張強(qiáng)，吳偉，田維

(中國(guó)重型機(jī)械研究院有限公司，陜西西安710032)

隨著我國(guó)工業(yè)向高層次方向發(fā)展，越來越多復(fù)雜工藝產(chǎn)品的加工需要其制造設(shè)備的液壓缸能做超低速度的運(yùn)動(dòng)。如何在實(shí)踐中實(shí)現(xiàn)這些液壓缸的超低速運(yùn)動(dòng)成為裝備設(shè)計(jì)中的當(dāng)務(wù)之急。

1 問題描述

解決低速爬行現(xiàn)象是實(shí)現(xiàn)液壓缸超低速運(yùn)動(dòng)的中心問題。某院在為某單位設(shè)計(jì)的油擠壓機(jī)的液壓系統(tǒng)中成功實(shí)現(xiàn)了其柱塞式主液壓缸的超低速運(yùn)動(dòng)，從而為解決類似液壓缸超低速運(yùn)動(dòng)提供了實(shí)例。所謂液壓爬行，也稱黏－滑運(yùn)動(dòng)，是液壓缸或液壓馬達(dá)在低速下運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的時(shí)快時(shí)慢的速度不均勻現(xiàn)象。作者設(shè)計(jì)的油擠壓機(jī)對(duì)速度和工作負(fù)載的要求如下: (1)輔助缸帶主液壓缸高速動(dòng)作時(shí)的速度為200 mm/s;(2)低速擠壓時(shí)的速度為24 mm/s;(3)超低速擠壓時(shí)要求最大速度不大于0.4 mm/s，并能提供2×107N的擠壓力。

2 在液壓系統(tǒng)中實(shí)現(xiàn)超低速的方法

滿足超低速度無爬行時(shí)在其他速度下也應(yīng)無爬行。針對(duì)超低速度時(shí)的速度要求和產(chǎn)生液壓缸低速爬行的主要原因，可從主液壓缸的選擇設(shè)計(jì)和制造、液壓系統(tǒng)的控制方式、液壓系統(tǒng)的控制壓力、液壓系統(tǒng)調(diào)試中出現(xiàn)的問題4個(gè)方面解決主液壓缸超低速時(shí)爬行的問題。

2.1 主液壓缸的選擇設(shè)計(jì)和制造

主液壓缸有兩種形式可供選擇: (1)以柱塞式普通油缸為執(zhí)行元件，通過消除在超低速時(shí)最大速度要求的范圍之內(nèi)的爬行現(xiàn)象，使其具有合適的最低穩(wěn)定速度，最低穩(wěn)定速度是液壓缸在滿負(fù)荷運(yùn)動(dòng)時(shí)沒有爬行現(xiàn)象的最低運(yùn)動(dòng)速度;(2)采用以液壓伺服油缸為執(zhí)行元件的伺服系統(tǒng)，液壓伺服油缸本身具有低摩擦、幾乎無爬行、低啟動(dòng)壓力、高頻響、快速性等優(yōu)點(diǎn)，從而更容易實(shí)現(xiàn)超低速運(yùn)動(dòng)，但因?yàn)樾枰x用低摩擦因數(shù)的密封件、運(yùn)動(dòng)面比普通油缸加工精度高而使整個(gè)系統(tǒng)造價(jià)非常昂貴?？紤]到成本、普通大直徑油缸實(shí)現(xiàn)超低速要求的可能性，該油擠壓機(jī)采用直徑為φ950 mm、行程為900 mm、工作壓力為30 MPa的柱塞式普通油缸作為主液壓缸。

主液壓缸活塞和活塞桿密封的選取。該擠壓機(jī)在擠壓過程中具有負(fù)載高、偏載大、壓力變化大、需要保壓的特點(diǎn)，因此要采用工作壓力在30 MPa 以上以及溫度在－20～100 ℃范圍內(nèi)的組合密封，具備良好的密封性能、保壓性能好、有導(dǎo)向作用、對(duì)振動(dòng)和偏心負(fù)載適應(yīng)性好且能承受高壓及變化的壓力等基本要求的首推V形組合密封，其材料采用耐磨性好、接觸應(yīng)力小且摩擦因數(shù)穩(wěn)定、動(dòng)靜摩擦力矩差值較小的PTFE 材質(zhì)。

液壓缸內(nèi)配合間隙和加工精度的影響。液壓缸內(nèi)部活塞和缸體、活塞桿和導(dǎo)向套之間的滑動(dòng)配合間隙需合理，太大會(huì)引起滑動(dòng)面受壓不均造成兩邊的摩擦力不均勻，太小則使摩擦力過大，都引起液壓缸低速爬行。該主液壓缸為柱塞式液壓缸，柱塞與導(dǎo)向套間的配合間隙為φ950 mmH8/r7。在液壓缸的加工過程中，需嚴(yán)格保證缸筒、活塞等組件的形狀精度、位置精度和表面粗糙度，液壓缸缸體內(nèi)壁和活塞桿(柱塞)表面加工精度的高低是影響液壓缸低速穩(wěn)定性的主要因素，尤其是幾何精度中的直線度在加工過程中最難保證。為達(dá)到要求，缸筒要采用滾壓或珩磨工藝，活塞桿要鍍硬鉻，裝配后的液壓缸起動(dòng)壓力為0.04～0.06倍額定工作壓力，低速運(yùn)動(dòng)的液壓缸的啟動(dòng)壓力應(yīng)在0.1 MPa 以下。

2.2 采用的主液壓缸的控制方式。

如表1所示，VFD 變頻驅(qū)動(dòng)式容積調(diào)速的控制方式最好，成本也是最高。

表1 各種控制方式的性能比較

在該油擠壓機(jī)系統(tǒng)中，作者采用變量泵式的容積/節(jié)流調(diào)速方式，這種控制方式具有以下4個(gè)優(yōu)點(diǎn):(1)系統(tǒng)效率高，發(fā)熱少，控制速度尤其是低速時(shí)的穩(wěn)定性好;(2)采用高頻響比例閥作為動(dòng)態(tài)可調(diào)的節(jié)流元件，精確地實(shí)現(xiàn)壓制速度的閉環(huán)控制，為等溫控制提供了技術(shù)基礎(chǔ);(3)采用比例變量泵，由于在低速時(shí)泵已經(jīng)將輸出流量調(diào)到很小，經(jīng)比例閥動(dòng)態(tài)調(diào)節(jié)后通過溢流閥分流的流量很小，所以功率損耗很小;(4)速度特性非常好，功率特性也比較好。其原理簡(jiǎn)圖如圖1所示，故超低速擠壓最大速度時(shí)所需流量:

q=v×A

式中:v為超低速擠壓時(shí)主液壓缸的最大運(yùn)動(dòng)速度;

A為主液壓缸柱塞的有效工作面積。

圖1 原理簡(jiǎn)圖

由于超低速擠壓時(shí)要求最大速度不大于0.4 mm/s，主液壓油缸規(guī)格為φ950 mm×900 mm，所需要的流量為17.01 L/min，因?yàn)閷?shí)踐中選取泵時(shí)要留一定余量，故恒壓變量泵的額定工作流量為18 L/min。選擇工作壓力為30 MPa、流量為17.01 L/min時(shí)處于最佳功率點(diǎn)附近的伺服閥。

2.3 提高系統(tǒng)阻尼比

提高系統(tǒng)阻尼比將使臨界速度降低同時(shí)能改善低速爬行。影響阻尼比的因素很多，提高系統(tǒng)阻尼比的方法主要有: (1)提高系統(tǒng)總的流量壓力系數(shù)可使系統(tǒng)阻尼比增大，但同時(shí)會(huì)增大油缸的泄漏量。該油壓機(jī)液壓系統(tǒng)采用了較大的流量壓力系數(shù);(2)提高工作介質(zhì)的有效體積彈性模量、減少工作介質(zhì)中的空氣含量都能有效地提高阻尼比。

2.4 調(diào)試階段

在調(diào)試階段有兩個(gè)方面需要注意: (1)液壓缸有桿腔和無桿腔存有氣體也會(huì)產(chǎn)生低速爬行。由于氣體混在液壓油中，在壓力的作用下，氣體體積變化，在高壓作用下甚至?xí)l(fā)生氣體瞬間爆炸，從而導(dǎo)致液壓缸的速度不穩(wěn)定。因此在通高壓油正式動(dòng)作之前，需先通入5～8 MPa的低壓油進(jìn)行單機(jī)動(dòng)作，反復(fù)動(dòng)作的同時(shí)從油缸排氣口可以排出多余的氣體。(2)減小動(dòng)、靜摩擦力矩的差值。主液壓缸與兩個(gè)附缸相連的活動(dòng)橫梁是放在導(dǎo)軌上的，主液壓缸帶著活動(dòng)橫梁動(dòng)作時(shí)活動(dòng)橫梁與導(dǎo)軌之間有一定的摩擦力，其與油缸內(nèi)部密封部分的摩擦力方向相同，動(dòng)作之前需在導(dǎo)軌上涂抹潤(rùn)滑油并反復(fù)動(dòng)作使?jié)櫥途鶆驖?rùn)滑，此時(shí)活動(dòng)橫梁和導(dǎo)軌之間處于潤(rùn)滑狀態(tài)下的相對(duì)運(yùn)動(dòng)可減少動(dòng)、靜摩擦力的差值。

3 驗(yàn)證計(jì)算

確定柱塞式主液壓缸、伺服閥和控制泵的主要參數(shù)后，需對(duì)整個(gè)設(shè)計(jì)系統(tǒng)進(jìn)行驗(yàn)算。

(1)對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行最小穩(wěn)定速度的驗(yàn)算。需保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A 大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效面積Amin，即A ＞Amin。

Amin=Qmin/vmin

式中:Qmin為流量閥的最小穩(wěn)定流量，一般從選定流量閥的產(chǎn)品樣本中查得;

vmin為液壓缸的最低速度，即最小穩(wěn)定速度，由設(shè)計(jì)要求給定。

如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A≤Amin，則說明液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度，此時(shí)必須重新設(shè)計(jì)各部分主要參數(shù)，以滿足速度穩(wěn)定的要求。

(2)液壓缸出現(xiàn)爬行時(shí)的速度驗(yàn)算。液壓缸相鄰兩次爬行運(yùn)動(dòng)間隔的停頓時(shí)間的計(jì)算公式:

t0=(ΔF－pb×A)×L/(C×v0×A×E0)

式中:ΔF為動(dòng)摩擦力與靜摩擦力之間的差值;

pb為液壓缸回油腔的背壓;

A為液壓缸工作面積;

L為液壓缸工作腔的長(zhǎng)度;

C為比例系數(shù);

v0為液壓缸活塞的運(yùn)動(dòng)速度;

E為所用工作介質(zhì)的體積彈性模量。

當(dāng)t0趨向于零時(shí)，爬行消失。由于ΔF 一定大于pb×A，要想在v0較小的情況下t0趨向于零，在選擇設(shè)計(jì)液壓缸時(shí)，缸徑應(yīng)比理論值略大一些，缸的行程要盡可能地小，動(dòng)、靜摩擦力之間的差值要盡可能減小。

4 結(jié)論

通過以上這4個(gè)方面的工作，該油壓機(jī)的主液壓缸已經(jīng)實(shí)現(xiàn)了所有速度要求，超低速擠壓時(shí)最小穩(wěn)定速度可以達(dá)到0.03 mm/s，獲得了用戶的一致好評(píng)，很快就為用戶贏回了前期因?yàn)樵O(shè)備施工耽誤的生產(chǎn)時(shí)間。該油擠壓機(jī)超低速液壓系統(tǒng)的實(shí)現(xiàn)，解決了大直徑普通油缸超低速時(shí)的爬行現(xiàn)象，為以后同類型的設(shè)計(jì)提供了技術(shù)支持及實(shí)踐依據(jù)。

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