(江西理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院， 江西贛州 341000)

引言

激振器是一種附加在某些機(jī)械和設(shè)備上產(chǎn)生激勵(lì)力的部件，常應(yīng)用在巖石破碎、道路橋梁、航空航天等領(lǐng)域[1]。液壓激振器是液壓激振技術(shù)應(yīng)用的關(guān)鍵元件，以滑閥控制和轉(zhuǎn)閥控制的液壓激振器最具有代表性。隨著現(xiàn)代科技的發(fā)展需要，研制出高效率、高頻率、高負(fù)載的激振器具有重要意義[2]。

龔國芳等[3-4]提出一種不同開口形狀的閥芯旋轉(zhuǎn)式激振器，對振動(dòng)波形理論分析和實(shí)驗(yàn)研究得到了閥芯旋轉(zhuǎn)過程中的液動(dòng)力分析和補(bǔ)償措施。阮鍵等[5-7]研發(fā)出新型2D閥控液壓激振器，通過閥芯軸向運(yùn)動(dòng)改變過流面積，實(shí)現(xiàn)對頻率和振幅的調(diào)節(jié)。郝建功等[8]發(fā)明了一種新型閥芯旋轉(zhuǎn)式電液激振器，利用閥芯的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，使得液壓缸的無桿腔的壓力在高壓與零之間不斷變化，從而實(shí)現(xiàn)活塞桿的往復(fù)運(yùn)動(dòng)。趙國強(qiáng)等[9]提出一種旋轉(zhuǎn)式激振閥，設(shè)計(jì)了三種不同閥口，對不同閥口流場進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬及實(shí)驗(yàn)研究，為激振閥閥口優(yōu)化提供了理論基礎(chǔ)。

本研究設(shè)計(jì)了一種新型閥芯回轉(zhuǎn)式液壓激振器，利用電機(jī)帶動(dòng)閥芯旋轉(zhuǎn)，具有更好的調(diào)節(jié)工作頻率的能力；負(fù)載對激振效果影響較小，能實(shí)現(xiàn)高負(fù)載作業(yè)。通過對激振器結(jié)構(gòu)及激振過程進(jìn)行相關(guān)介紹，建立液壓激振器系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型；對閥控缸系統(tǒng)進(jìn)行AMESim仿真分析，得到激振器的動(dòng)態(tài)特性曲線。

1 液壓激振器結(jié)構(gòu)

本研究提出的閥芯回轉(zhuǎn)式液壓激振器結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由閥芯、閥體、軸承、端蓋、密封圈等組成。閥芯沿著徑向方向開有2個(gè)直孔閥口與2個(gè)斜孔閥口，四孔不相交，四孔所處的平面為一個(gè)平行狀態(tài)，每一個(gè)相鄰油口之間的角度為90°，且閥體縱截面上開有與閥芯相匹配的油口，保證了油液的通斷與切換。閥芯旋轉(zhuǎn)由伺服電機(jī)帶動(dòng)，通過調(diào)節(jié)電機(jī)的轉(zhuǎn)速來控制閥芯的轉(zhuǎn)速。

圖1 閥芯回轉(zhuǎn)式液壓激振器結(jié)構(gòu)示意圖

液壓激振器工作原理如圖2所示。標(biāo)記閥芯的直孔閥口為閥口I、閥口Ⅱ；斜孔閥口為閥口III、閥口IV。當(dāng)閥芯直孔起作用時(shí)，液壓油依次流入油口P、閥口I及連接液壓缸的油口A，最后通過高壓油管進(jìn)入液壓缸的左腔，此時(shí)左腔壓力大于右腔，油壓作用于A1的活塞面，通過活塞推動(dòng)負(fù)載向右運(yùn)動(dòng)。同時(shí)右腔油液由于受到活塞運(yùn)動(dòng)的作用，依次經(jīng)過油口B、閥口Ⅱ和回油口T流入油箱。當(dāng)斜孔起作用時(shí)，高壓油液由油口P進(jìn)入，流入閥口III通過連接液壓缸的油口B進(jìn)入到液壓缸右腔，右腔壓力大于左腔壓力，壓力作用于A2活塞面，推動(dòng)活塞帶動(dòng)負(fù)載向左移動(dòng)。左腔高壓油受到活塞作用，通過油管依次從油口A、閥口IV、出油口T流入油箱。利用這種連接方式，閥芯每旋轉(zhuǎn)180°液壓缸左腔和右腔進(jìn)出壓力油完成一次交替變換，閥芯旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)活塞來回往復(fù)運(yùn)動(dòng)。

圖2 閥芯回轉(zhuǎn)式液壓激振器

2 液壓激振器的數(shù)學(xué)模型

2.1 閥口面積的數(shù)學(xué)模型

轉(zhuǎn)閥的閥口面積示意圖如圖3所示，當(dāng)轉(zhuǎn)閥高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，閥芯溝槽與閥體溝槽配合會(huì)形成一個(gè)重合部分，該重合區(qū)域面積為閥口開度面積。對于圖3b的轉(zhuǎn)閥過流面積模型，其中實(shí)線代表閥體的過流面，虛線為可動(dòng)區(qū)域代表閥芯過流面，陰影部分為閥芯旋轉(zhuǎn)角位移為Rθ時(shí)的過流面積，其面積的計(jì)算公式為式(1)：

(1)

b=Rα

(2)

式中，R—— 轉(zhuǎn)閥閥芯的半徑

α—— 閥芯開口的最大角度

θ—— 閥芯角位移

圖3 轉(zhuǎn)閥節(jié)流面過流面積模型

將式(2)帶入式(1)得式(3)。當(dāng)轉(zhuǎn)閥在正常工作時(shí)，對任意閥口處于流通狀態(tài)時(shí)，有4個(gè)閥口處于通油狀態(tài)，所以其閥口過流面積理論計(jì)算公式為式(3)：

(3)

2.2 轉(zhuǎn)閥的工作頻率

通過分析可知，閥芯由電機(jī)帶動(dòng)做連續(xù)旋轉(zhuǎn)時(shí)，隨著閥芯高速旋轉(zhuǎn)，直孔與斜孔不斷交替切換，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)往復(fù)換向運(yùn)動(dòng)。其工作頻率計(jì)算見式(4)：

(4)

式中，m—— 閥芯與閥體的導(dǎo)通次數(shù)

n—— 電機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min

由式(4)可知，工作頻率與電機(jī)轉(zhuǎn)速n和閥口單個(gè)周期導(dǎo)通的次數(shù)m有關(guān)。本研究所述的伺服閥在閥口數(shù)量上是定值，工作頻率可以通過電機(jī)轉(zhuǎn)速來改變。與傳統(tǒng)的伺服閥比，有更好的調(diào)節(jié)工作頻率的能力，并且可以保證較大的推力特性。

2.3 激振系統(tǒng)等效液壓橋梁

根據(jù)閥芯回轉(zhuǎn)式液壓激振器工作原理，將閥芯控制液壓缸組合建立等效液壓橋路如圖4所示。在求解方程的過程中進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕?，給出如下假設(shè)：液壓油為理想液體，只考慮穩(wěn)定的工況下，彈性模量不變，溫度不隨工作狀況改變，液壓缸2端不存在壓差。液壓缸兩腔的壓力分別為p1和p2。那么壓降pL與pS計(jì)算公式分別為式(5)、式(6)：

p1-p2=pL

(5)

p1+p2=pS

(6)

圖4 激振系統(tǒng)等效液壓橋路

在直孔作用時(shí)，即油口P和油口A聯(lián)通，油口B和油口T聯(lián)通時(shí)伺服閥的流量方程為式(7)；當(dāng)斜孔作用時(shí)，即油口P和油口B聯(lián)通，油口A和油口T聯(lián)通時(shí)伺服閥的流量方程為式(8)。

(7)

(8)

式中,Q1,Q2,Q3,Q4—— 依次為對應(yīng)的4個(gè)閥口的流量

Cd—— 流量系數(shù)

Ai—— 分別對應(yīng)的4個(gè)閥口面積

ρ—— 液壓油密度

假定液壓缸內(nèi)部沒有泄漏，則液壓缸流量連續(xù)性方程為式(9)，動(dòng)力學(xué)方程為式(10)：

(9)

(10)

式中，β—— 液壓缸中液體的體積彈性模量

V—— 液壓缸兩腔的總體積

m—— 活塞與負(fù)載的總質(zhì)量

Bp—— 黏性阻尼系數(shù)

K—— 負(fù)載彈性剛度

FL—— 負(fù)載力

yp—— 活塞的位移

Ap—— 活塞的面積

3 AMESim模型的建立

根據(jù)上述液壓激振器的結(jié)構(gòu)、工作原理及系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，建立仿真模型。在AMESim中利用功能一樣的滑閥替代[10-11]，將轉(zhuǎn)閥的閥口面積變化規(guī)律替換為滑閥閥口面積的變化規(guī)律[12]，模型如圖5所示，仿真參數(shù)如表1所示。

圖5 系統(tǒng)的AMESim模型

表1 AMESim仿真參數(shù)

系統(tǒng)參數(shù)參數(shù)值f /Hz10～40R/m0.018Cd0.62ps/MPa1～7ρ/kg·m-3889β/MPa8×10-2FL/N0～40Ap/m22×10-4V/m31.53×10-5

4 仿真結(jié)果與分析

通過仿真得到閥芯回轉(zhuǎn)式液壓激振器在供油壓力為2 MPa，負(fù)載質(zhì)量為200 kg，閥芯轉(zhuǎn)速分別為600, 1200, 1800, 2400 r/min，即頻率為10, 20, 30, 40 Hz時(shí)液壓缸活塞輸出的位移、速度、加速度以及激振力曲線，分別如圖6a～圖6d所示。

由圖6a可知，液壓缸活塞位移變化曲線呈梯形脈沖變化。當(dāng)供油壓力一定時(shí)，其位移峰值隨著閥芯轉(zhuǎn)速的增大而降低，但是同等時(shí)間內(nèi)的激振次數(shù)增多。產(chǎn)生的原因是因?yàn)檗D(zhuǎn)速增大，閥芯與閥體導(dǎo)通的次數(shù)增多，閥口配合的時(shí)間減小，從閥口流入的流量減小，進(jìn)而導(dǎo)致活塞位移峰值降低，激振頻率增大。由圖6b可知，當(dāng)系統(tǒng)供油壓力恒定時(shí)，隨著轉(zhuǎn)速的增大， 速度增量增大，但速度峰值基本保持一致，約為0.26 m/s。因閥口面積一致，速度峰值是由閥口全開時(shí)的流量大小決定，所以峰值不隨轉(zhuǎn)速增減發(fā)生變化。由圖6c和圖6d可知，當(dāng)供油壓力一定時(shí)，其加速度和激振力的峰值均隨著閥芯轉(zhuǎn)速的增大而增大。加速度變化曲線波動(dòng)比較明顯，當(dāng)頻率為40 Hz時(shí)，加速度峰值可達(dá)115 m/s2。當(dāng)頻率增大激振力出現(xiàn)越快，在頻率越低時(shí)出現(xiàn)越慢；在頻率為40 Hz時(shí)候激振力達(dá)到最大值約為42.5 kN。

圖6 閥芯轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性影響曲線

圖7 不同油壓對系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性影響曲線

圖7為閥芯回轉(zhuǎn)式液壓激振器在工作頻率為20 Hz、負(fù)載質(zhì)量為200 kg的工況下，供油壓力分別為2～5 MPa時(shí)，對液壓缸活塞的位移、速度、加速度、激振力的影響曲線。

由圖7a可知，在閥芯工作頻率恒定時(shí)，供油壓力由2 MPa增大到5 MPa時(shí)，位移峰值從2.04 mm增大到3.24 mm。因壓力升高，其轉(zhuǎn)閥閥口的壓降現(xiàn)象增大，通過閥口的流量增多，進(jìn)而位移峰值增大。由圖7b可知，液壓缸活塞的速度隨著供油壓力的增大而增大，曲線呈現(xiàn)疊峰現(xiàn)象。供油壓力從2 MPa增大到5 MPa 時(shí)，其速度峰值增長迅速，由0.27 m/s增至0.434 m/s。由圖7c可知，加速度隨著供油壓力的增大而增大。在初始時(shí)刻，不同供油壓力下其加速度均出現(xiàn)了波動(dòng)情況，隨之趨于穩(wěn)定狀態(tài)，加速度曲線存在明顯的“雙峰”現(xiàn)象，壓力為5 MPa的工況下，出現(xiàn)最大加速度79.5 m/s2。由圖7d可知，激振力隨供油壓力增大而增大，在供油壓力為5 MPa時(shí)達(dá)到最大值86 kN。

由以上分析可知，液壓缸活塞的位移、速度、加速度、激振力與供油壓力呈現(xiàn)正相關(guān)性。同時(shí)閥腔內(nèi)的負(fù)壓區(qū)域也會(huì)增多，容易引發(fā)噪聲和氣穴現(xiàn)象，進(jìn)而影響工作性能。因此，在實(shí)際工作當(dāng)中，對壓力的選擇應(yīng)充分考慮各種因素，以選擇最合適的壓力，得到最好的效果。

圖8為閥芯回轉(zhuǎn)式液壓激振器在工作頻率為20 Hz、系統(tǒng)供油壓力為4 MPa的工況下，不同負(fù)載質(zhì)量對液壓缸活塞的位移、速度、加速度和激振力的影響曲線。隨著負(fù)載質(zhì)量的增大，活塞的位移、速度、加速度、激振力的峰值均發(fā)生變化，但變化量不明顯，故對曲線圖進(jìn)行局部放大，各項(xiàng)峰值數(shù)據(jù)如表2所示。

表2 不同負(fù)載質(zhì)量下各變量的峰值

由圖8a和圖8b可知，負(fù)載質(zhì)量由400 kg增至1000 kg時(shí)，位移峰值和速度峰值均減小。位移峰值由2.87 mm減小到2.73 mm，速度峰值由0.38 m/s減小到0.35 m/s?？傮w減小幅度較小，且趨勢相同。由圖8c和圖8d可知，負(fù)載質(zhì)量增大對應(yīng)加速度峰值和激振力峰值均隨之增大。加速度峰值由75 m/s2增大到86.8 m/s2，激振力峰值從75 kN增大到105 kN。加速度曲線存在“雙峰”現(xiàn)象，并且在初始位置同樣發(fā)生了加速度突然增大的情況。因在電機(jī)剛啟動(dòng)帶動(dòng)閥芯旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于負(fù)載效應(yīng)，會(huì)產(chǎn)生一定的壓力波動(dòng)，這種波動(dòng)會(huì)增加液壓激振系統(tǒng)的不穩(wěn)定性。

圖8 不同負(fù)載質(zhì)量對系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性影響曲線

5 結(jié)論

從整個(gè)閥控缸系統(tǒng)的角度出發(fā)，對閥芯回轉(zhuǎn)式液壓激振器的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析，通過對轉(zhuǎn)閥的結(jié)構(gòu)研究、數(shù)學(xué)模型的建立及AMESim仿真結(jié)果分析，得到閥芯頻率、供油壓力以及負(fù)載質(zhì)量對其激振性能的影響。結(jié)果表明：

(1) 提高閥芯的轉(zhuǎn)速，振幅幅值隨之減小但同時(shí)間內(nèi)激振次數(shù)增加，對速度的峰值影響較小，加速度和激振力隨之增大；

(2) 液壓缸供油壓力的提升，對振幅幅值、速度、加速度和激振力均起到增大作用；

(3) 壓差、頻率一定的工況下，隨著負(fù)載質(zhì)量的增加，其振幅峰值和速度隨之減小，加速度和激振力隨之增大，但激振過程整體變化不明顯。此液壓激振器負(fù)載質(zhì)量對激振效果影響較小，為完成高負(fù)載作業(yè)提供理論指導(dǎo)。