搗固車搗固裝置夾持液壓系統壓力平穩性研究①

胡垠，胡軍科，方健康

(1.中南大學機電工程學院，湖南 長沙 410083;2.昆明中鐵大型養路機械集團有限公司，云南 昆明 650215)

搗固裝置是鐵道線路搗固車的核心工作單元，用于搗固鐵道線路鋼軌兩側的軌枕底部道砟，提高枕底道砟的密實度，以增強軌道的穩定性［1－3］。搗固裝置的作業過程主要由液壓系統驅動完成，液壓系統壓力不穩定直接影響搗固裝置的作業性能。因此，提高搗固裝置液壓系統的壓力穩定性對于確保搗固車的作業效率和作業質量有重要的現實意義［4］。

研究人員針對搗固車搗固裝置液壓系統壓力不平穩的原因進行了大量研究。吳強［5］指出三聯葉片泵的磨損和內泄以及蓄能器的補油能力下降是造成壓力不穩定的主因;余啟明［6］指出搗固裝置電氣控制系統參數設置不當使搗固裝置在作業時產生動作沖擊，從而影響液壓系統壓力的穩定性;李增強［7］指出搗固裝置慣性大、下插時間短使回路瞬時流量過大是造成系統瞬時失壓的主要原因，通過采用蓄能器能夠使系統壓力維持穩定;劉國斌等［8－9］分析了搗固裝置的激振力影響夾持液壓缸的壓力穩定，提出了合理選擇蓄能器可以減小激振力對壓力的干擾作用，但是其仿真模型振動頻率只有15 Hz，與實際的35 Hz有一定差距。以上研究工作沒有涉及或解決夾持液壓系統壓力不穩定的問題。參考周友中等［10］提出的在油缸入口加阻尼孔以減小搗固車作業小車動作沖擊的方法，基于搗固裝置夾持液壓系統的原理，針對夾持油缸壓力不平穩的問題，提出采用油缸回油路設置單向阻尼孔的方式，減小油缸在動作時活塞與缸體受激振力的影響作用，從而提高夾持油缸的壓力平穩性。

1 搗固裝置系統分析

1.1 搗固裝置結構

搗固裝置主要由偏心軸、箱體、內外側搗固臂、鎬頭、內外側夾持油缸、氣缸、加寬塊、飛輪、液壓馬達等組成，如圖1所示。

圖1 搗固裝置Fig.1 Tamping device

液壓馬達通過彈性聯軸節驅動振動軸旋轉時，由于振動軸與夾持油缸連接的軸頸處有一定的偏心，使得夾持油缸在偏心軸的作用下往復推拉搗固臂以銷軸9為中心左右擺動，從而使裝在鎬臂上的搗鎬產生搖擺式強迫振動，搗固裝置運動機構簡圖如圖 2 所示［11－12］。

1.2 夾持液壓系統

1.2.1 液壓系統原理

圖3為搗固裝置夾持液壓系統原理圖，由圖3可知，外夾持油路由油泵017、卸荷溢流閥18、單向閥17、蓄能器21、單向減壓閥11、單向節流閥13、電磁換向閥2和外夾持油缸16組成。初始狀態下，外夾持油缸小腔常通15 MPa的壓力油液，活塞桿縮回，此時外側搗鎬處于張開狀態。外夾持油缸動作時，電磁閥2換向，壓力油經單向減壓閥后進入油缸大腔，此時大、小腔連通形成差動回路，活塞桿快速伸出，完成外夾持油缸的夾持動作。

圖2 搗固裝置機構運動簡圖Fig.2 Motion diagram of tamping device

圖3 搗固裝置液壓系統原理圖Fig.3 Theory of hydraulic system of tamping device

內夾持油路由雙聯泵014和038、卸荷溢流閥14、電磁換向閥10、蓄能器15和內夾持油缸17組成。初始狀態下，內夾持油缸大腔常通4.5 MPa的壓力油，活塞桿伸出，此時內側搗鎬處于張開狀態。內夾持油缸動作時，電磁閥10換向，14 MPa的高壓油進入油缸小腔，作用在活塞上的拉力大于推力，因此活塞桿縮回，完成內夾持油缸的夾持動作。

1.2.2 主要液壓元件參數

油泵017工作流量100 L/min，壓力15 MPa;油泵014工作流量83.6 L/min;蓄能器21充氣壓力10 MPa;蓄能器15充氣壓力2 MPa。

2 夾持油缸壓力不穩定原因

由搗固裝置的結構可知，振動偏心軸通過夾持油缸和鎬臂向搗鎬傳遞高頻激振力，必然會引起夾持油缸隨之產生高頻擺動，從而干擾夾持油缸的伸縮，破壞夾持油缸的油壓穩定，影響搗固裝置的作業特性。

圖4為夾持油缸的激振運動學模型。以外夾持油缸活塞桿縮回的運動過程進行受力分析，得到夾持油缸的力平衡方程。

圖4 夾持油缸的激振運動學模型Fig.4 Dynamic model of clamping cylinder

分別以活塞桿和缸體為研究對象，則有:

其中:P1為有桿腔壓力;P2為無桿腔壓力;A1為有桿腔面積;A2為無桿腔面積;FL為活塞桿的負載力;m1a1為活塞桿與負載的總慣性力;m2a2為油缸缸體的慣性力;θ1∈［0，π］;θ2∈［π，2π］。

由圖3可知，當搗鎬處于張開的運動過程時，外夾持油缸有桿腔進油，無桿腔回油，回油路上單向減壓閥11和電磁換向閥2的閥芯壓力損失很小，可以忽略，因此可認為其無桿腔壓力為零，即P2=0。當θ從0到變化時，在某一瞬時可認為負載力FL和活塞桿與負載的總慣性力m1a1不變，由式(1)可知，偏心軸的激振力MLsinθ1使有桿腔壓力P1變化。當θ從π到2π變化時，由式(2)可知，偏心軸激振力MLsinθ2使油缸缸體產生一個與活塞桿運動方向相反的慣性力，該慣性力導致有桿腔內體積瞬時增大，從而引起有桿腔壓力P1變化。

同理，內搗鎬張開的過程中，內夾持油缸大腔進油，小腔回油，(回油路上只有電磁換向閥10)回油壓力為零，同樣在激振力的干擾下引起液壓系統的壓力不穩定。

2.1 夾持油缸的封閉腔模型

以外夾持油缸為例進行封閉腔模型分析。根據圖3液壓系統中外夾持油缸的工作原理，以外夾持油缸有桿腔與泵構成封閉容腔，對該封閉腔進行可壓縮流體連續性方程的分析，有:

式中:V為所取控制體的體積;∑Q入為流入控制體的總流量;∑Q出為流出控制體的總流量;β為液壓油等效體積彈性模量。

將式(1)應用到封閉腔，忽略油缸內外泄漏，可得

式中:Q為流入封閉腔的總流量;V為封閉腔的體積;p為封閉腔內的壓力。

已知搗固車搗固裝置的主要技術參數為:振動頻率f為35 Hz，偏心軸的偏心距為2.5 mm，外夾持油缸活塞直徑為75 mm，活塞桿直徑為60 mm，內夾持油缸活塞桿活塞直徑93 mm，活塞桿直徑為50 mm。

2.2 定量計算

當θ從0到π變化時，外夾持油缸有桿腔的容積變化dV為:

流量變化為:

有桿腔總的供油流量Q為:

其中:Qp為油泵017的工作流量;Qx為蓄能器21的流量輸出。

計算得:

由于搗固液壓系統有4個外夾持油缸，因此封閉腔的總流量為Q/4，計算得封閉腔因偏心軸振動引起的流量差為－0.2 L/min，連接泵與有桿腔入口的油管直徑為12 mm，管長取3 m，抗磨液壓油體積彈性模量β=12000 bar，根據公式(3)計算可得，由偏心軸激振引起的外夾持油缸有桿腔壓力變化ΔP=－80.05 bar。同理計算可得內夾持油缸無桿腔壓力變化ΔP'=－29.79 bar。

綜上所述，在1個振動周期內，搗固裝置的激振力引起夾持油缸內體積變化導致壓力變化，說明夾持油缸存在周期性壓力波動的現象，嚴重影響搗固裝置液壓系統的壓力平穩性，甚至使夾持動作不能可靠實現。

3 仿真結果分析

采用 AMESim對液壓系統進行仿真，在AMESim模型中直接用恒流源代替定量泵，設置內夾持油缸受到35 Hz、13000 N的激振力，活塞桿負載力分別設置為30000 N(伸出)和35000 N(縮回)。經仿真分析得到內夾持油缸無桿腔壓力和流量的變化曲線。

圖5和圖6所示為內夾持油缸在一個搗固動作內(即活塞桿伸出和縮回)無桿腔壓力和流量的變化曲線。在0～1 s時間段無桿腔壓力在15.2～45 bar之間周期性波動，換向之后壓力在45 bar上下小幅波動，說明油缸在伸出時受到激振力干擾作用較大，而在縮回時受激振力的干擾作用較小。從流量變化曲線可以看出，0～1 s時間段無桿腔瞬時流量在－9～58 L/min周期性變化，換向之后流量在38 L/min附近小幅震蕩，其振幅不超過5 L/min，同樣說明了油缸在伸出時受到激振力干擾作用較大，而在縮回時受激振的干擾作用較小。

圖5 內夾持油缸無桿腔壓力Fig.5 Head port’s pressure of inside clamping cylinder

圖6 內夾持油缸無桿腔流量Fig.6 Head port’s flow rate of inside clamping cylinder

為了減小油缸在動作時活塞與缸體受激振力的影響，提高液壓系統的壓力平穩性，在油缸17有桿腔出口(油缸16無桿腔出口)設置單向阻尼孔，控制油缸伸出速度，從而減小油缸內因激振力引起的體積變化，提高壓力的平穩性。

在仿真模型中，設置內夾持油缸有桿腔出口節流閥的孔徑大小分別為2，3和4 mm，得到無桿腔壓力和活塞位移變化曲線，如圖7和圖8所示。

圖7 不同阻尼孔下無桿腔壓力Fig.7 Pressure of head port with different orifice

圖8 不同阻尼孔下活塞位移Fig.8 Displacement of piston with different orifice

由圖7可知，隨著阻尼孔徑減小，無桿腔的壓力波動逐漸減小。當孔徑為2 mm時，壓力穩定在45 bar;當孔徑為3 mm時，壓力在43.3～45 bar之間周期性變化，并有逐漸減小的趨勢;當孔徑為4 mm時，壓力在34.8～45 bar之間周期性變化。可見，阻尼孔有效抑制了無桿腔的壓力波動。

圖8所示為設置阻尼孔后油缸活塞的位移曲線。可以看出，隨著阻尼孔徑減小，油缸的伸出速度逐漸減小。孔徑為2，3和4 mm時，活塞桿伸出的時間由原來的1 s分別延長至1.93，1.38和1.15 s。可見，阻尼孔的設置影響到了系統的響應速度。

綜合圖7和圖8的仿真結果可知，阻尼孔徑越小，系統壓力越平穩，但是對系統的響應速度影響越大;阻尼孔徑越大，系統的響應速度越快，但是系統的壓力波動也越大。因此，選擇阻尼孔徑為3 mm時較為合適，此時無桿腔壓力波動為1.7 bar，活塞桿的伸出時間延長0.38 s，既能有效降低系統的壓力波動，同時系統的響應速度也在合理范圍內。

4 結論

(1)振動偏心軸傳遞給夾持油缸的激振力破壞了夾持油缸內壓力的穩定性。

(2)在搗鎬張開過程中，激振力引起夾持油缸活塞與缸體產生非正常的相對運動，導致缸體內體積變化引起壓力變化。

(3)仿真結果表明，選擇合適的阻尼孔可以有效減小搗固裝置夾持液壓系統因激振力引起的壓力波動，從而提高夾持動作的穩定性。

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