復合型液壓缸與外置閥組合工作性能分析①

趙尚宇 謝志聰 陳志彬

(廣東省韶關市質量計量監督檢測所 廣東韶關 512026)

1 前言

隨著我國工業、農業、交通運輸業、軍工等行業技術進步，促進了液壓技術及裝備的發展，使液壓元件質量不斷提高，配套的液壓系統也在不斷適應和完善，性能也有很大的提高。為了適應工業發展，節約能源的需求，研究出許多節能液壓元件和節能液壓系統[1-3]。如田靈飛等人，從提高液壓系統工作效率，降低能量消耗，設計了一種新型節能液壓缸，該缸是采用柱塞和活塞組合結構，有快慢速工況[4]。許賢良，韋文術在液壓缸研究方面提出了許多寶貴意見[5]。為了克服摩擦力所造成液壓缸的能量損失，而應用格萊密封圈等密封件。為了提高液壓缸動態性能，武漢科技大學流體傳動團隊研發了變間隙密封液壓缸，當壓力提高時，仍保持原設定的間隙量，減少了因液壓油壓力升高而增大泄漏量[6]。

本文從液壓缸速度及推力轉換出發，在輕載時高速運動，重載時慢速運動，提出了一種大小活塞串聯與控制閥組合一種新型節能液壓缸，文中重點對速度轉換的平穩性進行建模和對吸油閥建模與仿真，從而獲取更優的結構參數和性能。

2 液壓閥與缸組合設計原則

對液壓缸的設計，應遵循以下幾條原則[7]：

(1)滿足液壓缸的輸出力、行程及運動速度要求。

(2)應使液壓缸結構簡單、重量輕、體積小。

(3)工作平穩。

(4)選用密封件合理，使其摩擦力小、壽命長、容易更換。

(5)液壓缸應做到成本低、加工容易、方便維修。

(6)保證有關零部件同心度。

3 結構與工作原理

目前有些專家學者提出了一些節能液壓缸的設計方案，達到了功率分級輸出與節省能源的目的，降低了空行程的能量消耗，使液壓缸的工作效率提高，實現能量低損耗[8]。但是不足之處有，結構復雜，故障率較高，不易維修，功率分級輸出需要人工調節控制。

本文提出一種閥與缸組合結構的液壓缸。能實現速度和負載平穩變換，且結構簡單、低成本和重量輕。多用于各種存在先快速和力小推出然后轉換成慢速力大推出的工況。

其結構和工作原理如圖1所示，閥缸組合液壓缸主要包括導向套、大活塞、大活塞桿、大缸體、小缸體、小活塞、小活塞桿、單向吸油閥和電磁排油閥，其單向吸油閥和電磁排油閥為外置型。

缸體由大小缸體組成且設有端蓋。導向套裝在大缸體內。大缸體內圓與小缸體內圓接觸處對稱地開有兩個眉毛槽，大缸體與小缸體上分別開吸油閥6，一端油口與大缸體吸油孔連接，另一油口通過管道插入油箱內。排油閥選用二位二通電磁閥，也為外置型，一端油口與小缸體排油孔連接，另一油口通過管道插入油箱內。為保證良好密封性能，在大端蓋的內圓壁處有防塵圈，在導向套的內圓壁處裝有密封圈，在大活塞的外圓處裝有密封圈；為減小液壓卡緊力，在小活塞的外圓處加工有5～7條均壓槽。均壓槽寬度為0.5～0.8mm，深度為0.8～1.0mm，槽距為4～8mm。

圖1 雙閥與液壓缸結構原理圖1—大端蓋；2—導向套；3、10—油液口；4—大活塞；5—補油口；6—補油單向閥；7—中間腔；8—小活塞桿；9—二位二通電磁閥；11—小缸無桿腔；12—小活塞；13—均壓槽；14—小缸體；15—眉毛槽；16—沉割槽；17，19—密封圈；18—大缸體；20—大活塞桿

眉毛槽的軸向長度L1為4～10mm，徑向長度L2為3～6mm。眉毛槽在水平面的投影是等腰三角形且兩等腰夾角為45～75°。

液壓閥與缸的工作過程是：當油液從小缸的油口進油時，排油電磁閥保持關閉，在油液壓力作用下大、小活塞整體上移，中間腔的容積變大，出現負壓。補油單向閥打開，液壓油從補油口流入缸體內，對中間腔補油，這時二位二通電磁閥不通電，處于關閉狀態；當小活塞離開小缸體后，中間腔壓力為工作壓力，在壓力油作用下補油閥關閉，大、小活塞整體上移到原設定位置。當從大缸體油口3進油，補油單向閥自動關閉，在壓力油作用下大活塞和小活塞不斷下移，這時，二位二通電磁閥得電，打開通路，實現中間油腔排油。小活塞進入小缸內，小缸油腔油液便從小缸油口排出，完成一個工作循環。

從結構與工作原理可以看出其特點：

(1)采用雙活塞串聯單出桿結構。憑借油液作用面積的改變，實現推力的自動變換，達到節約能源的目的。

(2)實現輕載快速，重載慢速工作，避免能源浪費。

(3)吸油閥為外置型，是單向閥結構。排油閥也是外置型，是二位二通電磁閥，結構簡單，可靠性高。

(4)大活塞與缸體為密封圈密封，小活塞與缸體為恒間隙密封，小缸體和小活塞的間隙值為12～20μm，小活塞與小缸體的密封性能好，有利于小活塞進出小缸筒。

4 眉毛槽建模與仿真

在液壓缸小缸體上部內開有二條對稱眉毛槽，對液壓缸工作穩定性有很大影響，下面進行分析。

4.1 眉毛槽的數學模型

眉毛槽是用銑刀切削加工而成，其截面的投影面為三角形，當開口度發生變化時，其通流面積也發生變化。模型如圖2所示。

圖2 眉毛槽面積圖

設已知參數為：小缸體內徑為D2=16mm，眉毛槽高度為L，眉毛槽的最大深度h，眉毛槽加工刀具夾角2α。其面積的計算公式如下：

眉毛槽的傾角為：

β=arctan(L/h)

縫隙開度為x時眉毛槽的高為：

根據正弦定理有：

θ=π-(γ+α)

則眉毛槽的面積為

A=Ax·cosβ

式中：R-所在缸體的半徑，mm；

θ-對應圓弧中心角的一半角度,°；

γ-隙邊與半徑的夾角,°。

通過matlab軟件計算，選定參數為：2α為60°，L=4mm，R=16mm，h=8mm，計算結果如圖3。從圖3可以看出，眉毛槽的面積隨著開口度變化近似線性。

根據流體力學計算公式，通過眉毛槽的流量公式如下[9]：

式中:Cq-流量系數，取0.61—0.72；

A0-通流面積,mm2；

Δp-前后兩端壓差；

ρ-液壓油密度，870kg/m3。

圖3 眉毛槽面積變化曲線

4.2 眉毛槽緩沖仿真

本次仿真用線性節流口來替代，參數設定，xmax=10mm，Amax=19.6mm2，仿真結果如下圖所示。

圖4 液壓缸活塞速度隨時間變化曲線

圖5 液壓缸活塞速度隨位移變化曲線

由圖4及圖5可知，眉毛槽的存在使得液壓缸活塞在運動時提前到達平穩狀態。因而，設計出較合理的眉毛槽，對實現液壓缸更平穩的工作是十分關鍵的。

5 吸油閥建模與仿真

5.1 吸油閥工作原理

吸油閥是液壓缸工作時十分重要部件，也是液壓缸有效工作的關鍵部件。吸油閥設為外置型，其油口與外界油路相通，一般通過低壓管直接與油箱相通。另一油口與大缸體油口聯接。

吸油閥主要起到液壓缸中間腔出現時補油，液壓缸反向運動時關閉的作用。

5.2 吸油閥數學模型

吸油閥主要組成部分為閥座、復位彈簧和閥芯，其中閥芯為錐形結構。其結構原理圖如6所示。

圖6 吸油閥結構示意圖1—閥座；2—復位彈簧；3—閥芯

吸油閥的壓力流量特性方程為[10,11]：

式中:Q-閥口流量；

Δp-閥口兩端壓差；

A-閥口過流面積,mm2；

Cd-流量系數。

吸油閥過流截面積為：

式中:x-閥口開度；

R-錐閥芯最大半徑,mm；

d1-閥口直徑,mm。

若忽略液動力影響，閥芯的運動方程為[12]：

彈簧剛度計算為：

式中:k-彈簧剛度,N/mm；

d1-閥口直徑,mm；

x0-彈簧預壓縮量。

設計彈簧剛度時，主要根據負壓和閥口直徑大小，負壓一般取小于0.3bar的值。

5.3 吸油閥閥口直徑對性能的影響

現設吸油閥的閥口直徑分別為6mm、8mm和10mm，其他參數不變，進行仿真[13]。設定時間為60s，步長為0.05s，仿真結果如下。

圖7 液壓缸活塞位移曲線

圖8 液壓缸活塞最大幅值

由圖7、圖8中可以得出，在吸油閥吸油時，隨著閥口直徑的變大，液壓缸活塞振幅減小。因而，液壓缸活塞運動趨向平穩。

5.4 吸油閥彈簧剛度對性能的影響

設定k分別為0.5N/mm、5N/mm與20N/mm，不改變參數其它參數，仿真結果如下：

圖9 不同彈簧剛度的閥口壓力曲線

從圖9可知，隨著彈簧剛度增大，吸油閥閥口負壓力增大。因而，吸油過程出現變化。

圖10 彈簧剛度不同時活塞速度平均幅值

圖11 不同彈簧剛度的活塞位移曲線

從圖10可以看出，彈簧剛度并不是越小越好。當彈簧剛度變大時，液壓缸活塞速度的平均波動幅值減小。從圖11顯示吸油量一定，彈簧剛度不同時，活塞位移隨時間變化曲線重合，說明其位移量基本相同。

綜合上文分析可以得出，液壓缸活塞運動速度主要受彈簧剛度的影響，而中間油腔壓力主要受閥口直徑的影響。當彈簧剛度太小時，會導致液壓缸活塞振幅較大，系統固有頻率低，流量脈動較大；而彈簧剛度太大時，會影響吸油閥的吸油效果，產生較大的負壓。因而，在設計液壓缸時，要選定合理的彈簧剛度，這一點十分重要。

6 結論

本文研究復合液壓缸與閥組合進行工作，對其工作原理及性能進行分析。通過AMESim軟件仿真分析眉毛槽在液壓缸工作中的作用，以及吸油閥對液壓缸性能的影響。得出結論：若吸油閥閥口直徑過小，會導致吸油不充分甚至不能吸油，從而導致液壓缸運行時“顫抖”現象的產生。若吸油閥閥口直徑過大，則流量脈動大，導致液壓缸有較大沖擊；吸油閥彈簧剛度過小，則流量脈動大，導致液壓缸有較大沖擊，彈簧剛度過大，會導致中間腔有較大的負壓。本文研究的復合型液壓缸結構設計和理論分析可供從事液壓缸設計人員參考。