氣浮活塞優化設計及其徑向承載力試驗研究*

李 想,吳 潔,陸陽勇,黃 凱,周恒揚,劉 磊,錢鵬飛*

(1.江蘇大學 機械工程學院,江蘇 鎮江 212013;2.浙江聯宜電機有限公司,浙江 金華 322100)

0 引 言

氣缸是氣動系統中常見的執行元件。在高精度的伺服控制系統中,傳統氣缸摩擦力的慢時變特性給氣動系統建模和控制帶來了困難。盡管已有許多研究人員對氣缸摩擦力開展了研究,但現有的摩擦力模型仍不夠完善,并且參數測定的條件也非常嚴格[1-2]。因此,對于氣缸的高精度伺服控制而言,從根本上消除摩擦力具有重要的意義。

基于靜壓氣體潤滑原理設計的無摩擦氣缸是由高壓承載氣膜將氣缸的運動部件浮起,避免了缸筒和運動部件的直接接觸,其摩擦力極小,通?？梢院雎浴?/p>

氣浮活塞是無摩擦氣缸中的主要零部件之一?；钊膹较虺休d力與耗氣量是評價無摩擦氣缸的兩個重要的性能指標,統稱為氣浮特性。為此,眾多專家學者對無摩擦氣缸展開了相關研究。

朱曉等人[3]設計了一種在氣浮活塞兩側布置單向閥的無摩擦氣缸,基于MATLAB中的PDE工具箱,構建了一種氣膜壓力的數值求解方法,并以此研究活塞的承載特性,發現節流孔末端的均壓腔能夠顯著提高活塞的徑向承載力;但經仿真得到的結果缺乏相關試驗驗證。路波等人[4]設計了一種無摩擦氣缸,并對其設計的無摩擦氣缸提出了基于非支配排序遺傳算法的多目標優化設計方法,獲得了設計空間內分布均勻的帕累托優化解;但其對于優化前后加工的活塞未進行徑向承載力測量。岳友飛等人[5]采用響應面優化設計方法對無摩擦氣缸中活塞的結構參數進行了優選,結果發現雙排節流孔布置能夠以較少的節流孔個數保證活塞的承載性能。劉昱等人[6]建立了氣缸徑向承載力與耗氣量的數學模型,采用線性加權的方法將多目標優化問題轉化為單目標優化問題,并使用粒子群優化算法獲得了最優的結構參數;但其未對優化后的活塞承載力進行對比測試。CHEN Xing-long等人[7]對一種帶有矩形槽的無摩擦氣缸進行了靜態特性數值分析,研究了活塞結構參數對承載力和流量的影響。CAO Jian等人[8]基于一種低摩擦氣缸,建立了活塞與缸筒內壁之間氣膜的一維和二維數學模型,提出了約束優化設計方法,并得到不同結構參數對于活塞耗氣量與承載力的影響;但該數學模型所得結果的準確性缺少試驗驗證。

上述研究主要側重于使用有限元軟件和構建數學模型的方法,分析氣浮活塞的結構參數與徑向承載力和耗氣量的關系,以選出一定參數范圍內較優的結構參數。然而,學者們對根據數值模擬或仿真優選出來的結構參數而加工的活塞未進行相關測試驗證。考慮到氣浮氣缸要求摩擦力盡可能小,需要確?；钊冗\動部件與缸體不能接觸,而足夠的徑向承載力是該要求的前提保障。因此,對優化后的活塞進行徑向承載力的檢驗尤為重要。

為提高無摩擦氣缸中氣浮活塞的徑向承載性能,期望在實現更大承載力的前提下盡量減少耗氣量,筆者采用有限元仿真與試驗相結合的方法,開展氣浮活塞徑向承載力的研究工作。

1 氣浮無摩擦氣缸工作原理

基于靜壓氣體潤滑原理設計的無摩擦氣缸結構簡圖如圖1所示。

圖1 無摩擦氣缸結構簡圖

高壓氣體由活塞桿的進氣口流入活塞內部,在節流孔的作用下,在氣浮活塞和缸筒內壁之間形成一層高壓承載氣膜,從而達到非接觸、無摩擦的效果。在活塞的兩端開設有環形泄壓槽,氣膜中的高壓氣體通過環形泄壓槽流入活塞桿中的排氣通道,從活塞桿上的排氣口向外界排氣[9-10]。

氣浮活塞自重及氣缸在運動過程中,由于活塞桿不可避免地受到外界徑向擾動力,活塞外圓柱面與缸筒內壁會產生一定的偏心[11-13]。偏心使得氣浮活塞圓周方向的氣膜厚度不相等,進而導致氣膜壓力分布不均勻,高壓氣膜對活塞產生一定的徑向承載力。這種徑向承載力使得活塞在自重或外界徑向擾動力的情況下能夠達到新的平衡態,保證氣浮活塞的正常工作[14-16]。氣浮氣缸工作中活塞需要徑向浮動,需要在活塞和活塞桿間使用浮動連接,并采用浮動接頭。

筆者研究設計的氣缸采用費斯托原裝氣缸中的缸筒和后端蓋,前端蓋、活塞桿和氣浮活塞由定制加工而成?；钊木唧w尺寸如表1所示。

表1 氣浮活塞的主要技術參數

氣浮無摩擦氣缸樣機內部結構如圖2所示。

圖2 氣缸樣機內部結構圖

2 氣膜厚度的測量

氣膜厚度測量試驗平臺如圖3所示。

圖3 氣膜厚度測試臺

活塞由支桿和支座固定在隔振臺上,扭簧表通過磁性表座夾持固定。

在給活塞通氣和斷氣的過程中,缸筒帶動扭簧表的測頭進行升降運動。通過測量活塞相對于缸筒的總徑向位移量,可以得到活塞工作狀態下的氣膜厚度,此即相對位移法[17]測量活塞的氣膜厚度。

經過多次測量,得出氣膜厚度為35 μm。

3 基于Fluent的活塞節流孔參數優化

對于實測的氣膜厚度h為35 μm的無摩擦氣缸,為了尋找對應的最優節流孔直徑,使得活塞的徑向承載力更大并且耗氣量盡可能小,筆者通過仿真研究節流孔直徑d、供氣壓力p、偏心率ε對活塞徑向承載力F和耗氣量Q的影響規律。偏心率ε=e/h[3],其中,e為活塞的偏心量。

3.1 仿真模型的處理

氣浮活塞模型如圖4所示。

圖4 氣浮活塞模型

根據仿真結構參數需要,筆者使用UG12.0建立活塞的三維模型,如圖4(a)所示。進行流體仿真時需要將氣體流動區域提取出來,提取的活塞流道模型如圖4(b)所示。筆者將該模型導入到Fluent中。

在仿真中設定介質為理想氣體,徑向排氣孔和間隙出氣口的壓力為0,氣腔端面入口壓力為供氣壓力。氣腔、氣膜和環形泄壓槽采用四面體網格劃分,其余部分采用網格自動劃分技術[18-20]。

活塞氣體流道網格劃分結果示意圖如圖5所示。

圖5 網格劃分示意圖

3.2 網格無關性驗證

為兼顧仿真結果的正確性與仿真效率,期望以較少的網格數量獲得良好的仿真精度。

筆者以氣膜厚度為35 μm、節流孔直徑為0.4 mm、偏心率為0.5的氣浮活塞為例,在仿真中設定活塞的供氣壓力為0.4 MPa,分別采用2.30×105、3.40×105、6.20×105、1.34×105、2.41×105和3.53×105,6種數量級的網格進行仿真。

仿真網格無關性驗證如圖6所示。

圖6 仿真網格無關性驗證

由圖6可知:當網格數量達到1.34×105后,再次增加網格數量,活塞的徑向承載力和耗氣量的結果幾乎保持不變。

因此,在后續的仿真中,筆者將采用1.34×105數量級的網格進行分析。

3.3 節流孔直徑-偏心率對徑向承載力和耗氣量的影響

氣浮活塞的供氣壓力通常為一常量。筆者選取0.2 MPa、0.3 MPa和0.4 MPa三種常用的供氣壓力,分析在每一種供氣壓力下,活塞處于不同偏心率時,節流孔直徑d對其徑向承載力F和耗氣量Q的影響規律。

不同供氣壓力下,節流孔直徑-偏心率對活塞徑向承載力和耗氣量的影響曲線如圖7所示。

圖7 不同供氣壓力下,節流孔直徑-偏心率對徑向承載力和耗氣量的影響

由圖7可知:在確定的供氣壓力和偏心率下,隨著節流孔直徑d在0.2 mm～0.8 mm范圍內增大,活塞徑向承載力先增大后減小,而耗氣量呈現出單調增大的趨勢。即存在一個承載力最大的節流孔徑參數,該節流孔徑在0.4 mm左右。在每一種供氣壓力下,偏心率增大時,節流孔直徑-偏心率對于徑向承載力影響曲線的極值點呈現出略微減小的趨勢。

筆者綜合考慮0.2 MPa、0.3 MPa和0.4 MPa供氣壓力下活塞的徑向承載力和耗氣量特性,確定節流孔直徑取0.4 mm,其徑向承載力更大,耗氣量也比較小。

在優選出節流孔直徑參數后,筆者選取活塞工作的偏心率分別為0.2、0.4和0.6,繼續探求一定偏心率條件下,供氣壓力p對于較優的節流孔直徑d的影響規律。

3.4 節流孔直徑-供氣壓力對徑向承載力和耗氣量的影響

不同偏心率下,節流孔直徑-供氣壓力對活塞徑向承載力和耗氣量的影響曲線如圖8所示。

圖8 不同偏心率下,節流孔直徑-供氣壓力對徑向承載力和耗氣量的影響

由圖8可知:在偏心率一定的情況下,隨著供氣壓力的增大,節流孔直徑-供氣壓力對于徑向承載力影響曲線的極值點發生了右移。即最優的節流孔直徑d隨供氣壓力p的增大呈現略微增大的趨勢。相同偏心率和供氣壓力條件下,節流孔直徑越大,活塞的耗氣量越大。相比于較小的節流孔直徑,在節流孔直徑較大時,節流孔直徑-供氣壓力對于耗氣量影響曲線的斜率更小(如節流孔直徑在0.6 mm～0.8 mm范圍內,每增加0.1 mm,耗氣量Q增加得更少),即較大的節流孔直徑對于耗氣量影響的顯著性降低。在節流孔直徑較大時(如節流孔直徑大于0.6 mm),供氣壓力增加一倍(如供氣壓力p從0.2 MPa上升到0.4 MPa),耗氣量Q會成倍增加。由于較大的節流孔直徑會降低活塞的徑向承載力,因此,在參數優選時應避免較大的節流孔直徑。

經綜合分析可得出結論,即不同偏心率下0.4 mm的節流孔直徑能夠適應供氣壓力的變化,保持較大的徑向承載力和較小的耗氣量。

3.5 參數優化結果

圖7和圖8的仿真結果表明,氣浮活塞的最優節流孔徑為0.4 mm。在不同的供氣壓力以及不同偏心率的情況下,該節流孔直徑參數能使活塞具有較大的徑向承載力和較小的耗氣量。

優化后的氣浮活塞徑向承載力和耗氣量曲線如圖9所示。

圖9 優化后的氣浮活塞徑向承載力和耗氣量曲線

由圖9可知:同一供氣壓力下,徑向承載力與偏心率呈現正比例關系;相同偏心率下,徑向承載力與供氣壓力也大致呈現正比例關系;偏心率的變化對耗氣量的影響很小,而供氣壓力對耗氣量影響顯著。

4 試驗研究

4.1 試驗臺搭建

為驗證仿真結果的正確性,筆者專門搭建了試驗臺,對氣浮活塞的性能進行測試。

受限于現有的設備條件,無法對活塞的耗氣量進行準確的測量。無摩擦氣缸對徑向負載很敏感,活塞的徑向承載能力決定了靜壓潤滑的效果,對保障無摩擦氣缸的正常運行至關重要。因此,在后續的試驗研究中,需要對氣浮活塞的徑向承載力進行測試。由于氣浮氣缸的摩擦力極小,將其作為加載裝置時,其輸出力可以從氣缸兩腔的壓力計算得出。

根據課題組高精度壓力控制要求[1],對于內徑為32 mm的氣浮氣缸,其對外輸出力的誤差小于0.35 N?？梢娂虞d力的精度滿足測試需求。

氣浮活塞徑向承載力檢測裝置系統原理圖如圖10所示。

圖10 氣浮活塞徑向承載力檢測裝置系統原理圖

該系統由加載氣浮氣缸向被測氣浮活塞輸出高精度的加載力。加載過程中,氣浮缸套的徑向位移量通過扭簧表指針的變化量獲得,再經過計算可以獲得活塞的偏心率。

氣浮活塞徑向承載力檢測裝置實物圖如圖11所示。

圖11 氣浮活塞徑向承載力檢測裝置實物圖

試驗臺主要參數如表2所示。

表2 試驗臺主要參數

4.2 測試原理與方法

檢測裝置中各元件的功能如下:精密減壓閥A用于控制穩壓氣罐B中的壓力,保證比例方向閥的入口壓力穩定;精密減壓閥B用于控制穩壓氣罐A中的壓力,保證氣浮氣缸中的空氣軸承供氣壓力穩定;精密減壓閥C用于控制穩壓氣罐C中的壓力,使加載氣浮氣缸中的活塞供氣壓力穩定;精密減壓閥D用于調節被測氣浮活塞的供氣壓力。

具體測試步驟是:首先,調節精密減壓閥D,使得被測氣浮活塞至某一待測工況壓力;然后,在計算機上設定加載氣浮氣缸的目標輸出力,測試得到的被測氣缸的徑向承載力可由加載氣缸輸出力得到;最后,記錄加載氣缸的對外輸出力、扭簧表的數值,經過計算可以獲得被測氣浮活塞的徑向承載力情況。

4.3 試驗結果

筆者按照優化后的節流孔徑參數加工樣機,裝配后得到氣浮活塞樣機,并在不同供氣壓力下,測量了其徑向承載力隨偏心率變化的特性。

筆者記錄測量數據,并將其與仿真數據進行對比,擬合后的曲線如圖12所示。

圖12 不同供氣壓力下,仿真與試驗對比圖

圖12結果表明:在不同的供氣壓力下,試驗結果與仿真結果呈現相同的趨勢,兩者數值吻合度在90%以上,由此可以驗證仿真模型是有效的。

5 結束語

為使氣浮活塞擁有更好的氣浮特性,筆者采用Fluent軟件仿真分析了供氣壓力、偏心率和節流孔直徑等參數對氣浮活塞徑向承載力和耗氣量的影響,進而優選出了節流孔徑,并以此加工出了氣浮活塞樣機;設計并搭建了一套以氣浮氣缸作為加載裝置的高精度徑向承載力檢測裝置,以測試實際情況下,不同供氣壓力和偏心狀態下的氣浮活塞的徑向承載能力。

研究結論如下:

1)通過仿真優選出節流孔徑大小為0.4 mm。研究結果表明:在不同供氣壓力和偏心狀態下,該節流孔徑參數能夠使氣浮活塞具備良好的承載性能;

2)以氣浮氣缸作為加載裝置的高精度徑向承載力檢測裝置具有良好的測量精度。通過試驗測試對比可以發現,從定性的角度上看,仿真和試驗結果趨勢一致;從定量的角度上看,試驗結果與仿真結果的吻合度在90%以上。檢測裝置和方法可為同類氣浮氣缸中氣浮活塞的性能測試提供一定的參考價值。

在今后的研究中,筆者將根據氣浮活塞樣機的實測結果修正仿真模型,建立更為準確的數學模型,以進一步研究各參數對于氣浮活塞性能的影響規律。