一种带圆柱圆锥缓冲装置的驱动液压机及设计方法

1.本发明属于船舶船舷阀技术领域，具体涉及一种带圆柱圆锥缓冲装置的驱动液压机及设计方法。


背景技术：

2.船舶船舷阀主要由外部阀盘、传动机构、液压机等组成，其结构布置如图1.1所示。液压机受信号装置控制，在接收到液压信号后活塞运动带动连杆机构操纵通海阀阀盘的开启和关闭。
3.根据冲击噪声机理分析可知，通海阀驱动液压机启闭过程中导致油口压力变化，当变化过程较快时，压力变化幅值大形成压力冲击，产生噪声；在通海阀启闭过程中，驱动液压机的摆动油缸先在两端压力差作用下加速运动，当活塞受力平衡后匀速运动至行程末端，若未在行程终点处对活塞进行减速处理，则其以较大速度直接撞击在缸盖内壁，引起较大的机械噪声。所以从减小冲击噪声的角度考虑，希望通海阀启闭过程长，压力变化慢一些，活塞的行程末端速度小一些，而控制系统的要求是稳、准、快，希望通海阀驱动液压机响应速度快以利于系统控制。如何在两者间找到最佳结合点，确定通海阀驱动液压机的动态性能指标就成了设计的关键环节，进行通海阀驱动液压机设计时应充分考虑噪声指标，综合考虑系统的噪声指标和控制性能。每个通海阀驱动液压机最大驱动力、转换到活塞的摩擦负载力以及液压机的惯性质量是确定的，据此就可以计算出该液压机活塞的加速度，活塞从零加速至最大速度，这个时间是通海阀驱动液压机固有特性指标。在通海阀驱动液压系统中，系统结构常数确定后，固有动态特性指标就已确定，可通过计算或仿真得到该时间，供控制系统参考使用。
4.机械振动噪声主要由液压传动装置在传动过程中引起。液压机的液压缸内置活塞，通过齿轮齿条传动，在油路连通后，高压油的液压能施加在活塞上转换为运动部件的动能，形成活塞的直线往复运动，从而带动整体机械的运动。液压传动控制系统的零部件的制造误差以及装配误差也会导致系统内元件和部件在传动过程中发生振动，比如液压系统中各类阀件的阀芯与阀体的碰撞冲击以及阀门配件的机械撞击都会造成机械噪声。当液压缸运动至行程终点时速度较大具有较大动能，如没有合适的缓冲减速，液压缸活塞与缸盖将发生机械碰撞，发生剧烈冲击和振动，使液压系统工作不平稳，具有破坏性。活塞部件的惯性力和液压力所造成的活塞与端盖之间的机械撞击是液压机产生噪声的主要来源，同时也会引起元件的磨损影响其性能。另外，液压油流动过程中因流速较快一般都处于紊流状态，液体之间发生剧烈摩擦，油液与固体表面之间产生强烈摩擦、碰撞，流体冲击易活动和易变形零部件时产生机械振动，形成机械振动噪声，如果振动的频率与结构的固有频率相接近或相同时便形成共振，发生噪声共鸣现象，激发更大的机械噪声。
5.上海交通大学的崔铭超以基于rans方法和标准k-ε湍流模型对某船用通海阀的三维流动数值模拟，通过计算研究了直角截止阀关键形状和尺寸的对流动特征的影响，首次提出了在此类阀门上的内流道优化设计方案。哈尔滨工程大学刘少刚教授的项目团队针对
通海阀的结构参数优化方面展开了相关研究。刘少刚等人基于cfd原理，提出了一种新型流道结构，给出了在通海阀体镶嵌内支架的降噪措施，并对比不同安装角度的内支架下通海阀内的流场特点获得了最佳安装角度，在此基础上可以有效降低通海阀内部的湍动能，并且有利于防止汽蚀和降低涡流噪声和湍流脉动噪声。刘海丰采用动网格和udf技术对通海阀启闭过程中液体流动情况进行了分析计算，确定了流体通过阀道时的水流情况，为通海阀的内流道优化提供了理论基础。曾杏通过在钛合金通海阀内的内端口与主体连接处、弯角处以及凸台等突变面部位进行流线化处理，使阀内海水运动更加平稳，有效降低了通海阀工作过程中的湍流噪声。此外，崔红力等人采用fluent软件对通海阀内流场优化方案进行数值模拟计算，得出改变出口流道结构和适当增大阀体内腔有利于提高通海阀的通流能力，也能够对通海阀减振降噪。
6.以上研究存在的不足：上述针对通海阀的研究基本都是围绕通海阀本体结构以及内流道，缺少对通海阀驱动系统的研究及改进，通海阀启闭瞬态噪声较大的问题中，液压驱动机构引起的噪声同样值得关注；对通海阀的结构参数进行优化设计会引起结构尺寸变化，易诱发相关的装配问题，用于现役船舶改进成本高技术难度也较大，对于后期的设计建造具有参考价值和指导意义。
7.液压传动是以液体作为媒介，进行能量和信息传递以实现工程控制的传动方式，因其具有响应快、传递能量效率高等独特的技术优势而广泛应用于现代工程机械。液压缸作为液压传动系统中最重要的执行元件，它将压力能转化成机械能，其工作原理是活塞在两端压力差作用下使活塞完成直线往复运动带动相关机械完成既定功能动作。根据动能定理，当液压缸的运行较快或者拖动大质量部件时，行程末端油缸的活塞动能大则容易和缸盖发生剧烈碰撞引发冲击和振动，这种强烈的机械冲击不仅影响工程机械运行的稳定性和工作性能，还会造成液压缸的磨损以及其他液压元件的损坏。缓冲装置就是为了减弱或者防止这种振动冲击而设置的，特别是针对大型、高速运行以及噪声水平要求高的液压系统，为了防止液压缸活塞在行程终点处和缸盖发生剧烈撞击，则必须设置缓冲装置；对于其他系统，当活塞杆的运动速度达到30mm/s时就可以考虑采取缓冲装置，当速度超过500mm/s时考虑振动冲击以及液压元件使用寿命必须采取缓冲装置进行制动。
8.目前，液压缸缓冲主要分为机械缓冲和液压缓冲两种类型。机械缓冲主要是利用弹簧通过储存弹性势能来吸收冲击，缓冲弹簧刚度大能够承受的冲击范围广，但是存在易发生震荡和回弹的特性，单独使用缓冲弹簧对液压缸进行缓冲制动容易影响液压缸的工作性能。液压缓冲根据安装形式可分为外置式液压缓冲和内置式液压缓冲，两者都是利用节流效应通过增大液阻实现对液压缸的缓冲制动。外置式液压缓冲一般指在液压缸的进口、出口安装节流阀或者其他类型的流量控制元件的复合节流调速，利用节流阀调节阀口液阻，控制流进流出液压缸的液压油的流速从而实现对液压缸的制动，外置式液压缓冲一般结构比较复杂。液压缸内置缓冲装置的本质是通过非完全冲击来降低液压缸活塞与缸盖的撞击，非完全冲击并非简单通过截断工作油路来制动，而是通过减小回油口处的过流面积，利用小面积节流口来吸收活塞的动能，使活塞动能降低速度减慢至一定程度，消耗的动能转化成热能随着液压油回收到油箱。液压缸内置缓冲装置因通过简单的结构就能达到良好的缓冲性能而广泛应用于工程机械，越来越多技术人员针对不同机械研究了多样形式的缓冲装置以满足多样化需求。
9.内置缓冲装置依据节流面积是否发生变化可分为固定节流型缓冲装置和可变节流型缓冲装置，其中固定节流缓冲中节流面积不随活塞位移发生变化，具备缓冲建压快速度下降快的特点，但是存在液压冲击较大的问题，比较适用于低速轻载工况下的机械；可变节流型缓冲装置的节流面积在缓冲过程中会随活塞位移发生变化，节流面积逐渐变小可以实现较好缓冲而不引起大的液压冲击，具有较好的缓冲性能。
10.内置缓冲装置的性能取决于选取的缓冲模型，图1.2是常用缓冲模型的结构，对于固定性节流缓冲装置，最常见的缓冲模型是圆柱形缓冲装置见图1.2(a)，缓冲过程中缓冲腔压力快速建立到较高值，对液压缸的制动效果好，但是容易引起压力脉动，该形状的缓冲装置适用于轻载低速的简单油缸，通过增大缓冲间隙可以降低缓冲腔的压力以及负加速度，从而延长缓冲时间。图1.2(b)-(f)均为常用的可变节流缓冲装置，较固定型缓冲装置能够有效降低缓冲加速度以及由于流量变化过快引起的压力冲击。其中图1.2(b)为台阶形缓冲装置，该装置可以通过二到四个台阶的堆积获得理想的减速曲线，但是存在通用性较差且设计计算复杂的缺点。图1.2(c)为圆锥形缓冲装置，圆锥形缓冲压力在进入缓冲阶段开始时压力建立较慢，能够有效降低缓冲加速度和压力冲击，但是缓冲力度不大，因此选择合适的结构参数尤为重要。理想的缓冲装置是期望没有速度突变和加速度变化的，这样就不会引起压力冲击，图1.2(d)为反抛物线缓冲装置，该装置就能够实现加速度不变，速度稳定降低，不会引起强烈的液压冲击，是最理想的缓冲装置形状，但是反抛物线的结构加工复杂以及工艺要求高限制了其使用程度，在工况要求高的场合可以选用。图1.2(e)是短笛形缓冲装置，利用活塞杆上的阻尼孔进行节流，阻尼孔的起节流效果的作用个数及面积随活塞杆的运动逐渐减小从而实现缓冲过程中节流面积的缓慢减小，使得缓冲腔压力逐步升高而得到需要的减速曲线。
11.液压缸缓冲制动能够有效提高液压系统的使用寿命以及工作效率，越来越多液压技术人员以及从事相关研究的学者针对内置缓冲装置开展了大量研究，取得了很大进展。丁凡对圆锥形缓冲装置液压缸的缓冲过程进行理论分析，将缓冲过程分成局部压力损失、锐缘节流和缝隙节流三个阶段，建立了三个阶段的数学方程并通过试验验证了模型的正确性，为研究其他结构缓冲装置提供了理论依据。刘波等人研究设计了高速液压缸的平板式节流缓冲装置，研究了节流小孔数量和直径对缓冲效果的影响，结果表明了平板式缓冲装置的合理性和有效性，小孔数量越多、直径越大都会延长缓冲时间。赵伟等人研究了活塞式缓冲装置在高速液压缸中的应用，得出缓冲过程中其主要减速制动的是孔口节流阶段，必须保证足够缓冲行程才能获得较好的缓冲性能。旷权采用圆锥形变节流面积缓冲装置后油缸活塞在终点处速度降低了98％，能够有效降低液压驱动机构的启闭噪声。邓经纬和曹楚荆以橡胶注射成型机的驱动油缸缓冲装置为研究对象，分析结构参数对缓冲效果的影响，其中单边间隙和圆锥段长度影响较大，通过仿真优化了结构参数，使油缸获得较好的缓冲效果。魏云毅等人研究了节流槽式缓冲装置各参数对缓冲性能的影响，结果表明矩形节流槽的个数、深度、宽度及圆角半径在缓冲过程中对活塞末端速度影响较大。
12.总之，液压缸内置缓冲装置的结构形式灵活多样，具备结构简单灵活、工作可靠、缓冲性能优良的特点，可以满足不同液压缸的结构和工程要求。液压缸采取缓冲制动选择合适的内置缓冲装置结构形式尤为重要，依据液压缸工作环境以及工况要求选择相应的结构形式，针对特定的机械设计适应的结构参数能够大幅提升缓冲性能。
13.通海阀在启闭过程中存在振动噪声过大的问题，分析通海阀的驱动液压机的结构参数，活塞行程为102mm，通海阀完全启闭时间要求在4
±
1s，算得活塞的平均速度在20.4-34mm/s，活塞在行程末端的速度越大动能也就越大，与缸盖的撞击越剧烈，产生的机械噪声也就越大，降低驱动活塞在终点处的速度能够有效降低这种机械噪声，同时延长液压机启闭过程也能削弱由于响应过快引起的油口压力波动和液压冲击。想要降低通海阀的启闭瞬态噪声，有必要对液压机进行缓冲处理。通过设置简单的内置缓冲装置可以达到较好的缓冲效果，为减小活塞速度变化过快引起的液压冲击，本发明选择可变节流面积缓冲结构。对于常见的缓冲装置结构形式大多是在活塞上设置缓冲柱塞、端盖处设置缓冲腔，该结构形式存在会引起液压机外形尺寸变化较大的问题，驱动液压机安装在通海阀上，若其尺寸发生改变容易引起相关装配问题，本发明提出采用柱塞安装在驱动液压机两端端盖处、活塞内打孔的结构形式。
14.通海阀的驱动液压机如图2.1所示，驱动液压机启动时，液压油进入通海阀驱动油缸进油腔，压力快速升高使活塞作加速运动，导致整个油缸传动装置作变加速运动，在各活动连接处造成频繁零件撞击，形成机械冲击噪声。活塞两端处的内孔在活塞运动过程中不能实现节流缓冲，由于油缸没有作减速处理，活塞在行程末端以较高的运动速度与端盖内壁撞击，引起强烈的冲击与振动，在运动结束前采取适当的缓冲与制动可以减弱碰撞和冲击，使通海阀启闭过程趋于平稳。


技术实现要素：

15.有鉴于此，本发明的目的是提供一种带圆柱圆锥缓冲装置的驱动液压机及设计方法。
16.一种带缓冲装置的驱动液压机，其特征在于，油缸(1)两端端盖的内侧壁分别设置一个缓冲柱塞(3)，活塞(2)的两端对应位置各设置有一个可容纳缓冲柱塞(3)的内孔(4)；所述缓冲柱塞(3)从前到后分别为圆锥台段和圆柱段。
17.较佳的，缓冲柱塞(3)长度为20mm。
18.较佳的，缓冲柱塞(3)圆锥台段的锥角取值为10
°
。
19.较佳的，缓冲柱塞(3)圆锥台段的锥形长度为8mm.
20.基于上述液压机的设计方法，包括：
21.步骤1、将缓冲柱塞(3)进入内孔(4)的过程划分为三个阶段：
22.1)缓冲柱塞(3)进入到活塞内孔(4)之前定义为局部压力损失阶段，建立缓冲腔压力模型为：
[0023][0024]
其中，p2为缓冲腔压力，d是活塞内孔直径，ρ表示油液密度，v
x
表示任意位置下活塞的运动速度，cj为局部压力损失阶段流量系数，d为缓冲柱塞圆柱段直径，d1为活塞直径；
[0025]
2)缓冲柱塞(3)进入到内孔(4)开始到缓冲柱塞圆柱段开始进入到内孔定义为锐缘节流阶段，建立缓冲腔压力模型为：
[0026]
缓冲柱塞(3)距离内孔(4)近但还未进入时：
[0027]
当缓冲柱塞(3)刚进入内孔*4时：
[0028]
其中，l为圆锥段长度，α为圆锥段锥角，cr为锐缘节流阶段流量系数，l
x
表示缓冲柱塞(3)距离内孔(4)外侧边缘的水平距离，δ为圆柱段与内孔(4)的单边间隙；
[0029]
3)缓冲柱塞(3)圆柱段开始进入内孔(4)开始作为缝隙节流阶段，建立缓冲腔压力模型为：
[0030]
缓冲柱塞(3)距离内孔(4)近但还未进入时：
[0031]
当缓冲柱塞(3)刚进入内孔(4)时：
[0032]
其中，a1为进油腔压力作用面积，a2为缓冲腔压力作用面积；h1表示圆锥段刚进入内孔(4)位置处距离内孔(4)的垂直距离h1＝δ+(l-l
x
)tanα，h2表示圆锥段顶部距离活塞内孔94的垂直距离h2＝δ+ltanα；l1表示圆柱段在活塞内孔(4)的长度l1＝l
x-l；μ表示油液的粘度；
[0033]
步骤2、根据步骤1建立的缓冲腔压力模型，建立simulink模型，计算得到速度与缓冲腔压力的变化趋势；
[0034]
步骤3、通过amesim软件定量分析结构参数对活塞末端速度和缓冲腔压力的影响，以此确定缓冲柱塞(3)的结构参数。
[0035]
本发明具有如下有益效果：
[0036]
本发明提供了一种带圆柱圆锥缓冲装置的驱动液压机及设计方法，在油缸的两端设置内置缓冲装置用以降低活塞在行程末端处的速度，缓冲柱塞安装在端盖内壁面，活塞内打孔形成缓冲腔，这样可在实现缓冲的同时，保证液压机的外部尺寸以及活塞行程不变，不会引起后续装配问题。
附图说明
[0037]
图1.1为通海阀件结构布置图；
[0038]
图1.2为常见缓冲装置结构；
[0039]
图2.1为原液压机三维图；
[0040]
图2.2为本发明改进后液压机三维图；
[0041]
图2.3为液压机缓冲装置结构；
[0042]
图2.4为圆柱圆锥形缓冲装置缓冲过程；
[0043]
图2.5为缝隙节流示意图；
[0044]
图2.6为三种simulink模型；
[0045]
图2.7为活塞速度曲线；
[0046]
图2.8为缓冲腔压力曲线；
[0047]
图2.9为不同缓冲柱塞长度的活塞速度-时间曲线；
[0048]
图2.10为不同缓冲柱塞长度的活塞速度-位移曲线；
[0049]
图2.11为不同缓冲柱塞长度的活塞位移-时间曲线；
[0050]
图2.12为不同间隙的活塞速度-位移曲线；
[0051]
图2.13为不同间隙的活塞位移-时间曲线；
[0052]
图2.14为不同间隙的缓冲腔压力-位移曲线；
[0053]
图2.15为不同缓冲柱塞直径的活塞速度-位移曲线；
[0054]
图2.16为不同缓冲柱塞直径的缓冲腔内的压力-位移曲线；
[0055]
图2.17为不同锥角的活塞速度-位移曲线；
[0056]
图2.18为不同锥形长度的活塞速度-位移曲线；
[0057]
图2.19为有、无缓冲结构的活塞速度-位移曲线。
[0058]
其中，1-油缸，2-活塞，3-缓冲柱塞，4-内孔。
具体实施方式
[0059]
下面结合附图并举实施例，对本发明进行详细描述。
[0060]
一、液压机结构的改进
[0061]
在油缸的两端设置内置缓冲装置用以降低活塞在行程末端处的速度，缓冲柱塞安装在端盖内壁面，活塞内打孔形成缓冲腔，这样可在实现缓冲的同时，保证液压机的外部尺寸以及活塞行程不变，不会引起后续装配问题。改进后的液压机三维图见图2.2，驱动液压机刚开始运动时，端盖处的缓冲柱塞未进入活塞内孔之前，液压机内的回油腔的液压油直接回油箱；活塞运动到行程末端时，缓冲柱塞进入活塞内孔后柱塞与内孔形成节流孔，增大了液压油流出过程中的液阻，同时柱塞对原有的活塞内孔的油液产生挤压作用，该腔室内液体对活塞产生阻力作作用，因此腔内的压力升高、活塞运动速度降低，即可对活塞起缓冲作用。
[0062]
常用变节流面积缓冲结构中，反抛物线形结构是最理想的缓冲结构，但是加工难度高。圆柱形结构制动效果好且加工容易，但是伴随快速制动的同时易引起压力尖峰和液压冲击。圆锥形结构不会引起大的液压冲击，但缓冲腔建压时间长导致同等缓冲行程下制动效果不明显。综合考虑加工难度和缓冲性能，本发明选择采用圆柱圆锥形状的缓冲装置，缓冲过程初期圆锥段进入活塞内孔缓冲腔缓慢建立压力对活塞制动，随之圆柱段发挥缓冲作用实现对活塞速度的有效控制，缓冲装置的具体结构见图2.3。
[0063]
该结构中缓冲柱塞分为两段，考虑活塞的行程较短缓冲腔建压时间不宜过长，因此锥角不宜过大圆锥段长度不宜过长，在缓冲过程中缓冲腔建压过程压力尖峰和液压冲击相对降低，随着活塞的运动缓冲柱塞由圆锥段过渡到圆柱段，此时通流面积减小，缓冲腔压力再次升高，更有利于发挥缓冲装置的节流效果。
[0064]
二、缓冲模型建立
[0065]
2.2.1理论公式推导
[0066]
假定活塞在液压油作用下朝左运动，其缓冲过程见图2.4。活塞的缓冲过程可以分为三个阶段：由于端盖内壁设置的缓冲柱塞，液压油在回油口末端处流道发生断面收缩从而产生局部压力损失，该阶段称为局部压力损失阶段如图2.4(a)；当活塞运动到接近和刚进入缓冲柱塞时见图2.4(b)，其输出流量特性与薄壁孔的流动特性相似，称该阶段为锐缘
节流阶段；随着柱塞进入活塞内孔越深见图2.4(c)，过流孔的壁厚逐渐变大，流出流量特性转变为环形缝隙中的平行流动，该阶段称为缝隙节流阶段，缝隙节流阶段中根据活塞位移的变化又分为圆锥环形缝隙节流见图2.5(a)和圆柱环形缝隙节流见图2.5(b)。
[0067]
设液压油为不可压缩流体，忽略密封件摩擦阻力，则缓冲装置的理论模型包括力平衡方程、连续性方程。缓冲装置结构参数如图2.3所示，其中主要参数包括圆柱段柱塞与活塞内孔的单边间隙δ、圆柱段直径d、缓冲柱塞总长度x、圆锥段长度l以及圆锥段锥角α。以活塞作为研究对象，作用在上面的力包括进油腔压力、回油腔压力、液压缸粘性阻力和活塞受到的其他外力的合力f。根据牛顿第二定律，得出活塞的力平衡方程为：
[0068]
p1a
1-p2a
2-f-cv＝ma
ꢀꢀ
(2.2.1)
[0069]
式(2.2.1)中，p1为进油压力，a1为进油腔压力作用面积，其中d1为活塞直径；p2为缓冲腔压力，a2为缓冲腔压力作用面积，d是活塞内孔直径；c表示液压缸的粘性阻尼系数，v为活塞运动速度。
[0070]
对于平动的液压缸而言，活塞运动速度与通过节流面的过油流量q2的关系如下：
[0071]
q2＝v
x
a2ꢀꢀ
(2.2.2)
[0072]
式(2.2.2)中v
x
表示任意位置下活塞的运动速度。
[0073]
考虑液压油流速较快处于紊流状态，局部压力损失阶段液体流出的流量公式为:
[0074][0075]
式(2.2.3)中cj为局部压力损失阶段流量系数；aj表示断面收缩后的面积，
[0076]
锐缘节流阶段液体流出的流量公式为:
[0077][0078]
式(2.2.4)中，cr为锐缘节流阶段流量系数；当柱塞距离内孔近但还未进入时，ar为过流小孔的面积其中l
x
表示缓冲柱塞距离内孔外侧边缘的水平距离；当柱塞刚进入活塞内孔时，ar＝πd(δ+(l-l
x
)tanα)，ρ表示油液密度。随着活塞继续运动，l
x
变大，此时薄壁孔逐渐向厚壁孔变化，此时需要注意的是流量系数应当重新选择，随着厚壁孔的长度不断变大以及间隙的不断缩小，厚壁节流逐渐过渡到缝隙节流。
[0079]
发生缝隙节流缓冲的过程可分为两个阶段：当圆锥段未完全进入缓冲内孔时可看做圆锥环形缝隙流动见图2.5(a)，经过节流后液压油流速下降较快，此时采用层流流量计算公式为:
[0080][0081]
当圆锥段柱塞完全进入内孔后，后段是圆柱环形缝隙流动如图2.5(a)所示。根据
环形缝隙中的平行流动公式：
[0082][0083]
缝隙节流参数见图2.5，h1表示圆锥段刚进入活塞内孔位置处距离活塞内孔的垂直距离h1＝δ+(l-l
x
)tanα，h2表示圆锥段顶部距离活塞内孔的垂直距离h2＝δ+ltanα；l1表示圆柱段在活塞内孔的长度l1＝l
x-l；μ表示油液的粘度。
[0084]
由于流量的输出是一个连续的过程，缓冲过程中阶段间的过渡可用各阶段的计算流量大小表示，则有：
[0085][0086]
化简得：
[0087][0088]
即当活塞运动到的位置时，缓冲过程中流量输出特性由局部压力损失阶段转变为锐缘节流阶段。
[0089][0090]
化简得：
[0091][0092]
活塞运动至的位置时，缓冲过程中锐缘节流阶段转变为缝隙节流。
[0093]
δp表示节流孔前后的压差，通过节流孔一侧的液压油流回油箱，则节流孔前后压差等于缓冲腔的压力，即有：
[0094]
δp＝p2(2.2.11)
[0095]
可以求得缓冲腔压力变化表达式如下：
[0096][0097]
式(2.2.12)为局部压力损失阶段缓冲腔压力表达式，活塞孔内径d与缓冲柱塞的直径的选取有关，则该阶段下缓冲性能与收缩面积比有关，即受柱塞直径影响。
[0098][0099][0100]
由于式(2.2.4)中锐缘节流阶段中面积ar的表达式分为两种情况，计算得到的锐
缘节流阶段缓冲腔压力由式(2.2.13)、(2.2.14)表示。根据表达式可知对缓冲腔压力影响最大的是单边间隙和缓冲柱塞直径，其次是锥角和圆锥段长度，单边间隙减小缓冲腔压力升高。
[0101][0102][0103]
同理，式(2.2.15)和(2.2.16)为缝隙节流阶段缓冲腔压力表达式，该阶段中单边间隙的值越小缓冲腔压力越大。
[0104]
综合三个阶段下的缓冲腔压力关系可知，缓冲结构的性能主要受柱塞直径、单边间隙影响较大，受圆锥段长度和锥角的影响相对较小。
[0105]
分析进油腔：进油腔压力从开始建立到达到溢流阀开启压力p
1max
过程中，活塞开始做加速运动直到力平衡后匀速运动，当缓冲装置起节流效果时活塞开始作变减速运动，直到运动到端盖处完全停止。
[0106]
取刚发生锐缘节流阶段的位置即时刻为t0，此时活塞速度为v0，忽略液压缸粘性阻尼，联立式(2.2.1)、(2.2.4)、(2.2.11)、(2.2.13)、(2.2.14)得：
[0107][0108]
式(2.2.17)中，求解微分方程并将v
t＝0
＝v0代入得：
[0109][0110]
取开始发生圆锥缝隙节流阶段即在位置处时刻为t1，此时活塞速度为v1，联立式(2.2.1)、(2.2.5)、(2.2.11)、(2.2.15)得：
[0111][0112]
式中解式(2.2.19)并将代入得：
[0113][0114]
同理，取圆柱段进入活塞孔的位置时刻为t2，活塞速度为v2，联立式(2.2.1)、(2.2.5)、(2.2.11)、(2.2.15)求缓冲柱塞圆柱段进入活塞内孔后的微分方程如下：
[0115][0116]
式中把代入解微分方程得：
[0117][0118]
对式(2.2.18)、(2.2.20)、(2.2.22)求导得到缓冲过程的加速度a:
[0119][0120][0121][0122]
将速度表达式代入(2.2.13)、(2.2.14)、(2.2.15)、(2.2.16)即可得到缓冲腔压力p2，对速度进行积分可得缓冲过程位移表达式。缓冲腔压力表达式(2.2.13)、(2.2.14)、(2.2.15)、(2.216)中均是与活塞速度v相关的函数，在解微分方程得到活塞速度v后可得缓冲过程位移表达式，代入即可得到缓冲腔压力p2。
[0123]
2.2.2simulink建模与计算
[0124]
根据理论推导的公式，利用simulink模块对缓冲过程中的速度以及缓冲腔压力进行理论计算，搭建了从缓冲柱塞刚进入活塞内孔位置处到缓冲结束过程中的模型，其中包括锐缘节流阶段模型见图2.6(a)、圆锥缝隙节流阶段模型见图2.6(b)以及圆柱圆锥缝隙节流见图2.6(c)。
[0125]
图2.6模型中计算所需参数均在上2.2.2节中赋值计算得知，对于缓冲装置的结构参数先选定δ＝0.1mm，d＝30mm，l＝8mm，α＝10
°
，x＝20mm，缓冲过程中活塞速度与缓冲腔压力随时间变化曲线如图2.7、图2.8所示。
[0126]
图2.7显示活塞在三个阶段下的速度变化差异较大，缓冲柱塞刚进入活塞内孔即发生锐缘节流阶段时，根据式(2.3.13)缓冲腔压力与活塞速度平方成正比，此时活塞速度较大，因此缓冲腔压力迅速建立使得活塞获得较大负加速度，活塞开始缓冲制动，用时0.24s后活塞速度从25.5mm/s下降至20.8mm/s。随即液压油流动特性由锐缘节流阶段转入圆锥缝隙节流阶段，根据式(2.3.14)缓冲腔压力与活塞速度一次方成正比，此时活塞速度经过缓冲后速度较之前减慢不少，因而该阶段下活塞的负加速度较小，经过0.21s后活塞速度缓慢下降至20.4mm/s。当柱塞圆柱段进入活塞内孔时，式(2.3.15)显示缓冲腔压力与活塞速度一次方成正比且受单边间隙影响较大，此时节流面积最小，活塞又以较大的负加速度下降至11.2mm/s。
[0127]
缓冲过程中缓冲腔的压力与活塞速度表达式如式(2.3.13)、(2.3.14)、(2.3.15)所示，缓冲过程中锐缘节流阶段缓冲腔与活塞速度平方成正比且此时活塞速度大，在此过程中缓冲腔迅速建压至110bar。随着活塞继续运动柱塞进入活塞内孔越深，缓冲柱塞与活塞形成的节流孔处输出流量特性转变为圆锥缝隙节流，活塞经过缓冲后速度降低，该阶段下缓冲腔压力上升速度减慢，在活塞运动至柱塞圆柱段进入活塞内孔时上升至125bar，即发生圆锥缝隙节流阶段缓冲腔压力仅升高了15bar。在圆柱段进入到活塞内孔后，缓冲柱塞圆柱段起制动效果，此时流出节流孔的面积达到最小，因此缓冲腔的压力上升速度又变快，最终上升到最大值153bar。
[0128]
三、缓冲柱塞长度设计
[0129]
缓冲柱塞进入活塞内的缓冲腔而产生节流作用，缓冲柱塞的长度影响缓冲的时长：缓冲柱塞过短，缓冲行程短且缓冲时间短减速效果不明显；缓冲柱塞过长则会导致活塞运行时间过长。在其余参数均相同的情况下，设置不同的缓冲柱塞长度x进行仿真。其中考虑活塞结构强度，内孔不宜过深，这里设置内孔孔深不超过30mm，x取值设为10mm，15mm，20mm，25mm。其余参数设置如表2.1所示：
[0130]
表2.1缓冲柱塞长度仿真模型参数
[0131][0132]
仿真时间设为10s，驱动负载所需要的最低压力为5mpa，船上液压系统能提供的最高压力为10mpa，这里设置溢流阀的开启压力为100bar，即将系统稳定在10mpa工作压力。
[0133]
不同缓冲柱塞的活塞速度-时间曲线如图2.9所示，活塞从开始变加速到力平衡状态后保持匀速运动，直到活塞接近缓冲柱塞时，缓冲装置开始起节流缓冲效果对活塞进行制动，柱塞长度取10mm时，活塞运动到终点处所需时间为4.2s且末端速度值较大，柱塞长度取20mm时，活塞完成行程用时5.1s，活塞的末端速度进一步减小。缓冲柱塞的长度越长则缓冲的时长越长，活塞达到终点处的速度就越低。不同缓冲柱塞长度下活塞速度随位移变化的仿真结果如图2.10所示，在活塞行程不变的情况下，缓冲柱塞长度越长活塞越早进入缓冲阶段、缓冲行程越长，缓冲结构对活塞末端速度的控制效果越好。活塞速度的下降趋势能反应缓冲过程中存在着压力损失特性不同的三个阶段。
[0134]
不同缓冲柱塞长度的活塞位移-时间曲线见图2.11，当长度为10mm时活塞需要4s左右完成行程，当长度为25mm时活塞需要6s左右完成行程，说明缓冲柱塞越长活塞完成整个行程的时间也就越长。结合仿真结果图2.9-2.10，既要选择减速效果较好且活塞完成行程的时间不能过长，这里选择缓冲柱塞长度为20mm。
[0135]
四、单边间隙参数设计
[0136]
单边间隙δ会影响缓冲柱塞与缓冲腔之间的过流面积的大小：缓冲间隙越小节流面积越小起到的节流效果越明显，但δ过小会导致速度变化过快产生冲击，因加工制造以及安装误差容易引起缓冲柱塞与缓冲腔内壁之间的碰撞，也容易引起液压卡紧现象；δ太大则缓冲效果不明显。
[0137]
在其余参数均相同的情况下设置不同的δ进行仿真，δ取值设为0.1mm，0.125mm，0.15mm,0.175mm，0.2mm。其余参数设置如表2.2所示：
[0138]
表2.2单边间隙仿真模型参数
[0139][0140]
不同单边间隙下活塞的速度-位移曲线见图2.12，仿真结果显示单边间隙取值为0.2mm时活塞的末端速度为12.4mm/s，取单边间隙为0.1mm时，活塞末端速度为2.1mm/s，说明单边间隙对活塞的末端速度影响很大，单边间隙越小活塞末端速度越小即缓冲效果越明显，光标显示的位置速度开始下降，即可得知缓冲结构开始起节流缓冲的位置发生在活塞距离柱塞约2mm处。
[0141]
图2.13反映了单边间隙对活塞完成行程所需时间的影响，当单边间隙取值0.1mm时，活塞在8s才接近行程终点；单边间隙取值0.15mm时，活塞完成整个行程所需时间为5s；单边间隙取值0.2mm时活塞达到行程终点时间大概需要4s，说明缓冲装置的单边间隙对缓冲效果影响很大，间隙过小会造成活塞运动时间过长，影响工作油缸的响应速度。
[0142]
不同单边间隙下缓冲腔压力-位移曲线见图2.14，仿真结果显示，单边间隙越小，相同位移下缓冲腔建立的压力越大对活塞的制动效果越明显，仿真结果也验证了2.3节中理论分析结果。由图2.15-2.17可知，单边间隙越小缓冲腔压力越高，活塞速度下降越明显，达到行程末端所需时间越长。当单边间隙为0.15mm时，活塞的运动时间适中且活塞的末端速度下降明显，单边间隙设计取值为0.15mm。
[0143]
五、缓冲柱塞直径参数设计
[0144]
端盖内壁面需开进油口及排气口，缓冲柱塞直径不宜过大，避免挡住油口，结合液压机缸筒内径为50mm，缓冲柱塞直径应小于32mm，且缓冲柱塞直径应当保证在15mm以上才可保证缓冲柱塞的结构强度。缓冲柱塞的直径越小，相应的过流面积也就越小，减速效果更明显。在其余参数均相同的情况下设置不同的缓冲柱塞直径d进行仿真，d取值设为16mm，20mm，24mm，28mm，32mm。其余参数设置如表2.3所示：
[0145]
表2.3缓冲柱塞直径仿真模型参数
[0146][0147]
由图2.15可知，在其余参数一致的情况下，缓冲柱塞直径越小节流面积越小，缓冲
柱塞达到终点处的速度越小，不同缓冲直径下的活塞速度变化趋势一致，当直径取值16mm时，活塞末端速度为3.9mm/s；当直径取值为32mm时，活塞末端速度为7.1mm/s，柱塞直径对活塞速度的影响要比单边间隙小。
[0148]
由图2.16知，缓冲腔的压力变化趋势与缓冲柱塞单边间隙一致，且柱塞直径对缓冲腔的影响要小于单边间隙，柱塞直径越小，同等位移下缓冲腔压力值越大，压力建立过程中没有明显的突变。缓冲柱塞直径越小，相同缓冲行程下建立的压力越大，考虑活塞内孔直径不宜过小且具备较好缓冲效果取缓冲柱塞为28mm。
[0149]
六、锥角及锥形长段设计
[0150]
前面确定了对缓冲性能影响较大的缓冲柱塞长度、单边间隙以及缓冲柱塞直径的结构参数，下面讨论锥角以及锥形长度对缓冲过程的影响。
[0151]
锥角过大则相同位移下建压慢缓冲性能不足，考虑缓冲行程较短建议锥角不超过15
°
，批处理中对锥角取为6
°
、8
°
、10
°
、12
°
、15
°
，其余参数设置如表2.4所示：
[0152]
表2.4锥角仿真模型参数
[0153][0154]
不同锥角下的活塞速度-位移曲线见图2.17，仿真结果显示锥角对缓冲末速度的影响很小，这里锥角取值定为10
°
。
[0155]
由于锥角小，缓冲行程也较小，对锥形长度取值4mm、8mm、12mm、16mm进行仿真计算。锥形长度的仿真结果如图2.18所示，活塞速度-位移曲线与锥角的变化趋势一致，仿真结果曲线几乎重合，说明在缓冲装置其余参数确定的情况下，锥形长度对缓冲性能的影响最小，最终取锥形长度为8mm。
[0156]
七、缓冲装置性能优化分析
[0157]
通过上述仿真实验结果并结合模型结构的实际参数，考虑结构强度等因素确定了缓冲柱塞的各项参数如表2.4所示：
[0158]
表2.5缓冲柱塞模型参数tab.2.5buffer plunger model parameters
[0159][0160]
根据确定的缓冲结构参数进行仿真得到了有缓冲的以及无缓冲的活塞速度位移曲线图见图2.19。
[0161]
分析图2.19可以得出：原结构无缓冲时，活塞在达到平衡状态后做匀速直线运动，在行程末端以25.3mm/s的速度撞向端盖速度骤降到0，引起较大的振动；加有缓冲装置后，缓冲装置在78mm处起开始起节流效果，活塞作变减速运动到行程末端时速度降到6.4mm/s左右，相比速度降幅达到了74.7％，且缓冲过程中速度没有剧烈变化。
[0162]
综上所述，以上仅为本发明的较佳实施例而已，并非用于限定本发明的保护范围。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

技术特征：
1.一种带缓冲装置的驱动液压机，其特征在于，油缸(1)两端端盖的内侧壁分别设置一个缓冲柱塞(3)，活塞(2)的两端对应位置各设置有一个可容纳缓冲柱塞(3)的内孔(4)；所述缓冲柱塞(3)从前到后分别为圆锥台段和圆柱段。2.根据权利要求1所述的一种带缓冲装置的驱动液压机，其特征在于，缓冲柱塞(3)长度为20mm。3.根据权利要求2所述的一种带缓冲装置的驱动液压机，其特征在于，缓冲柱塞(3)圆锥台段的锥角取值为10
°
。4.根据权利要求2所述的一种带缓冲装置的驱动液压机，其特征在于，缓冲柱塞(3)圆锥台段的锥形长度为8mm。5.基于权利要求1所述的液压机的设计方法，其特征在于，包括：步骤1、将缓冲柱塞(3)进入内孔(4)的过程划分为三个阶段：1)缓冲柱塞(3)进入到活塞内孔(4)之前定义为局部压力损失阶段，建立缓冲腔压力模型为：其中，p2为缓冲腔压力，d是活塞内孔直径，ρ表示油液密度，v
x
表示任意位置下活塞的运动速度，c
j
为局部压力损失阶段流量系数，d为缓冲柱塞圆柱段直径，d1为活塞直径；2)缓冲柱塞(3)进入到内孔(4)开始到缓冲柱塞圆柱段开始进入到内孔定义为锐缘节流阶段，建立缓冲腔压力模型为：缓冲柱塞(3)距离内孔(4)近但还未进入时：当缓冲柱塞(3)刚进入内孔*4时：其中，l为圆锥段长度，α为圆锥段锥角，c
r
为锐缘节流阶段流量系数，l
x
表示缓冲柱塞(3)距离内孔(4)外侧边缘的水平距离，δ为圆柱段与内孔(4)的单边间隙；3)缓冲柱塞(3)圆柱段开始进入内孔(4)开始作为缝隙节流阶段，建立缓冲腔压力模型为：缓冲柱塞(3)距离内孔(4)近但还未进入时：当缓冲柱塞(3)刚进入内孔(4)时：其中，a1为进油腔压力作用面积，a2为缓冲腔压力作用面积；h1表示圆锥段刚进入内孔(4)位置处距离内孔(4)的垂直距离h1＝δ+(l-l
x
)tanα，h2表示圆锥段顶部距离活塞内孔94的垂直距离h2＝δ+ltanα；l1表示圆柱段在活塞内孔(4)的长度l1＝l
x-l；μ表示油液的粘度；步骤2、根据步骤1建立的缓冲腔压力模型，建立simulink模型，计算得到速度与缓冲腔压力的变化趋势；步骤3、通过amesim软件定量分析结构参数对活塞末端速度和缓冲腔压力的影响，以此确定缓冲柱塞(3)的结构参数。

技术总结
本发明提供了一种带圆柱圆锥缓冲装置的驱动液压机及设计方法，在油缸的两端设置内置缓冲装置用以降低活塞在行程末端处的速度，缓冲柱塞安装在端盖内壁面，活塞内打孔形成缓冲腔，这样可在实现缓冲的同时，保证液压机的外部尺寸以及活塞行程不变，不会引起后续装配问题。题。题。


技术研发人员：杨庆超 李泽斌 楼京俊 刁爱民 屈铎
受保护的技术使用者：中国人民解放军海军工程大学
技术研发日：2023.01.19
技术公布日：2023/8/23