回轉接頭耐久性試驗機液壓加載系統設計及溫升分析

王立杰，李明杰，岳侗，陳慧娟

(南京林業大學機械電子工程學院，江蘇南京 210037)

0 前言

回轉接頭是液壓挖掘機的關鍵部件。產品在出廠前需要做出廠試驗及耐久性試驗，以保證產品質量。耐久性試驗需設計專門的試驗機模擬回轉接頭的實際工況，試驗機通常采用液壓加載。耐久性試驗時間較長，液壓加載系統的溫升成為必須解決的問題。

國內外學者對液壓系統的溫升進行了大量研究。20世紀70年代初，波音飛機和麥克唐奈飛機公司開發了復雜的計算機程序預測液壓元件和系統的溫度變化[1]。1996年，SIDDERS推導出了熱液壓元件模型建立的基本方法[2]。1998年，STORCK[3]研究了液壓系統中的溫度調節，使得液壓系統在設計過程中對溫度的預測成為可能。以上研究主要是對液壓元件進行建模和分析，沒有形成完整的液壓系統的熱分析模型。2018年，LI等[4]采用總參數法，從熱量產生和散熱的角度進行建模和仿真，仿真結果表明了液壓油的溫度變化，證明了建模方法的有效性。2020年，吳思等人[5]對飛機液壓系統及其元件進行了溫度特性建模和仿真分析，得到了多種工況下的液壓系統溫度變化規律，為液壓系統溫度計算分析提供參考。韋祥等人[6-7]在鍵合圖的基礎上提出熱液壓系統的偽鍵圖概念，定義溫度和壓力為勢變量，能量流量和質量流量為相應的流量變量。

本文作者從降低液壓加載系統溫升及方便測量微小內泄漏的角度出發，構建回轉接頭液壓加載系統，同時利用AMESim軟件建立加載系統熱液壓仿真模型進行溫度仿真[8-9]，并比較不同工況下系統油液溫度的變化情況，從而有效地預測液壓加載系統溫升情況，提高系統的工作可靠性。

1 液壓加載系統組成及工作原理

回轉接頭耐久性試驗機液壓加載系統由高壓回路和低壓回路組成，分別對回轉接頭的三條高壓通道和一條低壓通道進行加載、卸載，加載壓力分別為42、1 MPa，回轉接頭各通道中油液壓力可以調節。

1.1 低壓回路組成及工作原理

低壓回路主要由濾油器、低壓泵、單向閥、溢流閥、三位四通電磁換向閥、液控單向閥、二位二通電磁球閥、單向調速閥、冷卻器等組成，其工作原理如圖1所示。系統中主要增加了保壓卸荷回路以便測量微小內泄漏，同時降低系統發熱，減小系統溫升，其工作原理如圖1 所示。當三位四通電磁換向閥8處于中位，二位二通電磁球閥12電磁鐵3YA得電，系統實現保壓，同時低壓泵2卸荷。

圖1 低壓回路原理Fig.1 Principle of low pressure loop

1.2 高壓回路組成及工作原理

高壓回路主要由高壓泵、溢流閥、增壓器、單向閥、二位二通電磁球閥、冷卻器組成，其工作原理如圖2所示，其中增壓器是設計的關鍵。

圖2 高壓回路原理Fig.2 Principle of high pressure loop

增壓器采用雙向增壓缸進行增壓，實現連續輸出高壓油。當三位四通電磁換向閥電磁鐵2YA得電時，軸向柱塞泵輸出的壓力油經過三位四通電磁換向閥右位和單向閥進入雙向增壓缸左缸筒的有桿腔和無桿腔，活塞向右移動，左端有桿腔增壓后的壓力油經單向閥輸出，流入回轉接頭的高壓通道，增壓缸右缸筒無桿腔的回油一部分經單向閥進入右缸筒的有桿腔，其余通過三位四通電磁換向閥流回油箱。當雙向增壓缸活塞移動到右端極限位置時，接近開關發出信號，三位四通電磁換向閥電磁鐵1YA得電，雙向增壓缸活塞向左移動。同理，右缸筒有桿腔增壓后的壓力油經單向閥輸出，流入回轉接頭的高壓通道。雙向增壓缸的活塞不斷往復運動，保證左右缸筒連續輸出高壓油，實現對回轉接頭高壓通道的加載。三位四通電磁換向閥處于中位時，系統保壓，軸向柱塞泵卸荷。

2 增壓器的結構設計

2.1 液壓元件的選型與設計計算

增壓器中液壓泵選擇啟東市東方高壓油泵廠生產的軸向柱塞泵，泵的排量為10 mL/r、轉速為1 500 r/min。驅動電機選擇鹽城市力佳電機廠生產的三相異步電機，轉速為1 440 r/min，功率為7.5 kW。三位四通電磁換向閥選擇上海立新液壓有限公司生產的三位四通電磁換向閥，該電磁閥的通徑為φ6 mm，最大工作壓力為35 MPa。

高壓回路所需測試的最高壓力為42 MPa，據此對增壓器缸筒進行設計。根據液壓工程手冊可知：需要根據δ/D的比值選取不同的缸筒壁厚公式。增壓器缸筒內徑取80 mm，δ/D=0.25 ，采用如下公式計算壁厚。

(1)

式中：pmax為缸筒最高工作壓力，MPa；D為缸筒內徑，mm；[σ]為缸筒材料的許用應力，MPa。

對于增壓器缸筒的許用應力為

(2)

式中：σb為材料抗拉強度，缸筒材料采用35鋼，抗拉強度σb=530 MPa；ns為安全系數，根據增壓器缸筒受載情況，取ns=3。

(3)

(4)

因為需要在缸筒內壁上加工進出油口，因此取缸筒壁厚為20 mm，外徑為120 mm。

由于活塞與活塞桿直徑相差不大，因此將其設計成一體，高壓回路所需測試的最高壓力為42 MPa，根據受力平衡，活塞桿直徑d按式(5)計算：

(5)

式中：p進為增壓器進油口油液壓力，MPa；p出為增壓器出油口油液壓力，MPa；p回為增壓器回油口油液壓力，MPa。

由于增壓器進油口壓力為16 MPa，出油口壓力為42 MPa，回油口壓力為0.3 MPa，將各值代入式(5)，得到：

d=63 mm

(6)

因此，取活塞桿直徑為63 mm。

2.2 增壓器的三維結構設計

根據增壓器的原理設計增壓器的結構。首先根據計算結果，采用AutoCAD對增壓器的缸筒、進油塊、出油塊、活塞及活塞桿等進行結構設計；然后利用Pro/E進行三維建模，直觀地觀察油路的連通情況，保證連通的準確性。增壓器三維結構如圖3所示，增壓器實物如圖4所示。

圖3 增壓器三維結構Fig.3 Supercharger 3D structure

圖4 增壓器實物Fig.4 Supercharger entity

3 系統熱液壓仿真模型建立及溫升分析

3.1 構建回轉接頭仿真模型

回轉接頭的回轉軸與殼體相對轉動，轉速、轉角及轉向可調，轉速要求在10～40 r/min之內，轉角范圍為±180°，可正反轉。耐久性試驗機啟動扭矩不超過500 N·m，精度要求為±2 N·m，最大壓力為42 MPa。AMESim中沒有回轉接頭的模型，根據回轉接頭的功能要求，利用液壓元件設計庫中的相關模型建立回轉接頭的仿真模型，如圖5所示。

圖5 回轉接頭模型Fig.5 Rotary joint model

3.2 構建增壓器仿真模型

由于AMESim熱液壓元件庫中沒有增壓器模型，因此使用熱液壓元件設計庫中的相關模型建立增壓器的仿真模型[10-11]，增壓器模型如圖6所示。

圖6 增壓器模型Fig.6 Supercharger model

3.3 構建系統仿真模型

根據液壓加載系統原理，在不考慮加冷卻器的情況下，利用AMESim軟件建立完整的系統仿真模型[12-14]，如圖7所示。

圖7 液壓加載系統模型Fig.7 Hydraulic loading system simulation model

4 溫升仿真分析

設置液壓泵連續運行工作模式及液壓泵運行一段時間后開始卸荷然后再運行的循環工作模式，設置仿真運行時間為2 900 s，主要元件參數設置為：環境溫度為20 ℃，液壓油密度為840 kg/m3，液壓油比熱容為1 884 J/(kg·℃)，絕對黏度為0.058 Pa·s，液壓泵與液壓油對流換熱系數為0.116 W/(m·K)，油箱與環境對流換熱系數為0.5 W/(m·K)，增壓器中液壓泵排量10 mL/r，驅動電機轉速1 440 r/min，高壓系統壓力42 MPa，低壓系統壓力1 MPa，2種工作模式下的液壓加載系統油液溫度變化情況如圖8所示。

圖8 液壓加載系統油液溫度Fig.8 Oil temperature of hydraulic loading system：(a) no unloading working mode；(b)unloading working mode

由圖8(a)可知：無卸荷運行情況下，起始階段由于溢流損失比較大，液壓加載系統油液溫度迅速上升，隨后由于油箱和液壓泵的散熱而升溫變緩，仿真運行結束時系統油液溫度高達56 ℃。由圖8(b)可知：有卸荷運行情況下，整個仿真運行結束后油液溫度為51 ℃，與無卸荷運行相比減少5 ℃，有效地降低了液壓加載系統的油液溫度。

5 結論

(1)針對現有試驗機液壓加載系統存在的溫升過高以及微小內泄漏檢測不夠準確的問題，對液壓加載回路及增壓器結構進行設計，在回路中增加了保壓卸荷功能，降低了系統溫升，便于準確測量微小內泄漏。

(2)在沒有現成模型的情況下，采用AMESim軟件中的相關模型構建了回轉接頭、增壓器的仿真模型，并建立了完整液壓加載系統的熱液壓仿真模型，進行溫度仿真分析，對比系統無卸荷工作模式和有卸荷工作模式下油液溫度的變化，結果表明：所設計系統能夠有效地降低油液溫度，為液壓加載系統設計及預測液壓元件和系統溫升提供了參考。