿真，得出閥芯輕微故障的臨界值為單向閥閥芯摩擦力f=5.9 N;嚴(yán)重故障的臨界值為f=10.1 N。

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