質量負載對氣缸緩沖性能的影響分析

王海濤，孫長樂，關廣豐，熊偉

(大連海事大學交通運輸裝備與海洋工程學院，遼寧大連 116026)

質量負載對氣缸緩沖性能的影響分析

王海濤，孫長樂，關廣豐，熊偉

(大連海事大學交通運輸裝備與海洋工程學院，遼寧大連 116026)

為了減小行程終點撞擊，一般氣缸內部都設有氣緩沖裝置。改變質量負載，會破壞已調定的良好緩沖，因此研究質量負載破壞緩沖的機制有重要的實用價值。通過建立緩沖實驗臺，在不同負載下，測量位移、速度、加速度及各個腔室的壓力，闡明緩沖效果的變化;通過計算緩沖過程各能量，分析了質量負載變化破壞緩沖的機制。

質量負載;緩沖性能;影響;氣缸

氣缸是氣動自動化系統中使用最為廣泛的一種執行元件，是一種將壓縮空氣的能量轉化為機械能，實現直線運動的傳動裝置。當氣缸活塞接近行程終點時，為了避免活塞撞擊氣缸端蓋，一般氣缸內部都設有氣緩沖［1－2］。氣缸背壓腔密閉一定容積的氣體，使其通過很小的節流面積排出，活塞繼續前進，壓縮這部分氣體，使其壓力升高形成氣墊吸收沖擊動能。所密閉氣體部分氣缸的行程稱為緩沖行程，它由安裝在活塞上的緩沖柱塞長度決定，通常緩沖行程為15～30 mm。排氣節流方式有多種，例如，氣缸端蓋內設置緩沖閥，緩沖柱塞上按一定規律開溝槽等等。氣缸的緩沖原理和構成如圖1所示［3－4］。

在自動化生產線上，氣缸的負載主要是質量負載。當在某一質量負載調整好合適的緩沖后，一旦負載發生變化，原來良好的緩沖就會被破壞［5］。作者將通過實驗，分析質量負載破壞緩沖的機制，這對于氣缸的使用和自動緩沖的設計有重要的意義。

圖1 氣缸的緩沖原理

1 氣缸緩沖性能實驗系統

氣缸緩沖性能實驗臺由氣動系統和測試系統構成，如圖2和圖3所示。氣動系統主要包括:氣源、減壓閥、換向閥、單向節流閥、氣缸、質量負載及管路。測試系統主要包括:位移傳感器、壓力傳感器、加速度傳感器、數據采集卡及工控機［6］。

圖2 氣缸緩沖性能實驗臺回路原理圖

圖3 氣缸緩沖性能實驗臺照片

2 質量負載對緩沖性能影響的實驗

在相同的供氣壓力 (0.5 MPa)及調速閥開度(排氣節流開度1.5圈)下，改變質量負載，記錄位移、速度、氣缸各腔壓力緩沖。實驗中，在質量負載為16.48 kg下將氣缸調整為行程終點無反彈、無爬行、無撞擊的良好緩沖狀態，然后將負載每隔5 kg減小到6.48 kg，再每間隔5 kg增加到31.48 kg。實驗對象為SMC公司的氣缸，型號CDA2L40-800-M9BW，缸徑40 mm，行程800 mm。

2.1 速度及位移變化曲線

實驗測得速度與位移變化曲線如圖4—6所示。

圖4 m=6.48 kg時速度與位移曲線

圖5 m=16.48 kg時速度與位移曲線

圖6 m=26.48 kg時速度與位移曲線

從曲線可以看出:氣缸在進入緩沖行程之前的速度變化趨勢幾乎不受質量負載的影響。這是由于氣缸進入緩沖行程前各腔室的壓力都比較穩定，腔室間的相互作用力比較平衡造成的。但是當氣缸進入緩沖行程后，其緩沖性能受負載變化影響較大，這是由于氣缸進入緩沖行程后，負載的變化影響緩沖腔壓力的波動，腔室間的相互作用力出現不平衡造成的。當緩沖腔的作用力大于進氣腔的推動力及摩擦力之和時，活塞反彈且速度為負。質量負載越大，氣缸進入緩沖行程后緩沖腔的作用力就越大，而進氣腔推動力的變化率小于緩沖腔作用力的變化率，從而導致活塞的反彈量與質量負載成正比。

2.2 各腔室壓力變化曲線

實驗測得速度與位移變化曲線如圖7—9所示。

圖7 m=6.48 kg時各腔室壓力曲線線

圖8 m=16.48 kg時各腔室壓力曲線曲線

圖9 m=26.48 kg時各腔室壓力曲線

從各腔室壓力曲線及數據中可以看出:負載變化時，對氣缸進氣腔、排氣腔壓力的影響很小，這是由于進氣腔的壓力主要由氣源壓力決定，而排氣腔的壓力主要由調速閥的開度決定;但當負載變化后，氣缸進入緩沖行程后的緩沖腔壓力變化明顯，這是由于當氣缸進入緩沖行程后，負載的變化使得氣缸活塞的沖擊動能不同，負載越大，活塞沖擊動能越大，壓縮緩沖腔氣體越劇烈，緩沖腔壓力上升得越快，緩沖腔最高壓力越大。

3 緩沖性能計算與分析

3.1 緩沖階段各腔室的能量分析

氣缸各腔室的能量關系實際上決定了負載變化時氣缸的緩沖性能。只有當氣缸緩沖腔吸收的能量與沖擊能量無限接近時，氣缸才可達到無撞擊、無爬行的緩沖狀態。

根據動能定理的內容，氣缸活塞在緩沖過程中應該遵循公式 (1):

其中:p1為氣缸有桿側壓力即氣源壓力，MPa;p2為氣缸排氣腔的壓力，MPa;p4為氣缸緩沖腔的壓力，MPa;Ff為活塞做縮回運動時的摩擦阻力，N;Lc為氣缸活塞的緩沖套長度，m;s為氣缸的總行程長度，m;v1、v2分別為活塞在緩沖過程中的末速度與初始速度，m/s;x為氣缸活塞位移，m;m為活塞、滑塊及負載的質量，kg;A1、A2、A4分別為p1、p2、p4相對應的各腔室的有效作用面積，m2。

理論上氣缸到達行程終點時的速度應為零，即活塞在緩沖行程終點的末速度應為零。若將式 (1)中的p1看成推動活塞前進的推動力，而p2、p3、Ff看成是阻礙活塞運動的制動力，則式 (1)可改寫成:

式 (2)左側可以看作是氣缸緩沖腔氣體受壓縮所做的功，即氣缸在緩沖階段緩沖腔吸收的能量Ec;式子右側包含兩個部分:第一部分是進氣腔的氣體克服制動力對活塞所作的推動功Ed，第二部分是整個緩沖階段的動能增量Ek，兩項之和可稱作氣缸的沖擊能量。因此式 (2)也可分解為以下幾個部分:

理論上式 (6)代表了氣缸在緩沖階段的最佳緩沖狀態，但由于氣缸在實際運動過程中會受到各種工況變化的影響，因此式 (6)常以不等式的方式出現:

實際中ΔE越小，則氣缸在緩沖行程中的緩沖狀態就越好;若ΔE較大，說明氣缸在緩沖階段緩沖腔吸收的能量Ec已遠遠小于氣缸的沖擊能量，若仍有部分沖擊能量未被吸收，則此部分的能量便會導致氣缸出現撞擊、反彈的現象。若要深入分析負載變化對緩沖性能破壞的機制，首先應計算出氣缸在緩沖階段各腔室壓力所作的功及動能的變化量，從而分析出氣缸在整個緩沖階段吸收能量與沖擊能量的關系。

計算方法:先將實驗采集到的緩沖行程各腔室壓力數據進行積分，再將得出的積分數據乘以氣缸相應腔室的有效作用面積，其結果便是各腔室所作的功。根據圖10所示，以氣缸緩沖腔為例，其緩沖腔能量的計算公式為:

圖10 進入緩沖行程后的緩沖腔壓力積分圖

其中:Δxi為積分的步長，m;pi為點 xi的壓力，MPa。

3.2 緩沖階段能量計算

不同質量負載下氣缸的進氣腔做功、排氣腔做功、緩沖腔做功、動能增量如圖11—14所示。

由于p3(x)函數積分后得出的并不是解析解，而是一系列的離散數據，因此可以使用MATLAB中的trapz函數對梯形積分法進行計算。計算公式如下:

圖11 負載變化對進氣腔做功的影響

圖12 負載變化對排氣腔做功的影響

圖13 負載變化對緩沖腔做功的影響

圖14 負載變化對動能增量的影響

從以上圖中可以看出:質量負載在6.48～31.48 kg內變動時，對進氣腔做功幾乎沒有影響，進氣腔做功只在8～8.2 J內波動，這是因為進氣腔的壓力幾乎不受質量負載的影響;而排氣腔、緩沖腔做功及動能的增量則與負載變化有很好的線性關系，且成正比;但幾種能量的變化斜率卻明顯不同，其中動能的變化斜率最大，即動能對沖擊能量的影響占據主要地位。

根據實驗分析，緩沖腔做功的增加是由于緩沖腔壓力的波動導致的，即氣缸緩沖腔的最高壓力與質量負載呈良好的線性關系且為正比。

從上述實驗結果可以看出:質量負載變化時，排氣腔、緩沖腔、動能增量均與質量負載成正比。若想探討質量負載變化破壞氣缸緩沖性能的原因，需要對能量變化 (吸收能量與沖擊能量)的內在關系做進一步的分析，如圖15及表1所示。

圖15 負載變化對吸收能量與沖擊能量的影響

表1 負載變化對緩沖氣缸能量關系的影響

通過氣缸內在能量關系的圖形及實驗數據可以看出:質量負載波動時，沖擊能量與吸收能量均與質量負載有良好的線性關系，且成正比。但吸收能量與沖擊能量隨質量負載變化的速率卻明顯不同，在質量負載變化的整個范圍內，氣缸沖擊能量的變化速率高于吸收能量的變化速率，這是由于負載的變化對氣缸的沖擊動能影響很大，動能對沖擊能量的影響占據主要地位。以負載16.48 kg作為緩沖狀態的對比基準，即此時氣缸的沖擊能量與吸收能量的差值為最小，活塞會無撞擊、無爬行地到達行程終點。當質量負載減少時，雖然沖擊能量與吸收能量都會相應地減少，但吸收能量下降的速率高于沖擊能量下降速率，氣缸緩沖腔不再能完全吸收沖擊能量，能量差值 ΔE比16.48 kg緩沖狀態下的ΔE稍大，因此導致氣缸出現爬行現象，最后以一定的速度撞擊氣缸端蓋。當質量負載增加時，雖然沖擊能量與吸收能量都會相應地增加，但沖擊能量上升的速率明顯高于吸收能量的上升速率，氣缸緩沖腔不再能完全吸收沖擊能量，能量差值ΔE比16.48 kg緩沖狀態下的ΔE大很多，因此導致氣缸出現嚴重的撞擊現象，撞擊后導致反彈，最后以較高的速度撞擊氣缸端蓋。

4 結論

質量負載改變后，原來良好的緩沖會遭到破壞，表現為撞擊或者反彈，這對于實際應用是不利的。作者通過實驗和理論分析，從能量平衡的觀點解釋了負載對于氣缸緩沖的破壞機制，為氣缸緩沖的選用和設計提供了依據。

【1】吳振順.氣壓傳動與控制［M］.哈爾濱:哈爾濱工業大學出版社，1995.

【2】KAWAKAMIY，SATOH K，NAKANO K.Study on Built-in Cushion with Relief Valve for Pneumatic Cylinder［C］//Proceedings of the 3rd International Symposium on Fluid Power Transmission and Control(ISFP’1999)，Harbin，China，1999:359 －364.

【3】王海濤.供氣壓力波動自調整緩沖高速氣缸的研究［D］.哈爾濱:哈爾濱工業大學，2003.

【4】SMC(中國)有限公司.現代實用氣動技術［M］.3版.北京:機械工業出版社，2008.

【5】李建潘，鄧曉星.慣性負載對氣缸動態特性的影響［J］.液壓與氣動，1987(4):6－9.

【6】張百海，賈媛媛，柴森春，等.氣缸氣緩沖特性的實驗研究［J］.北京理工大學學報，2002，22(3):321 －324.

Influence of Mass Load on Pneumatic Cylinder Cushion Performance

WANG Haitao，SUN Changle，GUAN Guangfeng，XIONGWei
(College of Transportation Equipments and Ocean Engineering，Dalian Maritime University，Dalian Liaoning 116026，China)

In order to avoid impact on the stroke end，some cushion devices are generally set inside the pneumatic cylinder.Mass load change will destroy the good cushion，so study on the destroymechanism has practical value.The cylinder cushion experiments system was set up.Under differentmass load，displacement，speed，acceleration and pressure in the different chambers were measured，which showed the change of cushion performance.With the computation of differentenergy in cushion process，the destroy mechanism was analyzed.

Mass load;Cushion performance;Influence;Pneumatic cylinder

TH137

A

1001－3881(2013)9－014－4

10.3969/j.issn.1001 －3881.2013.09.004

2012－02－05

國家自然科學基金資助項目 (51175053，50175048);中央高校基本科研業務費專項資金資助項目 (3132013058)

王海濤 (1973—)，男，博士，副教授，主要研究方向為氣壓傳動與控制。E－mail:wht810@vip.sina.com。