基于SimulationX的挖掘機高壓斗桿缸緩沖裝置的仿真與試驗研究

陳 勛，周 軍*，蓋麗紅，張延良，李 衛

(1.山東大學機械工程學院，山東濟南250061;2.山東省環科院環境工程有限公司，山東濟南250013)

0 引言

液壓缸是液壓傳動的主要元件之一，在動力作用下液壓缸可以發揮很大的作用，動力型油缸可以用來推動非常重的部件移動。隨著油缸拖動質量的增加，油缸所承受的慣性力也越來越大，這時在油缸末端會引起較大的沖擊和振動，因此，緩沖裝置的設置就顯得十分有必要［1-2］。

緩沖裝置主要分為兩類［3］:一種是液壓缸外部，通過在液壓回路中安裝節流裝置實現;一種是通過內置在液壓缸內部的緩沖裝置實現。當活塞速度V ＜0.1 m/s時，可以不采用緩沖裝置;當活塞速度0.1 m/s ＜V≤1 m/s，使用緩沖裝置;當速度V ＞1 m/s，還需要添加外部緩沖制動裝置［4］。內部緩沖裝置設計的主流是變節流緩沖理論，大部分帶緩沖裝置的油缸都采用這種結構。變節流緩沖設計形式包括矩形式、凸臺式、梯形式、三角槽式、拋物線式等。國外經常采用一種通過彈簧實現的緩沖結構，這種結構的特點是可靠性強、使用壽命長［5］。還有研究者提出了一種自適應緩沖原理，實現利用反饋量調節控制量，進而影響緩沖能力，實現總體能量的平衡［6-7］。本研究中的斗桿缸采用的是內部緩沖原理緩和沖擊和振動。

液壓仿真技術作為一種重要的研究途徑，對于我國液壓技術的提升有非常重要的作用。目前，液壓仿真技術呈現如下幾個特點:①仿真自動化趨勢明顯;②仿真軟件都趨向于模塊化設計，都是通過元件標準庫的形式簡化仿真的過程;③多領域聯合仿真。在仿真中，筆者將機械-液壓-電氣等多方面因素考慮進來，實現最大限度地貼近實際工作情況［8］。

本研究針對挖掘機高壓斗桿缸的緩沖裝置進行研究，分析緩沖裝置的作用原理，并將其放置于整個挖掘機的液壓系統中，利用SimulationX 多學科仿真軟件建模，將動力學仿真和機械部分仿真結合起來進行聯合仿真，將整個系統的耦合性和關聯性都考慮在內［9-10］。

1 挖掘機斗桿缸緩沖裝置及其原理

挖掘機高壓斗桿缸的基本結構如圖1所示。

圖1 挖掘機高壓斗桿缸結構

1.1 有桿腔緩沖裝置及其原理分析

斗桿缸有桿腔緩沖裝置如圖2所示。緩沖套的外徑與端蓋孔內徑為間隙配合，緩沖套的內孔與活塞桿之間也為間隙配合，緩沖套可以沿著活塞桿徑向做小范圍的移動。

圖2 有桿腔緩沖裝置結構圖

緩沖套在有桿腔緩沖中起主要緩沖作用，其基本結構如圖3所示。緩沖套外圓上開有3 個均布的斜切面，斜切角為1°，這是其緩沖作用的關鍵部位之一。

圖3 有桿腔緩沖套結構示意圖

緩沖套左端面是光整平面，有一個斜度為15°的倒角。有桿腔緩沖中另一個重要的結構是緩沖節流小孔，有桿腔節流小孔結構示意圖如圖4所示。當緩沖套進入缸蓋的緩沖孔后，節流小孔就起到明顯的節流緩沖效果。

圖4 有桿腔節流小孔結構示意圖

活塞向左移，緩沖套進入緩沖孔之前的階段，油液流動路徑如圖5所示。在非緩沖行程內，緩沖套都處于懸浮的狀態，基本不起作用。當液壓缸剛開始有緩沖壓力作用時，緩沖套在液壓力作用下自動對中，同時緩沖套向左移動靠在相應的軸肩上，切斷有桿腔緩沖套與活塞桿形成的環形間隙。此時，油液有兩條路徑:一是通過缸蓋節流小孔流出有桿腔，一是通過緩沖套與缸蓋緩沖孔之間的間隙流出有桿腔。

圖5 有桿腔緩沖銳緣節流油液路徑示意圖

當緩沖套開始進入缸蓋內孔時，有桿腔油液只能通過緩沖間隙排出，油液短時間內大量積聚，使有桿腔的壓力上升，開始對活塞產生阻力，形成一個與活塞運動方向相反的力，使活塞的運動速度減慢，達到緩沖的目的。由于緩沖套外圓上開有3 個均布的斜切面，這樣緩沖節流面積就可隨緩沖行程的增加逐漸縮小，緩沖壓力由小變大，以達到平穩的緩沖效果。缸蓋上的并聯緩沖小孔起到節流緩沖的作用，加速緩沖腔的油液排出，縮短緩沖時間?；钊^續左移，節流小孔起到明顯的節流緩沖作用。行程末端，油液就只通過缸蓋緩沖小孔一條路徑流出有桿腔。

油液流動路徑如圖6所示。

圖6 有桿腔緩沖小孔節流油液路徑示意圖

1.2 無桿腔緩沖裝置及其原理分析

無桿腔緩沖結構相對比較復雜。無桿腔緩沖裝置結構示意圖如圖7所示。除緩沖套外，該裝置中還設計了一個緩沖環。

圖7 無桿腔緩沖裝置結構示意圖

無桿腔緩沖套的一側端部也徑向布置了兩個圓形孔，主要起到通油作用;和有桿腔緩沖套不同，無桿腔緩沖套只有兩個斜切面，呈180°均布。在緩沖套右側有一個圓形的倒角，利于部件進入緩沖孔時對中。無桿腔緩沖套與活塞桿之間存在一個環形縫隙，起到環形節流作用。

緩沖環的基本結構如圖8所示。緩沖環是無桿腔緩沖裝置中最重要的一個部件，緩沖環安裝在緩沖套內壁之后，會形成一個近似矩形的小孔。緩沖環一側端面有兩個徑向布置的梯形孔槽，可以起到緩沖和加速反向啟動的作用。

圖8 緩沖環結構及反向啟動緩沖環油液路徑示意圖

無桿腔斷面收縮節流油液路徑示意圖如圖9所示。當緩沖柱塞右端近似拋物線圓錐部分進入緩沖孔前，緩沖孔便開始實現端面收縮節流;隨著緩沖行程的深入，節流面積逐漸減小，流道斷面突然收縮引起局部壓力損失，活塞速度逐漸降低。

圖9 無桿腔斷面收縮節流油液路徑示意圖

緩沖柱塞外徑與緩沖孔內徑為小間隙配合，當柱塞完全進入緩沖孔之后，縫隙節流開始發揮作用，壓力油路徑如圖10所示。回程時壓力油路徑與圖9所示相反，唯一不同的是緩沖環被推到左側，緩沖環徑向的梯形槽打開，加快反向啟動速度，如圖8 中箭頭所示。

圖10 無桿腔縫隙節流油液路徑示意圖

2 液壓緩沖理論與SimulationX 建模仿真

2.1 液壓缸緩沖理論

進行系統化方針的先決條件是建立準確的系統模型和數學模型，以及系統中各個元件準確的參數［11］。

2.1.1 面積節流緩沖理論分析

根據丁凡教授柱塞緩沖三段式理論［12］，以圓錐形緩沖柱塞為研究對象，將緩沖過程分為局部壓力損失、銳緣節流和縫隙節流3 個階段。

第一階段:當圓錐形緩沖柱塞離緩沖孔較遠時，油液斷面突然收縮，產生局部壓力損失，其流量方程如下［13］:

式中:Q—緩沖的油液流量，cf—斷面收縮流量因數，ρ—油液密度，Δp—油液壓差。

第二階段:當緩沖柱塞離緩沖孔較近時，緩沖柱塞的邊緣和緩沖孔的邊緣形成銳緣，其流量方程為:

式中:cd—銳緣節流的流量因數，l0—初始緩沖的距離，δ—緩沖柱塞與緩沖小孔的間隙，δ1—緩沖柱塞錐體斜面與緩沖孔孔之間的間隙，x—活塞的位移。

第三階段:當緩沖柱塞進入緩沖孔中，形成縫隙節流，流量方程為:

式中:μ—油的動力粘度，l—緩沖行程。

2.1.2 短孔( Short throttles)節流緩沖理論分析

斗桿缸無桿腔緩沖結構最重要的結構之一就是緩沖環上的緩沖小口，通過這個小口實現了短孔節流緩沖。小孔節流形式如圖11所示。油液通過較短的小孔表現出非線性流動的特性，這種結構容易發生湍流能量損失的情況。

圖11 短孔節流模型

假設進口為A，出口為B，通過小孔的流量計算公式為:

式中:aD—流量系數;A0—小孔節流面積;Δp—A、B 口壓降;ρ—油液密度。

2.1.3 環形縫隙節流緩沖理論分析

無桿腔緩沖套與活塞桿之間的間隙實現斗桿缸的環形縫隙節流。環形縫隙中的流體狀態受到流體粘度、縫隙大小以及壓力差的影響。理想情況下，一般按照定常流動的形式處理，柱塞和緩沖之間的流量差值在靜壓狀態下一般依照以下公式計算［14］:

式中:Q—間隙流量，d—柱塞直徑，h—單邊間隙值，Δp—壓力差，μ—流體動力粘度，l—密封長度，v—柱塞與孔的相對運動速度。

當然，在實際情況中，柱塞進入緩沖之后會有偏心情況的存在，偏心對柱塞的受力以及流量會有一定的影響。但在本研究中將該過程理想化，即假定不存在偏心現象。

2.2 建模

本研究依托的仿真軟件是SimulationX，它是ITI公司的非線性動力仿真軟件，主要特點是集成了機械、液壓、氣動、熱、電和磁等各個專業的技術，不同領域的模塊之間可進行物理耦合連接，從而可以實現一體化建模仿真。

有桿腔緩沖模型如圖12所示(粗黑虛線框內)，圖中幾個元件代表有桿腔緩沖中的幾條通路。

通路A 代表緩沖套與活塞桿之間的環形間隙1，單向閥2 用以控制環形間隙的單向導通。

通路B 模擬緩沖套外部帶有3 個斜切面和圓形倒角的變節流緩沖結構，將該復雜的結構轉化為位移—通流面積控制曲線與位移—水力直徑控制曲線，用數學方式實現緩沖結構的轉換，降低仿真斜切面結構的難度。

通路C 代表緩沖孔與緩沖套之間的加工間隙4，簡化為環形間隙。

通路D 所在的通路依次為四個圓形通油孔5、缸蓋并聯節流小孔6 和缸蓋細長孔7。

元件8 代表有桿腔出油管。該模型已經被大大簡化，在建模過程有研究忽略了一些不確定因素，如振動、溫度變化、緩沖套的偏心等。另外，在仿真中將液壓油液看成理想的非壓縮流體，有恒定的密度和粘度。

有桿腔緩沖模型建立完畢，機械、無桿腔緩沖模型和液壓系統模型的建模方法基本相似，這里不再一一贅述。完整的仿真模型如圖12所示。

圖12 仿真模型

有桿腔建模中需要用到的參數如表1～3所示。

表1 有桿腔結構參數

表2 油液特性參數

表3 活塞桿總成結構參數

2.3 仿真

筆者運行仿真模型，仿真運行完畢之后，得到斗桿缸的仿真結果。

2.3.1 活塞運動參數、油缸無桿腔和有桿腔體積仿真結果分析

活塞速度變化曲線、油缸無桿腔和有桿腔油液體積隨活塞移動變化曲線如圖13所示。

0～0.6 s 為油缸反向啟動階段;0.6 s～2.6 s 為油缸回縮階段;2.6 s～3.1 s 為無桿腔緩沖階段;3.1 s～3.4 s 為油缸外伸啟動階段;3.4 s～5.8 s 為油缸外伸階段;5.8 s～6.2 s 為有桿腔緩沖階段。每6 s 為一個工作循環。

圖13 活塞速度、無桿腔和有桿腔體積變化曲線

2.3.2 無桿腔和有桿腔壓力仿真結果分析

斗桿缸無桿腔和有桿腔壓力變化曲線(仿真結果)如圖14所示。和無桿腔壓力變化曲線相比，有桿腔的壓力整體均值較高。油缸回縮時，無桿腔壓力出現壓力波動，峰值壓力可達20.1 MPa，隨后壓力逐步上升，無桿腔開始斷面收縮節流，2.7 s 時無桿腔緩沖裝置開始起主要作用，無桿腔緩沖套開始進入緩沖孔。整個循環無桿腔最大壓力約為21 MPa。

圖14 斗桿缸無桿腔和有桿腔壓力變化曲線(仿真結果)

斗桿缸完全回縮時，有桿腔壓力急劇下降到約3.2 MPa。油缸開始外伸時，無桿腔壓力出現小幅上升。進入有桿腔緩沖行程時，有桿腔壓力瞬時劇烈波動，最大峰值壓力可達到38.9 MPa。

3 試驗及分析

該試驗所用挖掘機如圖15所示，本研究主要測試斗桿缸動作中的主要參數。測試儀器為Strain book/616。

試驗條件為空載，設定發動機轉速為2 000 r/min。測試參數主要包括斗桿缸無桿腔緩沖壓力和有桿腔緩沖壓力，每6 s 為一個工作循環，每一個工作循環斗桿缸伸縮一次。根據測試要求，本研究在斗桿缸上連接壓力傳感器，記錄無桿腔和有桿腔油液壓力變化。

圖15 試驗挖掘機

試驗結果如圖16所示。

圖16 壓力變化曲線(試驗結果)

試驗結果與仿真結果對比如下:

比較圖14 和圖16 中無桿腔壓力曲線(虛線標示)，兩個曲線的趨勢大體相同。無桿腔緩沖階段(兩條曲線中的BC 段)，緩沖時間的試驗值為0.45 s 左右，仿真值為0.4 s;緩沖階段壓力峰值試驗值為16 MPa，仿真值為15.6 MPa，結果表明緩沖階段的試驗和仿真之間只存在微小差異，說明無桿腔緩沖模型的合理性。無桿腔壓力曲線其他部分，起始段AB 的起始壓力均在5 MPa 左右，無桿腔峰值壓力DE 段分別為21.8 MPa 和21.4 MPa 左右。差別在于:①無桿腔壓力峰值壓力調整時間(DE 段)，實驗值為0.81 s，而仿真值為0.7 s;②CD 段壓力差距最大，實驗值為7.5 MPa左右，而仿真值為2.5 MPa左右。分析原因:仿真模型比較理想化，沒有考慮系統的泄露、發熱、摩擦、密封等因素的影響，尤其泄露對于緩沖時間的影響比較大，因此對誤差的影響比較明顯。

比較圖14、圖16 中有桿腔壓力曲線(實線標示)發現，兩個曲線的趨勢大體相同。兩曲線的E'F'段為有桿腔緩沖階段，試驗結果顯示緩沖峰值壓力為38.2 MPa 左右，緩沖時間約為0.35 s;而仿真結果緩沖峰值壓力為38.9 MPa 左右，緩沖時間約為0.4 s，二者比較相近，說明有桿腔緩沖仿真模型具有合理性。

有桿腔壓力曲線其他部分的差別在于:①B'C'段壓力試驗值大約在9 MPa 左右，而仿真值卻在12.5 MPa左右;②D'E'段試驗值大約在11 MPa 左右，而仿真值卻在3 MPa 左右。產生差別的主要因素包括泄露、部件摩擦、油液升溫等。

4 結束語

(1)本研究針對挖掘機斗桿缸的緩沖裝置進行了原理上的分析，建立了基于緩沖理論和SimulationX 的仿真模型。

(2)通過進行了科學合理的試驗，得到了可靠的試驗數據。

(3)本研究對緩沖壓力峰值和緩沖時間進行了詳細的分析，對比了仿真結果和實驗結果，發現兩者的趨勢是一致的，其中無桿腔和有桿腔仿真值相對實驗值的差別都在3%以內，說明了仿真模型的合理性。

(4)通過借助計算機仿真技術，進行挖掘機緩沖性能的模擬，可以大大地縮短挖掘機的開發周期，降低勞動強度和開發成本。

(5)仿真模型有待進一步完善，應將泄露、部件摩擦、油液升溫等因素進一步在模型中加以體現，從而能夠使仿真更加貼近實際工程應用情況。

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