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(1.蘭州理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 甘肅 蘭州 730050；2.山西天地煤機(jī)裝備有限公司， 山西 太原 030006)

引言

傳統(tǒng)的機(jī)械、氣動(dòng)或液壓沖壓技術(shù)及沖壓設(shè)備，在應(yīng)用中存在著諸多不足，如機(jī)械式?jīng)_床的高沖擊、振動(dòng)大；氣動(dòng)式?jīng)_床沖壓力小、效率低；液壓式裝機(jī)功率大、控制復(fù)雜、液壓油泄漏等等[1]。對于氣液增壓技術(shù)，綜合氣壓傳動(dòng)、液壓傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)，利用液體的不可壓縮性與力的平衡原理，實(shí)現(xiàn)通過低壓氣體產(chǎn)生大出力的作用[2]。為此，德國某公司率先成功開發(fā)出了新一代沖壓技術(shù)及沖壓加工設(shè)備-氣液增壓式?jīng)_壓技術(shù)及其設(shè)備[3]。其中氣液增壓缸可以快速到位,高頻次動(dòng)作,無沖擊,既能實(shí)現(xiàn)所謂的沖壓“軟到位”,又能以低能耗實(shí)現(xiàn)大沖壓力[4、5]。目前，歐美國家的氣液增壓系統(tǒng)在產(chǎn)品使用壽命、功能的穩(wěn)定性、數(shù)字化控制方面較之國產(chǎn)產(chǎn)品有著明顯的優(yōu)勢[6]。國內(nèi)有些研究人員運(yùn)用AMESim軟件對某型號的氣液增壓缸進(jìn)行建模，但不完全符合實(shí)際增壓設(shè)備。故建立了新的氣液增壓缸模型，并對其中幾個(gè)影響增壓效果的參數(shù)進(jìn)行分析和研究。

1 氣液增壓缸的結(jié)構(gòu)和工作原理

研究針對德國某公司生產(chǎn)銷售的S8.30.50.6D型號氣液增壓缸進(jìn)行分析，該氣液增壓缸的結(jié)構(gòu)如圖1所示，該缸主要由增壓活塞、儲油活塞、預(yù)壓彈簧、工作活塞和缸體組成。 其中增壓活塞和儲油活塞完成氣液增壓和油液的補(bǔ)充及回流。工作活塞在高壓油液作用下連接執(zhí)行器驅(qū)動(dòng)負(fù)載運(yùn)動(dòng)。該缸的動(dòng)作可分為3種不同的狀態(tài)：

1.儲油腔 2.消聲器 3.彈簧 4.增壓活塞 5.儲油活塞 6.增壓活塞桿 7.高壓密封 8.工作油腔 9.工作活塞圖1 某.S8.30.50.6D型氣液增壓缸結(jié)構(gòu)

1) 快進(jìn)行程

腳踏開關(guān),控制閥換向,前腔排氣，后腔進(jìn)氣,工作活塞由氣壓驅(qū)動(dòng),沖頭快速小力接觸工件。

2) 增力行程

沖頭遇到工件的外阻力時(shí)，增壓控制閥動(dòng)作,增壓活塞腔向前增壓活塞桿封閉工作油腔,并將工作油腔中的油液壓縮增壓。此油壓作用在工作活塞桿的后端面并與增壓活塞桿排擠的油容積成比例地推動(dòng)活塞桿向前,完成增力行程加工。

3) 返回行程

油壓達(dá)到設(shè)定值,壓力開關(guān)動(dòng)作,切斷控制閥,控制閥換向,增壓控制閥換向,前腔進(jìn)氣，后腔和增壓腔排氣,工作活塞桿氣動(dòng)返程,增壓活塞桿在彈簧作用下回程,快速帶動(dòng)上沖?；氐匠跏嘉恢?完成一個(gè)工作循環(huán),處于待命狀態(tài)[7、8]。

2 氣液增壓缸的基本方程

氣液增力缸系統(tǒng)見圖2，為了簡化計(jì)算過程，方便分析與推理，在推導(dǎo)的過程中應(yīng)用以下假設(shè)：

(1) 將氣液增力系統(tǒng)中所使用的壓縮空氣視為理想氣體，其氣體狀態(tài)方程為pV=MRT。

(2) 氣液增力系統(tǒng)和外界不存在熱交換。

1.前腔 2.后腔 3.工作油腔 4.增壓腔圖2 氣液增壓缸原理圖

(3) 系統(tǒng)所使用的氣體均處于準(zhǔn)靜態(tài)過程。

(4) 氣源輸出氣體的壓力和溫度保持不變。

2.1 氣液增力缸的壓力微分方程

由熱力學(xué)第一定律、氣體狀態(tài)方程、連續(xù)性方程，可得氣液增力缸 1、2 腔的壓力微分方程：

(1)

由于過程在極小的dt的時(shí)間，所以將

Vi=Vi0+Aix代入式(2)得：

(2)

2.2 工作活塞力平衡方程

根據(jù)牛頓第二定律，可以列出氣缸活塞的力平衡方程：

(3)

式中：p1、p2、p3分別為第1，2，3腔氣體壓力；Ff為氣缸內(nèi)部的摩擦力；ML為總質(zhì)量；BL黏性阻尼系數(shù)；f庫倫摩擦力。

2.3 氣液增壓方程

根據(jù)帕斯卡原理，忽略摩擦和彈簧力，工作活塞輸出力的計(jì)算公式：

(4)

式中，F(xiàn)為輸出力；p0、p1分別為增壓腔壓力，工作腔壓力；d、D0、D1分別為增壓桿直徑，增壓活塞直徑，工作腔活塞直徑。

3 AMESim模型的建立

本研究根據(jù)該某公司生產(chǎn)銷售的最大0.6 MPa 氣動(dòng)驅(qū)動(dòng)的S8.30.50.6D型號氣液增力缸的結(jié)構(gòu)參數(shù),利用某公司的機(jī)械系統(tǒng)仿真平臺軟件AMESim建立缸的模型,依照氣液增力缸一個(gè)工作周期包含3個(gè)行程的特點(diǎn),且根據(jù)該軟件的工作特點(diǎn),建立了能完成一個(gè)連續(xù)工作周期的模型。模型如圖3所示。

在氣液增壓缸實(shí)際的增力行程中，隨著增力活塞桿逐漸靠近高壓密封圈，儲油腔與工作腔之間的通路的節(jié)流面積逐漸變小，最終變?yōu)?，形成動(dòng)密封，這個(gè)過程等效于節(jié)流滑閥，所以這一結(jié)構(gòu)在AMESim模型中用由增力活塞桿位移控制的節(jié)流閥連接的兩個(gè)容器來模擬。

圖3 基于AMESim氣液增力缸模型

根據(jù)S8.30.50.6D型氣液增壓缸的結(jié)構(gòu)性能參數(shù)，仿真模型的的參數(shù)設(shè)置如下：

(1) 增壓氣缸：增壓活塞直徑100 mm，活塞桿直徑11 mm，工作行程146 mm，增壓活塞質(zhì)量為1.6 kg，彈簧剛度1000 N/m，儲油活塞直徑100 mm，質(zhì)量為1.6 kg。

(2) 工作氣缸：工作活塞直徑100 mm，接近沖頭端的活塞桿直徑44 mm，接近工作油腔的活塞桿直徑50 mm，工作缸運(yùn)動(dòng)部件質(zhì)量6.5 kg，工作行程50 mm。

(3) 加工板材：等效于彈簧阻尼系統(tǒng)，空載行程44 mm，負(fù)載行程6 mm，回程自動(dòng)轉(zhuǎn)為空載，彈簧剛度1.23×107N/m，阻尼為1×105N·s/m。

(4) 其他設(shè)置：氣源壓力0.6 MPa，活塞與缸筒之間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)為0.5，仿真時(shí)間10 s。

4 仿真結(jié)果分析

通過對氣液增壓缸工作流程的建模仿真分析，得到了氣源壓力、預(yù)壓彈簧剛度、高壓密封處過流面積與增壓缸動(dòng)態(tài)性能的關(guān)系。

4.1 氣源壓力和增壓缸性能的關(guān)系

氣源輸入壓力和起始狀態(tài)時(shí)前腔壓力相同，將壓力設(shè)置為0.4 MPa、0.5 MPa、0.6 MPa。不同氣源壓力下氣液增壓缸性能如圖4所示。

從圖得出,驅(qū)動(dòng)氣壓在0.4 MPa、0.5 MPa、0.6 MPa 時(shí)，工作油腔油壓分別達(dá)到最大值，20.001 MPa、 27.931 MPa、35.861 MPa，沖頭作用力同時(shí)達(dá)到最大值41028.6 N、57191 N、73352.4 N。沖頭在三個(gè)大小驅(qū)動(dòng)壓力下幾乎同時(shí)空載到達(dá)工件0.044 m處，而在各自驅(qū)動(dòng)力下分別達(dá)增力行程最大位移處0.04733 m、0.04865 m、0.04996 m。沖頭的速度在快進(jìn)行程中基本相同，但在0.6 MPa回程速度相對沒有突然增大，這說明氣缸回程阻力主要來自油壓。依照產(chǎn)品說明書中S8.30.50.6D增壓缸指標(biāo)：總行程50 mm，力行程6 mm，0.6 MPa氣壓時(shí)油壓最大36 MPa，輸出力73.9 kN，證明仿真基本符合實(shí)際數(shù)據(jù)。

圖4 不同氣源壓力對和增壓缸性能的影響

4.2 預(yù)壓彈簧剛度和增壓缸性能的關(guān)系

當(dāng)氣源壓力為0.6 MPa時(shí)，預(yù)壓彈簧剛度分別設(shè)置為100 N/m、1000 N/m、10000 N/m，不同預(yù)壓彈簧剛度對增壓缸性能的影響如圖5所示。

圖5 不同預(yù)壓彈簧剛度對增壓缸性能的影響

從圖中看出，預(yù)壓彈簧剛度越小，工作油腔油壓峰值最大，輸出力越大，這是因?yàn)閯偠仍酱笤鰤夯钊麠U最大位移越小，插入工作油腔中桿體積越小，從而工作油腔油液壓縮量越小，油壓越小。另一方面增壓活塞桿最大位移受增壓缸整體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)限制，所以預(yù)壓彈簧剛度要在滿足輸出壓力的基礎(chǔ)上適當(dāng)減小，實(shí)際中此型號杠預(yù)壓彈簧剛度取1000 N/m為宜。

4.3 高壓密封處過流面積和增壓缸性能的關(guān)系

當(dāng)氣源壓力為0.6 MPa時(shí)，工作油腔與儲油腔之間聯(lián)通的高壓密封圈的過流面積分別設(shè)置為19 mm2，78 mm2，490 mm2，不同高壓密封處過流面積對增壓缸性能的影響如圖6所示。

從圖中可以看到過流面積為19 mm2和78 mm2時(shí)，工作油腔油壓在增壓缸復(fù)位后迅速穩(wěn)定在0.05 MPa，而過流面積490 mm2時(shí)，工作油腔油壓持續(xù)震蕩最終停在0.05 MPa附近，而另一方面，過流面積為19 mm2時(shí)，預(yù)壓彈簧在復(fù)位時(shí)存在作用力瞬間下落，這是由于高壓密封液阻過大，造成工作腔油液流入儲油腔流量不足，導(dǎo)致儲油腔壓力不足無法及時(shí)給予彈簧位移量，造成彈簧作用力瞬時(shí)下落。以上說明高壓密封起到液阻作用，液阻小無法減小負(fù)載變化時(shí)的油液壓力震蕩，而液阻過大又造成油腔間的回油量不足引起彈簧震蕩。仿真中過流面積為19 mm2最為合理。

圖6 不同高壓密封處過流面積對增壓缸性能的影響

5 結(jié)論

(1) 針對某公司的S8.30.50.6D型氣液增壓缸的結(jié)構(gòu)和工作原理進(jìn)行了研究，用AMESim軟件對氣液增壓缸的一個(gè)工作周期進(jìn)行仿真，通過合理的建模和參數(shù)設(shè)置，得出在一個(gè)工作周期內(nèi)，氣液增壓缸壓力、位移、速度、輸出力等參數(shù)的連續(xù)的變化曲線。重點(diǎn)分析了氣源壓力、預(yù)壓彈簧剛度、高壓密封處過流面積對增壓缸動(dòng)態(tài)性能的影響。

(2) 工作活塞回程阻力主要來自油壓。

(3) 預(yù)壓彈簧剛度越小，沖力越大，受結(jié)構(gòu)限制要在滿足輸出壓力的基礎(chǔ)上適當(dāng)減小。

(4) 在設(shè)計(jì)氣液增壓缸時(shí)，應(yīng)盡量設(shè)置合理的高壓密封處過流面積，數(shù)值過大引起儲油腔回油時(shí)壓力震蕩缸，數(shù)值過小影響回油速度。

(5) 氣液增壓缸在運(yùn)行過程中，排出氣體并未回收。將進(jìn)一步嘗試用二級的氣動(dòng)增壓閥將較低壓氣體進(jìn)行回收，進(jìn)行節(jié)能方面的研究。

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