超低速在液壓系統中的實現

張強，吳偉，田維

(中國重型機械研究院有限公司，陜西西安710032)

隨著我國工業向高層次方向發展，越來越多復雜工藝產品的加工需要其制造設備的液壓缸能做超低速度的運動。如何在實踐中實現這些液壓缸的超低速運動成為裝備設計中的當務之急。

1 問題描述

解決低速爬行現象是實現液壓缸超低速運動的中心問題。某院在為某單位設計的油擠壓機的液壓系統中成功實現了其柱塞式主液壓缸的超低速運動，從而為解決類似液壓缸超低速運動提供了實例。所謂液壓爬行，也稱黏－滑運動，是液壓缸或液壓馬達在低速下運動時產生的時快時慢的速度不均勻現象。作者設計的油擠壓機對速度和工作負載的要求如下: (1)輔助缸帶主液壓缸高速動作時的速度為200 mm/s;(2)低速擠壓時的速度為24 mm/s;(3)超低速擠壓時要求最大速度不大于0.4 mm/s，并能提供2×107N的擠壓力。

2 在液壓系統中實現超低速的方法

滿足超低速度無爬行時在其他速度下也應無爬行。針對超低速度時的速度要求和產生液壓缸低速爬行的主要原因，可從主液壓缸的選擇設計和制造、液壓系統的控制方式、液壓系統的控制壓力、液壓系統調試中出現的問題4個方面解決主液壓缸超低速時爬行的問題。

2.1 主液壓缸的選擇設計和制造

主液壓缸有兩種形式可供選擇: (1)以柱塞式普通油缸為執行元件，通過消除在超低速時最大速度要求的范圍之內的爬行現象，使其具有合適的最低穩定速度，最低穩定速度是液壓缸在滿負荷運動時沒有爬行現象的最低運動速度;(2)采用以液壓伺服油缸為執行元件的伺服系統，液壓伺服油缸本身具有低摩擦、幾乎無爬行、低啟動壓力、高頻響、快速性等優點，從而更容易實現超低速運動，但因為需要選用低摩擦因數的密封件、運動面比普通油缸加工精度高而使整個系統造價非常昂貴。考慮到成本、普通大直徑油缸實現超低速要求的可能性，該油擠壓機采用直徑為φ950 mm、行程為900 mm、工作壓力為30 MPa的柱塞式普通油缸作為主液壓缸。

主液壓缸活塞和活塞桿密封的選取。該擠壓機在擠壓過程中具有負載高、偏載大、壓力變化大、需要保壓的特點，因此要采用工作壓力在30 MPa 以上以及溫度在－20～100 ℃范圍內的組合密封，具備良好的密封性能、保壓性能好、有導向作用、對振動和偏心負載適應性好且能承受高壓及變化的壓力等基本要求的首推V形組合密封，其材料采用耐磨性好、接觸應力小且摩擦因數穩定、動靜摩擦力矩差值較小的PTFE 材質。

液壓缸內配合間隙和加工精度的影響。液壓缸內部活塞和缸體、活塞桿和導向套之間的滑動配合間隙需合理，太大會引起滑動面受壓不均造成兩邊的摩擦力不均勻，太小則使摩擦力過大，都引起液壓缸低速爬行。該主液壓缸為柱塞式液壓缸，柱塞與導向套間的配合間隙為φ950 mmH8/r7。在液壓缸的加工過程中，需嚴格保證缸筒、活塞等組件的形狀精度、位置精度和表面粗糙度，液壓缸缸體內壁和活塞桿(柱塞)表面加工精度的高低是影響液壓缸低速穩定性的主要因素，尤其是幾何精度中的直線度在加工過程中最難保證。為達到要求，缸筒要采用滾壓或珩磨工藝，活塞桿要鍍硬鉻，裝配后的液壓缸起動壓力為0.04～0.06倍額定工作壓力，低速運動的液壓缸的啟動壓力應在0.1 MPa 以下。

2.2 采用的主液壓缸的控制方式。

如表1所示，VFD 變頻驅動式容積調速的控制方式最好，成本也是最高。

表1 各種控制方式的性能比較

在該油擠壓機系統中，作者采用變量泵式的容積/節流調速方式，這種控制方式具有以下4個優點:(1)系統效率高，發熱少，控制速度尤其是低速時的穩定性好;(2)采用高頻響比例閥作為動態可調的節流元件，精確地實現壓制速度的閉環控制，為等溫控制提供了技術基礎;(3)采用比例變量泵，由于在低速時泵已經將輸出流量調到很小，經比例閥動態調節后通過溢流閥分流的流量很小，所以功率損耗很小;(4)速度特性非常好，功率特性也比較好。其原理簡圖如圖1所示，故超低速擠壓最大速度時所需流量:

q=v×A

式中:v為超低速擠壓時主液壓缸的最大運動速度;

A為主液壓缸柱塞的有效工作面積。

圖1 原理簡圖

由于超低速擠壓時要求最大速度不大于0.4 mm/s，主液壓油缸規格為φ950 mm×900 mm，所需要的流量為17.01 L/min，因為實踐中選取泵時要留一定余量，故恒壓變量泵的額定工作流量為18 L/min。選擇工作壓力為30 MPa、流量為17.01 L/min時處于最佳功率點附近的伺服閥。

2.3 提高系統阻尼比

提高系統阻尼比將使臨界速度降低同時能改善低速爬行。影響阻尼比的因素很多，提高系統阻尼比的方法主要有: (1)提高系統總的流量壓力系數可使系統阻尼比增大，但同時會增大油缸的泄漏量。該油壓機液壓系統采用了較大的流量壓力系數;(2)提高工作介質的有效體積彈性模量、減少工作介質中的空氣含量都能有效地提高阻尼比。

2.4 調試階段

在調試階段有兩個方面需要注意: (1)液壓缸有桿腔和無桿腔存有氣體也會產生低速爬行。由于氣體混在液壓油中，在壓力的作用下，氣體體積變化，在高壓作用下甚至會發生氣體瞬間爆炸，從而導致液壓缸的速度不穩定。因此在通高壓油正式動作之前，需先通入5～8 MPa的低壓油進行單機動作，反復動作的同時從油缸排氣口可以排出多余的氣體。(2)減小動、靜摩擦力矩的差值。主液壓缸與兩個附缸相連的活動橫梁是放在導軌上的，主液壓缸帶著活動橫梁動作時活動橫梁與導軌之間有一定的摩擦力，其與油缸內部密封部分的摩擦力方向相同，動作之前需在導軌上涂抹潤滑油并反復動作使潤滑油均勻潤滑，此時活動橫梁和導軌之間處于潤滑狀態下的相對運動可減少動、靜摩擦力的差值。

3 驗證計算

確定柱塞式主液壓缸、伺服閥和控制泵的主要參數后，需對整個設計系統進行驗算。

(1)對系統進行最小穩定速度的驗算。需保證液壓缸節流腔的有效工作面積A 大于保證最小穩定速度的最小有效面積Amin，即A ＞Amin。

Amin=Qmin/vmin

式中:Qmin為流量閥的最小穩定流量，一般從選定流量閥的產品樣本中查得;

vmin為液壓缸的最低速度，即最小穩定速度，由設計要求給定。

如果液壓缸節流腔的有效工作面積A≤Amin，則說明液壓缸不能保證最小穩定速度，此時必須重新設計各部分主要參數，以滿足速度穩定的要求。

(2)液壓缸出現爬行時的速度驗算。液壓缸相鄰兩次爬行運動間隔的停頓時間的計算公式:

t0=(ΔF－pb×A)×L/(C×v0×A×E0)

式中:ΔF為動摩擦力與靜摩擦力之間的差值;

pb為液壓缸回油腔的背壓;

A為液壓缸工作面積;

L為液壓缸工作腔的長度;

C為比例系數;

v0為液壓缸活塞的運動速度;

E為所用工作介質的體積彈性模量。

當t0趨向于零時，爬行消失。由于ΔF 一定大于pb×A，要想在v0較小的情況下t0趨向于零，在選擇設計液壓缸時，缸徑應比理論值略大一些，缸的行程要盡可能地小，動、靜摩擦力之間的差值要盡可能減小。

4 結論

通過以上這4個方面的工作，該油壓機的主液壓缸已經實現了所有速度要求，超低速擠壓時最小穩定速度可以達到0.03 mm/s，獲得了用戶的一致好評，很快就為用戶贏回了前期因為設備施工耽誤的生產時間。該油擠壓機超低速液壓系統的實現，解決了大直徑普通油缸超低速時的爬行現象，為以后同類型的設計提供了技術支持及實踐依據。

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