壓縮機(jī)氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)性能的研究

曹繼來，李穎，吳價，洪偉榮

(浙江大學(xué)化工機(jī)械研究所，浙江杭州 310027)

0 前言

壓縮機(jī)作為工業(yè)領(lǐng)域的通用機(jī)械，在石油、化工、冶金、農(nóng)機(jī)等行業(yè)有著廣泛應(yīng)用［1－2］。工業(yè)需氣量的變化性與壓縮機(jī)排氣量恒定性的差異，會造成管網(wǎng)壓力的波動及壓縮多余氣體的能源浪費(fèi)。壓縮機(jī)理想工作狀態(tài)是其容積流量隨實(shí)際需氣量進(jìn)行無級調(diào)節(jié)［3－8］。頂開進(jìn)氣閥的調(diào)節(jié)方式［6－8］是往復(fù)式壓縮機(jī)比較理想的氣量調(diào)節(jié)方式，節(jié)能效果顯著。液壓傳動的快速平穩(wěn)性及大推力特性［9－10］使得液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)成為目前往復(fù)式壓縮機(jī)氣量調(diào)節(jié)最主要的實(shí)現(xiàn)形式。液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)是一種機(jī)電液一體化的機(jī)構(gòu)，高速換向閥是整個液壓裝置的核心元件。高速換向閥實(shí)現(xiàn)對液壓油路的通斷控制，實(shí)現(xiàn)在壓縮機(jī)壓氣行程開始之前頂開進(jìn)氣閥，氣體回流，從而減少壓縮不必要?dú)怏w造成的能源浪費(fèi)。

采用仿真［11－14］和實(shí)驗(yàn)［15］相結(jié)合的方法對壓縮機(jī)氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行研究，分析液壓系統(tǒng)工況條件改變對執(zhí)行機(jī)構(gòu)性能的影響，驗(yàn)證基于AMESim的液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)性能仿真的正確性，為液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)優(yōu)化提供指導(dǎo)。

1 氣量調(diào)節(jié)液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)組成

氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要包括控制部分、機(jī)械執(zhí)行部分、監(jiān)控程序等。控制部分主要包括上位機(jī)、下位機(jī)和驅(qū)動控制器3個子部分，實(shí)現(xiàn)對高速換向閥的控制。機(jī)械執(zhí)行機(jī)構(gòu)由液壓泵站、高速換向閥、卸荷器液壓缸、執(zhí)行壓叉、閥片及供回油管路組成。液壓泵站提供的連續(xù)液壓油經(jīng)過高速換向閥轉(zhuǎn)變?yōu)橹芷诤蛪毫ψ饔脮r間可調(diào)的液壓油，作用于卸荷器液壓缸，通過執(zhí)行壓叉實(shí)現(xiàn)進(jìn)氣閥打開。信號采集單元實(shí)現(xiàn)對液壓泵站油壓、閥片及執(zhí)行壓叉動作的監(jiān)控。

2 液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)仿真研究

為了實(shí)現(xiàn)對液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)的靜態(tài)和動態(tài)性能研究，在AMESim中搭建基于HCD庫的液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)仿真模型，如圖1所示。采用分段信號和一階線性環(huán)節(jié)模擬上位機(jī)對高速換向閥的控制信號。液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)工作過程為:上位機(jī)發(fā)出控制信號驅(qū)動高速換向閥進(jìn)出油路連通，液壓泵提供的高壓液壓油流經(jīng)高速換向閥，作用在卸荷器液壓缸活塞上，克服閥片所受外力，通過執(zhí)行壓叉實(shí)現(xiàn)進(jìn)氣閥打開。高速換向閥進(jìn)出油路截止時，高速換向閥回油通路與卸荷器液壓缸連通，卸荷器液壓缸內(nèi)的高壓液壓油在液壓差、彈簧力及氣體力的作用下回流，通過回油通路流回到液壓泵站。

圖1 基于HCD庫的液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)仿真模型

2.1 數(shù)學(xué)模型

(1)蓄能器壓力特性分析

蓄能器內(nèi)氣體遵循多變氣體狀態(tài)方程，并假定蓄能器內(nèi)油液壓力和氣體壓力相同，在絕熱狀態(tài)下氣體方程可以表示為:

蓄能器內(nèi)氣體能達(dá)到的最大壓力可以表示為:

式中:p0為蓄能器內(nèi)預(yù)充壓力，MPa;V0為蓄能器內(nèi)氣體初始體積，m3;p為蓄能器內(nèi)氣體壓力，MPa;V為蓄能器內(nèi)氣體體積，m3;pmax為蓄能器內(nèi)氣體能達(dá)到的最大壓力，MPa;patm為大氣壓力，MPa;k為氣體絕熱指數(shù)。

(2)高速換向閥特性分析

流經(jīng)高速換向閥的流量連續(xù)方程表示為:

式中:Cq為閥口流量系數(shù);Δp為換向閥進(jìn)出口的壓差，MPa;ρ為油液密度，kg/m3;A為閥口通流面積，m2。

(3)卸荷器特性分析

卸荷器模型由液壓缸子模型、泄漏摩擦子模型、質(zhì)量塊子模型、彈簧單元和力單元五部分組成，實(shí)現(xiàn)對閥片運(yùn)動及油液泄漏等參數(shù)的仿真。

閥片在運(yùn)動過程中承受卸荷器液壓缸活塞端面的液壓力、彈簧力及彈簧預(yù)緊力，其受力平衡方程為:

活塞的運(yùn)動速度可以表示為:

式中:p1為卸荷器液壓缸活塞端面液壓力，MPa;A1為活塞面積，m2;Kf為彈簧剛度，N/m;x為彈簧壓縮量，m;F0為彈簧預(yù)緊力，N;B為液壓缸黏性阻尼系數(shù)，N/(m/s);Qc為液壓缸供油量，m3/h。

穩(wěn)態(tài)運(yùn)行時，卸荷器液壓油泄漏流量:

式中:ρ(p)為壓力為p時液壓油密度，kg/m3;μ為絕對黏度;lc為活塞接觸段長度，m;cr為直徑方向半間隙，m;d為活塞直徑，m。

2.2 仿真結(jié)果分析

模型仿真參數(shù)設(shè)置如表1所示。對于轉(zhuǎn)速為480 r/min的壓縮機(jī)，其工作周期T=0.125 s，換向閥的工作頻率與壓縮機(jī)一致。

表1 模型仿真參數(shù)設(shè)置

2.2.1 供油壓力對閥片運(yùn)動的影響

圖2為不同供油壓力下閥片位移曲線。從閥片開啟階段可以看出，隨著壓力升高，位移曲線斜率增加，即閥片開啟速度加快。在供油壓力為0.9 MPa時，閥片的最大位移為2.5 mm，未能達(dá)到最大位移，且不存在位移保持階段。當(dāng)供油壓力為1.6 MPa時，閥片運(yùn)動達(dá)到最大位移2.65 mm，出現(xiàn)最大位移的保持階段。從曲線中可以看出，隨著供油壓力增大，閥片達(dá)到最大位移所需時間減少。在閥片回程階段，曲線斜率相近，隨供油壓力增大閥片最大位移保持時間有所增加，閥片回程階段出現(xiàn)相應(yīng)時間滯后。

圖2 不同供油壓力下閥片位移曲線

圖3為不同供油壓力下閥片的加速度曲線，可以看出，閥片運(yùn)動是一個變加速運(yùn)動過程，加速度曲線反映了閥片受力變化情況。閥片開啟階段，液壓油瞬間加壓使閥片具有很大的正向加速度，之后隨著閥片位移的增加，彈簧力增大，加速度不斷減小直至為零。加速度反映了油液力與彈簧力的綜合變化情況。當(dāng)高速換向閥換向時，閥片進(jìn)入回程階段，主要受彈簧力的作用，故加速度在數(shù)值上較閥片開啟階段要小。不同供油壓力，加速度曲線變化明顯，供油壓力升高，閥片運(yùn)動加速度增大。綜合上述可以看出，供油壓力選在3.4～4.0 MPa，執(zhí)行機(jī)構(gòu)能夠達(dá)到較好的運(yùn)動性能。

圖3 不同供油壓力下閥片加速度曲線

2.2.2 節(jié)流調(diào)速回路對閥片運(yùn)動的影響

節(jié)流閥是利用小孔節(jié)流原理工作，進(jìn)油節(jié)流調(diào)速回路中，節(jié)流閥串聯(lián)在進(jìn)油管路。液壓系統(tǒng)中，節(jié)流閥必需與溢流閥配合使用才能實(shí)現(xiàn)其流量控制作用。在進(jìn)油節(jié)流調(diào)速回路中，進(jìn)入液壓缸工作腔的流量Qc可以表示為:

式中:QL為節(jié)流閥流量，m3/h;Cd為節(jié)流閥流量系數(shù);a(x)為節(jié)流閥通流面積，m2。

液壓缸活塞速度可以表示為:

通過調(diào)整節(jié)流閥閥口開度在一定范圍內(nèi)的變化，得到活塞運(yùn)動速度與閥口開度的關(guān)系，即速度特性曲線。圖4為閥片位移與閥口開度特性曲線，從圖中可以看出，節(jié)流閥閥口開度的增大，閥片位移曲線斜率增大，閥片運(yùn)動速度增大。

圖4 閥片位移與節(jié)流閥閥口開度特性曲線

由于卸荷器液壓缸所需流量很小，當(dāng)節(jié)流閥開口大于1.6 mm時，油液可以順暢的通過節(jié)流閥，此時再次增大節(jié)流閥開度，閥片運(yùn)動性能上僅有微小的提升。在節(jié)流閥閥口開度變化過程中，如果閥口開度減小到一定程度，流入液壓缸的流量將不足以使閥片運(yùn)動到最大位移，閥片的運(yùn)動性能將會受到很大影響。

2.2.3 彈簧預(yù)緊力對閥片運(yùn)動的影響

圖5為閥片位移－彈簧預(yù)緊力變化關(guān)系曲線，可以看出，在不同彈簧預(yù)緊力的作用下，閥片開啟階段，位移曲線之間僅有微小差別。閥片回程階段主要受彈簧力作用，不同的彈簧預(yù)緊力，閥片運(yùn)動性能具有較大差異，較大的彈簧預(yù)緊力有利于閥片回程運(yùn)動性能提升。

圖5 閥片位移－彈簧預(yù)緊力關(guān)系曲線

3 仿真與實(shí)驗(yàn)對比

圖6為液壓系統(tǒng)供油壓力與閥片位移關(guān)系曲線。通過控制供油壓力在合理范圍內(nèi)變化，觀察供油壓力變化對閥片位移的影響。可以看出，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果較好吻合，當(dāng)壓力低于0.9 MPa時，閥片位移已不能達(dá)到預(yù)定目標(biāo)位移，閥片位移上升速度較小。隨著壓力的升高，位移曲線斜率增加，即閥片開啟速度增大，壓力的升高，閥片能達(dá)到的最大位移增加，當(dāng)?shù)竭_(dá)某一壓力后，閥片可以達(dá)到最大位移，并出現(xiàn)水平曲線的位移保持階段。

圖6 供油壓力與閥片位移關(guān)系曲線

圖7為閥片位移實(shí)驗(yàn)值與仿真值對比，結(jié)果表明，閥片在開啟階段和回程階段與仿真結(jié)果都能較好的吻合。其中，仿真與實(shí)測值的誤差主要由于液壓缸的泄漏率及摩擦因數(shù)設(shè)定值與真實(shí)值的誤差產(chǎn)生。結(jié)果表明，所建立的仿真模型是可行有效的，所述的仿真模型可以作為液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動性能分析的研究平臺。

圖7 閥片位移實(shí)驗(yàn)值與仿真值曲線

4 結(jié)論

通過實(shí)驗(yàn)和仿真的方法對壓縮機(jī)氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)－液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)性能進(jìn)行研究，實(shí)驗(yàn)和仿真結(jié)果取得了良好的一致性，仿真方法可以為其他型號的壓縮機(jī)氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)設(shè)計(jì)優(yōu)化提供理論指導(dǎo)。工況條件變化對液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)性能的影響，結(jié)論如下:

(1)供油壓力對閥片運(yùn)動影響顯著，較大的供油壓力有利于提高閥片開啟速度，減少閥片開啟階段的耗時。

(2)節(jié)流調(diào)速回路通過改變進(jìn)入液壓缸的油液流量改變閥片的運(yùn)行速度，節(jié)流閥開口增大閥片運(yùn)動速度增加。

(3)閥片運(yùn)動行程較小，增大彈簧預(yù)緊力對閥片開啟階段影響較小，對閥片回程階段運(yùn)動影響顯著。

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