一種多頭螺旋式液壓緩沖器的設計與仿真

王成龍，劉延璽，苗根遠, 曾慶良

(山東科技大學機械電子工程學院，山東青島 266590)

引言

液壓緩沖器是利用油液通過阻尼孔時的黏性阻力、液壓油本身發熱把沖擊物體的動能轉化為油液的動能和熱能的緩沖裝置[1]。液壓緩沖器作為一種安全保護裝置廣泛應用于現代化機械設備中，為安全生產提供保障。

在現有的文獻中，大多都是對多孔式緩沖器[2-4]、膠泥緩沖器[5-6]、節流桿式緩沖器[7-8]等進行研究。王明川[9]將圓柱螺旋線式阻尼孔運用在液壓回路中，防止液壓沖擊而損壞儀器。賈光政等[10]將三角形過流斷面的螺旋阻尼器應用于抽油桿檢測臺液壓系統的壓力繼電器的控制油路中, 起到了良好的阻尼緩沖作用。THANGAM等[11]、 EASON等[12]、BOLINDER等[13]對矩形橫截面螺旋管層流進行數值研究。張麗等[14-15]對低雷諾數下矩形螺旋通道流場進行了實驗測量。邢云緋等[16]對矩形螺旋通道進行了湍流流動和傳熱特性的數值研究。馬源等[17]對高寬比為5 ∶7的矩形截面螺旋通道進行了實驗測量。黃云云等[18]對圓形、橢圓形和矩形截面的螺旋管在湍流工況下的流動及傳熱性能進行模擬。馮振飛等[19]研究了圓形、半圓形、矩形、正方形、梯形和三角形共6種截面面積相等而形狀不同的螺旋通道內流體湍流流動特性。相關研究表明螺旋線式阻尼孔可以起到很好的阻尼緩沖作用，除此尚未見有關于螺旋式液壓緩沖器研究工作的相關報道。

作者提出過一種單頭螺旋式液壓緩沖器，對其結構參數對水頭損失的影響進行仿真分析，得到螺旋槽螺距越小，直徑越大，槽深越小其水頭損失越大的結論。針對高速沖擊工況下快速卸荷的工程需求，在前期研究的基礎上，本研究又提出了一種多頭螺旋式液壓緩沖器并對其進行分析。

1 多頭螺旋式液壓緩沖器結構設計與數學建模

1.1 結構設計

圖1為多頭螺旋式液壓緩沖器的結構簡圖，圖2為多頭螺旋式液壓緩沖器活塞結構簡圖。如圖1所示，1為撞頭，用來將沖擊物體的沖擊動能傳遞給緩沖器。5為帶螺旋槽的活塞，是主要的耗能裝置，通過控制螺旋槽頭數，以及各結構參數的變化適應于不同工況。圖2中螺旋槽設計時是一直變化的，是彎曲漸縮的結構，a為螺旋槽的槽深，b為螺旋槽的槽寬，在底端螺旋槽截面尺寸為a=10 mm，b=10 mm；在頂端a=10 mm,b=5 mm。

1.撞頭 2.活塞桿 3.復位彈簧 4.端蓋5.活塞 6.缸體 7.缸底圖1 多頭螺旋式緩沖器的結構簡圖

圖2 多頭螺旋式緩沖器活塞結構簡圖

1.2 多頭螺旋式液壓緩沖器水頭損失數學模型

多頭螺旋式液壓緩沖器水頭損失分為兩部分，一部分為沿程損失，一部分為局部損失，分別對其進行探討。

根據達西-魏斯巴赫公式：

(1)

式中,hf—— 沿程水頭損失

λ—— 沿程阻力系數

l—— 螺旋槽長度

d—— 螺旋槽直徑

v—— 平均流速

g—— 重力加速度

對螺旋線長度進行計算，計算結果如下：

(2)

式中,h—— 多頭螺旋式緩沖器活塞高

n—— 活塞上螺旋槽螺距

(3)

α—— 螺旋槽截面調整系數，根據實驗測得

Δp—— 進出口壓差

ρ—— 緩沖介質密度

Cd—— 流量系數

局部水頭損失hj為：

(4)

式中,ξ為沿程阻力系數。

這里局部阻力系數采用魏斯巴赫經驗公式：

(5)

式中，R—— 多頭螺旋式緩沖器活塞半徑

θ—— 螺旋槽旋轉角度

結合式(4)、式(5)與流量方程得到螺旋式液壓緩沖器局部水頭損失公式：

(6)

對于螺旋式緩沖器其總水頭損失hw為：

hw=∑hf+∑hj

(7)

2 多頭螺旋式液壓緩沖器的設計與仿真

2.1 模型建立

基于水頭損失數學模型，本研究在表1所示工況下對螺旋式液壓緩沖器進行設計，確定螺旋式液壓緩沖器模型1尺寸，通過改變直徑、槽深以及槽寬研究不同結構參數對水頭損失的影響，驗證水頭損失數學模型，模型1數據如表2，其他模型數據如表3所示。

表1 數值模型參數表

表2 模型1數據

表3 其他模型數據

在模型1的基礎上，改變螺旋式液壓緩沖器的槽深、槽寬以及直徑得到不同的模型，模型數據如表3所示。

2.2 仿真分析

1) 模型1分析

基于Fluent軟件對流場進行仿真，得到圖3所示的模型1壓力云圖以及圖4所示的出口速度云圖，從圖3可以看出隨著油液在螺旋槽里流動壓強逐漸降低，而且螺旋槽內外側壓力分布不均，這是因為液體在螺旋通道的扭曲形成的離心力和扭轉力的作用下使得液體向外側移動，外側壓力升高，增大了局部阻力損失。圖4可以看出螺旋槽出口處速度分布是不均的，速度向螺旋槽外側發生偏移，這是由于隨著螺旋通道的上升，在離心力的作用下，流體流向外側區域運動，使得外側的高速區域增加。

圖3 模型1壓力云圖

圖4 模型1出口速度云圖

2) 變槽深分析

圖5、圖6分別為變槽深螺旋式緩沖器壓力云圖、出口速度云圖，表4為進出口壓差、出口流速及水頭損失表。可以看出槽深越大速度向螺旋槽外側發生偏移程度越大，其進出口壓差越小，所以適當減小槽深，能夠增加其水頭損失。

圖5 變槽深螺旋式液壓緩沖器壓力云圖

圖6 變槽深螺旋式液壓緩沖器出口速度云圖

表4 進出口壓差、出口流速及水頭損失表

3) 變槽寬分析

圖7、圖8分別為變槽寬螺旋式緩沖器壓力云圖、出口速度云圖，表5為進出口壓差、出口流速及水頭損失表。可以看出，槽寬越大其通流能力越大，進出口壓差越小，速度向螺旋槽外側發生偏移程度較大，所以適當減小槽寬，能夠增加其水頭損失。

圖7 變槽寬螺旋式液壓緩沖器壓力云圖

圖8 變槽寬螺旋式液壓緩沖器出口速度云圖

表5 進出口壓差、出口流速及水頭損失表

4) 變直徑分析

圖9、圖10分別為變直徑螺旋式液壓緩沖器壓力云圖、出口速度云圖，表6為進出口壓差、出口流速及水頭損失表。隨著直徑的增大，使得離心力與扭轉力的作用增加，進出口壓差越大，所以適當增加螺旋槽直徑，能夠增加水頭損失。

圖9 變直徑螺旋式液壓緩沖器壓力云圖

圖10 變直徑螺旋式液壓緩沖器出口速度云圖

表6 進出口壓差、出口流速及水頭損失表

3 多頭式與單頭式結果分析

對前期研究的單頭螺旋式液壓緩沖器(簡稱單頭式)與上述多頭螺旋式液壓緩沖器(簡稱多頭式)在相同的速度入口條件下仿真結果進行對比分析，單頭式與多頭式除螺距外其余參數變化均相同，n1為多頭式頭數，以下圖中多頭式取n1=1，圖11為水頭損失隨槽深變化曲線圖，表7為單頭式與多頭式變槽深對比表，單頭式與多頭式的仿真值與公式值槽深變化對水頭損失變化趨勢是一致的，隨著槽深的變大，水頭損失越小，單頭式影響程度更大，由流量圖12可得，槽深越大，通流能力越強。當n1≥4時，多頭式水頭損失及通流能力比單頭式大。對于多頭式仿真值與公式值相差不大，單頭式仿真值與公式值相差較大最大相差11%。

圖11 水頭損失-槽深曲線圖

圖12 質量流量-槽深曲線圖

表7 單頭式與多頭式變槽深對比表

圖13為水頭損失隨直徑變化曲線圖，表8為單頭式與多頭式變直徑對比表，單頭式與多頭式的仿真值與公式值除螺距外其余參數變化均相同，可看出單頭式與多頭式槽深變化對水頭損失變化趨勢是一致的，隨著直徑的變大，水頭損失越大，流量曲線圖14可得，單頭式直徑變化對流量影響不大，多頭式質量流量隨直徑變而變大。當n1≥4時，多頭式水頭損失及通流能力比單頭式大。對于多頭式仿真值與公式值最大相差10%，單頭式仿真值與公式值相差較大最大相差21%。

圖13 水頭損失-直徑曲線圖

圖14 質量流量-直徑曲線圖

表8 單頭式與多頭式變直徑對比表

因為單頭式并未對槽寬進行分析，所以只對多頭式槽寬進行分析。由圖15與圖16得，槽寬對多頭式水頭損失影響較大，隨著槽寬的變大，水頭損失減小，通流能力變大。對于多頭式槽寬變化公式值與仿真值一致，相差不大。

圖15 水頭損失-槽深曲線圖

圖16 質量流量-槽深曲線圖

通過上述分析發現，單頭式與多頭式在相同初始條件下，當多頭式頭數不小于4時，多頭式能量損失及通流能力比單頭式大。多頭式比單頭式可控性好，有利于高速沖擊時卸荷。

由于螺旋式液壓緩沖器活塞的槽寬是一直變化的，我們引入了“螺旋槽截面調整系數”α。當該參數取不同值的時候，誤差大小是不同的。表9以單頭式模型1為基礎，以0.05為步長取了不同α值，得到|仿真值-公式值|/仿真值的數據，從表中看出當1.05≤α≤1.1時，仿真值與公式值最接近。通過分析，該參數的取值是造成誤差的主要原因，具體的最優值還需要根據實驗測得。

表9 螺旋槽截面調整系數誤差表

4 結論

本研究設計了一種新型的多頭螺旋式液壓緩沖器，并對不同槽深、槽寬以及直徑的螺旋槽進行了仿真研究。仿真結果表明，適當減小螺旋槽槽寬，增大直徑，減小槽深，能夠增加水頭損失；水頭損失數學模型對多頭螺旋式液壓緩沖器具有一定的指導作用；與單頭螺旋式液壓緩沖器進行對比分析可得，多頭螺旋式液壓緩沖器水頭損失、通流能力較大并且可隨工況自行調節。下一步進行加工物理樣機，開展實驗研究，進一步驗證仿真結果，并在此基礎上進行設計的優化。