赵尚宇 谢志聪 陈志彬

(广东省韶关市质量计量监督检测所 广东韶关 512026)

1 前言

随着我国工业、农业、交通运输业、军工等行业技术进步，促进了液压技术及装备的发展，使液压元件质量不断提高，配套的液压系统也在不断适应和完善，性能也有很大的提高。为了适应工业发展，节约能源的需求，研究出许多节能液压元件和节能液压系统[1-3]。如田灵飞等人，从提高液压系统工作效率，降低能量消耗，设计了一种新型节能液压缸，该缸是采用柱塞和活塞组合结构，有快慢速工况[4]。许贤良，韦文术在液压缸研究方面提出了许多宝贵意见[5]。为了克服摩擦力所造成液压缸的能量损失，而应用格莱密封圈等密封件。为了提高液压缸动态性能，武汉科技大学流体传动团队研发了变间隙密封液压缸，当压力提高时，仍保持原设定的间隙量，减少了因液压油压力升高而增大泄漏量[6]。

本文从液压缸速度及推力转换出发，在轻载时高速运动，重载时慢速运动，提出了一种大小活塞串联与控制阀组合一种新型节能液压缸，文中重点对速度转换的平稳性进行建模和对吸油阀建模与仿真，从而获取更优的结构参数和性能。

2 液压阀与缸组合设计原则

对液压缸的设计，应遵循以下几条原则[7]：

(1)满足液压缸的输出力、行程及运动速度要求。

(2)应使液压缸结构简单、重量轻、体积小。

(3)工作平稳。

(4)选用密封件合理，使其摩擦力小、寿命长、容易更换。

(5)液压缸应做到成本低、加工容易、方便维修。

(6)保证有关零部件同心度。

3 结构与工作原理

目前有些专家学者提出了一些节能液压缸的设计方案，达到了功率分级输出与节省能源的目的，降低了空行程的能量消耗，使液压缸的工作效率提高，实现能量低损耗[8]。但是不足之处有，结构复杂，故障率较高，不易维修，功率分级输出需要人工调节控制。

本文提出一种阀与缸组合结构的液压缸。能实现速度和负载平稳变换，且结构简单、低成本和重量轻。多用于各种存在先快速和力小推出然后转换成慢速力大推出的工况。

其结构和工作原理如图1所示，阀缸组合液压缸主要包括导向套、大活塞、大活塞杆、大缸体、小缸体、小活塞、小活塞杆、单向吸油阀和电磁排油阀，其单向吸油阀和电磁排油阀为外置型。

缸体由大小缸体组成且设有端盖。导向套装在大缸体内。大缸体内圆与小缸体内圆接触处对称地开有两个眉毛槽，大缸体与小缸体上分别开吸油阀6，一端油口与大缸体吸油孔连接，另一油口通过管道插入油箱内。排油阀选用二位二通电磁阀，也为外置型，一端油口与小缸体排油孔连接，另一油口通过管道插入油箱内。为保证良好密封性能，在大端盖的内圆壁处有防尘圈，在导向套的内圆壁处装有密封圈，在大活塞的外圆处装有密封圈；为减小液压卡紧力，在小活塞的外圆处加工有5～7条均压槽。均压槽宽度为0.5～0.8mm，深度为0.8～1.0mm，槽距为4～8mm。

图1 双阀与液压缸结构原理图1—大端盖；2—导向套；3、10—油液口；4—大活塞；5—补油口；6—补油单向阀；7—中间腔；8—小活塞杆；9—二位二通电磁阀；11—小缸无杆腔；12—小活塞；13—均压槽；14—小缸体；15—眉毛槽；16—沉割槽；17，19—密封圈；18—大缸体；20—大活塞杆

眉毛槽的轴向长度L1为4～10mm，径向长度L2为3～6mm。眉毛槽在水平面的投影是等腰三角形且两等腰夹角为45～75°。

液压阀与缸的工作过程是：当油液从小缸的油口进油时，排油电磁阀保持关闭，在油液压力作用下大、小活塞整体上移，中间腔的容积变大，出现负压。补油单向阀打开，液压油从补油口流入缸体内，对中间腔补油，这时二位二通电磁阀不通电，处于关闭状态；当小活塞离开小缸体后，中间腔压力为工作压力，在压力油作用下补油阀关闭，大、小活塞整体上移到原设定位置。当从大缸体油口3进油，补油单向阀自动关闭，在压力油作用下大活塞和小活塞不断下移，这时，二位二通电磁阀得电，打开通路，实现中间油腔排油。小活塞进入小缸内，小缸油腔油液便从小缸油口排出，完成一个工作循环。

从结构与工作原理可以看出其特点：

(1)采用双活塞串联单出杆结构。凭借油液作用面积的改变，实现推力的自动变换，达到节约能源的目的。

(2)实现轻载快速，重载慢速工作，避免能源浪费。

(3)吸油阀为外置型，是单向阀结构。排油阀也是外置型，是二位二通电磁阀，结构简单，可靠性高。

(4)大活塞与缸体为密封圈密封，小活塞与缸体为恒间隙密封，小缸体和小活塞的间隙值为12～20μm，小活塞与小缸体的密封性能好，有利于小活塞进出小缸筒。

4 眉毛槽建模与仿真

在液压缸小缸体上部内开有二条对称眉毛槽，对液压缸工作稳定性有很大影响，下面进行分析。

4.1 眉毛槽的数学模型

眉毛槽是用铣刀切削加工而成，其截面的投影面为三角形，当开口度发生变化时，其通流面积也发生变化。模型如图2所示。

图2 眉毛槽面积图

设已知参数为：小缸体内径为D2=16mm，眉毛槽高度为L，眉毛槽的最大深度h，眉毛槽加工刀具夹角2α。其面积的计算公式如下：

眉毛槽的倾角为：

β=arctan(L/h)

缝隙开度为x时眉毛槽的高为：

根据正弦定理有：

θ=π-(γ+α)

则眉毛槽的面积为

A=Ax·cosβ

式中：R-所在缸体的半径，mm；

θ-对应圆弧中心角的一半角度,°；

γ-隙边与半径的夹角,°。

通过matlab软件计算，选定参数为：2α为60°，L=4mm，R=16mm，h=8mm，计算结果如图3。从图3可以看出，眉毛槽的面积随着开口度变化近似线性。

根据流体力学计算公式，通过眉毛槽的流量公式如下[9]：

式中:Cq-流量系数，取0.61—0.72；

A0-通流面积,mm2；

Δp-前后两端压差；

ρ-液压油密度，870kg/m3。

图3 眉毛槽面积变化曲线

4.2 眉毛槽缓冲仿真

本次仿真用线性节流口来替代，参数设定，xmax=10mm，Amax=19.6mm2，仿真结果如下图所示。

图4 液压缸活塞速度随时间变化曲线

图5 液压缸活塞速度随位移变化曲线

由图4及图5可知，眉毛槽的存在使得液压缸活塞在运动时提前到达平稳状态。因而，设计出较合理的眉毛槽，对实现液压缸更平稳的工作是十分关键的。

5 吸油阀建模与仿真

5.1 吸油阀工作原理

吸油阀是液压缸工作时十分重要部件，也是液压缸有效工作的关键部件。吸油阀设为外置型，其油口与外界油路相通，一般通过低压管直接与油箱相通。另一油口与大缸体油口联接。

吸油阀主要起到液压缸中间腔出现时补油，液压缸反向运动时关闭的作用。

5.2 吸油阀数学模型

吸油阀主要组成部分为阀座、复位弹簧和阀芯，其中阀芯为锥形结构。其结构原理图如6所示。

图6 吸油阀结构示意图1—阀座；2—复位弹簧；3—阀芯

吸油阀的压力流量特性方程为[10,11]：

式中:Q-阀口流量；

Δp-阀口两端压差；

A-阀口过流面积,mm2；

Cd-流量系数。

吸油阀过流截面积为：

式中:x-阀口开度；

R-锥阀芯最大半径,mm；

d1-阀口直径,mm。

若忽略液动力影响，阀芯的运动方程为[12]：

弹簧刚度计算为：

式中:k-弹簧刚度,N/mm；

d1-阀口直径,mm；

x0-弹簧预压缩量。

设计弹簧刚度时，主要根据负压和阀口直径大小，负压一般取小于0.3bar的值。

5.3 吸油阀阀口直径对性能的影响

现设吸油阀的阀口直径分别为6mm、8mm和10mm，其他参数不变，进行仿真[13]。设定时间为60s，步长为0.05s，仿真结果如下。

图7 液压缸活塞位移曲线

图8 液压缸活塞最大幅值

由图7、图8中可以得出，在吸油阀吸油时，随着阀口直径的变大，液压缸活塞振幅减小。因而，液压缸活塞运动趋向平稳。

5.4 吸油阀弹簧刚度对性能的影响

设定k分别为0.5N/mm、5N/mm与20N/mm，不改变参数其它参数，仿真结果如下：

图9 不同弹簧刚度的阀口压力曲线

从图9可知，随着弹簧刚度增大，吸油阀阀口负压力增大。因而，吸油过程出现变化。

图10 弹簧刚度不同时活塞速度平均幅值

图11 不同弹簧刚度的活塞位移曲线

从图10可以看出，弹簧刚度并不是越小越好。当弹簧刚度变大时，液压缸活塞速度的平均波动幅值减小。从图11显示吸油量一定，弹簧刚度不同时，活塞位移随时间变化曲线重合，说明其位移量基本相同。

综合上文分析可以得出，液压缸活塞运动速度主要受弹簧刚度的影响，而中间油腔压力主要受阀口直径的影响。当弹簧刚度太小时，会导致液压缸活塞振幅较大，系统固有频率低，流量脉动较大；而弹簧刚度太大时，会影响吸油阀的吸油效果，产生较大的负压。因而，在设计液压缸时，要选定合理的弹簧刚度，这一点十分重要。

6 结论

本文研究复合液压缸与阀组合进行工作，对其工作原理及性能进行分析。通过AMESim软件仿真分析眉毛槽在液压缸工作中的作用，以及吸油阀对液压缸性能的影响。得出结论：若吸油阀阀口直径过小，会导致吸油不充分甚至不能吸油，从而导致液压缸运行时“颤抖”现象的产生。若吸油阀阀口直径过大，则流量脉动大，导致液压缸有较大冲击；吸油阀弹簧刚度过小，则流量脉动大，导致液压缸有较大冲击，弹簧刚度过大，会导致中间腔有较大的负压。本文研究的复合型液压缸结构设计和理论分析可供从事液压缸设计人员参考。