基于緩沖力設計的變阻尼防后傾緩沖裝置特性研究

劉 洋，李宇力，付英雄，朱守寨，張 勁

（1.中聯(lián)重科股份有限公司，湖南 長沙 410013；2.建設機械關(guān)鍵技術(shù)國家重點實驗室，湖南 長沙 410013）

緩沖器是大型裝備尤其是起重設備的安全防護裝置，用于減緩起重機在起吊、回轉(zhuǎn)、變幅等操作過程中受到的意外沖擊，保護結(jié)構(gòu)和整機穩(wěn)定性.超長起重臂通常具有大結(jié)構(gòu)柔性，在大吊重時起重臂中儲存巨大的彈性勢能，若發(fā)生突然卸載，這些勢能突然釋放會給緩沖器帶來巨大的沖擊.為保證起重臂安全，需緩沖器安全可靠地吸收這些勢能.

根據(jù)不同類型的起重機，現(xiàn)有的起重臂防后傾緩沖器有彈簧緩沖、液壓緩沖、油氣緩沖等多種緩沖方式的緩沖器.這些緩沖器從動態(tài)特性上可分為定常緩沖系統(tǒng)緩沖器和變特性緩沖系統(tǒng)緩沖器兩種.彈簧緩沖器的剛度參數(shù)固定，結(jié)構(gòu)簡單，屬于定常緩沖系統(tǒng)緩沖器，廣泛應用于載荷較小的起重機.變特性緩沖系統(tǒng)緩沖器包括各種剛度和阻尼特性可變的緩沖器，如液壓緩沖緩沖器、變形壓潰式緩沖緩沖器，廣泛應用于大型起重臂的防后傾裝置中［1－2］.對于大型起重臂防后傾緩沖器，緩沖力隨系統(tǒng)特性參數(shù)的變化而變化，在緩沖位移一定的條件下，液壓緩沖系統(tǒng)的特性參數(shù)決定緩沖吸能效果.現(xiàn)有的起重機用液壓緩沖器設計規(guī)范要求在不超過緩沖容量條件下，以不同碰撞速度對緩沖器進行碰撞，緩沖力曲線的形狀應相似，碰撞力峰值與平均值之比不大于1.5，但至今沒有完善的液壓緩沖器緩沖力計算方法.現(xiàn)有起重機的液壓緩沖器設計大多需先假設液壓緩沖器的緩沖力為某個恒值或經(jīng)驗值，在緩沖器設計完成后通過試驗校驗緩沖力；也有建立液壓系統(tǒng)與機械系統(tǒng)的聯(lián)合仿真模型，計算突然卸載條件下液壓系統(tǒng)與機械系統(tǒng)之間的相互作用［3］.這些均屬于緩沖器的事后驗證.由于沒有對液壓緩沖器的系統(tǒng)外特性進行分析，在緩沖過程中緩沖系統(tǒng)的緩沖力不可預測，所以這些方法對結(jié)構(gòu)設計指導性不強.現(xiàn)有的液壓系統(tǒng)動態(tài)特性分析主要集中于車載緩沖器等小型緩沖器試驗［4－5］和理論分析，探討系統(tǒng)元器件如活塞與缸體間隙［6－7］、節(jié)流孔［8］等常阻尼對緩沖力的影響，而對于大型起重臂防后傾裝置中常見的長油管和控制閥串聯(lián)的變阻尼液壓緩沖系統(tǒng)特性研究并未見到報道.

現(xiàn)對用于大型起重臂防后傾的變阻尼液壓緩沖器進行研究，以指定位移內(nèi)最大緩沖吸能為緩沖器設計原則，建立緩沖力設計目標，確定緩沖器在沖擊作用下的理論動力學行為特征；對變阻尼液壓緩沖器的動態(tài)特性進行理論分析，研究其緩沖過程中緩沖力的動態(tài)響應，緩沖力與緩沖器特性之間的關(guān)系；建立試驗系統(tǒng)對變阻尼緩沖器進行作動試驗，通過不同的作動速度下緩沖器的動力學行為試驗與理論值對比，驗證緩沖力理論建模的準確性.

1 緩沖力設計目標

為研究緩沖對象與緩沖器之間的碰撞動力學行為，取緩沖器與緩沖對象接觸后一次碰撞的緩沖過程進行分析.設定緩沖器吸收的能量為W，緩沖力為F，緩沖位移為s，則以緩沖位移為橫軸，緩沖力為縱軸，得到在緩沖期間的緩沖力隨緩沖位移的變化曲線，緩沖力F與位移s之間圍成的面積即為W.現(xiàn)在假定緩沖位移s不變，要求緩沖器吸收能量變化，如圖1所示.

在一定沖擊下，線性剛度緩沖器與阻尼緩沖器的吸能特性不一樣，虛線為線性剛度緩沖器緩沖特性，F(xiàn)1為沖擊下達到的最大緩沖力，為緩沖器所能達到的最大緩沖位移；實線指代阻尼緩沖器緩沖特性，為一定速度沖擊下緩沖器提供的最大緩沖力，是緩沖器在沖擊作用下的位移.

圖1中，不同的緩沖器對應不同的吸能特性，緩沖力與緩沖位移之間圍成的面積隨緩沖器特性的變化而改變，緩沖力與緩沖位移圍成的面積即為緩沖器吸收能量大小，圖1中兩根緩沖力曲線與橫軸圍成的面積相同，顯然，在吸能相同條件下，緩沖力峰值低于另外兩條緩沖力曲線的優(yōu)點，更適合大型起重臂防后傾裝置緩沖力設計.

當作動速度為恒值時，可通過緩沖力F與緩沖位移s之間關(guān)系推導緩沖力F與緩沖時間t之間關(guān)系，如圖2所示，這就是緩沖器的緩沖力響應曲線.圖2中，F(xiàn)0為緩沖力設計值，t1為緩沖器響應時間，t2為緩沖力作用時間.

圖1 不同緩沖器的吸能特性Fig.1 Charateristics of different buffers for energy absorbing

圖2 緩沖力響應設計目標Fig.2 Response of buffer force design goal

圖2中的緩沖力與時間關(guān)系可用函數(shù)f＝F（t）表示，這一函數(shù)關(guān)系即為緩沖力設計目標.圖2中，在階躍速度作用初始段，由于作動加速度劇增，緩沖力峰值將大于穩(wěn)態(tài)緩沖力，調(diào)整作動加速度可減少緩沖力峰值與穩(wěn)態(tài)值之差；在階躍速度穩(wěn)定段，由于作動加速度為零，作動速度恒定，緩沖力保持恒定，與緩沖位移無關(guān).因此，這一函數(shù)具有3個顯著特征：變剛度，高響應，恒緩沖力.由于液壓系統(tǒng)的系統(tǒng)阻尼能提供與速度相關(guān)的穩(wěn)定緩沖力，液壓緩沖系統(tǒng)的控制閥具有高的響應速度，建立可變阻尼的液壓緩沖系統(tǒng)理論上可以實現(xiàn)圖2所示的緩沖力目標.

2 變阻尼液壓緩沖器特性

起重臂防后傾變阻尼液壓緩沖系統(tǒng)的原理圖如圖3所示.

圖3中，液壓緩沖系統(tǒng)由緩沖油缸、長油管、插裝閥以及油箱串聯(lián)組成.其中液壓緩沖元件為插裝閥，在起重臂突然卸載時，起重臂后傾沖擊緩沖油缸，液壓油迅速流過長油管、插裝閥和油箱組成的油路，由這條緩沖油路提供巨大的緩沖力.調(diào)整緩沖油路上各個元件的特性，可調(diào)整緩沖力的大小.圖中的換向閥用于開關(guān)插裝閥油路；單向閥在活塞桿前伸時為油缸補油.

將圖3所示液壓模型的緩沖油路簡化成一個長油管與控制閥串聯(lián)的變阻尼緩沖模型，如圖4所示，對這一緩沖模型進行動態(tài)特性研究.圖4中，v為沖擊速度，R為管徑，L為管長，RH為管路液阻.

圖3 液壓緩沖原理圖Fig.3 Schematic diagram of hydraulic buffer

圖4 變阻尼液壓緩沖系統(tǒng)模型Fig.4 Model of hydraulic buffer system with variable damping

圖4中，液壓管路為定阻尼緩沖，由管徑R和管長度L決定這段液壓管路的通流能力.在不同的沖擊速度下，長油管提供形狀相似的緩沖力響應曲線.插裝閥閥芯開口大小隨壓力的變化而變化，插裝閥的通流能力隨通流面積的變化而變化，插裝閥的開啟時間由插裝閥自身特性參數(shù)決定，變阻尼緩沖系統(tǒng)中閥的開啟特性和油路的通流特性共同決定緩沖力響應曲線.現(xiàn)對變阻尼系統(tǒng)的緩沖模型進行動態(tài)特性分析.

2.1 管路特性

一般管路的穩(wěn)態(tài)特性為

式中：Δp為管路壓降；Q為流量；n為流動狀態(tài)指數(shù)，n＝1～2.

對于無桿腔出油口到閥塊之間的管路，無桿腔出油口處壓力、流量分別記為pT1，Q1，油管在閥塊端的壓力、流量分別記為pT2，Q2，可列出管內(nèi)油柱的力平衡方程和流體連續(xù)性方程為

式中：ρ為液體密度；AT為管道截面積；lT為管道長度；K為油液等效體積彈性模量.

則無桿腔出油口處壓力可寫為

2.2 插裝閥特性

由插裝閥口壓力流量公式有插裝閥壓降為

式中：Cq為閥口流量系數(shù)；Cx為通流的濕周長；xv為插裝閥的開口長度；A為油缸無桿腔活塞面積；˙x為油缸活塞桿速度.

插裝閥口處的壓力可寫為

式中：pc為插裝閥的開啟壓力.

2.3 液壓緩沖系統(tǒng)特性

聯(lián)立液壓管路特性方程（3）和控制閥特性方程（5）可得到緩沖油缸無桿腔出油口處的壓力為

式（6）右邊依次為插裝閥開啟壓力、插裝閥壓降、管路穩(wěn)態(tài)壓降以及油液慣性力.插裝閥開啟壓力為常量，與時間和速度均無關(guān)；當插裝閥響應時間短，開啟速度非?？鞎r，插裝閥壓降隨時間的變化可忽略，壓降只由通過插裝閥閥口的流量決定；管路穩(wěn)態(tài)壓降由管路尺寸和通過管路的流量決定；油液在管路中啟停運動產(chǎn)生的慣性力與時間、外部作動加速度相關(guān).

因此，在恒速作動下，緩沖缸無桿腔出油口處的壓力穩(wěn)態(tài)值主要由插裝閥開啟壓力、管路穩(wěn)態(tài)壓降、插裝閥壓降組成，后兩者與作動速度有關(guān)，可簡寫為p（v）；出油口處的壓力沖擊值在穩(wěn)態(tài)值的基礎上疊加了管路中油液慣性產(chǎn)生的沖擊壓力，油液慣性與沖擊加速度有關(guān)，可簡寫為p（a）.緩沖油缸無桿腔出油口壓力可簡化為

從式（7）可知，當已知緩沖速度和緩沖加速度時，緩沖力由液壓元件特性決定.液壓元件特性包含管路和插裝閥兩部分.對于管路特性，由于局部壓力損失遠大于沿程壓力損失，因此，在一定管長范圍內(nèi)，管路壓力損失主要由管路的連接形式?jīng)Q定，而管長主要影響緩沖力峰值與緩沖力穩(wěn)態(tài)值之差；對于插裝閥特性，插裝閥通徑大小與通流濕周長Cx成正比關(guān)系，通流的濕周長Cx與緩沖力穩(wěn)態(tài)值成反比平方關(guān)系，由此可知，插裝閥通徑大小與緩沖力穩(wěn)態(tài)值成反比平方關(guān)系，其對緩沖力穩(wěn)態(tài)值有顯著影響.另外，插裝閥特性中的插裝閥開啟壓力pc可用于調(diào)整緩沖油路最小緩沖力；插裝閥的開啟時間決定了緩沖油路從封閉到指定開度的變化過程，插裝閥響應越快緩沖力到達峰值的時間也越短.因此，對于整個緩沖系統(tǒng)，可通過調(diào)整管路的連接形式、插裝閥的選型以及調(diào)節(jié)管長來實現(xiàn)在指定速度和加速度條件的指定緩沖力.

3 試驗驗證

根據(jù)如圖3的液壓原理設計的變阻尼液壓緩沖系統(tǒng)：由內(nèi)徑180mm的緩沖油缸，長1.5m、直徑38mm的油管，LC50A40E6XB型插裝閥以及油箱串聯(lián)組成，為測定緩沖器的動態(tài)響應建立緩沖器特性試驗系統(tǒng)，如圖5所示.

圖5中，為實現(xiàn)連續(xù)作動，在緩沖油缸中安放了一只剛度為19N·mm－1的小彈簧，用于提供緩沖油缸的復位力.現(xiàn)在以100，250，400mm·s－1不同幅值的階躍速度沖擊緩沖器，由式（7）得到理論緩沖力響應曲線，如圖6所示.

圖5 緩沖器特性試驗系統(tǒng)Fig.5 Characteristics of buffer experiment system

圖6 緩沖器的歸一化緩沖力響應理論曲線Fig.6 Theory response of normalized buffer force

圖6中，在不同的作動速度下，緩沖力均在30ms內(nèi)迅速達到穩(wěn)定值，系統(tǒng)響應快，達到穩(wěn)態(tài)值后，緩 沖 力 均 維 持 恒 定.現(xiàn) 以 100，250，400mm·s－1不同幅值的階躍速度對圖5所示的試驗系統(tǒng)進行作動試驗，測得的緩沖力響應曲線如圖7所示.

圖7 緩沖器的歸一化緩沖力響應試驗曲線Fig.7 Experiment response of normalized buffer force

從圖6和圖7可知，在不同的作動速度下進行緩沖器作動時，緩沖器的緩沖力響應曲線相似且穩(wěn)態(tài)值吻合，說明緩沖器理論建模準確且動態(tài)性能穩(wěn)定；隨著作動速度增加，緩沖器緩沖力的穩(wěn)態(tài)值也隨之升高；在作動周期中，緩沖力大部分時間穩(wěn)定在某個值上，且不隨位移變化而變化，說明此時緩沖力主要由與時間和位移無關(guān)的管路阻尼力、閥口阻尼力和插裝閥開啟壓力決定；試驗和理論計算均得到一個高于穩(wěn)態(tài)力的沖擊力峰值.從式（7）可知，這個力峰值由作動加速度決定，理論上調(diào)整緩沖器所受到的沖擊加速度、減少油液慣性力，可降低緩沖力峰值，但在實際起重臂防后傾緩沖工作中，控制起重臂沖擊緩沖油缸的加速度是極難實現(xiàn)的.

4 結(jié)論

本文以工程起重機防后傾裝置中常用的液壓緩沖器為研究對象，根據(jù)指定位移內(nèi)最大緩沖吸能原則設計緩沖力目標，建立變阻尼液壓緩沖模型，分析其動態(tài)特性與緩沖力之間的關(guān)系.采用理論模型計算出指定液壓系統(tǒng)在不同階躍速度下的緩沖力，用指定液壓系統(tǒng)的作動試驗驗證了理論模型.變阻尼液壓緩沖器的緩沖力主要來源于油管阻尼力、控制閥阻尼力、控制閥開啟壓力3部分，在沖擊運動一定的條件下，這些力分量由液壓元件的特性決定，所以，調(diào)整液壓元件的特性可調(diào)整緩沖力的大??；根據(jù)結(jié)構(gòu)強度可確定緩沖器能承受的緩沖力，現(xiàn)有基于剛?cè)狁詈系亩囿w動力學計算工具已能準確地計算出多體系統(tǒng)的變形能以及變形能釋放驅(qū)動起重臂沖擊緩沖器的速度和加速度，因此，緩沖器所受的緩沖力設計可轉(zhuǎn)換成根據(jù)緩沖運動的緩沖器的特性設計，這一方法將為緩沖器和起重臂的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)設計提供參考.

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