曠 權(quán)，張振海，朱石堅(jiān)

(海軍工程大學(xué) 艦船與海洋學(xué)院，湖北 武漢 430033)

0 引 言

船舶舵裝置、通海閥件、蓋板等部件均采用液壓驅(qū)動方式，具有可靠性高、驅(qū)動力矩大的優(yōu)點(diǎn)，但活塞等運(yùn)動件在行程末端仍具有較高的速度，致使運(yùn)動部件以較大的速度撞擊止擋部件，產(chǎn)生較大的沖擊振動和噪聲，影響機(jī)械設(shè)備的安全性和可靠性，甚至影響到船舶的輻射噪聲。針對該問題，周志才等[1]對蓋板啟閉裝置的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了多參量聯(lián)合優(yōu)化分析，優(yōu)化結(jié)果表明撞擊速度可以減小46.5%～50.84%。賴浩凱[2]利用無沖擊電磁換向閥對蓋板啟閉裝置中原液壓系統(tǒng)進(jìn)行改造，降低啟閉裝置在開啟時的沖擊加速度和沖擊力。但上述研究對液壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)改動較大，導(dǎo)致機(jī)械結(jié)構(gòu)和液壓系統(tǒng)相對復(fù)雜，且無法完全消除沖擊振動和噪聲。

在液壓油缸內(nèi)增加緩沖裝置不僅可以降低活塞等運(yùn)動件在行程末端的速度，而且對液壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)改動較小。緩沖裝置的結(jié)構(gòu)參數(shù)會影響其緩沖性能，不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對緩沖性能的影響程度不一，因此需要合理選取油缸緩沖裝置的結(jié)構(gòu)參數(shù)[3–5]。

本文提出在液壓油缸內(nèi)設(shè)計緩沖裝置，建立含負(fù)載條件下緩沖裝置的數(shù)學(xué)模型，研究不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對緩沖性能的影響，為后續(xù)船舶液壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)液壓油缸的緩沖裝置設(shè)計提供理論基礎(chǔ)。

1 緩沖裝置數(shù)學(xué)模型

已有研究表明，圓柱形緩沖裝置在緩沖過程中容易引發(fā)較大的液壓沖擊，造成機(jī)器振動、噪聲和磨損；圓錐形緩沖裝置引發(fā)的液壓沖擊相對較小，但存在緩沖壓力建立遲緩、相同緩沖長度下造成緩沖不足的問題[6]。本文提出在液壓油缸內(nèi)設(shè)計圓柱形變節(jié)流面積緩沖裝置以降低緩沖過程中的液壓沖擊，同時達(dá)到較好的緩沖效果。緩沖裝置結(jié)構(gòu)簡圖如圖1 所示，其主要參數(shù)包括緩沖套與緩沖腔的單邊間隙δ，緩沖套大端直徑 D1，緩沖套長度L，圓錐段長度l，錐角α。

圖 1 緩沖裝置結(jié)構(gòu)簡圖Fig. 1 Structure diagram of buffering device

取 P1為進(jìn)油壓力， A1為進(jìn)油壓力作用面積，； P2為緩沖腔壓力； A2為緩沖腔壓力作用面積，。式中： D為液壓缸內(nèi)徑；d 為活塞桿直徑； D1為緩沖套大端直徑。假定油液為不可壓縮流體，流動狀態(tài)為紊流，密封件摩擦阻力相對于慣性力可以忽略不計。以活塞為分析對象，進(jìn)行受力分析如下：

式中： m 為折算到活塞上的一切運(yùn)動部分的質(zhì)量； a 為活塞運(yùn)動過程中的加速度； F為折算到活塞上的一切外部載荷。

由流體連續(xù)性方程可得緩沖腔排出的液體流量為：

式中： vx為活塞在任意位置的速度，取緩沖開始時活塞速度為 v0。根據(jù)孔口流量公式[7]：

式中： Cq為流量系數(shù)，設(shè)其在緩沖過程中保持恒定；A 為任意位置節(jié)流口過流面積； ρ為液壓油密度；|Δp|為節(jié)流口前后壓差，整個過程中出口壓力近似為零，故此時 | Δp|=p2。聯(lián)立式（2）、式（3）得：

緩沖套進(jìn)入緩沖孔之后，過流面積變化如下：

式中： L2=l-Lx(L2≥0) ， l 為 緩 沖 套 圓錐 段 長 度，Lx為緩沖套進(jìn)入緩沖腔的距離； α為緩沖套錐角；A3為 緩沖泄壓孔面積，為緩沖泄壓孔直徑。

將緩沖過程分為2 個階段，分析如下：

1）從緩沖腔壓力開始形成到進(jìn)油壓力 p1達(dá)到溢流閥開啟壓力 p1max為止，這個過程活塞做勻速運(yùn)動，vx=v0。設(shè)進(jìn)油壓力 p1剛好達(dá)到溢流閥開啟壓力p1max時 ，緩沖腔壓力為 p22， 則與式（4）、式（5）聯(lián)立可以求出此時對應(yīng)的 Lx，取為Lx0。根據(jù)式（4）得第1 階段緩沖腔壓力變化方程如下：

2）從進(jìn)油壓力 p1達(dá) 到溢流閥開啟壓力 p1max開始，到緩沖結(jié)束，這個過程活塞做變減速運(yùn)動，加速度 a不為定值。假設(shè)速度函數(shù)連續(xù)、可導(dǎo)、可局部線性化，計算時把這一段距離分成若干段非常小的 ΔLx，則每個小段內(nèi)，活塞可近似視為作勻減速運(yùn)動，其對應(yīng)的加速度為 ax。 設(shè)任意小段起始位置的速度為vx-1（x ≥1 ），任意小段結(jié)束位置的速度為vx，則

將式（7）與式（4）聯(lián)立求得第2 階段的緩沖腔壓力變化方程如下：

聯(lián)立式（1）、式（7）求得：

將上述2 個階段合并為一個整體后，可得到不同Lx對應(yīng)的 p2和 vx，從而可繪制出緩沖過程中緩沖腔壓力及活塞速度隨活塞位移的變化曲線。

2 參數(shù)對緩沖性能影響分析

采用AMESim 軟件搭建如圖2 所示的仿真模型，模擬液壓油缸運(yùn)動的全過程。

圖 2 AMESim 仿真模型Fig. 2 Simulation model of AMESim

仿真參數(shù)設(shè)置如表1 所示。

分別討論緩沖套與緩沖腔的單邊間隙δ、緩沖套大端直徑 D1、圓錐段長度l、錐角α 對緩沖效果的影響，并選定其中一組結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行緩沖性能分析。

表 1 仿真參數(shù)Tab. 1 Simulation parameters

2.1 單邊間隙

在仿真模型中，單邊間隙δ 分別設(shè)為0.12 mm，0.14 mm，0.16 mm，0.18 mm，0.2 mm，其他參數(shù)保持不變，分析其對緩沖效果的影響。

從圖3 可以看出，不同單邊間隙下，緩沖腔壓力整體變化趨勢一致，不同曲線的差別較小。隨著活塞位移增加，緩沖腔壓力逐步上升，在347 mm 附近達(dá)到峰值（此時緩沖套圓柱段即將進(jìn)入緩沖腔），隨后迅速恢復(fù)到穩(wěn)態(tài)壓力值。單邊間隙越小，緩沖腔壓力增加越早且峰值壓力越大，但均沒有出現(xiàn)較大的液壓沖擊。不同單邊間隙下，活塞速度整體變化趨勢一致；先勻速后變減速，這與理論分析是一致的?；钊俣仍?47 mm 附近開始下降，這與緩沖腔壓力增大的趨勢相對應(yīng)。單邊間隙越小，活塞越早開始減速，且速度下降越快，活塞最終的速度也越小。

圖 3 不同單邊間隙下活塞速度與緩沖腔壓力隨活塞位移變化曲線Fig. 3 Curves of buffering cavity pressure and piston velocity changes with piston displacement under different unilateral clearances

2.2 緩沖套大端直徑

在仿真模型中，單邊間隙δ 設(shè)為0.12 mm，緩沖套大端直徑 D1分別設(shè)為80 mm，85 mm，90 mm，95 mm，100 mm，其他參數(shù)保持不變，分析緩沖套大端直徑對緩沖效果的影響。

由圖4 可知，緩沖套大端直徑對緩沖性能的影響與單邊間隙對緩沖性能的影響相似，不同緩沖套大端直徑所對應(yīng)的活塞速度、緩沖腔壓力變化曲線差別較小。

2.3 圓錐段長度

在仿真模型中，單邊間隙δ 設(shè)為0.12 mm，緩沖套大端直徑設(shè)為80 mm，圓錐段長度l 分別設(shè)為9 mm、12 mm、15 mm、18 mm、21 mm，其它參數(shù)保持不變，分析圓錐段長度對緩沖效果的影響。

圖 4 不同緩沖套大端直徑下活塞速度與緩沖腔壓力隨活塞位移變化曲線Fig. 4 Curves of buffering cavity pressure and piston velocity changes with piston displacement under different diameters at large end of buffering cover

圖 5 不同圓錐段長度下活塞速度與緩沖腔壓力隨活塞位移變化曲線Fig. 5 Curves of buffering cavity pressure and piston velocity changes with piston displacement under different cone lengths

由圖5 可知，不同圓錐段長度所對應(yīng)的緩沖腔壓力、活塞速度曲線的整體變化趨勢一致，但活塞速度下降的起始點(diǎn)和緩沖腔壓力上升的起始點(diǎn)的位置不同。即圓錐段長度僅對緩沖套圓柱段進(jìn)入緩沖腔的時間有影響，對活塞速度、緩沖腔壓力的幅值沒有影響。

2.4 錐角

在仿真模型中，單邊間隙δ 設(shè)為0.12 mm，緩沖套大端直徑設(shè)為80 mm，圓錐段長度l 設(shè)為9 mm，錐角分別設(shè)為15°，20°，25°，30°，35°，分析錐角對緩沖效果的影響。

錐角會影響緩沖套與緩沖腔之間的過流面積，致使不同錐角下的緩沖腔壓力、活塞速度隨活塞位移的變化關(guān)系存在差異。從圖6 可以看出，不同錐角下的緩沖腔壓力曲線整體趨勢一致，錐角越小，緩沖腔壓力增加越早，壓力變化越平緩。不同錐角下的活塞速度曲線差別不大。

圖 6 不同錐角下活塞速度與緩沖腔壓力隨活塞位移變化曲線Fig. 6 Curves of buffering cavity pressure and piston velocity changes with piston displacement under different cone angles

3 參數(shù)優(yōu)化與緩沖性能分析

通過以上分析，并綜合考慮現(xiàn)有液壓機(jī)的結(jié)構(gòu)尺寸及零部件加工裝配、結(jié)構(gòu)強(qiáng)度等影響因素，對圓柱形變節(jié)流面積緩沖裝置進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計，其結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2 所示。

表 2 緩沖裝置結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab. 2 Structure parameters of buffering device

根據(jù)上述參數(shù)，進(jìn)行仿真，得到如圖7 所示的緩沖過程中緩沖腔壓力、活塞速度隨活塞位移的變化曲線。

圖 7 活塞速度與緩沖腔壓力隨活塞位移Fig. 7 Curves of buffering cavity pressure and piston velocity changes with piston displacement

可以看出，無緩沖時，活塞在到達(dá)行程終點(diǎn)前作勻速運(yùn)動，在行程終點(diǎn)處速度驟降為0。增加緩沖裝置后，活塞初始為勻速運(yùn)動，到344 mm 附近速度開始作變減速運(yùn)動，并持續(xù)到行程終點(diǎn)。緩沖腔壓力隨著活塞位移增加逐步上升，在344 mm 附近達(dá)到峰值（20.44 bar），隨后迅速恢復(fù)到穩(wěn)態(tài)壓力值（20 bar）并持續(xù)到行程終點(diǎn)。有緩沖與無緩沖相比，活塞在到達(dá)行程終點(diǎn)前的速度（蓋板與止擋板的撞擊速度）下降約為98%，緩沖過程較為平緩，沒有出現(xiàn)較大的液壓沖擊。

4 結(jié) 語

針對圓柱形變節(jié)流面積緩沖裝置，建立其數(shù)學(xué)模型對其進(jìn)行受力分析和運(yùn)動學(xué)分析，將緩沖過程分為2 個階段，得到了含負(fù)載條件下緩沖腔壓力、活塞速度隨活塞位移的變化關(guān)系。對該緩沖裝置進(jìn)行參數(shù)設(shè)計并計算緩沖裝置的緩沖性能，結(jié)果表明：

1）單邊間隙對緩沖腔壓力和活塞速度的影響最大，緩沖套大端直徑、錐角的影響次之，圓錐段長度對緩沖性能的影響最小。

2）有緩沖與無緩沖相比，活塞在到達(dá)行程終點(diǎn)前的速度（蓋板與止擋板的撞擊速度）下降約為98%，緩沖過程較為平緩，沒有出現(xiàn)較大的液壓沖擊。