單作用齒輪齒條型液壓執行器設計開發

庫才高

（艾拓自動化（廈門）有限公司，福建 廈門 361000）

0 引言

在船舶行業閥門遙控系統中，控制蝶閥與球閥的開閉執行器類型主要有電動執行器、氣動執行器、液壓執行器、電液執行器等[1-2]。電動執行器通信模式多樣性，響應速度快，但當它具備單作用功能時，結構復雜，齒輪箱減速比也隨之增大，體積較大，當需求浸沒環境時，電動執行器無法滿足。氣動執行器動力源來自于壓縮空氣，結構簡單，但是空氣具備能壓縮的特性，壓力一般為0.2～0.8 MPa范圍內，從而使扭矩輸出范圍內具備一定的局限性，現在市場上最大能輸出的扭矩為4 000 N·m，體積較大，工作平穩性及相應速度都較差。螺旋型液壓執行器采用雙級漸開線螺旋副，制造工藝復雜，加工精度高，價格貴，且具備單作用功能時，高度方向尺寸較長，對安裝尺寸要求高。電液執行器結合了電動執行器與液壓執行器的優點，控制系統能快速、穩定地對閥門的位置進行精確控制，但是每臺都配備一個動力源，成本較高。

本文在結合以上各種類型執行器的優缺點，提出一種采用齒輪齒條式的單作用液壓執行器的結構，其儲能方式采用碟簧的形式，具備在在失去動力液壓油源時，碟簧釋放彈簧勢能，使正處于完全開啟位置時的蝶閥進行自動關閉。相對于國內外螺旋型液壓執行器，其具備制造工藝簡便，加工精度低，價格便宜[3]，相對于國內外采用壓簧形式儲能的執行器，具備體積小、重量輕等特點。且對于單作用齒輪齒條型，在長度方向上較長，寬度及高度較低等特點，安裝時可以延著管道的長度方向上進行安裝，而高度方向上尺寸較小，從而可以節省船舶閥門遙控系統的安裝尺寸。所以單作用齒輪齒條型廣泛應用于船舶行業通風系統中。

1 單作用執行器工作原理及結構

圖1 所示為一種單作用齒輪齒條型液壓執行器工作過程中的原理，當電動機帶動齒輪泵高速旋轉，將液壓油通過特定的液壓油路注入到液壓執行器的活塞密封腔內，推動執行器向碟簧腔移動，同時壓縮碟簧，直至閥位指示器內的觸點開關觸發，向控制系統發出閥門已開啟到位信號，使電機停止轉動。當控制系統發出關閥信號時，此時將兩位兩通電磁閥斷電，使其處于常開工作位，此時被壓縮的碟簧要釋放相應的彈簧勢能，將活塞密封腔內的液壓油通過特定的液壓管路壓縮到油箱中，推動活塞運動，直至到關閉位。

圖1 單作用液壓執行器工作原理

圖2 所示為一種單作用齒輪齒條型液壓執行器的結構原理[4]，它主要由基體、齒條、齒輪軸、油缸缸筒、端蓋、活塞、單作用油缸缸筒、單作用油缸缸筒、限位螺栓、密封件等主要部件組成[5]，在基體內部形成一個十字交叉型的安裝孔腔，用于安裝齒輪與齒條，兩油缸缸筒通過車制螺紋與基體進行連接，活塞、油缸缸筒、關限位螺栓、密封件等形成密封容腔A，碟簧組與單作用油缸缸筒形成B 腔，以便于儲存彈簧被壓縮時的彈簧勢能。活塞上安裝有耐磨環、U 型圈、格萊圈等液壓密封件，它可以在油缸缸筒的內部進行自由移動，通過兩端的限位螺栓限制齒條移動的距離。當液壓油通過動力源泵站從卡套接口處輸入容腔A，高壓液壓油推動齒條向左運動，帶動齒輪軸按逆時針方向轉動，同時壓縮碟簧，使閥門由關到開的過程，當閥門處于開啟位置時，外部動力源突然丟失，此時一直處于壓縮狀態下的碟簧需要釋放彈簧勢能，推動齒條向右移動，帶動齒輪軸進行順時針旋轉，從而使閥門關閉。

圖2 單作用液壓執行器結構原理

2 執行器力學承載性能計算及求解

2.1 齒輪齒條結構參數

單作用液壓執行器在0°初始位置狀態時，執行器輸出扭矩為160 N·m，作用力傳遞的方式采用的機構是齒輪齒條式。考慮到齒輪齒條不僅要承受剪應力，同時齒根部必須具備足夠的耐磨性，所以齒輪材料選用普通45鋼，進行QPQ 鹽浴處理，提高齒輪的表面硬度及耐磨性，齒條材料采用40Cr，進行調質處理，調高齒條的耐磨性，表1所示為兩種材料的力學特性[6]，因齒輪齒條是位于一個相對密封的空間內，且內部均是浸泡在油脂內，所以齒輪齒條的機械結構強度按齒根彎曲強度進行效驗，計算公式如下[7]：

表1 材料力學特性

式中：K為載荷系數；T′為設計輸出扭矩，N·m；?d為齒寬系數彈性影響系數；d為分度圓直徑，mm；[σF]為彎曲疲勞強度，MPa；YFa為齒形系數；YSa為應力校正系數。

最終參數確定：模數m=3，齒數Z=18。

2.2 碟簧選擇與計算

（1）在0°初始位置時，執行器能輸出扭矩T1=160 N · m，碟簧采用對合組合安裝方式[8]，計算此時單片碟簧必須滿足的作用力F1為：

式中：F1為初始位置時彈簧彈力；R為分度圓半徑。

（2）執行器轉動90°時，齒條已經移動的距離S為：

（3）油壓p=13 MPa 時，油缸缸筒直徑D=50 mm，執行器輸出的扭矩T′2能克服彈簧壓縮最小時彈力F2[7]為：

式中：F2為彈簧壓縮最短時最大彈力；η為機械效率。

所以碟簧在壓縮到最小距離時的作用力F2必須小于21 703 N。

（4）根據以上參數選用的碟簧型號為180060，采用對合組合的方式，參數如表2所示。

表2 碟簧參數

從圖3 碟簧力學性能與表2 碟簧參數中可知[9]：碟簧在壓縮最小時，彈力為12 982 N，遠遠小于21 703 N，滿足設計要求；根據單片壓縮量計算出碟簧片數為54片；實際碟簧在壓縮最小時的彈力F′2=12 892 N；碟簧在壓縮最小時的扭矩T3：

圖3 碟簧力學性能

2.3 單作用執行器在13 MPa時的輸出扭矩

（1）初始位置時，即0°關閉位置時，輸出的扭矩T1=160 N·m。

（2）完全打開時，即90°時，輸出的扭矩T2為：

2.4 執行器缸筒壁厚計算與效驗

執行器的基體與油缸缸筒連接方式采用車制螺紋連接，工作的過程中，油缸缸筒內充滿了中壓油液，出于安全考慮，必須對油缸缸筒的厚度和材料特性進行驗證[10]。

（1）油缸缸筒的的材料為45#，其抗拉強度極限為σb=600 MPa，取安全系數為5，則油缸缸筒材料的許用應力：

（2）缸筒壁厚計算公式如式（12）所示，計算出缸筒壁厚最小值，如表3所示[11]。

表3 缸筒壁厚最小值

式中：C1為缸筒外徑公差，m；C2為腐蝕余量，m；δ0為缸筒材料強度允許的最小值，m。

式中：pmax=20 MPa；D為缸筒內徑，m。

取內壁值最小值進行驗算，計算壁厚最小值承受壓力值塑性變形[11]，如表4所示[8]。計算公式如下：

表4 壁厚最小值承受壓力值塑性變形

式中：pN為額定壓力，MPa；σs為材料屈服點，σs=355 MPa；D1為外徑，m；D為內徑，m；prL為完全塑性變形壓力，MPa。

油缸缸筒底部厚度計算公式如下[11]，計算結果如表5所示：

表5 底部壁厚最小值

式中：p為最大工作壓力，MPa；σP為材料許用應力，σP=120 MPa；D2為油缸缸筒外徑，m。

2.5 工作容積的確定

執行器從關閥到開閥的整個動作過程中，需要的液壓油容積計算如下[12]。

（1）齒條移動距離

（2）容積計算

完成單個行程需要的工作容積油液量為：

3 性能測試及研究

在前面介紹了碟簧型號的參數選擇與確認，執行器輸出扭矩的數學模型的建立，效驗了油缸缸筒壁厚的要求，推導出了碟簧的片數，執行器移動的距離、容腔容積等，同時建立了執行器輸出扭矩與液壓油的壓力、彈簧型號選擇的關系。但是，上述理論研究分析只是建立在理論基礎上，沒有將相關的機械效率、摩擦因數、工件制造精度等級等因素考慮進去，其理論計算的結果與實際的工程應用存在一定的偏差。以下采用按實際圖紙直接加工出HSQ160 單作用液壓執行器實物樣品的方法進行驗證，通過實驗的方式對單作用液壓執行器輸出扭矩進行驗證，從而驗證理論計算的準確性。

3.1 扭矩測試

將執行器、液壓泵站、扭力測試臺等進行連接，進行扭矩測試[13]，如圖4～6所示。其中圖4為初始狀態下，執行器輸出的扭矩值，圖5 為彈簧壓縮最小時，執行器輸出的扭矩值，實際輸出的扭矩值與理論值基本一致，滿足設計要求。圖7 所示為在各種輸入壓力下[14]，執行器處于完全打開狀態下時，理論輸出扭矩值與實際輸出扭矩進行對比，通過調節泵站溢流閥不同的值，讀出扭矩表的值，與理論值相比，符合產品設計要求。

圖4 初始狀態扭矩值

圖5 輪轂應力云圖

圖5 彈簧壓縮最小時扭矩值

圖6 不同壓力值時執行器輸出扭矩值

圖7 實際值與理論值對比

3.2 沖擊耐壓密封測試

將液壓泵站溢流閥設定值調整為19.5 MPa[15]，在該壓力值下維持5 min，執行器零部件無破壞與永久性變形，密封圈無液壓油冒出來，如圖8 所示，符合產品設計要求。

圖8 耐壓測試

4 結束語

本文研究了單作用齒輪齒條式液壓執行器的工作原理及內部結構組成，推導出齒輪齒條的機械結構參數，通過合理論據計算，選用合適的碟簧參數，根據理論計算的結果，分析了在已知輸出扭力值下，執行器的內腔容積大小、移動的距離、齒輪機械結構參數與碟簧參數，同時確定執行器的內部結構組成及總體尺寸大小，校驗執行器缸筒壁厚，通過對樣機進行不同壓力下輸出扭矩的測試及耐壓測試等，最終的實驗結果可以證明，以上各個零部件的參數及機械結構性能等均符合設計要求，這為后續開發全系列的碟簧參數及機械結構設計提供了重要依據。