液压缸结构设计及运行特性分析.pdf

Hv d r a u l i c s P n e u ma t i c s＆ S e a l s ／ No ． 0 7 ． 2 01 3 液压缸结构设计及运行特性分析 刘 晓 明． 叶 玮 沈阳工业 大学 电气工程学院， 辽宁 沈 阳 1 1 0 8 7 0 摘要 液压缸作为液压传 动系统关键零部件之一 ． 其动作可靠性直接影 响液压系统工作性能好坏 。从液压缸可靠性设计出发 ， 基 于液 压缸组成结构及工作原 理 ． 对液压缸主要 结构参数进行 了设计与强度校核 ， 分析 了液压缸运动过程中不同的缓冲状态 ， 并建立 了相应 的 流量方程 ， 基 于能最守恒定律建立了液压 缸往 复运动过程活塞力平衡 方程 。通过建模仿真求得液压缸运动过程速度一 时间特性曲线 ， 分 析 了不 同结构参数下速度一 时间特性 关键词 液压缸 活塞 ； 缓 冲； 速度 特性 中图分类号 T H1 3 7 ． 5 1 文献标识码 A 文章编号 1 0 0 8 0 8 1 3 2 0 1 3 0 7 0 0 1 7 0 5 S t r uc t ur e D e s i g n a n d An a l y s i s o n Op e r a t i n g Pr o pe r t y o f Hy d r a u l i c Cy l i n d e r LI U Xi a o -mi n g’ ， YE W e i ’ S c h o o l o f E l e c t r i c a l E n g i n e e r i n g ， S h e n y a n g U n i v e r s i t y o f T e c h n o l o g y ， S h e n y a n g 1 1 0 8 7 0， C h i n a Ab s t r a c t As o n e o f t h e k e y c o mp o n e n t s o f h y d r a u l i c t r a n s mi s s i o n s y s t e m， a c t i o n r e l i a b i l i t y o f h y d r a u l i c c y l i n d e r d i r e c t l y d e t e r mi n e s h y d r a u l i c s y s t e m p e r f o r ma n c e ．Co n s i d e ri n g t h e r e l i a b i l i t y d e s i g n o f h y d r a u l i c c y l i n d e r ， d e s c ri b i n g t h e s t r u c t u r e a n d wo r k i n g p ri n c i p l e o f t h e h y d r a u l i c c y l i n d e r ， ma i n s t ruc t u r e p a r a me t e r s o f h y d r a u l i c c y l i n d e r a r e d e s i g n e d a n d s t r e n g t h i s c a l c u l a t e d ． Mo r e o v e r ， t h e d i f f e r e n t o f c u s h i o n s t a t e s o f h y d r a u l i c c y l i n d e r mo t i o n p r o c e s s a r e a n a l y z e d ， t h e c o r r e s p o n d i n g fl o w e q u a t i o n i s o b t a i n e d ． Ba s e d o n t h e l a w o f c o n s e r v a t i o n o f e n e r g y ， b u i l d i n g t h e f o r c e b a l a n c e e q u a t i o n o f h y d r a u l i c c y l i n d e r r e c i p r o c a t i n g mo t i o n p r o c e s s ． T h e v e l o c i t y t i me c u rve s a r e o b t a i n e d b y mo d e l i n g a n d s i mu l a t i o n ， t o a n a l y z e t h e v e l o c i t y - t i me o n t h e d i f f e r e n t s t ruc t u r a l p a r a me t e r s ． Ke y wo r d s h y d r a u l i c c y l i n d e r ； p i s t o n； c u s h i o n i n g ； v e l o c i t y c h a r a c t e ri s t i c 0 引言 随着机械工业 的不断发展 ， 液压传动就其响应快 、 惯性小 以及工作平稳等特点被广泛应用 于各种工程机 械液压传动 中。液压传动 自 1 7世纪 中叶被提出， 发展 至今 已经成为现代 自动化控制技术 中一门关键的新兴 技术[ 1 - 2 1 。液压缸传动可实现无级调速 ， 且调速范 围大 ． 调速方便1 3 I 液压缸作为液压传动系统 的执行元件 ．以液压油 为传递能量的介质[ 4 1 。液压缸运动过程中将液压能转变 为机械动能 ． 驱动机械元件做直线往复或回转运动 。同 等输 出功条件下 ， 液压缸重量轻 、 惯性小 、 集成度高且 力矩 大 ， 方便过载保护设计 ， 运动系统能 自行润滑 ， 运 动过程 中功率损失产生的热量 由油液带走 ．不必安装 基 金项 目 同家 自然科 学基 金资助 项 目 5 0 8 7 7 0 4 8 ， 辽宁 省教育 厅优 秀 人 才支持计划资助项 目 L R 2 0 1 1 0 0 2 收稿 日期 2 0 1 3 0 1 2 2 作者简介 刘晓明 1 9 6 8 一 ， 女 ， 山东招远人 ， 教授 ， 研究方向为现代高压电器 设计与应用 、 高电压与绝缘技术 、 智能电器。 散热系统I5 1 液压缸主要 由活塞 、 活塞杆 、 活塞导 向套及端盖等 部分组成 ．各零部件结构参数的合理性直接影响液压 缸整体运行性能 。液压缸缸体强度 、 刚度及工作稳定性 决定 了液压传动系统的工作性能 、 可靠性及使用寿命 。 液压 缸的结构设计会导致液压缸爆裂 、扭曲及断 裂 ． 造成一 系列的经济损失。因此 ， 液压缸的结构分析 与合理设计 ．对提高液压传动系统工作性能具有重要 意义 。基 于上述分析 ． 本文对 3 0 MP a压力等级液压传 动系统液压缸进行研究 ．对其各结构参数计算的同时 定量分析机构 主要结构参数对于液压缸运动特性 的影 响 。 1 液压缸结构参数计算 液压传动系统原理示意图如图 1 所示 ．液压传动 系统 通 常 以液 压 泵及 其 驱 动 电机 作 为 能源 元件 ．液 压 缸作为执行元件用以实现特定功能 液压传动系统能 以较轻质量的设备获得较 大的功率 ， 安装灵活方便 ， 调 速范围大 ． 工作平稳16 1 1 7 液 压 气 动 与 密 封 ／ 2 0 1 3年 第 0 7期 l 一 油 箱 2 一 滤 油 器3 一 液 压 泵4 一 月 力 表 开 关 5 一 压力表6 一 节流 阀7 一 阀系统8 一 液压缸9 一 溢流 阀 图 1 液压传动系统原理示意图 作为液压系统 主要零部件之一 ．液压缸结构尺寸 大小直接影响到液压传动系统 的结构 、体积 、系统强 度 、 刚度及载荷作用位置等 。 1 ． 1液压 缸直 径 液压缸结构示意图如图 2所示 ．当活塞有杆侧 通 高压油 ． 无杆侧通低压油即与油箱相通时， 活塞向右运 动实现开断 当活塞两侧均通高压油时 ， 由于两侧承压 面积不同． 无杆侧压力大于有杆侧 ． 活塞向左运动实现 闭合。选用液压缸时． 不仅要保证液压缸有足够 的驱动 力、 速度及行程 ， 而且还要求有足够的强度及刚度I8 - 9 1 。 1 一 防尘圈2 一 缸体3 一 活塞4 一 后端 盖 5 一 活塞杆密封圈6 一 活塞杆7 一 前端盖8 一 缓 冲圈 图 2液 压 缸 结构 示 意 图 液压缸活塞 向有杆侧运动 即闭合时 ．两侧承压面 积不同且均通高压油． 活塞上力平衡方程为 d s md t r 2 2 1 1 T l D P l - p 2 P 2 f 4 式 中 m 运动系统归化至活塞上的质量 k g ； s活 塞位 移 mm ； 田 液压缸机械效率 ； D 液 压缸 直径 m m ； d 活塞杆 直 径 mm ； P ． 有杆 腔 油 MP a ； p 无杆 腔 油压 M P a 。 液压缸活塞向无杆侧运动即开断时 ，有杆侧通高 压油 ， 无杆侧接通油箱 ． 油箱油压近似等于大气压且远 低于系统压力 。活塞上力平衡方程 m d s dt p 1 4 2 由 1 式与 2 式分别求得液压缸在分断与闭合两 种工况下的液压缸缸简直径 ， 取较大者为准 。 1 ． 2活塞杆直径 由于活塞杆在导 向装置 中滑动 ．其直径太大或太 小均会引起故障 液压缸在分断与闭合T况下活塞往 返 速度 比 人 3 D。 一 d 可得 活塞 杆直 径 D C A - 1 4 1 ． 3液压 缸缸 简壁 厚 液压缸缸筒分为薄厚两类 ．当缸筒壁厚与缸内径 比6 ／ D 0 ． 1时 ． 为厚 壁 缸筒 壁厚 计算 如 下 1 薄壁型缸筒 ‘ ㈥ 2 厚壁型缸筒 -s 、 ／ 6 式 中 缸 筒壁 厚 mm ； [ ] 许用应力 M P a ， [ 】 ； P n 液压 系统 额定 工作 压力 MP a ； p 液压缸试验压力 MP a ； 凡安全 系数 ， 根据 经验 一般 取 n 5 ； K 系数 O r _一 缸筒 材料 抗拉 强度 MP a 。 当 P N ≤1 6 MP a时 ， K I ． 5 ， p 1 ． 5 p N；当 P N 1 6 MP a 时 ， K I ． 2 5， p 1 ． 2 N。 1 ． 4缸底 厚度 较高压力等级液压传动系统 中液 缸承受 系统油 压远远高于大气压 ． 若缸底厚度达不到一 一 定标准 ． 可能 会造成安全事故 6 。 0 -5 、 ／ 7 式 中 缸底内径 mm 。 1 ． 5 导 向套 长度 活塞杆在导 向套内做往复运动时 ，导 向套过短可 能失去导向效果 导向套过长会增大液压缸体积。因 此 ． 必须选取适 当长度的导 向套 ， 降低液压缸集成度的 同时保证足够的导 向效果。 斋 8 回 Hy d r a u l i c s P n e u ma t i c s S e a l s ／ No ．0 7 ． 2 0 1 3 导向套 滑动面长度 L ， ． d， 为 了尽量减小 导向长 度 ， 工程实际中通常加 隔离套 ， 隔离套宽度为 H L - L ， L ／ 2 式 中 导向套长度 1 T l m ； L ， 导向套滑动面长度 m m 活塞宽度 mm ， L d； 、 系数 ， 可取 0 ． 6 1 ． 0 。 结构参数准确计算是液压缸工作可靠性 的关键 ． 参 数计算完成后必须根据相关设计标准进行参数选取 2 液 压缸强度校核 液压缸作为液压传动系统传递力的重要器件 ． 工作 于中 、 低压传动系统中时 ， 缸筒厚度主要 由结构工艺决 定 若工作于高压传动系统如特高压断路器配用的液压 操动机构时 ， 承载压力将达到几十兆帕。 因此 ， 其缸体结 构必须能够承受拉力 、压力 以及冲击力等多种作用力 ． 对液压缸工作可靠性与安全性等要求较高 ． 这就要求必 须对其强度和刚度进行校核 2 ． 1 活塞杆直径校核 液压缸做往复运动 ，活塞杆将承受较大的拉力 、 推 力及扭转力 。因此 ， 活塞杆必须具有足够的强度与刚度 。 9 d 式 中 活塞杆承受的作用力 N 。 液压缸做闭合运动时 ， 活塞承受的液体压力 o r 应 远远小于活塞杆材料 的屈服极 限 o r ；液压缸做开断运 动时 ， 活塞承受的液体拉力 o r 拉 应远远小于材料的抗拉 强度 c r n 。 2 ． 2缸筒壁厚校核 液压系统工作压力通常为几兆 帕甚 至几十兆 帕 ． 要求缸筒有足够厚度 以防止液压缸发 生形变或爆裂 为了保证安全 ．液压 系统额定工作压力应低 于一定极 限值 p 3 5 1 0 D． 式中 缸筒材料屈服点 MP a 。 为避免发生塑性形变 ．额定工作压力应 与完全形 变压力有一定 的比例范围 P N ≤ O ． 3 5 0 ． 4 2 r J J 1 1 式中P rL 使缸筒发生完全塑性形变的压力 MP a ． n P r J． ≤ 2 ． 3 o - l g ／ -I 1 。 缸筒的爆裂压力P 应远远超过耐压试验压力 P r 1 ． N p 2 ． 3 如 O1 1 2 2 ． 3稳定 性校 核 活塞杆所承受的轴 向压缩或拉仲负载超过某一临 界值时 ， 活塞就会失去稳定 ， 稳定性可按下式校核 F≤ 1 3 ／ 7 , k 当活塞杆细长比 F k 时 1 4 Z 当活塞杆细长比 ≤ 。 、 ／ 时 r k ‘ ’ 一 ．{ - S 2 1 5 一 十 a 1 式中／ ／ k 安全系数 ， n k 2 ～ 4 ； 临界值 ； Z 液 压缸 安装 长度 柔性系数 ； ， 液压缸末端系数 ； 活塞杆弹性模量 ．卜 _ 活塞杆横截面惯性矩 ； ．s 活塞杆横截面面积； r k 活塞杆横截面最小回转半径 ， F k ； 厂 、 材料相关系数。 3 液压缸缓冲装置 液压缸活塞高速运动至行程终端时 ．若没有装设 恰 当的缓 冲装置 ， 就会发生剧烈的钝力 、 压力 冲击 ， 使 系统工作性 能不稳定 ，甚至会造成液压传动零部件 的 损坏 ． 影响操动机构的寿命I H I 。经验表明当活塞运动速 度达 到 0 ． 0 3 m ／ s 时 ． 可以考虑加装缓 冲装 置 ． 当速度 到 达 0 ． 5 m ／ s以上时 ， 则必须加装缓冲装置 。利用缓冲装 置 以降低工作缸活塞在行程末端的速度。 由于短笛形缓冲器阻尼孑 L 通流面积随柱塞逐渐进 入缓冲孔而不断减小 ．且减速度及缓冲阻力几乎恒定 不变 。因此 。 本文缓冲装置选用短笛形缓 冲器 ， 如图 3 所示 为短笛形缓冲器结构示意图． 缓 冲器柱塞上开有 N 个阻尼孔 的中空管 ， 阻尼孔半径为 ， 柱塞与缓 冲孔之 1 9 液 压 气 动 与 密 封 ／ 2 0 1 3年 第 0 7期 间的间隙宽度为 。 根据柱塞与缓冲孔的距离将缓冲过 程分为j个阶段 即局部压力损失阶段 、锐缘节流阶段 与缝隙节流阶段l 】 3 1 。各阶段缓冲状态分析如下。 L 一 图 3笛 形 缓 冲柱 塞 示意 图 3 ． 1 局部 压 力损失 阶段 当缓 冲柱塞离缓冲孔较远时．油流由缓冲腔经缓 冲孔流 出．通流面积的突变将使油流在突变处产生局 部压力损失 ， 此时流量方程为 Q 孕 、 ／ 16 式中p 流经缓冲孑 L 的流量 m 3 ] s ； C 广通流面积突变处流量系数 缓冲孔直径 m p 油液 密度 k g ／ m 。 ； △ p 缓冲腔与缓冲孔之间的压差 M P a 。 活塞运动速度为 。 忽略油的压缩性 ． 则工作缸 内 流 量也 可 写成 9 S 一 5 8 1 7 局部压力作用于_丁作缸活塞无杆侧 ． 其值为 -- p l s 。 一 S 1 8 1 T d C f 式 中S 活 塞无 杆侧 承压 面积 m z ； S 广缓冲柱塞与缓冲孔之间缝隙面积 m 。 3 _ 2锐缘 节流 损 失阶段 当缓冲柱塞离缓冲孔 较近时 ．在柱塞边缘与缓冲 孔边缘之间形成锐缘节流 ． 此时流量方程为 Q 、 ／ ， 式中 C 锐缘节流流量系数； C ． 一 阻尼孑 L 流 量 系数 ； Z 柱塞边缘进入缓冲 阶段至缓 冲孑 L 的距离 m ； 一 柱 塞 与缓 冲孔 的间 隙 m ； n 柱 塞上 阻尼 孑 L 数 付一阻 尼孑 L 直径 m 。 作用于工作缸活塞无杆侧的压力值为 T一 2 2 2 ．V ／ 2 2 孕c 20 3 ． 3缝 隙节流 损失 阶段 柱塞进入缓冲孔后． 柱塞壁与缓冲孔之间形成缝隙 节流。 此时， 部分阻尼孔被遮盖 ． 计算时通常假设该部分 阻尼孔无流量通过 由于柱塞与缓冲孑 L 之间的间隙较小 可忽略不计 ． 所以也假设缝隙间无流量通过『 l 4 I 。流量方 程 为 2 1 此时作用于工作缸活塞无杆侧的压力值为 旦 2 2 丌 在液压缸活 塞往复运动过程 中，同时计算上述 i 个阶段流量 ．当锐缘节流阶段流量近似等于局部压力 损失阶段流量时 ．从局部压力损失阶段过渡至锐缘节 流阶段 当缝隙节流阶段流量近似等于锐缘节流阶段 流量时 。 从锐缘节流阶段过渡至缝隙节流阶段。由此可 得三个阶段过渡过程的两个判据如下 1 局部压力损失阶段至锐缘节流阶段 ≤百c d- N C 2 3 2 锐缘节流阶段至缝隙节流阶段 一 z 。 ≥ 2 4 1 2 V 2 e C q 4 液压缸活塞运动数学模型 在工程设计允许的条件下 ．假设液压油不可压缩 且认为液压系统供 油压力不变 。则液压缸活塞上力平 衡方程与阀口流量方程为 分 断 过 程 m 誓 iv - s 一 S 。 - p S 一 F 2 5 闭合过程 m 2 5 。 一 F 2 6 d t ‘ s c v、 ／ 2 7 式中 5 厂活塞有杆侧承压面积 m ； 活塞运动速度 m ／ s ； 5 阀口过流面积 m 。 整理后可求得活塞运动速度数学模型如下 仔 。 e 2 Jx／ 7_ l 其 中 3 2 0 K 一 0 2Cd S m Hv d r a u l i c s P n e u ma t i c s＆ S e a l s ／ No ．0 7 ． 2 01 3 【 p 1 S 1 - S o - F ] ／ m O 5 液压缸速度特性 曲线 液压缸往复运动过程 中． 输入的是液压能 ， 变化对 象是行程与时间 ． 速度则是最恰 当的运动特性特征值 。 基于 S i m u l i n k仿真分析 ， 液压系统供油压力 为 3 0 MP a ， 液压 缸两侧承压 面积分别 为 2 0 4 4 mm z 与 2 8 2 6 m mz ． 液 压缸机械效率取 0 ． 9 5 图 4为液压缸开断与闭合过程活塞运动速度一 时 间特性曲线 ． 从 图中可以看 出， 由于液压缸开断时活塞 仅在有杆侧 系统工作油压作用下运动 ．此时无杆侧油 压 由油箱提供 ．近似等于大气压力且远小于系统工作 压力 而液压缸 闭合过程活塞两侧均通高压油 ， 由两侧 承压面积不 同．获得不 同作用力使活塞向闭合状态转 变 ． 导致活塞开断过程最高极 限速度值高于闭合过程 ， 速度上升阶段加速度也较大 ． 动作时间更短。 图 5为液压缸在不 同系统供 油压力下活塞速度一 时间仿真曲线 。结果表 明 随着液压系统工作油压逐渐 增加 ， 活塞最高极限速度值将随之增大 ， 加速度增 大 ， 液压缸动作时间将减小 妄 趟 期 一 时问t ／ ms ￡ 嘲 I 2 3 一 、 ；；； ； -， l l l I l 时间t ／ ms l -3 0 M P a 2 - 2 8 MPa 3 - 2 5 MPa 图 4活塞 速度一 时间 曲线 图 5不 同工作油压下速度 曲线 图 6为与活塞联动的运动 系统归化质量变化对 活 塞速度一 时间特性的影 响。结果表 明 最高极限速度值 并不 随归化质量变化而变化 ， 仅对加速度有影响 ； 随着 质量 的增加 ． 加速度减小 ． 达 到最大极 限速度的时间将 增加 ， 从而导致动作时间延长。工程实际中常采用铝合 金等轻质高强度材料及通过减少传动环节 以达到减小 运动 系统质 量 的 目的 一 1 1 { 一 趔 一 1 一 l } 2 ～ ＼- 厂 I l I I l 一 时间t ／ ms 1 - 4 o k g 2 - 4 9 k g 3 - 6 0 k g 图 6不同归化质量下速度特性 曲线 图 7为不 同活塞直径对速度一 时问特性的影响。阀 口通流面积恒定 ．活塞承压面积增大必然导致液压缸 驱动力增大 ， 加速度增大 。与此同时 ， 阀口通流量增大 ， 增大 了活塞背压阻力 ． 抑制最高极限速度值 。因此 ， 活 塞直径增大 ， 将导致活塞最高极 限速度值减小 ， 加速度 增大。 一 1 1 岂 魁～ 一 l 一 1 1 ’ 一 ＼。 厂 1 } { I I 一 时It ／ ms 1 6 0 ram 2 5 0 mm 3 4 0 mm 图7不同活塞 直径 下速 度特 性曲线 6 结论 本文对液压缸主要结构参数进行设计计算与强度 校核 ． 建立了液压缸往复运动过程活塞物理数学模型。 根据数学模 型进行仿真 ． 求得液压 缸活塞运动速度一 时 间特性曲线 ．针对不同结构参数对速度特性 的影响进 行分析并得 出如下结论 1 可通 过减小运 动系统质量 ， 以调节加速度 ， 且 不改变最高极限速度值 2 液压缸活塞直径与节流阀口通流面积参数 的有 效配合是液压缸具有良好输出特性的主要 因素之一 参 考 文 献 【 1 】 狄景微 ． 一种组合 机床液压 系统的设计[ J 1 ． 液压气 动与密封 ， 2 0 1 2 ， 8 2 7 2 9 ． 【 2 】 张海平 ． 流 体技 术的过 去和将 来[ J J ． 液压 气动 与密封 ， 2 0 1 0 ， 5 I - 2 ． 【 3 ] 陆 敏恂 ， 李万莉． 流体力学与液 压传动f M 】 ． 上 海 同济大学 出 版社 ． 2 0 0 6 ． 【 4 】 牛玉艳． 基于 A N S Y S的液 压缸有 限元分析【 D 】 ． 成都 西南 交 通大学 ． 2 0 1 0 ． 【 5 】 刘庆和． 直驱式液压传动[ J J ． 液压气 动与密封 ， 2 0 1 l ， 3 1 7 ． [ 6 ]6 张 利平． 液压 传动 系统设计 与使 用【 M】 ． 北京 化学 工业 出版 社 ． 2 01 0 3 1 3 ． [ 7 】 杨 同川 ， 于江 ， 陈文 ， 等． 大型模 锻液压机 的工作压 力及工 作 缸布置分析研究【 J ] ． 锻压技术， 2 0 1 l ， 3 6 3 ． 【 8 ] 唐金松． 机械设计[ M】 ． 上海 上海科学出版社 ， 1 9 9 4 ． 【 9 】 王益群 ， 高 殿荣． 液 压工程师技术 手册【 M】 ． 北京 化 学工业 出 版社 ． 2 0 0 9 ． [ 1 0 】 陈保 伦． 液压操动机构设计 【 J 】 ． 电气制造 ， 2 0 0 9 ， 4 4 8 5 4 ． [ 1 1 ] 邹高鹏 ， 王 永 良． 高压断路 器配液压 操动机 构液压 缸缓 冲特 性 的仿 真研究[ J ] ． 液压与气动 ， 2 0 1 1 ， 9 7 3 7 6 ． 【 1 2 】 陈冰冰 ， 寿松乔． 液压缸缓 冲结构 的分析与计算【 J l1 _机 电工程 ， 1 9 9 9 ， 5 2 3 9 - 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