摩擦焊設(shè)備振動(dòng)油缸的性能分析

中航工業(yè)北京航空制造工程研究所 丁永艷 張盛桂 張永康 張敏莉

近年來(lái)，隨著高推重比航空發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)整體葉盤的迫切需要，摩擦焊接作為航空發(fā)動(dòng)機(jī)整體葉盤制造和維修的一項(xiàng)關(guān)鍵技術(shù), 引起了各國(guó)航空發(fā)動(dòng)機(jī)制造業(yè)的高度重視。摩擦焊機(jī)的關(guān)鍵環(huán)節(jié)是如何實(shí)現(xiàn)被焊工件的相對(duì)往復(fù)運(yùn)動(dòng)。摩擦焊設(shè)備按照產(chǎn)生的不同振動(dòng)往復(fù)運(yùn)動(dòng)方式，主要分為3類：機(jī)械式、電磁式和液壓式[1]。液壓式摩擦焊設(shè)備是利用液壓裝置產(chǎn)生振動(dòng)，實(shí)現(xiàn)夾具和工件的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，基本工作原理如圖1所示，在軸向壓力的作用下，振動(dòng)工件以一定的振幅和頻率與相對(duì)靜止的工件做相對(duì)往復(fù)運(yùn)動(dòng)。隨著摩擦運(yùn)動(dòng)的進(jìn)行，摩擦表面被清理并產(chǎn)生摩擦熱，摩擦表面的金屬逐漸達(dá)到粘塑性狀態(tài)并產(chǎn)生變形，然后控制2個(gè)工件迅速對(duì)中，停止往復(fù)運(yùn)動(dòng)并施加頂鍛力，完成焊接[2]。

圖1 液壓式摩擦焊接工作原理圖Fig.1 Work principle of hydraulic friction welding

1 液壓式摩擦焊的發(fā)展現(xiàn)狀

近年來(lái)，針對(duì)摩擦焊接技術(shù)所發(fā)表的專利大多是對(duì)往復(fù)振動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和研究。液壓式相對(duì)于其他2種方式具有產(chǎn)生的激振力大、體積小、工件安裝調(diào)試方便、可用于各種類型的工件等優(yōu)點(diǎn)，但缺點(diǎn)是對(duì)液壓元件和油液清潔度要求高，易發(fā)生滲漏油現(xiàn)象和故障，對(duì)操作和維護(hù)人員的專業(yè)水平也有較高的要求。盡管如此，但液壓式設(shè)備的綜合性能好，可提供的功率大、可焊接的工件范圍寬，且通過(guò)管道傳遞能量使設(shè)備更加緊湊，因此液壓式摩擦焊機(jī)是近年來(lái)國(guó)內(nèi)外摩擦焊接發(fā)展的主要方向[3]，故研究分析摩擦焊的液壓缸具有非常重要的意義。

本文將通過(guò)分析系統(tǒng)振動(dòng)油缸的頻率，找出影響頻率的關(guān)鍵因素，深入分析這些因素的影響，總結(jié)并提出改進(jìn)振動(dòng)油缸的幾點(diǎn)措施。

2 液壓缸頻率分析

液壓式摩擦焊設(shè)備運(yùn)行時(shí)，液壓油驅(qū)動(dòng)活塞桿進(jìn)行往復(fù)運(yùn)動(dòng)，滑塊受迫于活塞的驅(qū)動(dòng)發(fā)生受迫振動(dòng)。因此，根據(jù)該系統(tǒng)的特點(diǎn)，假定負(fù)載時(shí)質(zhì)量、彈簧和粘性阻尼構(gòu)成單自由度系統(tǒng)。液壓缸系統(tǒng)彈簧剛度由活塞桿剛度和液壓油剛度串聯(lián)合成，液壓油的體積彈性模量KV=1.4～2GPa，而鋼的體積彈性模量在 196～206GPa之間，是液壓油的100～150倍，故可以把活塞桿作為剛體處理，系統(tǒng)的彈簧力主要來(lái)自于受控液壓油所構(gòu)成的液體彈簧。若用m表示運(yùn)動(dòng)部件質(zhì)量，F(xiàn)為液壓缸外負(fù)載，p和q分別為液壓缸輸入液體壓力和流量，則液壓缸輸入油液的連續(xù)性方程為：

式中，v為活塞運(yùn)動(dòng)速度，m/s；A為液壓缸活塞的面積，m2；Vt為液壓缸高壓腔及進(jìn)口管路油液的體積，m3；λc為液壓缸泄漏系數(shù)；Kv為油液體積彈性模量，Pa。

活塞運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力平衡方程式為：

式中，Bc為粘性阻尼系數(shù)。

由式(1)、式(2)可得液壓缸的速度，即負(fù)載特性方程：

由式(3)可得液壓缸的固有頻率：

由于液壓缸中的泄漏在一般情況下很小，因此當(dāng)λcBc＜＜A2時(shí)，可以忽略不計(jì)，于是液壓缸的固有頻率可以近似為：

由式(6)可以看出，液壓缸的移動(dòng)部分質(zhì)量m與液壓缸的行程L越小，

油液的體積彈性模量Kv與活塞有效工作面積A越大，則液壓缸的固有頻率就越高，系統(tǒng)的響應(yīng)速度越快。下面將針對(duì)液壓缸的行程及油液體積彈性模量2方面因素展開分析。

(1)液壓缸的行程。

由式(6)可知，油缸的行程越大，系統(tǒng)的響應(yīng)頻率就會(huì)越小，因此，在保證系統(tǒng)的功能下，盡量減小油缸的行程有利于提高系統(tǒng)的響應(yīng)速度。

(2)油液的體積彈性模量。

油液的體積彈性模量說(shuō)明了液體抵抗壓縮能力的大小。實(shí)際使用中，由于在液體內(nèi)不可避免地會(huì)混入空氣等原因，使其抗壓縮能力顯著降低，因此，在有較高要求和壓力變化較大的摩擦焊設(shè)備的液壓系統(tǒng)中，油液的體積彈性模量的影響不可忽視。

首先應(yīng)盡量減少油液中混入氣體及其他易揮發(fā)性物質(zhì)；其次，油液的體積彈性模量與溫度、壓力有關(guān)：溫度增大時(shí)，Kv值減小，因此要控制液壓油液在工作中的溫升；最后，壓力增大時(shí)，Kv值會(huì)增大；反之則減小，但這種變化不呈線性關(guān)系。當(dāng)壓力大于3MPa時(shí)，Kv值基本上不再增大，因此在選擇供油壓力時(shí)，還要考慮高壓過(guò)高、泄漏大、發(fā)熱高、系統(tǒng)功率損失增加、元件壽命降低等后果。因此，設(shè)計(jì)中應(yīng)該恰當(dāng)?shù)靥岣呦到y(tǒng)的供油壓力。

在實(shí)際使用中，容腔內(nèi)液體的有效體積彈性模量是流體可壓縮性和管壁膨脹共同作用的結(jié)果，因此管路設(shè)計(jì)上應(yīng)該考慮使用壁厚較大的硬管連接并盡量縮短伺服閥與振動(dòng)油缸之間的管路長(zhǎng)度。

下面將對(duì)以上分析結(jié)果利用AMESim液壓仿真軟件進(jìn)行仿真驗(yàn)證。

3 仿真分析

本文采用液壓仿真軟件AMESim，通過(guò)設(shè)置不同的油缸行程、系統(tǒng)壓力、管路形式來(lái)對(duì)比分析這3方面因素對(duì)振動(dòng)油缸性能的影響。

首先，根據(jù)摩擦焊設(shè)備的液壓原理圖，取振動(dòng)油缸相關(guān)部分在AMESim下建立振動(dòng)油缸的仿真模型，該系統(tǒng)主要是由液壓缸、三位四通液壓伺服閥、定量泵、蓄能器、溢流閥以及信號(hào)源和增益等構(gòu)成。其工作原理為：用位移傳感器X測(cè)量油缸的柱塞輸出位移，并轉(zhuǎn)換為信號(hào)，與給定的位移信號(hào)進(jìn)行比較后形成閉環(huán)控制的誤差信號(hào)，所得到的差值通過(guò)比例放大后驅(qū)動(dòng)伺服閥動(dòng)作，來(lái)控制液壓缸的伸縮動(dòng)作，從而實(shí)現(xiàn)了對(duì)液壓缸位移大小及方向的控制。

仿真過(guò)程主要的參數(shù)設(shè)定如下：系統(tǒng)的激振力150000N，振動(dòng)質(zhì)量800kg，液壓缸工作壓力21MPa，通過(guò)計(jì)算取油缸缸徑150mm，活塞桿直徑120mm，液壓缸行程100mm。設(shè)定的位移為0～0.4s內(nèi)從0變化到0.006mm，在0.4～0.8s內(nèi)從0.006mm變化到0，在0.8～1.6s內(nèi)重復(fù)前面過(guò)程。仿真時(shí)間為1.6s，得到的仿真結(jié)果如圖2所示。

從圖2可看出，液壓缸在剛啟動(dòng)階段出現(xiàn)較明顯的滯后現(xiàn)象，并且伺服閥的流量在切換方向的過(guò)程中出現(xiàn)較明顯的抖動(dòng)現(xiàn)象，系統(tǒng)穩(wěn)定性差。為了進(jìn)行對(duì)比分析，下面選用不同的液壓缸行程、系統(tǒng)壓力及管道形式進(jìn)行仿真對(duì)比分析。

將液壓缸的行程由100mm改為10mm，其他參數(shù)不變時(shí)，得到的仿真結(jié)果如圖3所示。

圖2 系統(tǒng)壓力21MPa，液壓缸行程100mm時(shí)的仿真結(jié)果Fig.2 Simulation results with hydraulic cylinder stroke being 100mm and system pressure being 21MPa

圖3 系統(tǒng)壓力21MPa，液壓缸行程10mm時(shí)的仿真結(jié)果Fig.3 Simulation results with hydraulic cylinder stroke being 10mm and system pressure being 21MPa

從圖2、圖3的對(duì)比可以看出縮短液壓缸行程，系統(tǒng)的控制性能明顯提高，系統(tǒng)響應(yīng)速率更快，并且伺服閥閥口的流量在切換過(guò)程中抖動(dòng)的現(xiàn)象明顯改善，系統(tǒng)穩(wěn)定性增強(qiáng)。因此，在振動(dòng)液壓缸的設(shè)計(jì)過(guò)程中應(yīng)盡量選用行程短的油缸。

將液壓缸的工作壓力由21MPa改為28MPa，行程為10mm，其他參數(shù)不變時(shí)，得到的仿真結(jié)果如圖4所示。

從圖3、圖4的對(duì)比可以看出，選用較高壓力時(shí)，液壓缸的輸出位移跟蹤性能有所提高，伺服閥控制輸出流量的抖動(dòng)現(xiàn)象也有所改善，但沒(méi)有很大改善。因此，在液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)過(guò)程中，應(yīng)在滿足系統(tǒng)控制性能的前提下，適當(dāng)?shù)剡x擇系統(tǒng)的工作壓力。

另外，考慮到管路設(shè)計(jì)對(duì)油液體積彈性模量的影響，在仿真軟件中將伺服閥與液壓缸之間的連接改為軟管連接。通常使用的二層鋼絲軟管，設(shè)定軟管的體積彈性模量為800MPa，其他參數(shù)設(shè)置不變，得到的仿真結(jié)果如圖5所示。可以看出，使用軟管的系統(tǒng)控制性能非常差，因此，伺服閥與伺服缸之間必須采用硬管連接，并且伺服閥的安裝位置盡可能地靠近伺服缸，這樣可以提高液體的有效體積彈性模量，保證伺服控制的可靠性。

圖4 系統(tǒng)壓力28MPa，液壓缸行程10mm時(shí)的仿真結(jié)果Fig.4 Simulation results with hydraulic cylinder stroke being 10mm and system pressure being 28MPa

圖5 采用軟管連接時(shí)的仿真結(jié)果Fig.5 Simulation results of flexible hole connection

4 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)仿真分析不同的液壓缸行程、壓力、管道模型等對(duì)液壓伺服系統(tǒng)控制性能的影響，可以得到以下的結(jié)論。

(1) 在保證系統(tǒng)功能的前提下，應(yīng)該盡量減小液壓伺服油缸的行程，有利于提高伺服控制系統(tǒng)的響應(yīng)速度，改善控制性能。

(2) 雖然增加系統(tǒng)的供油壓力有利于提高系統(tǒng)的響應(yīng)速度，但是當(dāng)壓力提高到一定程度時(shí)，再提高壓力，系統(tǒng)的控制性能并不能得到很大提高，因此，在滿足液壓控制系統(tǒng)性能的前提下，應(yīng)適當(dāng)提高系統(tǒng)工作壓力。

(3) 在設(shè)計(jì)過(guò)程中，伺服閥與液壓缸必須采用剛度較好的硬管連接，并且伺服閥的安裝位置盡可能地靠近伺服缸，以提高伺服控制系統(tǒng)的響應(yīng)速度和控制性能。

[1] Vairis A. On the extrusion stage of linear friction welding of Ti6A14V. Materials Science And Engineering A, 1999，271(1/2) : 477-484.

[2] 欒海英,陳貞發(fā).線性摩擦焊電液伺服系統(tǒng)的研制.液壓與氣動(dòng)，2007(1)： 48-49.

[3] 丁立銘. 羅·羅公司研制出線性摩擦焊寬弦風(fēng)扇整體葉盤.航空制造技術(shù)，1999(6)： 10.