回轉(zhuǎn)接頭耐久性試驗機液壓加載系統(tǒng)設(shè)計及溫升分析

王立杰，李明杰，岳侗，陳慧娟

(南京林業(yè)大學機械電子工程學院，江蘇南京 210037)

0 前言

回轉(zhuǎn)接頭是液壓挖掘機的關(guān)鍵部件。產(chǎn)品在出廠前需要做出廠試驗及耐久性試驗，以保證產(chǎn)品質(zhì)量。耐久性試驗需設(shè)計專門的試驗機模擬回轉(zhuǎn)接頭的實際工況，試驗機通常采用液壓加載。耐久性試驗時間較長，液壓加載系統(tǒng)的溫升成為必須解決的問題。

國內(nèi)外學者對液壓系統(tǒng)的溫升進行了大量研究。20世紀70年代初，波音飛機和麥克唐奈飛機公司開發(fā)了復雜的計算機程序預測液壓元件和系統(tǒng)的溫度變化[1]。1996年，SIDDERS推導出了熱液壓元件模型建立的基本方法[2]。1998年，STORCK[3]研究了液壓系統(tǒng)中的溫度調(diào)節(jié)，使得液壓系統(tǒng)在設(shè)計過程中對溫度的預測成為可能。以上研究主要是對液壓元件進行建模和分析，沒有形成完整的液壓系統(tǒng)的熱分析模型。2018年，LI等[4]采用總參數(shù)法，從熱量產(chǎn)生和散熱的角度進行建模和仿真，仿真結(jié)果表明了液壓油的溫度變化，證明了建模方法的有效性。2020年，吳思等人[5]對飛機液壓系統(tǒng)及其元件進行了溫度特性建模和仿真分析，得到了多種工況下的液壓系統(tǒng)溫度變化規(guī)律，為液壓系統(tǒng)溫度計算分析提供參考。韋祥等人[6-7]在鍵合圖的基礎(chǔ)上提出熱液壓系統(tǒng)的偽鍵圖概念，定義溫度和壓力為勢變量，能量流量和質(zhì)量流量為相應(yīng)的流量變量。

本文作者從降低液壓加載系統(tǒng)溫升及方便測量微小內(nèi)泄漏的角度出發(fā)，構(gòu)建回轉(zhuǎn)接頭液壓加載系統(tǒng)，同時利用AMESim軟件建立加載系統(tǒng)熱液壓仿真模型進行溫度仿真[8-9]，并比較不同工況下系統(tǒng)油液溫度的變化情況，從而有效地預測液壓加載系統(tǒng)溫升情況，提高系統(tǒng)的工作可靠性。

1 液壓加載系統(tǒng)組成及工作原理

回轉(zhuǎn)接頭耐久性試驗機液壓加載系統(tǒng)由高壓回路和低壓回路組成，分別對回轉(zhuǎn)接頭的三條高壓通道和一條低壓通道進行加載、卸載，加載壓力分別為42、1 MPa，回轉(zhuǎn)接頭各通道中油液壓力可以調(diào)節(jié)。

1.1 低壓回路組成及工作原理

低壓回路主要由濾油器、低壓泵、單向閥、溢流閥、三位四通電磁換向閥、液控單向閥、二位二通電磁球閥、單向調(diào)速閥、冷卻器等組成，其工作原理如圖1所示。系統(tǒng)中主要增加了保壓卸荷回路以便測量微小內(nèi)泄漏，同時降低系統(tǒng)發(fā)熱，減小系統(tǒng)溫升，其工作原理如圖1 所示。當三位四通電磁換向閥8處于中位，二位二通電磁球閥12電磁鐵3YA得電，系統(tǒng)實現(xiàn)保壓，同時低壓泵2卸荷。

圖1 低壓回路原理Fig.1 Principle of low pressure loop

1.2 高壓回路組成及工作原理

高壓回路主要由高壓泵、溢流閥、增壓器、單向閥、二位二通電磁球閥、冷卻器組成，其工作原理如圖2所示，其中增壓器是設(shè)計的關(guān)鍵。

圖2 高壓回路原理Fig.2 Principle of high pressure loop

增壓器采用雙向增壓缸進行增壓，實現(xiàn)連續(xù)輸出高壓油。當三位四通電磁換向閥電磁鐵2YA得電時，軸向柱塞泵輸出的壓力油經(jīng)過三位四通電磁換向閥右位和單向閥進入雙向增壓缸左缸筒的有桿腔和無桿腔，活塞向右移動，左端有桿腔增壓后的壓力油經(jīng)單向閥輸出，流入回轉(zhuǎn)接頭的高壓通道，增壓缸右缸筒無桿腔的回油一部分經(jīng)單向閥進入右缸筒的有桿腔，其余通過三位四通電磁換向閥流回油箱。當雙向增壓缸活塞移動到右端極限位置時，接近開關(guān)發(fā)出信號，三位四通電磁換向閥電磁鐵1YA得電，雙向增壓缸活塞向左移動。同理，右缸筒有桿腔增壓后的壓力油經(jīng)單向閥輸出，流入回轉(zhuǎn)接頭的高壓通道。雙向增壓缸的活塞不斷往復運動，保證左右缸筒連續(xù)輸出高壓油，實現(xiàn)對回轉(zhuǎn)接頭高壓通道的加載。三位四通電磁換向閥處于中位時，系統(tǒng)保壓，軸向柱塞泵卸荷。

2 增壓器的結(jié)構(gòu)設(shè)計

2.1 液壓元件的選型與設(shè)計計算

增壓器中液壓泵選擇啟東市東方高壓油泵廠生產(chǎn)的軸向柱塞泵，泵的排量為10 mL/r、轉(zhuǎn)速為1 500 r/min。驅(qū)動電機選擇鹽城市力佳電機廠生產(chǎn)的三相異步電機，轉(zhuǎn)速為1 440 r/min，功率為7.5 kW。三位四通電磁換向閥選擇上海立新液壓有限公司生產(chǎn)的三位四通電磁換向閥，該電磁閥的通徑為φ6 mm，最大工作壓力為35 MPa。

高壓回路所需測試的最高壓力為42 MPa，據(jù)此對增壓器缸筒進行設(shè)計。根據(jù)液壓工程手冊可知：需要根據(jù)δ/D的比值選取不同的缸筒壁厚公式。增壓器缸筒內(nèi)徑取80 mm，δ/D=0.25 ，采用如下公式計算壁厚。

(1)

式中：pmax為缸筒最高工作壓力，MPa；D為缸筒內(nèi)徑，mm；[σ]為缸筒材料的許用應(yīng)力，MPa。

對于增壓器缸筒的許用應(yīng)力為

(2)

式中：σb為材料抗拉強度，缸筒材料采用35鋼，抗拉強度σb=530 MPa；ns為安全系數(shù)，根據(jù)增壓器缸筒受載情況，取ns=3。

(3)

(4)

因為需要在缸筒內(nèi)壁上加工進出油口，因此取缸筒壁厚為20 mm，外徑為120 mm。

由于活塞與活塞桿直徑相差不大，因此將其設(shè)計成一體，高壓回路所需測試的最高壓力為42 MPa，根據(jù)受力平衡，活塞桿直徑d按式(5)計算：

(5)

式中：p進為增壓器進油口油液壓力，MPa；p出為增壓器出油口油液壓力，MPa；p回為增壓器回油口油液壓力，MPa。

由于增壓器進油口壓力為16 MPa，出油口壓力為42 MPa，回油口壓力為0.3 MPa，將各值代入式(5)，得到：

d=63 mm

(6)

因此，取活塞桿直徑為63 mm。

2.2 增壓器的三維結(jié)構(gòu)設(shè)計

根據(jù)增壓器的原理設(shè)計增壓器的結(jié)構(gòu)。首先根據(jù)計算結(jié)果，采用AutoCAD對增壓器的缸筒、進油塊、出油塊、活塞及活塞桿等進行結(jié)構(gòu)設(shè)計；然后利用Pro/E進行三維建模，直觀地觀察油路的連通情況，保證連通的準確性。增壓器三維結(jié)構(gòu)如圖3所示，增壓器實物如圖4所示。

圖3 增壓器三維結(jié)構(gòu)Fig.3 Supercharger 3D structure

圖4 增壓器實物Fig.4 Supercharger entity

3 系統(tǒng)熱液壓仿真模型建立及溫升分析

3.1 構(gòu)建回轉(zhuǎn)接頭仿真模型

回轉(zhuǎn)接頭的回轉(zhuǎn)軸與殼體相對轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)向可調(diào)，轉(zhuǎn)速要求在10～40 r/min之內(nèi)，轉(zhuǎn)角范圍為±180°，可正反轉(zhuǎn)。耐久性試驗機啟動扭矩不超過500 N·m，精度要求為±2 N·m，最大壓力為42 MPa。AMESim中沒有回轉(zhuǎn)接頭的模型，根據(jù)回轉(zhuǎn)接頭的功能要求，利用液壓元件設(shè)計庫中的相關(guān)模型建立回轉(zhuǎn)接頭的仿真模型，如圖5所示。

圖5 回轉(zhuǎn)接頭模型Fig.5 Rotary joint model

3.2 構(gòu)建增壓器仿真模型

由于AMESim熱液壓元件庫中沒有增壓器模型，因此使用熱液壓元件設(shè)計庫中的相關(guān)模型建立增壓器的仿真模型[10-11]，增壓器模型如圖6所示。

圖6 增壓器模型Fig.6 Supercharger model

3.3 構(gòu)建系統(tǒng)仿真模型

根據(jù)液壓加載系統(tǒng)原理，在不考慮加冷卻器的情況下，利用AMESim軟件建立完整的系統(tǒng)仿真模型[12-14]，如圖7所示。

圖7 液壓加載系統(tǒng)模型Fig.7 Hydraulic loading system simulation model

4 溫升仿真分析

設(shè)置液壓泵連續(xù)運行工作模式及液壓泵運行一段時間后開始卸荷然后再運行的循環(huán)工作模式，設(shè)置仿真運行時間為2 900 s，主要元件參數(shù)設(shè)置為：環(huán)境溫度為20 ℃，液壓油密度為840 kg/m3，液壓油比熱容為1 884 J/(kg·℃)，絕對黏度為0.058 Pa·s，液壓泵與液壓油對流換熱系數(shù)為0.116 W/(m·K)，油箱與環(huán)境對流換熱系數(shù)為0.5 W/(m·K)，增壓器中液壓泵排量10 mL/r，驅(qū)動電機轉(zhuǎn)速1 440 r/min，高壓系統(tǒng)壓力42 MPa，低壓系統(tǒng)壓力1 MPa，2種工作模式下的液壓加載系統(tǒng)油液溫度變化情況如圖8所示。

圖8 液壓加載系統(tǒng)油液溫度Fig.8 Oil temperature of hydraulic loading system：(a) no unloading working mode；(b)unloading working mode

由圖8(a)可知：無卸荷運行情況下，起始階段由于溢流損失比較大，液壓加載系統(tǒng)油液溫度迅速上升，隨后由于油箱和液壓泵的散熱而升溫變緩，仿真運行結(jié)束時系統(tǒng)油液溫度高達56 ℃。由圖8(b)可知：有卸荷運行情況下，整個仿真運行結(jié)束后油液溫度為51 ℃，與無卸荷運行相比減少5 ℃，有效地降低了液壓加載系統(tǒng)的油液溫度。

5 結(jié)論

(1)針對現(xiàn)有試驗機液壓加載系統(tǒng)存在的溫升過高以及微小內(nèi)泄漏檢測不夠準確的問題，對液壓加載回路及增壓器結(jié)構(gòu)進行設(shè)計，在回路中增加了保壓卸荷功能，降低了系統(tǒng)溫升，便于準確測量微小內(nèi)泄漏。

(2)在沒有現(xiàn)成模型的情況下，采用AMESim軟件中的相關(guān)模型構(gòu)建了回轉(zhuǎn)接頭、增壓器的仿真模型，并建立了完整液壓加載系統(tǒng)的熱液壓仿真模型，進行溫度仿真分析，對比系統(tǒng)無卸荷工作模式和有卸荷工作模式下油液溫度的變化，結(jié)果表明：所設(shè)計系統(tǒng)能夠有效地降低油液溫度，為液壓加載系統(tǒng)設(shè)計及預測液壓元件和系統(tǒng)溫升提供了參考。