陳 勛，周 軍*，蓋麗紅，張延良，李 衛(wèi)

(1.山東大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，山東濟(jì)南250061;2.山東省環(huán)科院環(huán)境工程有限公司，山東濟(jì)南250013)

0 引言

液壓缸是液壓傳動的主要元件之一，在動力作用下液壓缸可以發(fā)揮很大的作用，動力型油缸可以用來推動非常重的部件移動。隨著油缸拖動質(zhì)量的增加，油缸所承受的慣性力也越來越大，這時(shí)在油缸末端會引起較大的沖擊和振動，因此，緩沖裝置的設(shè)置就顯得十分有必要［1-2］。

緩沖裝置主要分為兩類［3］:一種是液壓缸外部，通過在液壓回路中安裝節(jié)流裝置實(shí)現(xiàn);一種是通過內(nèi)置在液壓缸內(nèi)部的緩沖裝置實(shí)現(xiàn)。當(dāng)活塞速度V ＜0.1 m/s時(shí)，可以不采用緩沖裝置;當(dāng)活塞速度0.1 m/s ＜V≤1 m/s，使用緩沖裝置;當(dāng)速度V ＞1 m/s，還需要添加外部緩沖制動裝置［4］。內(nèi)部緩沖裝置設(shè)計(jì)的主流是變節(jié)流緩沖理論，大部分帶緩沖裝置的油缸都采用這種結(jié)構(gòu)。變節(jié)流緩沖設(shè)計(jì)形式包括矩形式、凸臺式、梯形式、三角槽式、拋物線式等。國外經(jīng)常采用一種通過彈簧實(shí)現(xiàn)的緩沖結(jié)構(gòu)，這種結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)是可靠性強(qiáng)、使用壽命長［5］。還有研究者提出了一種自適應(yīng)緩沖原理，實(shí)現(xiàn)利用反饋量調(diào)節(jié)控制量，進(jìn)而影響緩沖能力，實(shí)現(xiàn)總體能量的平衡［6-7］。本研究中的斗桿缸采用的是內(nèi)部緩沖原理緩和沖擊和振動。

液壓仿真技術(shù)作為一種重要的研究途徑，對于我國液壓技術(shù)的提升有非常重要的作用。目前，液壓仿真技術(shù)呈現(xiàn)如下幾個(gè)特點(diǎn):①仿真自動化趨勢明顯;②仿真軟件都趨向于模塊化設(shè)計(jì)，都是通過元件標(biāo)準(zhǔn)庫的形式簡化仿真的過程;③多領(lǐng)域聯(lián)合仿真。在仿真中，筆者將機(jī)械-液壓-電氣等多方面因素考慮進(jìn)來，實(shí)現(xiàn)最大限度地貼近實(shí)際工作情況［8］。

本研究針對挖掘機(jī)高壓斗桿缸的緩沖裝置進(jìn)行研究，分析緩沖裝置的作用原理，并將其放置于整個(gè)挖掘機(jī)的液壓系統(tǒng)中，利用SimulationX 多學(xué)科仿真軟件建模，將動力學(xué)仿真和機(jī)械部分仿真結(jié)合起來進(jìn)行聯(lián)合仿真，將整個(gè)系統(tǒng)的耦合性和關(guān)聯(lián)性都考慮在內(nèi)［9-10］。

1 挖掘機(jī)斗桿缸緩沖裝置及其原理

挖掘機(jī)高壓斗桿缸的基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 挖掘機(jī)高壓斗桿缸結(jié)構(gòu)

1.1 有桿腔緩沖裝置及其原理分析

斗桿缸有桿腔緩沖裝置如圖2所示。緩沖套的外徑與端蓋孔內(nèi)徑為間隙配合，緩沖套的內(nèi)孔與活塞桿之間也為間隙配合，緩沖套可以沿著活塞桿徑向做小范圍的移動。

圖2 有桿腔緩沖裝置結(jié)構(gòu)圖

緩沖套在有桿腔緩沖中起主要緩沖作用，其基本結(jié)構(gòu)如圖3所示。緩沖套外圓上開有3 個(gè)均布的斜切面，斜切角為1°，這是其緩沖作用的關(guān)鍵部位之一。

圖3 有桿腔緩沖套結(jié)構(gòu)示意圖

緩沖套左端面是光整平面，有一個(gè)斜度為15°的倒角。有桿腔緩沖中另一個(gè)重要的結(jié)構(gòu)是緩沖節(jié)流小孔，有桿腔節(jié)流小孔結(jié)構(gòu)示意圖如圖4所示。當(dāng)緩沖套進(jìn)入缸蓋的緩沖孔后，節(jié)流小孔就起到明顯的節(jié)流緩沖效果。

圖4 有桿腔節(jié)流小孔結(jié)構(gòu)示意圖

活塞向左移，緩沖套進(jìn)入緩沖孔之前的階段，油液流動路徑如圖5所示。在非緩沖行程內(nèi)，緩沖套都處于懸浮的狀態(tài)，基本不起作用。當(dāng)液壓缸剛開始有緩沖壓力作用時(shí)，緩沖套在液壓力作用下自動對中，同時(shí)緩沖套向左移動靠在相應(yīng)的軸肩上，切斷有桿腔緩沖套與活塞桿形成的環(huán)形間隙。此時(shí)，油液有兩條路徑:一是通過缸蓋節(jié)流小孔流出有桿腔，一是通過緩沖套與缸蓋緩沖孔之間的間隙流出有桿腔。

圖5 有桿腔緩沖銳緣節(jié)流油液路徑示意圖

當(dāng)緩沖套開始進(jìn)入缸蓋內(nèi)孔時(shí)，有桿腔油液只能通過緩沖間隙排出，油液短時(shí)間內(nèi)大量積聚，使有桿腔的壓力上升，開始對活塞產(chǎn)生阻力，形成一個(gè)與活塞運(yùn)動方向相反的力，使活塞的運(yùn)動速度減慢，達(dá)到緩沖的目的。由于緩沖套外圓上開有3 個(gè)均布的斜切面，這樣緩沖節(jié)流面積就可隨緩沖行程的增加逐漸縮小，緩沖壓力由小變大，以達(dá)到平穩(wěn)的緩沖效果。缸蓋上的并聯(lián)緩沖小孔起到節(jié)流緩沖的作用，加速緩沖腔的油液排出，縮短緩沖時(shí)間。活塞繼續(xù)左移，節(jié)流小孔起到明顯的節(jié)流緩沖作用。行程末端，油液就只通過缸蓋緩沖小孔一條路徑流出有桿腔。

油液流動路徑如圖6所示。

圖6 有桿腔緩沖小孔節(jié)流油液路徑示意圖

1.2 無桿腔緩沖裝置及其原理分析

無桿腔緩沖結(jié)構(gòu)相對比較復(fù)雜。無桿腔緩沖裝置結(jié)構(gòu)示意圖如圖7所示。除緩沖套外，該裝置中還設(shè)計(jì)了一個(gè)緩沖環(huán)。

圖7 無桿腔緩沖裝置結(jié)構(gòu)示意圖

無桿腔緩沖套的一側(cè)端部也徑向布置了兩個(gè)圓形孔，主要起到通油作用;和有桿腔緩沖套不同，無桿腔緩沖套只有兩個(gè)斜切面，呈180°均布。在緩沖套右側(cè)有一個(gè)圓形的倒角，利于部件進(jìn)入緩沖孔時(shí)對中。無桿腔緩沖套與活塞桿之間存在一個(gè)環(huán)形縫隙，起到環(huán)形節(jié)流作用。

緩沖環(huán)的基本結(jié)構(gòu)如圖8所示。緩沖環(huán)是無桿腔緩沖裝置中最重要的一個(gè)部件，緩沖環(huán)安裝在緩沖套內(nèi)壁之后，會形成一個(gè)近似矩形的小孔。緩沖環(huán)一側(cè)端面有兩個(gè)徑向布置的梯形孔槽，可以起到緩沖和加速反向啟動的作用。

圖8 緩沖環(huán)結(jié)構(gòu)及反向啟動緩沖環(huán)油液路徑示意圖

無桿腔斷面收縮節(jié)流油液路徑示意圖如圖9所示。當(dāng)緩沖柱塞右端近似拋物線圓錐部分進(jìn)入緩沖孔前，緩沖孔便開始實(shí)現(xiàn)端面收縮節(jié)流;隨著緩沖行程的深入，節(jié)流面積逐漸減小，流道斷面突然收縮引起局部壓力損失，活塞速度逐漸降低。

圖9 無桿腔斷面收縮節(jié)流油液路徑示意圖

緩沖柱塞外徑與緩沖孔內(nèi)徑為小間隙配合，當(dāng)柱塞完全進(jìn)入緩沖孔之后，縫隙節(jié)流開始發(fā)揮作用，壓力油路徑如圖10所示?；爻虝r(shí)壓力油路徑與圖9所示相反，唯一不同的是緩沖環(huán)被推到左側(cè)，緩沖環(huán)徑向的梯形槽打開，加快反向啟動速度，如圖8 中箭頭所示。

圖10 無桿腔縫隙節(jié)流油液路徑示意圖

2 液壓緩沖理論與SimulationX 建模仿真

2.1 液壓缸緩沖理論

進(jìn)行系統(tǒng)化方針的先決條件是建立準(zhǔn)確的系統(tǒng)模型和數(shù)學(xué)模型，以及系統(tǒng)中各個(gè)元件準(zhǔn)確的參數(shù)［11］。

2.1.1 面積節(jié)流緩沖理論分析

根據(jù)丁凡教授柱塞緩沖三段式理論［12］，以圓錐形緩沖柱塞為研究對象，將緩沖過程分為局部壓力損失、銳緣節(jié)流和縫隙節(jié)流3 個(gè)階段。

第一階段:當(dāng)圓錐形緩沖柱塞離緩沖孔較遠(yuǎn)時(shí)，油液斷面突然收縮，產(chǎn)生局部壓力損失，其流量方程如下［13］:

式中:Q—緩沖的油液流量，cf—斷面收縮流量因數(shù)，ρ—油液密度，Δp—油液壓差。

第二階段:當(dāng)緩沖柱塞離緩沖孔較近時(shí)，緩沖柱塞的邊緣和緩沖孔的邊緣形成銳緣，其流量方程為:

式中:cd—銳緣節(jié)流的流量因數(shù)，l0—初始緩沖的距離，δ—緩沖柱塞與緩沖小孔的間隙，δ1—緩沖柱塞錐體斜面與緩沖孔孔之間的間隙，x—活塞的位移。

第三階段:當(dāng)緩沖柱塞進(jìn)入緩沖孔中，形成縫隙節(jié)流，流量方程為:

式中:μ—油的動力粘度，l—緩沖行程。

2.1.2 短孔( Short throttles)節(jié)流緩沖理論分析

斗桿缸無桿腔緩沖結(jié)構(gòu)最重要的結(jié)構(gòu)之一就是緩沖環(huán)上的緩沖小口，通過這個(gè)小口實(shí)現(xiàn)了短孔節(jié)流緩沖。小孔節(jié)流形式如圖11所示。油液通過較短的小孔表現(xiàn)出非線性流動的特性，這種結(jié)構(gòu)容易發(fā)生湍流能量損失的情況。

圖11 短孔節(jié)流模型

假設(shè)進(jìn)口為A，出口為B，通過小孔的流量計(jì)算公式為:

式中:aD—流量系數(shù);A0—小孔節(jié)流面積;Δp—A、B 口壓降;ρ—油液密度。

2.1.3 環(huán)形縫隙節(jié)流緩沖理論分析

無桿腔緩沖套與活塞桿之間的間隙實(shí)現(xiàn)斗桿缸的環(huán)形縫隙節(jié)流。環(huán)形縫隙中的流體狀態(tài)受到流體粘度、縫隙大小以及壓力差的影響。理想情況下，一般按照定常流動的形式處理，柱塞和緩沖之間的流量差值在靜壓狀態(tài)下一般依照以下公式計(jì)算［14］:

式中:Q—間隙流量，d—柱塞直徑，h—單邊間隙值，Δp—壓力差，μ—流體動力粘度，l—密封長度，v—柱塞與孔的相對運(yùn)動速度。

當(dāng)然，在實(shí)際情況中，柱塞進(jìn)入緩沖之后會有偏心情況的存在，偏心對柱塞的受力以及流量會有一定的影響。但在本研究中將該過程理想化，即假定不存在偏心現(xiàn)象。

2.2 建模

本研究依托的仿真軟件是SimulationX，它是ITI公司的非線性動力仿真軟件，主要特點(diǎn)是集成了機(jī)械、液壓、氣動、熱、電和磁等各個(gè)專業(yè)的技術(shù)，不同領(lǐng)域的模塊之間可進(jìn)行物理耦合連接，從而可以實(shí)現(xiàn)一體化建模仿真。

有桿腔緩沖模型如圖12所示(粗黑虛線框內(nèi))，圖中幾個(gè)元件代表有桿腔緩沖中的幾條通路。

通路A 代表緩沖套與活塞桿之間的環(huán)形間隙1，單向閥2 用以控制環(huán)形間隙的單向?qū)ā?/p>

通路B 模擬緩沖套外部帶有3 個(gè)斜切面和圓形倒角的變節(jié)流緩沖結(jié)構(gòu)，將該復(fù)雜的結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)化為位移—通流面積控制曲線與位移—水力直徑控制曲線，用數(shù)學(xué)方式實(shí)現(xiàn)緩沖結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)換，降低仿真斜切面結(jié)構(gòu)的難度。

通路C 代表緩沖孔與緩沖套之間的加工間隙4，簡化為環(huán)形間隙。

通路D 所在的通路依次為四個(gè)圓形通油孔5、缸蓋并聯(lián)節(jié)流小孔6 和缸蓋細(xì)長孔7。

元件8 代表有桿腔出油管。該模型已經(jīng)被大大簡化，在建模過程有研究忽略了一些不確定因素，如振動、溫度變化、緩沖套的偏心等。另外，在仿真中將液壓油液看成理想的非壓縮流體，有恒定的密度和粘度。

有桿腔緩沖模型建立完畢，機(jī)械、無桿腔緩沖模型和液壓系統(tǒng)模型的建模方法基本相似，這里不再一一贅述。完整的仿真模型如圖12所示。

圖12 仿真模型

有桿腔建模中需要用到的參數(shù)如表1～3所示。

表1 有桿腔結(jié)構(gòu)參數(shù)

表2 油液特性參數(shù)

表3 活塞桿總成結(jié)構(gòu)參數(shù)

2.3 仿真

筆者運(yùn)行仿真模型，仿真運(yùn)行完畢之后，得到斗桿缸的仿真結(jié)果。

2.3.1 活塞運(yùn)動參數(shù)、油缸無桿腔和有桿腔體積仿真結(jié)果分析

活塞速度變化曲線、油缸無桿腔和有桿腔油液體積隨活塞移動變化曲線如圖13所示。

0～0.6 s 為油缸反向啟動階段;0.6 s～2.6 s 為油缸回縮階段;2.6 s～3.1 s 為無桿腔緩沖階段;3.1 s～3.4 s 為油缸外伸啟動階段;3.4 s～5.8 s 為油缸外伸階段;5.8 s～6.2 s 為有桿腔緩沖階段。每6 s 為一個(gè)工作循環(huán)。

圖13 活塞速度、無桿腔和有桿腔體積變化曲線

2.3.2 無桿腔和有桿腔壓力仿真結(jié)果分析

斗桿缸無桿腔和有桿腔壓力變化曲線(仿真結(jié)果)如圖14所示。和無桿腔壓力變化曲線相比，有桿腔的壓力整體均值較高。油缸回縮時(shí)，無桿腔壓力出現(xiàn)壓力波動，峰值壓力可達(dá)20.1 MPa，隨后壓力逐步上升，無桿腔開始斷面收縮節(jié)流，2.7 s 時(shí)無桿腔緩沖裝置開始起主要作用，無桿腔緩沖套開始進(jìn)入緩沖孔。整個(gè)循環(huán)無桿腔最大壓力約為21 MPa。

圖14 斗桿缸無桿腔和有桿腔壓力變化曲線(仿真結(jié)果)

斗桿缸完全回縮時(shí)，有桿腔壓力急劇下降到約3.2 MPa。油缸開始外伸時(shí)，無桿腔壓力出現(xiàn)小幅上升。進(jìn)入有桿腔緩沖行程時(shí)，有桿腔壓力瞬時(shí)劇烈波動，最大峰值壓力可達(dá)到38.9 MPa。

3 試驗(yàn)及分析

該試驗(yàn)所用挖掘機(jī)如圖15所示，本研究主要測試斗桿缸動作中的主要參數(shù)。測試儀器為Strain book/616。

試驗(yàn)條件為空載，設(shè)定發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min。測試參數(shù)主要包括斗桿缸無桿腔緩沖壓力和有桿腔緩沖壓力，每6 s 為一個(gè)工作循環(huán)，每一個(gè)工作循環(huán)斗桿缸伸縮一次。根據(jù)測試要求，本研究在斗桿缸上連接壓力傳感器，記錄無桿腔和有桿腔油液壓力變化。

圖15 試驗(yàn)挖掘機(jī)

試驗(yàn)結(jié)果如圖16所示。

圖16 壓力變化曲線(試驗(yàn)結(jié)果)

試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對比如下:

比較圖14 和圖16 中無桿腔壓力曲線(虛線標(biāo)示)，兩個(gè)曲線的趨勢大體相同。無桿腔緩沖階段(兩條曲線中的BC 段)，緩沖時(shí)間的試驗(yàn)值為0.45 s 左右，仿真值為0.4 s;緩沖階段壓力峰值試驗(yàn)值為16 MPa，仿真值為15.6 MPa，結(jié)果表明緩沖階段的試驗(yàn)和仿真之間只存在微小差異，說明無桿腔緩沖模型的合理性。無桿腔壓力曲線其他部分，起始段AB 的起始壓力均在5 MPa 左右，無桿腔峰值壓力DE 段分別為21.8 MPa 和21.4 MPa 左右。差別在于:①無桿腔壓力峰值壓力調(diào)整時(shí)間(DE 段)，實(shí)驗(yàn)值為0.81 s，而仿真值為0.7 s;②CD 段壓力差距最大，實(shí)驗(yàn)值為7.5 MPa左右，而仿真值為2.5 MPa左右。分析原因:仿真模型比較理想化，沒有考慮系統(tǒng)的泄露、發(fā)熱、摩擦、密封等因素的影響，尤其泄露對于緩沖時(shí)間的影響比較大，因此對誤差的影響比較明顯。

比較圖14、圖16 中有桿腔壓力曲線(實(shí)線標(biāo)示)發(fā)現(xiàn)，兩個(gè)曲線的趨勢大體相同。兩曲線的E'F'段為有桿腔緩沖階段，試驗(yàn)結(jié)果顯示緩沖峰值壓力為38.2 MPa 左右，緩沖時(shí)間約為0.35 s;而仿真結(jié)果緩沖峰值壓力為38.9 MPa 左右，緩沖時(shí)間約為0.4 s，二者比較相近，說明有桿腔緩沖仿真模型具有合理性。

有桿腔壓力曲線其他部分的差別在于:①B'C'段壓力試驗(yàn)值大約在9 MPa 左右，而仿真值卻在12.5 MPa左右;②D'E'段試驗(yàn)值大約在11 MPa 左右，而仿真值卻在3 MPa 左右。產(chǎn)生差別的主要因素包括泄露、部件摩擦、油液升溫等。

4 結(jié)束語

(1)本研究針對挖掘機(jī)斗桿缸的緩沖裝置進(jìn)行了原理上的分析，建立了基于緩沖理論和SimulationX 的仿真模型。

(2)通過進(jìn)行了科學(xué)合理的試驗(yàn)，得到了可靠的試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

(3)本研究對緩沖壓力峰值和緩沖時(shí)間進(jìn)行了詳細(xì)的分析，對比了仿真結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果，發(fā)現(xiàn)兩者的趨勢是一致的，其中無桿腔和有桿腔仿真值相對實(shí)驗(yàn)值的差別都在3%以內(nèi)，說明了仿真模型的合理性。

(4)通過借助計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)，進(jìn)行挖掘機(jī)緩沖性能的模擬，可以大大地縮短挖掘機(jī)的開發(fā)周期，降低勞動強(qiáng)度和開發(fā)成本。

(5)仿真模型有待進(jìn)一步完善，應(yīng)將泄露、部件摩擦、油液升溫等因素進(jìn)一步在模型中加以體現(xiàn)，從而能夠使仿真更加貼近實(shí)際工程應(yīng)用情況。

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