人字閘門底樞摩擦副模擬試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)分析與優(yōu)化

徐翔，黃柏軍，趙新澤，董江安

人字閘門底樞摩擦副模擬試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)分析與優(yōu)化

徐翔，黃柏軍，趙新澤*，董江安

（三峽大學(xué) 機(jī)械與動力學(xué)院，湖北 宜昌 443002）

為研究人字閘門底樞摩擦副運(yùn)行時的摩擦磨損情況及主要影響因素，根據(jù)相似性設(shè)計(jì)并建造了液壓驅(qū)動式模擬試驗(yàn)臺。調(diào)試過程中發(fā)現(xiàn)閘門運(yùn)行時抖動厲害。為減小閘門的抖動，對其液壓系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)學(xué)建模，并借助Simulink進(jìn)行動態(tài)特性分析。將理論計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對比分析，結(jié)果表明：閘門在運(yùn)行過程中出現(xiàn)抖動是由于在振蕩時間內(nèi)閘門速度發(fā)生波動引起的，并且發(fā)現(xiàn)閘門的抖動與負(fù)載無關(guān)，而與流速有著密切的關(guān)系；并提出了通過振蕩時間內(nèi)改變流速的方法來減小閘門的抖動，有效地減小閘門的抖動以及抖動的時間。

人字閘門；底樞摩擦副；模擬試驗(yàn)臺；液壓系統(tǒng)；動態(tài)特性

船閘是重要的水路通航建筑物，人字閘門是船閘工程中最常采用的閘門形式之一，底樞則是人字閘門重要的支承運(yùn)轉(zhuǎn)部件[1]。由于其長期在低速重載條件下啟閉運(yùn)行，加上處于水下，泥沙污染大，磨損狀況非常嚴(yán)重。底樞摩擦副一旦過度磨損，就會使閘門體傾斜，從而導(dǎo)致閘門運(yùn)行不穩(wěn)定、止水不嚴(yán)等問題。因此，底樞摩擦副磨損失效及壽命預(yù)測問題，一直是工程界和學(xué)術(shù)界關(guān)注的焦點(diǎn)。目前在底樞結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分析[2]、摩擦副配對材料研究[3]等方面已取得顯著成果。為了更真實(shí)的模擬底樞摩擦副的運(yùn)行工況，深入研究其摩擦磨損機(jī)理并進(jìn)行壽命預(yù)測，現(xiàn)以三峽閘門底樞為模擬對象，設(shè)計(jì)并建造了液壓驅(qū)動式底樞摩擦副模擬試驗(yàn)臺。調(diào)試過程中發(fā)現(xiàn)閘門啟閉時抖動嚴(yán)重。初步分析認(rèn)為問題出在液壓系統(tǒng)部分，現(xiàn)對液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性進(jìn)行分析與研究。

在液壓系統(tǒng)動態(tài)特性的分析與研究方面，孔祥東等[4]曾利用Simulink建立了汽車防抱死系統(tǒng)的液壓控制單元的模型，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了所建立模型的準(zhǔn)確性；陳晨等[5]對新型液壓式全可變配氣系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)使用Simulink建立了仿真模型并進(jìn)行了不同參數(shù)下的仿真，提出了改善系統(tǒng)動態(tài)特性的方法；杜潤等[6]通過對先導(dǎo)式溢流閥的結(jié)構(gòu)和工作原理的研究，得出來先導(dǎo)式溢流閥調(diào)整壓力的計(jì)算方法；孔令喜等[7]對主振機(jī)給料裝置進(jìn)行Simulink仿真，得出了主振機(jī)的穩(wěn)態(tài)時間、衰減時間以及穩(wěn)態(tài)振幅均隨著阻尼比的增大而減??；楊紅艷[8]等通過了對進(jìn)油、回油節(jié)流閥節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)進(jìn)行了數(shù)字與實(shí)驗(yàn)研究，獲得了節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)在不同工作狀態(tài)下的瞬態(tài)特性。

本文根據(jù)試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)圖得到每個元件的傳遞函數(shù)，并在Simulink中建立其仿真模型，進(jìn)行理論分析。將理論分析結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)相比較，分析閘門在運(yùn)行過程中出現(xiàn)抖動的原因，提出優(yōu)化方案。

1 試驗(yàn)臺工作原理

摩擦副間的相對速度和接觸壓力是影響磨損的關(guān)鍵參數(shù)[9]。本文以三峽大壩的閘門底樞摩擦副為模擬對象，按照相似原理建立模擬試驗(yàn)臺。三峽大壩單扇閘門重達(dá)850 t，底樞蘑菇頭直徑為1 m，蘑菇頭帽/蘑菇頭間的接觸應(yīng)力達(dá)17 MPa。除自重外，人字閘門運(yùn)行時，還受到風(fēng)壓力、涌浪載荷、動水壓力等，為了保證試驗(yàn)臺上摩擦副的接觸狀況與實(shí)際運(yùn)行工況一致，設(shè)計(jì)試驗(yàn)臺加載系統(tǒng)如圖1所示，閘門底樞摩擦副模擬試驗(yàn)臺的液壓系統(tǒng)的工作原理圖如圖2所示。該試驗(yàn)臺的工作順序?yàn)榧虞d－閘門啟閉循環(huán)－卸載。

（1）加載時，電磁鐵YA4得電，液壓泵1的壓力油通過閥2、3、4、6進(jìn)入到液壓缸7的上腔內(nèi)，實(shí)現(xiàn)液壓缸7對閘門的加載。

（2）閘門啟閉循環(huán)時，保持電磁鐵YA4得電，保持加載狀態(tài)的同時，使電磁鐵YA1和YA2交替得電。電磁鐵YA1得電時，液壓泵1的壓力油通過閥2、3、5進(jìn)入液壓缸8的左腔內(nèi)，活塞桿驅(qū)動閘門關(guān)閉；電磁鐵YA2得電，液壓泵1的壓力油通過2、3、5進(jìn)入液壓缸8的右腔內(nèi)，閘門在活塞桿的帶動下開啟。

（3）閘門啟閉循環(huán)結(jié)束后，對閘門進(jìn)行卸載，此時電磁鐵YA3和YA5得電，其余電磁鐵均失電，加載液壓缸7上腔中的液壓油經(jīng)過閥6、4回到油箱內(nèi)，實(shí)現(xiàn)卸壓。

圖2 試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)原理圖

閘門運(yùn)行過程中，由啟閉力平衡，可得：

啟閉力矩也可用以下公式表示：

式中：1和2分別為啟閉液壓缸無桿腔和有桿腔的油壓，MPa，可由液壓系統(tǒng)壓力傳感器直接測得；1和2分別為啟閉液壓缸無桿腔和有桿腔的有效作用面積，m2；M為底樞的摩擦力矩，N·m；為作用在底樞的合力，N；為底樞的最大半徑，m；為底樞的平均摩擦系數(shù)。

試驗(yàn)臺底樞采用45#鋼對錫青銅的配副形式，以脂潤滑方式進(jìn)行潤滑，故取底樞摩擦系數(shù)為0.1，阻尼負(fù)載由試驗(yàn)臺自身調(diào)節(jié)，經(jīng)測量得阻尼負(fù)載M＝400 N·m。由式（1）可知，通過改變啟閉液壓缸的進(jìn)油、出油壓力即可改變，其中啟閉液壓缸的出油口連接油箱，即要改變只需改變啟閉液壓缸的進(jìn)油壓力。

2 數(shù)學(xué)建模

建立數(shù)學(xué)模型的主要目的是預(yù)測被驅(qū)動負(fù)載在控制閥上的輸入指令下的速度和位移的響應(yīng)[10]。由于液壓系統(tǒng)是非線性的，因此分析液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性時需要采用集中參數(shù)法對非線性模型進(jìn)行合理的簡化。為此，需對系統(tǒng)進(jìn)行合理的假設(shè)：液壓泵的驅(qū)動速度是定值；由于管路比較短，管路內(nèi)流動液體的慣量和液阻對負(fù)載位置響應(yīng)的影響可以忽略；濾油器的液阻忽略不計(jì)，其液容與液壓泵、閥之間的管道

液容合并[11]。

2.1 液壓容腔

液壓系統(tǒng)是由多個液壓元件通過管路連接而成的，且每個液壓元件具有多個油口，故一個液壓元件可以與多個其它液壓元件相連。通過管路相連的多個液壓元件之間構(gòu)成液壓容腔。為了建立流量平衡方程，把管路相匯的點(diǎn)定義為節(jié)點(diǎn)，通過節(jié)點(diǎn)的流量平衡方程來表征節(jié)點(diǎn)壓力和進(jìn)出該節(jié)點(diǎn)流量之和的關(guān)系，即采用容腔節(jié)點(diǎn)法[12]。設(shè)∑Q是進(jìn)出容腔流量總和，則容腔壓力為：

式中：p為節(jié)點(diǎn)壓力，MPa；Q為節(jié)點(diǎn)流量，L/s；V為第個容腔內(nèi)的容腔體積，m3；為油液的體積彈性模量，MPa；為時間，s。

閘門底樞摩擦副模擬試驗(yàn)臺的液壓系統(tǒng)根據(jù)其液壓元件之間的連接可以劃分為1～7一共7個液壓容腔，同時給液壓元件加上油口號用于區(qū)分液壓元件的不同油口，如圖2所示，據(jù)此來建立數(shù)學(xué)模型。

2.2 定量泵

對于定量泵，在忽略液體不可壓縮的基礎(chǔ)上，還可以忽略泵的移動部分的慣性和內(nèi)摩擦。已知泵的1油口連油箱，p1為泵1油口壓力，則p1＝0，泵的特性方程為：

MPa；為泵的驅(qū)動速度，r/min；V為排量，mL/r；1為液導(dǎo)，m3/（s·Pa）。

2.3 溢流閥

對于溢流閥除了對其本身進(jìn)行專門研究時，其余情況下其的動態(tài)特性可以忽略不計(jì)。

溢流閥的靜態(tài)特性方程為：

式中：2為溢流閥導(dǎo)通時的液導(dǎo)，m3/（s·Pa）；p為溢流閥的調(diào)定壓力，MPa。

2.4 換向閥

對于換向閥而言，其特性方程可簡化為：

式中：為換向閥閥口綜合系數(shù)；為閥芯位移引起的開口量，m；Δ為進(jìn)出閥口的壓力差，MPa。

2.5 電液比例調(diào)速閥

電液比例調(diào)速閥因?yàn)槠渚哂锌刂旗`活、精度高、響應(yīng)快等優(yōu)點(diǎn)而廣泛的應(yīng)用于工程機(jī)械和工程建設(shè)機(jī)械當(dāng)中[13]，因此采用電液比例調(diào)速閥來實(shí)現(xiàn)對液壓系統(tǒng)的調(diào)速，電液比例調(diào)速閥的特性方程[14]為：

式中：c為調(diào)速閥節(jié)流口流量系數(shù)；為閥芯周長，m；X為調(diào)速閥節(jié)流閥芯位移，m；為液壓油密度，kg/m3；K為調(diào)速閥減壓彈簧剛度，N·mm；X為調(diào)速閥節(jié)流口開口為0時的彈簧壓縮量，m；A為調(diào)速閥減壓閥芯最大截面積，m2；c為調(diào)速閥的綜合流量系數(shù)。

2.6 液壓缸

根據(jù)圖2，可以通過以下方程組來表征液壓缸的數(shù)學(xué)模型[15]：

式中：Q1和Q2分別為流進(jìn)、流出液壓缸的流量，L/s；V1和V2為液壓缸進(jìn)油腔、出油腔的容積，m3；λ為液壓缸的泄露系數(shù)；為黏性阻尼系數(shù)；為油液的體積彈性模量，MPa；為活塞位移，m；0為負(fù)載力，N。

3 仿真模型

利用Simulink，根據(jù)各個液壓元件的數(shù)學(xué)模型搭建試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)的仿真模型，如圖3所示。根據(jù)實(shí)際選型，各液壓元件的相關(guān)參數(shù)如下：

定量泵的排量V＝20 mL/r；額定轉(zhuǎn)速＝1450 r/min；定量泵的液導(dǎo)1＝2×10-11m3/（s·Pa）；加載液壓缸型號為HSG100/70-80，無桿腔的有效面積A1＝3.2×10-3m2，有桿腔的有效面積A2＝1.62×10-3m2；啟閉液壓缸型號為HSG40/25-480，無桿腔的有效面積1＝1.26×10-3m2，有桿腔的有效面積1＝7.65×10-4m2；黏性阻尼系數(shù)＝15680 （N·s/m）；漏系數(shù)λ＝4.47×10-11m3/（s·Pa）；運(yùn)行閘門的總質(zhì)量＝900 kg；油液的體積彈性模量＝750 MPa；溢流閥的液導(dǎo)2＝2×10-11m3/（s·Pa），溢流閥的調(diào)定壓力p＝10 MPa；換向閥閥口的綜合系數(shù)＝2×105；電液比例調(diào)速閥綜合流量系數(shù)c＝0.022 m2，油液密度＝900 kg/m3。

仿真時采用Runge-Kutta四階算法，時間步長設(shè)定為0.01 s。

4 仿真結(jié)果與分析

4.1 仿真結(jié)果實(shí)際結(jié)果對比

如電液比例調(diào)速閥的閥口開啟量為X＝0.015 m，通過仿真和試驗(yàn)實(shí)測，得到啟閉液壓缸關(guān)閉閘門時的速度曲線，如圖4所示。

由圖4根據(jù)仿真的結(jié)果以及試驗(yàn)實(shí)測數(shù)據(jù)，可得出當(dāng)＜0.02 s時速度會出現(xiàn)負(fù)值；在0.05 s左右閘門速度達(dá)到峰值，仿真速度的峰值為0.066 m/s，實(shí)測速度的峰值為0.062 m/s，兩者誤差為6%；隨后經(jīng)過一段速度振蕩的時間，仿真速度穩(wěn)定值與實(shí)際速度穩(wěn)定值均在0.046 m/s左右，仿真速度趨于穩(wěn)定的時間為0.21 s，實(shí)際速度趨于穩(wěn)定的時間為0.28 s，兩者誤差為25%。

閘門關(guān)閉初始速度出現(xiàn)負(fù)值，這是由于液壓缸在啟動的瞬間液壓油被壓縮引起的，實(shí)測速度曲線的振蕩時間比仿真的速度曲線的振蕩時間略長，這是由于仿真時忽略了流動液體的慣性和液阻造成的。從上述的數(shù)據(jù)中可以得出：閘門的抖動時間隨著振蕩時間的增加而增加，抖動的幅度也隨著速度峰值的增加而增加。仿真速度曲線與實(shí)測速度曲線運(yùn)動趨勢大致重合，峰值誤差不超過10%，趨于穩(wěn)定時間的誤差不超過30%，說明了建立的數(shù)學(xué)模型以及Simulink仿真模型是合理可行的，可以采用該仿真模型研究該液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性。

4.2 負(fù)載力對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響

在其余仿真參數(shù)均不改變的情況下，改變加載液壓缸的進(jìn)油口的壓力，得到不同的進(jìn)油口壓力下對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響如圖8所示。

圖3 閘門底樞磨損模擬試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)仿真模型

圖4 閘門關(guān)閉時啟閉液壓缸速度曲線

4.3 流速對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響

本試驗(yàn)臺以閘門關(guān)閉的運(yùn)動過程為研究對象，通過調(diào)整電液比例調(diào)速閥閥口開啟量的大小來控制液壓油的流速，從而控制底樞摩擦副的相對運(yùn)動速度。從電液比例調(diào)速閥的特性方程可得出液壓油的流速與閥口開啟量的大小呈線性關(guān)系，故通過分析閥口開啟量的大小對系統(tǒng)動態(tài)性的影響即可得到流速對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響。在其余仿真參數(shù)均不改變的情況下，改變電液比例調(diào)速閥的閥口開啟量，得到不同的閥口開啟量對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響如圖6所示。

由圖6可知當(dāng)閥口開啟量為0.02 m時，閘門速度的峰值為0.079 m/s，穩(wěn)定值為0.062 m/s，速度趨于穩(wěn)定所需的時間為0.24 s；當(dāng)閥口開啟量為0.015 m時，閘門速度的峰值為0.066 m/s，穩(wěn)定值為0.045 m/s，速度趨于穩(wěn)定所需的時間

為0.18 s；當(dāng)閥口開啟量為0.01 m時，閘門速度的峰值為0.045 m/s，穩(wěn)定值為0.035 m/s，速度趨于穩(wěn)定所需的時間為0.15 s。從上述的數(shù)據(jù)可得：隨著電液比例調(diào)速閥閥口開啟量的增加，即流速的增加，閘門關(guān)閉速度的峰值和振蕩的時間均隨之增加，導(dǎo)致了閘門的在關(guān)閉過程中的抖動幅度和抖動時間也隨之增加。

圖5 不同進(jìn)油口壓力下的啟閉液壓缸入口壓力隨時間的變化曲線圖

圖6 不同閥口開啟量下啟閉液壓缸仿真速度曲線

從對負(fù)載力以及流速對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響的分析中可得，閘門運(yùn)行過程中出現(xiàn)的抖動現(xiàn)象與負(fù)載力的大小無關(guān)，而與流速的大小密切相關(guān)，因此要減小閘門的抖動，可以通過減小流速來實(shí)現(xiàn)，即通過調(diào)節(jié)電液比例調(diào)速閥閥口開啟量來實(shí)現(xiàn)。

5 優(yōu)化方案

通過上述分析，只需減小流速即可減小閘門啟閉初期的抖動，但是又要保證閘門在穩(wěn)定運(yùn)行時以較高的速度運(yùn)行。因此此處采用先將閥口開啟量調(diào)到一個較小值，并且在該值對應(yīng)的振蕩時間內(nèi)再將閥口開啟量適當(dāng)調(diào)大的方法，這樣既可以減小閘門運(yùn)行初期過程中的抖動幅度和抖動時間，又能保證閘門在穩(wěn)定運(yùn)行過程中以較高的速度運(yùn)行，則在振蕩時間內(nèi)閥口開啟量X的值滿足下列條件：

圖7為優(yōu)化后的仿真曲線與當(dāng)X＝0.015 m時的實(shí)測速度曲線比較圖?？梢姡瑑?yōu)化后在振蕩時間內(nèi)速度的波動幅度總體小于實(shí)測值，峰值由0.062 m/s降低至0.045 m/s，降低了27.5%，振蕩時間由0.27 s降低至0.15 s，縮短44.5%，兩者的穩(wěn)定值均趨于0.046 m/s?？梢姡涸囼?yàn)臺關(guān)閉過程中先將閥口開啟量調(diào)到一個較小值（約0.01 m），并且在該值對應(yīng)的振蕩時間內(nèi)將閥口開啟量適當(dāng)調(diào)大（約0.015 m），既能夠有效地減小閘門在運(yùn)動過程中的抖動幅度以及抖動時間，又能保證閘門在穩(wěn)定運(yùn)行過程中以較高的速度運(yùn)行。

6 結(jié)論

（1）建立了閘門底樞摩擦副模擬試驗(yàn)臺液壓系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型以及Simulink仿真模型，并將閘門在關(guān)閉時的仿真結(jié)果與實(shí)際運(yùn)行速度曲線進(jìn)行比較，結(jié)果表明：仿真速度的峰值為0.066 m/s，實(shí)測速度的峰值為0.062 m/s，兩者誤差為6%；隨后經(jīng)過一段速度振蕩的時間，仿真速度穩(wěn)定值與實(shí)際速度穩(wěn)定值均在0.046 m/s左右，仿真速度趨于穩(wěn)定時間的為0.21 s，實(shí)際速度趨于穩(wěn)定的時間為0.28 s，兩者誤差為25%，仿真的速度曲線與實(shí)測的速度曲線運(yùn)動趨勢大致重合，說明了建立的數(shù)學(xué)模型以及Simulink仿真模型是正確的，故可以采用該仿真模型研究不同仿真參數(shù)下的液壓系統(tǒng)的動態(tài)特性。

（2）閘門的抖動與負(fù)載力的大小并無直接關(guān)系，主要受流速的影響。隨著流速的增加閘門抖動的幅度以及抖動的時間都會隨之增加，故可以通過減小流速來減小閘門的抖動幅度和抖動的時間。

（3）為減小閘門在初期運(yùn)行過程中的抖動幅度和抖動的時間，并能保證閘門在穩(wěn)定運(yùn)行時以較高的速度運(yùn)行，先將閥口開啟量調(diào)到一個較小值，并在該值對應(yīng)的振蕩時間內(nèi)再將閥口開啟量適當(dāng)調(diào)大，該優(yōu)化方法既能有效地減小閘門在運(yùn)動過程中的抖動幅度以及抖動的時間，又能保證閘門在穩(wěn)定運(yùn)行時以較高的速度運(yùn)行。

[1]顧蓉. 船閘人字閘門底樞摩擦副接觸應(yīng)力分析[D]. 南京：河海大學(xué)，2008.

[2]岳陸游，丁建寧，楊繼昌，等. 船閘蘑菇頭和帽接觸有限元計(jì)算與優(yōu)化[J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2006（9）：157-160.

[3]劉海，王樹林. 船閘底樞摩擦副設(shè)計(jì)及摩擦學(xué)行為分析[J]. 排灌機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2015，33（11）：960-964.

[4]張晉，孔祥東，姚靜，等. 汽車防抱死制動系統(tǒng)液壓控制單元的建模與仿真[J]. 中國機(jī)械工程，2016，27（21）：2967-2974.

[5]陳晨，王自勤，田豐果，等. 基于Simulink的液壓系統(tǒng)動態(tài)特性仿真研究[J]. 液壓與氣動，2016（2）：67-71.

[6]杜潤，楊大治. 先導(dǎo)式溢流閥調(diào)整壓力分析[J]. 液壓氣動與密封，2017，37（7）：55-57.

[7]孔令喜，張燚，田寶楨. 主振機(jī)給料裝置的Simulink仿真分析[J]. 機(jī)械，2017，44（9）：8-11，26.

[8]楊紅艷，崔昭霞. 節(jié)流調(diào)速液壓系統(tǒng)動態(tài)特性研究[J]. 中國機(jī)械工程，2014，25（20）：2724-2728，2739.

[9]溫詩鑄，黃平. 摩擦學(xué)原理[M]. 4版. 北京：清華大學(xué)出版社，2012.

[10]趙新澤，汪杰，彭巍. 基于Simulink的沖床液壓系統(tǒng)建模與仿真[J]. 機(jī)床與液壓，2012，40（23）：161-163.

[11]高欽和，黃先祥. 基于Simulink的重物舉升液壓控制系統(tǒng)建模與仿真[J]. 機(jī)床與液壓，2001（1）：61-62.

[12]張強(qiáng)，姜毅，傅德彬，等. 基于容腔節(jié)點(diǎn)法的液壓起豎系統(tǒng)仿真[J]. 機(jī)床與液壓，2010，38（11）：79-82．

[13]張兵，鄧子龍. 基于Simulink的比例閥控液壓缸的建模與仿真[J]. 機(jī)械制造與自動化，2016，45（3）：105-108.

[14]楊建峰，王強(qiáng)，王璞. 基于Matlab/Simulink的某電液比例調(diào)速閥控同步系統(tǒng)仿真[J]. 機(jī)床與液壓，2011，39（1）：115-117.

[15]趙新澤，彭巍，楊明松. 基于Simulink的鏜床液壓進(jìn)給系統(tǒng)建模與仿真[J]. 三峽大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2011，33（3）：74-77.

Analysis and Optimization of Hydraulic System of Simulation Test Bench for Bottom Hinges’ Friction Pair of Miter Gate

XU Xiang，HUANG Baijun，ZHAO Xinze，DONG Jiang'an

(CollegeofMechanical&PowerEngineering,ChinaThreeGorgesUniversity,Yichang443002, China)

This paper studies the friction and wear conditions and main influencing factors of the bottom Hinges’ friction pair of miter gate. A hydraulically driven simulation test bench is designed and built according to similarity. However, gate jitter occurs during debugging. In order to reduce the jitter of the gate, a mathematical model of the hydraulic system is proposed and dynamic analysis is carried out based on Simulink. Compared the theoretical calculation results with the experimental data, the results show that the gate jitter during operation is caused by fluctuations in the gate speed during the oscillation time, and that the gate jitter is independent of the load but has a close relationship with the flow rate. Finally the paper proposes a method to reduce the jitter of the gate by changing the flow rate during the oscillation time, which effectively reduce gate jitter and jitter time.

miter gate；bottom hinges’ friction pair；simulation test bench；hydraulic system；dynamic characteristics

U641

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2020.01.003

1006－0316 (2020) 01－0015－08

2019－06－26

湖北省技術(shù)創(chuàng)新專項(xiàng)（重大項(xiàng)目）（2016AAA076）；水電機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)與維護(hù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室（三峽大學(xué)）開放基金（2017KJX01，2017KJX06）

徐翔（1981－），男，湖北鄂州人，博士，副教授，主要研究方向?yàn)槟Σ翆W(xué)及表面工程。*

趙新澤（1964－），男，湖北潛江人，博士，教授，主要研究方向?yàn)槟Σ翆W(xué)。