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高速大流量閥控液壓缸緩沖優(yōu)化設(shè)計(jì)

張?jiān)隼?，巫世晶1，鐘建英2，胡基才1，賴奇暐1

(1. 武漢大學(xué)動(dòng)力與機(jī)械學(xué)院，湖北武漢，430072；2. 國家電網(wǎng)河南平高電氣股份有限公司，河南平頂山，467001)

針對(duì)用于1 100 kV特高壓斷路器中的高速大流量液壓缸分閘緩沖制動(dòng)效果不良這一問題，提出采用系統(tǒng)綜合建模的方法，在建立緩沖流量連續(xù)方程和運(yùn)動(dòng)微分方程的基礎(chǔ)上，綜合考慮油液密度、動(dòng)力黏度和體積彈性模量隨系統(tǒng)狀態(tài)的變化，并提出運(yùn)用CFD(computational fluid dynamics)流場分析法判斷緩沖不同階段的過渡點(diǎn)，同時(shí)結(jié)合試驗(yàn)測試數(shù)據(jù)對(duì)活塞運(yùn)動(dòng)的位移、速度、緩沖壓力等動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行對(duì)比分析。發(fā)現(xiàn)理論計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)差異較大；經(jīng)過修正的閥控液壓缸模型得到的結(jié)果與試驗(yàn)基本一致，緩沖壓力變化劇烈，其峰值壓力高達(dá) 107.0 MPa，緩沖末速度高達(dá)1.75 m/s，會(huì)對(duì)緩沖套和缸體造成嚴(yán)重的沖擊。為有效提升緩沖效果，推導(dǎo)出理想緩沖過程的壓力和速度變化規(guī)律，給出4種不同柱塞結(jié)構(gòu)的間隙變化模型，并在考慮油液黏性阻尼和可壓縮性的條件下，運(yùn)用閥控缸系統(tǒng)的綜合計(jì)算模型對(duì)不同結(jié)構(gòu)柱塞在初始間隙取不同值時(shí)的緩沖效果進(jìn)行對(duì)比分析。研究結(jié)果表明：在相同條件下，初始間隙為1.4 mm的圓錐型柱塞的緩沖效果最好，使緩沖峰值壓力和末速度降低幅度均超過40%；考慮實(shí)際參數(shù)的動(dòng)態(tài)變化特性后，理論上最優(yōu)的拋物線型柱塞的緩沖效果不佳，活塞的末速度 較高。

液壓缸；緩沖；動(dòng)態(tài)特性；系統(tǒng)仿真；優(yōu)化設(shè)計(jì)

液壓缸作為工程機(jī)械中重要的執(zhí)行元件，其緩沖性能直接關(guān)系到設(shè)備整體運(yùn)行的可靠性[1?3]。液壓缸的緩沖方式基本上可分為缸內(nèi)緩沖和缸外緩沖。液壓缸外緩沖須在外部回路上安裝節(jié)流閥等流量控制元件，結(jié)構(gòu)復(fù)雜；而缸內(nèi)緩沖則是利用活塞端部的緩沖柱塞與緩沖孔之間形成的狹小區(qū)域?qū)崿F(xiàn)節(jié)流緩沖，不需在外部回路上添加額外的元件，結(jié)構(gòu)簡單，不易發(fā)生故障[2?4]。特高壓斷路器液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)中的用于動(dòng)力傳動(dòng)的液壓缸，具有高速大流量的特點(diǎn)，活塞在很短的時(shí)間內(nèi)(約50 ms)完成動(dòng)作，最高運(yùn)行速度可超過10 m/s，同時(shí)須拖動(dòng)接近200 kg的連桿傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，因此采用漸變節(jié)流缸內(nèi)緩沖方式。與常用液壓缸相比，其高速、重載、大流量的運(yùn)行特點(diǎn)決定了緩沖結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，緩沖柱塞的結(jié)構(gòu)都是階梯型，其中分閘柱塞有9級(jí)階梯，緩沖柱塞長度和階梯數(shù)量遠(yuǎn)超過一般液壓缸。由于其特定嚴(yán)格的工況和結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，因此，各級(jí)階梯的長度和間隙配合是否合理直接關(guān)系到緩沖效果的優(yōu)劣及特高壓斷路器的運(yùn)行穩(wěn)定性，進(jìn)而影響到特高壓電網(wǎng)的可靠性。劉偉等[1]對(duì)550 kV高壓斷路器的液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)的分合閘特性進(jìn)行了仿真和試驗(yàn)研究，并分析了主要參數(shù)對(duì)系統(tǒng)特性的影響。李新平等[5]運(yùn)用Matlab/Simulink對(duì)通用液壓缸的緩沖性能進(jìn)行了研究，明確了系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)穩(wěn)定性。江桂云等[6]對(duì)液壓伺服閥控缸的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了研究，分析了不同負(fù)載特性時(shí)系統(tǒng)的響應(yīng)。李艷利等[7]對(duì)液壓缸的緩沖結(jié)構(gòu)和緩沖原理進(jìn)行了研究，總結(jié)設(shè)計(jì)缸內(nèi)緩沖裝置要考慮的因素。陳登民等[8]對(duì)液壓缸內(nèi)部節(jié)流緩沖模型進(jìn)行了研究，分析了常用液壓缸內(nèi)緩沖結(jié)構(gòu)的對(duì)比效果。武曉風(fēng)等[9]設(shè)計(jì)出一種復(fù)合型液壓缸緩沖結(jié)構(gòu)，使緩沖沖擊小、過程平穩(wěn)。相關(guān)學(xué)者雖然已對(duì)特定液壓缸的緩沖特性進(jìn)行大量研究[10?18]，但將其結(jié)合到1 100 kV特高壓斷路器液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)中還較少見；新型的液壓缸內(nèi)緩沖結(jié)構(gòu)[9?10]被設(shè)計(jì)出并應(yīng)用在小型工程機(jī)械中，并進(jìn)行相關(guān)的仿真和試驗(yàn)研究，但是在大流量、高功率的特種設(shè)備如特高壓斷路器中的應(yīng)用還很少；大多分析過程中緩沖峰值壓力最高為幾十兆帕，且并沒有考慮油液的可壓縮性等復(fù)雜條件；此外，特高壓斷路器緩沖中的峰值壓力超過100 MPa，其大流量、高功率、瞬時(shí)動(dòng)作等特性使對(duì)液壓缸緩沖的研究具有典型性和復(fù)雜性。本文以某1 100 kV特高壓斷路器液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)中的高速大流量閥控液壓缸為研究對(duì)象，通過采用系統(tǒng)綜合建模方法對(duì)其緩沖特性進(jìn)行設(shè)計(jì)研究，并提出液壓缸的優(yōu)化方案，以便有效解決液壓缸分閘緩沖制動(dòng)效果不良的問題。

1 數(shù)學(xué)模型

閥控液壓缸的工作原理如圖1所示，其中，額定壓力為32.6 MPa。

1—油箱；2—合閘電磁閥；3—分閘電磁閥； 4—合閘放大閥；5—分閘放大閥；6—主閥；7—液壓缸； 8—蓄能器；9—單向閥；10—電機(jī)；11—油泵；12—過濾器；13—溢流閥；14—節(jié)流口

當(dāng)系統(tǒng)檢測到蓄能器的壓力小于32.6 MPa時(shí)，就會(huì)啟動(dòng)電機(jī)帶動(dòng)液壓泵工作，將油箱內(nèi)的油液通過單向閥打入蓄能器內(nèi)，給蓄能器儲(chǔ)能；當(dāng)合閘電磁閥收到合閘電壓信號(hào)時(shí)，電磁閥中的電磁鐵線圈通電，帶動(dòng)電磁鐵鐵芯動(dòng)作，撞擊電磁閥閥芯使其開啟，由于節(jié)流口的作用，合閘放大閥控制腔壓力將會(huì)降低，從而使放大閥閥口打開，高壓油進(jìn)入主閥的控制腔中，主閥閥芯移動(dòng)到合閘位置，使液壓缸的無桿腔通入高壓油，推動(dòng)活塞桿運(yùn)動(dòng)，帶動(dòng)連桿機(jī)構(gòu)及動(dòng)觸頭運(yùn)動(dòng)，使斷路器完成合閘動(dòng)作。與合閘過程類似，通過電磁閥和放大閥將主閥控制腔內(nèi)高壓油泄去，主閥閥芯移動(dòng)到分閘位置，液壓缸無桿腔與油箱相連從而泄壓，液壓缸活塞在單側(cè)高壓油的推動(dòng)下移動(dòng)，帶動(dòng)連桿機(jī)構(gòu)及動(dòng)觸頭運(yùn)動(dòng)，從而完成分閘動(dòng)作。

柱塞的9級(jí)階梯形結(jié)構(gòu)如圖2所示，其與普通液壓缸的不同之處在于液壓控制系統(tǒng)和柱塞緩沖結(jié)構(gòu)的精細(xì)和復(fù)雜。圖2中：為緩沖孔直徑；為緩沖柱塞的總長；1~9分別為緩沖柱塞第1~9級(jí)臺(tái)階的長度；1~9分別為第1~9級(jí)臺(tái)階與緩沖孔的配合間隙；0為系統(tǒng)工作壓力；1為緩沖腔壓力；2為柱塞腔壓力；為包括活塞在內(nèi)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的等效質(zhì)量；為作用在傳動(dòng)機(jī)構(gòu)端部的負(fù)載力；0和1分別為左、右兩腔的有效承壓面積。

圖2 緩沖柱塞多級(jí)臺(tái)階結(jié)構(gòu)示意圖

1.1 流量方程

高速液壓缸的緩沖基本上可分為3個(gè)階段，如圖3所示。圖3(a)中，當(dāng)緩沖柱塞離緩沖孔較遠(yuǎn)時(shí)，緩沖腔的油液通過緩沖孔流出，由于局部流道斷面收縮而產(chǎn)生壓力損失，可稱為局部壓力損失階段，其流量方程為

式中：1為局部壓力損失階段的流量；為緩沖孔內(nèi)徑；f為流道斷面收縮的流量系數(shù)；Δ為收縮斷面前后的壓力差；為油液密度。

(a) 局部壓力損失階段；(b) 銳緣節(jié)流階段；(c) 縫隙節(jié)流階段

圖3 緩沖過程的3個(gè)階段

Fig. 3 Three stages of whole cushion process

圖3(b)中，當(dāng)緩沖柱塞離緩沖孔較近時(shí)，柱塞的邊緣和排油腔的邊緣形成銳緣節(jié)流階段，其流量方程[7,11]為

式中：2為銳緣節(jié)流階段的流量；d為銳緣節(jié)流的流量系數(shù)；為活塞位移；為柱塞與緩沖孔之間的徑向間隙；0為柱塞與緩沖孔之間的距離。

圖3(c)中，當(dāng)緩沖柱塞進(jìn)入緩沖孔后，進(jìn)入縫隙節(jié)流階段，其流量方程[4]為

式中：f為縫隙節(jié)流階段的流量；為油的動(dòng)力黏度；為柱塞的偏心比；為活塞運(yùn)動(dòng)速度。

對(duì)于3個(gè)階段中2個(gè)過渡點(diǎn)的確定，一種方法是可通過流量進(jìn)行判斷[11]。當(dāng)銳緣節(jié)流的流量小于等于局部斷面收縮的流量時(shí)，可認(rèn)為開始進(jìn)入銳緣節(jié)流階段，即

同理，當(dāng)縫隙節(jié)流的流量小于等于銳緣節(jié)流的流量即可認(rèn)為進(jìn)入縫隙節(jié)流階段，即

但由于緩沖過程時(shí)間短、液體特性變化劇烈、流場復(fù)雜，僅根據(jù)上式計(jì)算出的過渡點(diǎn)不一定精確。在此提出結(jié)合CFD(computational fluid dynamics)流場分析法，計(jì)算出活塞在運(yùn)動(dòng)過程中的24個(gè)不同位置流場，通過流場的流速和壓力分布情況，來進(jìn)一步確定2個(gè)過渡點(diǎn)。

當(dāng)柱塞距離緩沖孔較遠(yuǎn)時(shí)，緩沖腔和柱塞腔內(nèi)的壓力很低且分布基本一致；柱塞進(jìn)入緩沖孔后緩沖腔內(nèi)壓力較高并且分布均勻；通過將各個(gè)位置的壓力場和速度場對(duì)比分析，得到第1個(gè)過渡點(diǎn)，即從局部壓力損失到銳緣節(jié)流的過渡點(diǎn)是柱塞距離緩沖孔1.5 mm時(shí)的位置，此時(shí)的局部壓力場和速度矢量圖分別如圖4和圖5所示。由圖4和圖5可見：在此過渡點(diǎn)開始形成高壓腔和低壓腔，且在兩腔之間油液的速度較高，最高可達(dá)26.1 m/s，這在局部壓力損失和縫隙節(jié)流損失階段不會(huì)出現(xiàn)；通過計(jì)算發(fā)現(xiàn)第2個(gè)過渡點(diǎn)，即銳緣節(jié)流到縫隙節(jié)流的過渡點(diǎn)，是在柱塞剛好進(jìn)入緩沖孔時(shí)所處的位置。

圖4 第1個(gè)過渡點(diǎn)的局部壓力場

圖5 第1個(gè)過渡點(diǎn)的局部速度矢量圖

1.2 流量連續(xù)方程

緩沖腔流量連續(xù)方程計(jì)算如下。

局部壓力損失階段流量3為

式中：1為緩沖腔的體積；2為排油腔的有效水壓面積；1為緩沖腔的壓力；e為油液體積彈性模量。

銳緣節(jié)流和縫隙節(jié)流階段流量4為

柱塞腔流量連續(xù)方程計(jì)算如下。

局部壓力損失階段流量5為

銳緣節(jié)流和縫隙節(jié)流階段流量6為

式中：2為柱塞腔體積；dp為柱塞腔后的斷面收縮系數(shù)；v為柱塞腔回油的過流面積。

1.3 運(yùn)動(dòng)學(xué)方程

活塞的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程如下。

局部壓力損失階段為

銳緣節(jié)流和縫隙節(jié)流階段為

式中：為黏性阻尼系數(shù)。

1.4 狀態(tài)方程的修正

以上建立的流量方程、流量連續(xù)方程和運(yùn)動(dòng)方程，都是采用集中參數(shù)法描述緩沖過程中各狀態(tài)變量之間的相互關(guān)系，可稱為狀態(tài)方程。由于緩沖壓力的峰值超過100 MPa，因此，不能忽略壓力對(duì)現(xiàn)有的狀態(tài)常量如密度、體積彈性模量和動(dòng)力黏度的影響。

液體的黏度隨壓力的變化規(guī)律一般可按下式進(jìn)行計(jì)算：

式中：p為緩沖壓力為時(shí)的黏度，Pa?s；0為緩沖壓力為1×105Pa時(shí)的黏度，Pa?s；為黏壓系數(shù)，取決于液體的物理性質(zhì)。

液體的體積彈性模量e也隨壓力變化而變化，特別是在高壓時(shí)，體積彈性模量變化可能較大。此外，體積彈性模量還會(huì)受到油液中的含氣量的影響[4]。此外，油液在管道中流動(dòng)，當(dāng)壓力變化很大時(shí)，油液的壓縮性、混入氣體的壓縮性和管道容器的壁面變形會(huì)對(duì)系統(tǒng)剛度產(chǎn)生很大的影響，因此，需要計(jì)算等效體積彈性模量E，即

式中：c為管道容器的體積彈性模量；l為油液的體積彈性模量；g為混入氣體的體積彈性模量；o為油液中純油的體積；g為油液中混入空氣的體積。

油液的密度隨壓力的變化可根據(jù)其體積的壓縮量來計(jì)算，但又要引入體積這一新的狀態(tài)變量，使問題變得復(fù)雜。密度、體積彈性模量e和壓力之間的關(guān)系為

由式(14)可以看出：若不考慮油液的可壓縮性，忽略油液密度、體積彈性模量和黏度的動(dòng)態(tài)變化，僅通過求解狀態(tài)方程來對(duì)緩沖過程進(jìn)行分析，則得不到與實(shí)際相符的計(jì)算結(jié)果。

2 計(jì)算與試驗(yàn)對(duì)比分析

對(duì)式(1)~(11)所代表的緩沖狀態(tài)方程采用MATLAB/Simulink求解，計(jì)算模型如圖6所示。求解器選擇ode15s(stiff/NDF)，步長選擇為自動(dòng)變步長(auto?variable?step)，數(shù)值微分方程的最大階次為5階，對(duì)方程求解后作為理論結(jié)果用于和仿真與試驗(yàn)對(duì)比。

圖6 狀態(tài)方程的MATLAB/Simulink計(jì)算模型

理論模型忽略控制閥系統(tǒng)的閥芯運(yùn)動(dòng)特性、閥芯液動(dòng)力、支座彈簧力、閥芯阻尼等，認(rèn)為控制閥閥口瞬時(shí)開啟，必然會(huì)使系統(tǒng)的響應(yīng)“快于”實(shí)際動(dòng)作過程。因此，綜合考慮三級(jí)控制閥、蓄能器和管道系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性對(duì)液壓缸緩沖的共同作用，并考慮油液的可壓縮性，根據(jù)式(1)~(14)運(yùn)用AMESim液壓系統(tǒng)仿真平臺(tái)建立緩沖的綜合仿真模型如圖7所示。

圖7 高速液壓缸分閘緩沖系統(tǒng)仿真模型

緩沖的主要參數(shù)及其取值如表1所示，其中油液密度、動(dòng)力黏度和體積彈性模量是分閘過程的初始值，在計(jì)算過程中會(huì)根據(jù)系統(tǒng)的實(shí)時(shí)狀態(tài)進(jìn)行動(dòng)態(tài)變化。同時(shí)對(duì)液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行試驗(yàn)測試，通過試驗(yàn)結(jié)果、系統(tǒng)仿真和理論計(jì)算的對(duì)比分析，來對(duì)分閘緩沖過程進(jìn)行系統(tǒng)、綜合的研究。

表1 計(jì)算模型所需主要參數(shù)

分閘緩沖壓力特性如圖8所示。由圖8可見：壓力曲線的變化呈階段性。在0~38 ms時(shí)，無桿腔尚未泄壓，壓力保持在32.6 MPa；之后無桿腔泄壓，在38~60 ms時(shí)活塞在單側(cè)高壓油作用下運(yùn)動(dòng)，壓力不斷上升，在58 ms時(shí)壓力最高，由于此時(shí)活塞已進(jìn)入緩沖孔，導(dǎo)致過流面積瞬間減??；在60~80 ms時(shí)為9級(jí)臺(tái)階的漸變節(jié)流緩沖階段，由于過流面積不斷變化，因此壓力呈現(xiàn)出波動(dòng)性；在80 ms時(shí)分閘結(jié)束，緩沖腔油液全部回流到油箱，壓力變?yōu)? MPa，緩沖過程結(jié)束。對(duì)緩沖壓力曲線的對(duì)比主要是在38~80 ms這段時(shí)間內(nèi)，可以看出系統(tǒng)仿真與試驗(yàn)測試的結(jié)果基本一致，試驗(yàn)的最高壓力為109.1 MPa，仿真的最高壓力為107.0 MPa；而理論計(jì)算的最高壓力僅為94.1 MPa，最高壓力之后的曲線波動(dòng)與試驗(yàn)不符。這表明所建立的AMESim系統(tǒng)仿真模型考慮油液的可壓縮性后，能較精確地反映分閘緩沖壓力的動(dòng)態(tài)變化。

1—試驗(yàn)測試結(jié)果；2—理論結(jié)果；3—仿真結(jié)果

下面進(jìn)一步對(duì)比系統(tǒng)仿真與試驗(yàn)測試得的活塞位移和速度曲線，其中位移曲線如圖9所示。由圖9可以看出：仿真計(jì)算與試驗(yàn)測試的位移基本一致；根據(jù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)[2]計(jì)算得到的試驗(yàn)分閘時(shí)間為20.80 ms，仿真計(jì)算為19.86 ms；試驗(yàn)測試的分閘速度為11.68 m/s，仿真計(jì)算為11.97 m/s。在動(dòng)作起始和結(jié)束時(shí)位移曲線抖動(dòng)嚴(yán)重，如圖9中放大曲線所示，主要是由含間隙的連桿機(jī)構(gòu)引起[2]，這在實(shí)際動(dòng)作過程中不可避免。

1—試驗(yàn)測試結(jié)果；2—仿真計(jì)算

緩沖末速度可從速度曲線中讀取，如圖10所示。由圖10可得：試驗(yàn)測試的分閘末速度為1.85 m/s，仿真計(jì)算的分閘末速度為1.75 m/s，兩者基本一致。

1—試驗(yàn)測試結(jié)果；2—仿真計(jì)算

3 緩沖性能優(yōu)化設(shè)計(jì)

通過計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比分析，表明考慮油液的可壓縮性后得到的結(jié)果較準(zhǔn)確，比一般的只求解緩沖狀態(tài)方程的方法更精確[5,11]。同時(shí)，研究發(fā)現(xiàn)現(xiàn)有結(jié)構(gòu)的緩沖最高壓力和緩沖末速度都較高，必須進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

根據(jù)前面建立的流量方程和運(yùn)動(dòng)學(xué)方程，在固定節(jié)流緩沖模式下，若不考慮黏性阻尼和認(rèn)為油液不可壓縮，則按照?qǐng)D2所示的柱塞受力狀態(tài)可得：

此方程表達(dá)的是柱塞進(jìn)入緩沖后的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，當(dāng)=0 ms時(shí)，活塞運(yùn)動(dòng)速度0，0為活塞運(yùn)動(dòng)的最高速度。對(duì)微分方程進(jìn)行求解可得速度的表達(dá)式為

對(duì)速度進(jìn)行求導(dǎo)可得加速度的表達(dá)式為

將式(17)代入式(15)中可得緩沖腔壓力1的變化規(guī)律為

根據(jù)式(18)和式(19)，在=0 ms時(shí)得到最大負(fù)加速度0和緩沖最高壓力10，即

可見固定節(jié)流緩沖在緩沖開始就會(huì)出現(xiàn)加速度和緩沖壓力的峰值，會(huì)造成很大的慣性沖擊和壓力沖擊。

理想的緩沖過程是緩沖腔壓力1較低且保持不變，那么緩沖過程一定是等減速過程，速度和加速度的變化規(guī)律如下式所示：

將式(21)代入式(15)，可求得間隙隨柱塞進(jìn)入緩沖孔深度的關(guān)系為

這是1個(gè)拋物線方程，即在不考慮黏性阻尼和油液的可壓縮性的條件下，要想實(shí)現(xiàn)等減速緩沖，緩沖柱塞是1個(gè)拋物線椎體。

圓柱型、圓錐型和臺(tái)階型柱塞的間隙隨其進(jìn)入緩沖孔距離的關(guān)系為

通過推導(dǎo)得拋物線型柱塞理想漸變節(jié)流緩沖以及圓柱型、圓錐型和階梯型的柱塞側(cè)面與緩沖孔的間隙變化規(guī)律，下面通過AMESim中建立的系統(tǒng)模型，綜合考慮控制閥阻尼和油液可壓縮性等在理論推導(dǎo)中難以考慮的因素，對(duì)幾種柱塞緩沖效果進(jìn)行對(duì)比分析。

3種柱塞的結(jié)構(gòu)和初始間隙如圖11所示。將式(22)和式(23)所示的緩沖柱塞與緩沖孔的初始間隙0按照等值遞增，變化范圍為1~4，經(jīng)過多次計(jì)算結(jié)果對(duì)比分析，在3種柱塞結(jié)構(gòu)中得到效果較好的對(duì)比方案，方案選擇原則是緩沖峰值壓力低，緩沖結(jié)束時(shí)間不能過長，緩沖末速度小及不能出現(xiàn)反向沖擊。

不同結(jié)構(gòu)柱塞在不同初始間隙時(shí)的計(jì)算結(jié)果如圖12~14所示。由圖12~14可以看出：增大圓柱形柱塞的初始間隙能降低緩沖峰值壓力，如圖12(a)所示；但緩沖末速度很高，超過7 m/s。若如圖12(b)所示，則會(huì)對(duì)缸體造成巨大的沖擊。

(a) 壓力；(b) 速度

(a) 壓力；(b) 速度

(a) 壓力；(b) 速度

圓錐形柱塞的初始間隙改變能達(dá)到較低的緩沖峰值壓力和緩沖末速度，其中初始間隙為1.4 mm的圓錐形柱塞的緩沖效果最佳，與原階梯型設(shè)計(jì)方案相比，峰值壓力從107.0 MPa降低到58.0 MPa，降低幅度為45.8%，如圖13(a)所示；末速度從1.75 m/s降低到 0.70 m/s，降低幅度高達(dá)60.0%，如圖13(b)所示。拋物線形柱塞的初始間隙也能對(duì)緩沖峰值壓力造成很大的影響，其中當(dāng)初始間隙取為3.8 mm時(shí)，緩沖峰值壓力為57.3 MPa，如圖14(a)所示；但不同間隙的緩沖末速度都在2 m/s左右，如圖14(b)所示，會(huì)對(duì)緩沖套造成較大的沖擊。

緩沖過程的實(shí)質(zhì)是活塞運(yùn)動(dòng)的動(dòng)能k、緩沖腔的壓力勢能p以及活塞與緩沖套撞擊后的能量損耗w之間的轉(zhuǎn)化，而轉(zhuǎn)化過程中的總能量const保持不變，其轉(zhuǎn)化關(guān)系為

式中：1和2分別為活塞及其連桿機(jī)構(gòu)等效到活塞上的當(dāng)量質(zhì)量和緩沖腔高壓油液的質(zhì)量；()為活塞隨時(shí)間變化的速度；()為活塞隨時(shí)間變化的緩沖腔壓力；w與碰撞的劇烈程度相關(guān)。

綜合對(duì)比分析，理論上最優(yōu)的拋物線形柱塞雖然能使緩沖壓力波動(dòng)幅度小、峰值壓力低，但是緩沖末速度較高，且加工制造困難，因此，不適合特高壓斷路器液壓操動(dòng)機(jī)構(gòu)中的高速液壓缸緩沖；圓錐型柱塞緩沖效果良好、設(shè)計(jì)方便且較容易加工，屬于較好的緩沖結(jié)構(gòu)，對(duì)現(xiàn)有緩沖結(jié)構(gòu)的改進(jìn)推薦采用長度為85 mm、初始間隙為1.4 mm的圓錐形柱塞代替階梯形柱塞。

4 結(jié)論

1) 液壓缸緩沖過程分為不同的階段，僅通過理論推導(dǎo)很難精確判斷各階段的過渡點(diǎn)，提出結(jié)合CFD流場分析輔助理論建模的方案，并指出要考慮液壓控制系統(tǒng)的綜合作用。

2) 通過直接求解狀態(tài)方程得到的緩沖結(jié)果與試驗(yàn)測試不符，其原因是未考慮油液的密度、體積彈性模量和動(dòng)力黏度隨系統(tǒng)狀態(tài)的動(dòng)態(tài)變化，也未考慮其他液壓元件對(duì)緩沖的綜合影響。

3) 考慮油液的可壓縮性和系統(tǒng)中各元件的共同作用后建立的AMESim仿真模型，修正理論模型，得到的結(jié)果與試驗(yàn)測試基本一致；并指出現(xiàn)有緩沖結(jié)構(gòu)的緩沖效果不理想，緩沖最高壓力高達(dá)107.0 MPa，緩沖末速度高達(dá)1.75 m/s，不利于系統(tǒng)運(yùn)行的穩(wěn)定性。

4) 建立不同結(jié)構(gòu)型式柱塞節(jié)流縫隙的數(shù)學(xué)模型，對(duì)比分析不同柱塞的緩沖效果，發(fā)現(xiàn)考慮油液的可壓縮性等因素后，理論上最優(yōu)的拋物線型柱塞緩沖效果一般，推薦采用初始間隙為1.4 mm圓錐形柱塞作為高速液壓缸的緩沖結(jié)構(gòu)，可降低緩沖峰值壓力和末速度的幅度在40%以上?？梢姼咚僖簤焊拙彌_制動(dòng)效果不良主要是由于緩沖柱塞結(jié)構(gòu)參數(shù)不合理。研究方法和結(jié)論對(duì)實(shí)際特種高速大流量液壓缸的優(yōu)化設(shè)計(jì)具有參考價(jià)值。

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Optimal design of cushion system for high-speed and high-flow valve-controlled hydraulic cylinder

ZHANG Zenglei1, WU Shijing1, ZHONG Jianying2, HU Jicai1, LAI Qiwei1

(1. Department of Power and Mechanical Engineering, Wuhan University, Wuhan 430072, China 2. State Grid Henan Pinggao Electric Co. Ltd., Pingdingshan 467001, China)

In order to solve the bad cushion performance of high-speed and high-flow valve-controlled hydraulic cylinder used in 1100 kV ultra-high voltage circuit breaker, a method of comprehensive system simulation was put forward. This system simulation considered density, dynamic viscosity and bulk modulus changing with the status of the system and was based on the general flow continuity equation and motion differential equation. Furthermore, a method of flow field analysis using CFD (computational fluid dynamics) was adopted to distinguish transition point of cushion process in different stages. Compared with test data, the system simulation model was applied to analyze displacement, velocity and pressure features. The theoretical computational result shows a big difference from the test data while the modified hydraulic simulation model basically agrees with the test data. In addition, the tremendously changing pressure is up to 107.0 MPa and a high end speeds up to 1.75 m/s, which causes a great damage to the cushion collar and cylinder body. In order to improve the cushion performance, clearance changing models of four different type plungers were given based on the derivation of velocity and pressure changing rule for ideal cushion process. Different schemes were designed to study the cushion features of different plungers using the comprehensive system simulation model. The results show that conical cushion plunger of 1.4 mm initial clearance is the best scheme which reduces both the peaking pressure and end speed by more than 40% under the same conditions. The parabolic cushion plunger which is the best structure in theory, does not have the best performance in consideration of the dynamic changes of the actual parameter characteristics, and its end speed is high.

hydraulic cylinder; cushion; dynamic characteristics; system simulation; optimal design

10.11817/j.issn.1672-7207.2015.10.013

TM56

A

1672?7207(2015)10?3646?10

2014?10?10；

2014?12?24

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51375350)；湖北省科技廳重點(diǎn)項(xiàng)目(2011132094)；國家電網(wǎng)公司科技項(xiàng)目(208239881)(Project (51374035) supported by the National Natural Science Foundation of China; Project (2011132094) supported by the Technology Department of Hubei Province; Project (208239881) supported by the State Grid)

巫世晶，教授，博士生導(dǎo)師，從事機(jī)電液混合傳動(dòng)、機(jī)械動(dòng)力學(xué)等研究；E-mail：wsj@whu.edu.cn

(編輯 劉錦偉)