蔡阿利，孫啟國，呂洪波

(北方工業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，北京100144)

油氣潤滑是一種由壓縮氣體帶動(dòng)可定量控制的潤滑油至潤滑點(diǎn)，并且由壓縮氣體帶走潤滑點(diǎn)的熱量的微量潤滑技術(shù)。油氣潤滑也是一種油氣兩相冷卻潤滑方式，它具有潤滑效率高、介質(zhì)消耗少、適應(yīng)惡劣工況、運(yùn)行可靠和維護(hù)量小等優(yōu)點(diǎn)［1-2］。因此，油氣潤滑技術(shù)不僅廣泛應(yīng)用于冶金機(jī)械［3］，而且也越來越多地應(yīng)用于醫(yī)療器械、高速主軸等設(shè)備［4］。國外關(guān)于油氣潤滑技術(shù)的研究和應(yīng)用已經(jīng)比較成熟［5-6］，國內(nèi)對(duì)該技術(shù)的應(yīng)用研究較多［7-8］，而對(duì)整個(gè)油氣潤滑系統(tǒng)，特別是系統(tǒng)關(guān)鍵部件，如油量分配器和油氣混合器等，從理論到應(yīng)用進(jìn)行系統(tǒng)性的研究較少。

油量遞進(jìn)式分配器是油氣潤滑系統(tǒng)的關(guān)鍵部件之一。在油氣潤滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì)過程中，由于系統(tǒng)不存在負(fù)載，因此供油壓力的大小只要能夠使分配器的供油活塞順利運(yùn)動(dòng)形成環(huán)狀流即可［9］，故遞進(jìn)式分配器系統(tǒng)供油壓力的確定是關(guān)鍵。與此同時(shí)，潤滑油的定量控制也是由遞進(jìn)式分配器的周期性工作實(shí)現(xiàn)的。因此開展遞進(jìn)式分配器的結(jié)構(gòu)和工作性能研究顯得尤為重要。

AMESim是一種具有圖形化開發(fā)環(huán)境的應(yīng)用軟件，用于工程系統(tǒng)建模、仿真和動(dòng)態(tài)分析，由于其操作的便捷性和界面的友好性，在諸多工程領(lǐng)域［10-11］，特別是液壓系統(tǒng)，例如液壓閥塊動(dòng)靜特性仿真分析［12-13］，得到了廣泛應(yīng)用。

文中擬利用AMESim仿真平臺(tái)建立遞進(jìn)式分配器的仿真模型，分析遞進(jìn)式結(jié)構(gòu)、黏性摩擦系數(shù)、系統(tǒng)流量及壓力和節(jié)流閥節(jié)流對(duì)遞進(jìn)式分配器工作特性的影響。

1 遞進(jìn)式分配器的數(shù)學(xué)建模

遞進(jìn)式分配器活塞力平衡微分方程:

式中:p為輸入口油液壓力，p'為出油腔壓力，A為活塞進(jìn)出油腔受力面積，m為活塞質(zhì)量，Bv為黏性摩擦系數(shù)，ff為活塞與內(nèi)壁間的摩擦力。

活塞的速度:

式中:q為流量，A為活塞進(jìn)出油腔受力面積。

通過分析遞進(jìn)式分配器的工作原理及結(jié)構(gòu)可知:當(dāng)忽略分配器內(nèi)部的沿程損失時(shí)，分配器出油口流量與進(jìn)油口流量是相同的。而在此仿真中，在分配器進(jìn)油口處設(shè)置了一節(jié)流閥，故節(jié)流閥出口流量及壓力在理論上等于分配器進(jìn)油口的流量及壓力。

節(jié)流閥出油口的理論流量為:

式中:A為節(jié)流面積，Cdc為流量系數(shù)，Δp為節(jié)流孔前后壓差，ρ為油液密度。

2 遞進(jìn)式分配器的仿真模型

2.1 遞進(jìn)式分配器的工作原理及仿真模型

目前分配器的結(jié)構(gòu)主要有遞進(jìn)式和非遞進(jìn)式兩類，遞進(jìn)式分配器主要有片式和塊式兩種類型。在油氣潤滑系統(tǒng)中多采用片式，即每一個(gè)遞進(jìn)式分配器都由1個(gè)起始片、至少3個(gè)中間片和1個(gè)終止片組成。中間片的個(gè)數(shù)從理論上說可以是N片，但是不管數(shù)目多少均可以與起始片及終止片組成一個(gè)完整的整體，如圖1所示。

圖1 遞進(jìn)式分配器

中間片用于實(shí)現(xiàn)定量輸油，而起始片和終止片用于構(gòu)成完整的回路。遞進(jìn)式分配器中每一個(gè)中間片均有一個(gè)工作活塞和兩個(gè)出油口，出油口設(shè)在中間片的左右兩端，文中選擇3組相同型號(hào)的中間片進(jìn)行建模。在建模過程中，根據(jù)遞進(jìn)式分配器的結(jié)構(gòu)原理，中間片用活塞及腔體表示，起始片和終止片用回路代替，利用AMESim液壓元件庫搭建了其仿真模型，如圖2所示。

如圖2中實(shí)線箭頭所示，潤滑油從上部進(jìn)油口進(jìn)入，由活塞Ⅰ的左通道進(jìn)活塞Ⅱ的左腔，并將活塞Ⅱ向右側(cè)推，活塞Ⅱ右腔的潤滑油經(jīng)活塞Ⅰ的右側(cè)通道，由出油口1輸出;與此同時(shí)，活塞Ⅱ的左側(cè)通道接通，潤滑油進(jìn)入活塞Ⅲ的左腔，活塞Ⅲ被推到右側(cè)，右腔的潤滑油經(jīng)活塞Ⅱ的右側(cè)通道由出油口2輸出。此時(shí)活塞Ⅲ的左側(cè)通道接通，潤滑油進(jìn)入活塞Ⅰ的右腔將活塞Ⅰ推到左側(cè)，活塞Ⅰ的左腔的潤滑油通過活塞Ⅲ的右側(cè)通道，由出油口3輸出。

圖2 遞進(jìn)式模型

同理如圖中虛線箭頭，按上述輸油線路，當(dāng)活塞Ⅱ、Ⅲ推至左側(cè)時(shí)，活塞Ⅱ、Ⅲ左腔的潤滑油通過活塞Ⅰ、Ⅱ的左側(cè)通道由出油口4、5輸出，同時(shí)活塞Ⅲ的右側(cè)通道接通，潤滑油進(jìn)入活塞Ⅰ的左腔，將活塞Ⅰ推至右側(cè)，右腔的潤滑油經(jīng)活塞Ⅲ的左側(cè)通道，由出油口6輸出。

根據(jù)上述輸油步驟，完成一次供油循環(huán)，每個(gè)出油口按照順序定量輸油，周而復(fù)始。

2.2 仿真參數(shù)的設(shè)置

根據(jù)已有的遞進(jìn)式分配器的結(jié)構(gòu)及工作參數(shù)，設(shè)置仿真參數(shù)如表1所示。

表1 仿真參數(shù)

在搭建仿真模型的過程中加入了節(jié)流閥，用以調(diào)節(jié)所需的油液流量及壓力。節(jié)流閥的節(jié)流孔徑根據(jù)實(shí)際管道選擇通徑6 mm，在研究分配器內(nèi)部結(jié)構(gòu)和黏性摩擦系數(shù)對(duì)其工作特性的影響時(shí)，設(shè)置初始孔徑為0.8 mm，最大信號(hào)輸入為50，初始信號(hào)輸入為30，0～1 s內(nèi)保持并循環(huán)，即節(jié)流閥出口壓力保持在1.9 MPa左右，流量為0.5 L/min。

3 仿真結(jié)果及分析

3.1 遞進(jìn)式分配器遞進(jìn)式結(jié)構(gòu)對(duì)其工作特性的影響

圖3給出了活塞Ⅲ的力-時(shí)間曲線?；钊淖笥仪唤惶婀┯?，因此活塞受力情況也相應(yīng)變化。以左腔進(jìn)油為例，右腔對(duì)活塞壓力為負(fù)載壓力與活塞右端面積之積，其值保持在39.25 N左右。而左腔對(duì)活塞壓力為進(jìn)油壓力與左端面積之積，可以看出該值隨時(shí)間變化有明顯的波動(dòng)。圖4給出了3個(gè)活塞位移-時(shí)間曲線。可見:3個(gè)活塞的運(yùn)動(dòng)并非一個(gè)活塞運(yùn)動(dòng)到底后另一個(gè)活塞再運(yùn)動(dòng)，活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)存在著重疊區(qū)域。由圖4虛線a處，活塞Ⅲ未運(yùn)動(dòng)到端部時(shí)活塞Ⅱ便開始運(yùn)動(dòng)了;同理，在虛線b處，活塞Ⅱ未運(yùn)動(dòng)到端部時(shí)活塞Ⅰ便開始運(yùn)動(dòng)。正是由于這一重疊區(qū)域的存在，使得活塞在連續(xù)受力時(shí)發(fā)生進(jìn)油腔力波動(dòng)。

圖3 活塞Ⅲ力-時(shí)間曲線型

圖4 3個(gè)活塞位移-時(shí)間曲線

圖5給出了遞進(jìn)式分配器進(jìn)出油口流量-時(shí)間曲線。由圖5可見:分配器進(jìn)油口處產(chǎn)生的流量波動(dòng)與出油口處產(chǎn)生的流量波動(dòng)相吻合，與活塞重疊運(yùn)動(dòng)有關(guān)。因此，重疊運(yùn)動(dòng)也對(duì)分配器進(jìn)出油口流量產(chǎn)生了影響。由于遞進(jìn)式分配器的結(jié)構(gòu)原因，使得3個(gè)活塞在運(yùn)動(dòng)時(shí)會(huì)產(chǎn)生一段時(shí)間的重疊，此重疊影響了分配器動(dòng)態(tài)特性。

圖5 遞進(jìn)式分配器進(jìn)出油口流量-時(shí)間曲線

3.2 黏性摩擦系數(shù)對(duì)遞進(jìn)式分配器工作特性的影響

仿真中設(shè)定活塞的黏性摩擦系數(shù)Bv分別為1 000，1 500，2 000，2 500，3 000 N·s/m，節(jié)流閥按照初始時(shí)參數(shù)設(shè)置，仿真時(shí)間為0.5 s，步長(zhǎng)為0.000 1 s。圖6和圖7分別給出了黏性摩擦系數(shù)分別為1 000，1 500，2 000，2 500，3 000 N·s/m時(shí)活塞的位移-時(shí)間曲線和出油口流量-時(shí)間曲線。

圖6 不同黏性摩擦系數(shù)下活塞位移-時(shí)間曲線

圖7 不同黏性摩擦系數(shù)下出油口流量-時(shí)間曲線

由圖6可見:黏性摩擦力的存在對(duì)活塞運(yùn)動(dòng)情況影響較大。黏性摩擦系數(shù)越大，黏性摩擦力越大，活塞的動(dòng)作越平緩，且在活塞回程運(yùn)動(dòng)時(shí)，由于黏性摩擦力的作用，活塞的動(dòng)作會(huì)滯后。由圖7可見:隨著黏性摩擦系數(shù)的增加，出油口的瞬時(shí)潤滑油流量隨之變小，但出油口出油時(shí)間增加，最大增加量為0.052 s，且出油間歇加大。

3.3 供油量和供油壓力對(duì)遞進(jìn)式分配器工作特性的影響

調(diào)節(jié)節(jié)流閥的開口可以做到對(duì)流量、壓力的控制。節(jié)流孔通徑設(shè)為6 mm，設(shè)定輸入最大信號(hào)sigmax=6 000，這里的仿真信號(hào)主要用于控制節(jié)流閥節(jié)流面積，不同的信號(hào)下計(jì)算得到的節(jié)流閥的各個(gè)參數(shù)如表2所示。由表2可見，輸入信號(hào)大于150時(shí)除節(jié)流面積外，其他仿真變量均達(dá)到相對(duì)穩(wěn)定的值，故選擇輸入信號(hào)為150作參照。

表2 節(jié)流閥輸入信號(hào)與對(duì)應(yīng)的仿真變量

圖8給出了輸入信號(hào)為10、15、20、30、150時(shí)的活塞位移-時(shí)間曲線。圖9給出了輸入信號(hào)為50、80、100、120、150時(shí)活塞位移-時(shí)間曲線。

圖8 輸入信號(hào)為10、15、20、30、150時(shí)活塞位移曲線

圖9 輸入信號(hào)為50、80、100、120、150時(shí)活塞位移曲線

圖10—12給出了不同輸入信號(hào)下分配器出油口流量、節(jié)流閥出口流量和壓力曲線。

圖10 分配器出油口流量曲線

圖11 節(jié)流閥出口流量曲線

圖12 節(jié)流閥出口壓力曲線

由圖8可見:當(dāng)輸入信號(hào)為10、15、20、30時(shí)與輸入信號(hào)150相比較，活塞的位移曲線有著明顯不同，輸入信號(hào)越小活塞的運(yùn)動(dòng)周期越長(zhǎng)，運(yùn)動(dòng)頻率越大;由圖10可見:出油口流量隨著活塞位移變化也有較大的變化，可以認(rèn)為此時(shí)相應(yīng)信號(hào)對(duì)應(yīng)的節(jié)流效果明顯。因此，在此輸入信號(hào)范圍內(nèi)，隨著節(jié)流面積的增大，活塞的位移變化頻率增加，出油口瞬時(shí)流量明顯增大。由圖11和圖12可見:在這一范圍內(nèi)節(jié)流閥出口流量及壓力較為平穩(wěn)。因此，節(jié)流面積在這一范圍內(nèi)可以較為精確地對(duì)遞進(jìn)式分配器的工作狀態(tài)進(jìn)行調(diào)節(jié)。由圖9可見:當(dāng)輸入信號(hào)為50、80、100、120時(shí)，雖然節(jié)流面積有明顯變化，但活塞位移變化及出油口流量曲線重合度較高，此時(shí)可以認(rèn)為當(dāng)輸入信號(hào)大于50后，節(jié)流閥相應(yīng)的節(jié)流口對(duì)應(yīng)的節(jié)流面積對(duì)系統(tǒng)的節(jié)流效果較小，即對(duì)遞進(jìn)式分配器的動(dòng)態(tài)特性調(diào)節(jié)作用較小。

綜上可以得到:針對(duì)該種型號(hào)的節(jié)流閥，當(dāng)輸入信號(hào)在10～150變化時(shí)，1 s內(nèi)活塞的動(dòng)作次數(shù)隨著輸入信號(hào)的增加而增加，而供油頻率亦隨著活塞動(dòng)作頻率的增加而增加，輸入信號(hào)在10～50范圍內(nèi)遞進(jìn)式分配器的動(dòng)態(tài)特性變化較大。輸入信號(hào)達(dá)到150后，節(jié)流閥出口流量穩(wěn)定在0.7 L/min，且出口壓力也不再增加。此時(shí)，分配器出油口流量也穩(wěn)定在0.7 L/min，且出油頻率也保持穩(wěn)定。

4 結(jié)論

在分析遞進(jìn)式分配器工作原理的基礎(chǔ)上，利用AMESim搭建了遞進(jìn)式分配器的仿真模型，對(duì)不同工況下遞進(jìn)式分配器的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了分析，得到了如下結(jié)論:

(1)遞進(jìn)式分配器3個(gè)活塞順序運(yùn)動(dòng)時(shí)，當(dāng)一個(gè)活塞尚未完全運(yùn)動(dòng)到端部時(shí)，下一個(gè)活塞便開始動(dòng)作，此重疊運(yùn)動(dòng)會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)流量及壓力的波動(dòng)。

(2)隨著黏性摩擦系數(shù)的增加，活塞的運(yùn)動(dòng)趨于滯后，系統(tǒng)出油口流量降低，但出油時(shí)間延長(zhǎng)。合理的黏性摩擦系數(shù)有助于系統(tǒng)出油穩(wěn)定。

(3)隨著節(jié)流閥節(jié)流面積的增加，系統(tǒng)流量隨之增加，而流量、壓力的不穩(wěn)定性也隨之增大;當(dāng)節(jié)流閥節(jié)流面積達(dá)到一定數(shù)值后，流量保持在一定值并伴隨著較大的波動(dòng)。

(4)分析了節(jié)流閥節(jié)流面積對(duì)分配器出油口流量的影響，為后續(xù)實(shí)現(xiàn)油氣潤滑系統(tǒng)的閉環(huán)控制提供了重要參數(shù)。

［1］唐智敏.油霧潤滑和油氣潤滑［C］//中國機(jī)械工程學(xué)會(huì)摩擦學(xué)分會(huì)潤滑技術(shù)專業(yè)委員會(huì)第十屆學(xué)術(shù)年會(huì)(南寧會(huì)議)論文集，2006:34-38.

［2］周小明.提高油氣潤滑使用效果的措施［J］.機(jī)床與液壓，2004(8):180-181.

［3］楊中和，劉厚飛.TURBOLUB 油氣潤滑技術(shù)(五)［J］.潤滑與密封，2003(5):92-95.

［4］任忠星.油氣潤滑技術(shù)在醫(yī)療器械軸承中的應(yīng)用［J］.哈爾濱軸承，2009(3):54-56.

［5］李發(fā)宏.油氣潤滑系統(tǒng)在加熱爐輥道軸承潤滑上的應(yīng)用［J］.萊鋼科技，2010(2):41-44.

［6］劉艷萍.油氣潤滑技術(shù)及其在有色行業(yè)的應(yīng)用［J］.有色設(shè)備，2004(5):32-33.

［7］MARTHALER Kevin J.Conversion of Finishing Roll Stand from Grease Lubrication to Oil-Air［C］//2007 Iron ＆ Steel Technology Conference(AISTech 2007)，2008:32-35.

［8］H?HN B-R，MICHAELIS K，OTTO H-P.Minimised Gear Lubrication by a Minimum Oil-air Flow Rate［J］.Tribology of Engineered Surfaces，2009，266:461-467.

［9］張永峰.油氣潤滑系統(tǒng)應(yīng)用理論與實(shí)驗(yàn)研究［D］.秦皇島:燕山大學(xué)，2011.

［10］邱銘君，趙航，姚培.AMESim軟件及其應(yīng)用［J］.路面機(jī)械與施工技術(shù)，2005(3):60-61.

［11］余佑官，龔國芳，胡國良.AMESim仿真技術(shù)及其在液壓系統(tǒng)中的應(yīng)用［J］.液壓氣動(dòng)與密封，2005(3):28-30.

［12］王承禹，常漢寶，洪哲，等.基于AMESim軟件的流量控制裝置的仿真［J］.上海交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2011(9):1406-1410.

［13］孫靜，王新民，金國舉.基于AMESim的液壓控制系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性研究［J］.機(jī)床與液壓，2012，40(11):120-122.