王成龍， 高 遠， 曾慶良,2

(1.山東科技大學 機械電子工程學院， 山東 青島 266590； 2.山東師范大學， 山東 濟南 250014)

引言

液壓緩沖器是一種廣泛用于機械設備起緩沖保護作用的裝置。傳統(tǒng)的間隙式、孔隙式液壓緩沖器阻尼力恒定，不能隨緩沖進程實時改變。多孔式液壓緩沖器的阻尼力會隨開啟的節(jié)流口數(shù)量產(chǎn)生跳躍性突變，導致緩沖器在受到高速沖擊時緩沖壓力峰值過高、緩沖過程不平穩(wěn)。芯軸式液壓緩沖器可通過芯軸尺寸變化來實現(xiàn)變節(jié)流，因此阻尼力可連續(xù)變化且擁有更好的緩沖效果，但由于其結構緊湊，如何在有限空間內提高其緩沖容量具有很高的研究價值。

對于芯軸式液壓緩沖器的結構設計和螺旋通道液體的流動特性，學者們做了大量研究，對液壓緩沖器進行數(shù)學建模，并將仿真結果與實驗結果進行對比研究[1-5]，基于流體動力學理論對芯軸式液壓緩沖器進行仿真研究[6-7]。張楠[8]對液壓緩沖器的緩沖性能進行研究，運用流體仿真軟件Fluent對緩沖器進行仿真，分析了芯軸的變化對緩沖性能的影響。馬星國等[9]為獲得芯軸式液壓緩沖器的理想緩沖曲線，提出了一種新型的數(shù)學建模方法，并對數(shù)學模型進行仿真分析。王明川[10]介紹了一種圓柱螺旋線式阻尼孔，能夠獲得較好的減振效果。一些學者通過改變螺距、槽寬和槽深對矩形截面螺旋槽液體的流動特性進行仿真研究[11-14]。王成龍等[15]將螺旋槽應用于液壓緩沖器中，并對其進行仿真，結果表明，螺旋式液壓緩沖器具有良好的緩沖特性，適用于高速沖擊工況。

本研究旨在設計一種新型的芯軸式液壓緩沖器，通過在芯軸上開螺旋槽，解決傳統(tǒng)芯軸式液壓緩沖器緩沖容量低的問題，并研究不同螺旋槽結構參數(shù)下緩沖器的壓力及壓差變化規(guī)律，為下一步樣機試驗提供參考依據(jù)。

1 芯軸式液壓緩沖器工作原理

傳統(tǒng)的芯軸式液壓緩沖器的節(jié)流芯軸形狀多為圓柱形或是圓臺形。本研究在圓臺形芯軸的基礎上，在其表面開螺旋槽，其結構如圖1所示。

1.撞頭 2.內缸筒 3.隔離活塞 4.外缸蓋 5.活塞 6.外缸筒 7.油腔I 8.芯軸 9.節(jié)流孔 10.油腔II 11.復位彈簧

芯軸式液壓緩沖器主要由撞頭、內外缸筒、芯軸、隔離活塞、底座等構成。工作過程：高速運動的物體首先撞擊緩沖器上部撞頭，撞頭推動內缸筒帶動活塞向下運動，油腔I內油液出現(xiàn)尖峰載荷，壓力迅速升高，此時的壓力理論上應為整個緩沖過程中的最大值，對液壓緩沖器進行優(yōu)化設計的目的之一就是降低該峰值；在壓力作用下，油液通過芯軸與活塞之間形成的節(jié)流孔進入油腔II，節(jié)流孔由環(huán)縫和螺旋槽共同組成，油液由油腔I進入節(jié)流孔時，流道截面積突然減小，油液的流通受到極大限制，因此在節(jié)流孔處形成很強的節(jié)流作用，使上下兩油腔間產(chǎn)生壓力差；同時，壓力作用于活塞，使撞頭的運動受到阻礙，達到輸出緩沖力、降低運動物體速度的目的，由于阻力的作用，運動物體開始減速，活塞的運動速度降低，根據(jù)伯努利連續(xù)性方程，速度降低，導致流過節(jié)流縫隙的流量減小，為保持穩(wěn)定的緩沖力，節(jié)流縫隙面積也在減小；最終，運動物體到達靜止狀態(tài)，油腔I油液被壓縮至油腔II中，沖擊能量絕大部分轉化為油液的熱能散發(fā)到空氣中，小部分被油腔II的復位裝置吸收；緩沖結束后，復位裝置釋放能量，內缸筒及活塞被推出，油液重新回到油腔I，液壓緩沖器回到初始狀態(tài)，等待下一次撞擊。

2 緩沖器螺旋槽能量損失數(shù)學模型

螺旋槽內的能量損失分為兩部分，一部分是沿程壓力損失，另一部分是局部壓力損失。

液體在螺旋槽做湍流流動時，其沿程壓力損失為：

(1)

式中， Δpλ—— 沿程壓力損失

λ—— 沿程阻力系數(shù)

l—— 螺旋槽長度

d—— 螺旋槽管徑

ρ—— 液體密度

v—— 液體平均流速

螺旋槽長度如下：

(2)

式中，D—— 螺旋槽平均直徑

h—— 緩沖器活塞高度

n—— 芯軸上螺旋槽螺距

非圓管計算時，用水力直徑來代替圓管直徑，公式如下：

dH=4RH

(3)

式中，dH—— 水力直徑

RH—— 水力半徑

(4)

式中，A—— 螺旋槽有效截面積

χ—— 濕周長度

a—— 螺旋槽槽寬

b—— 螺旋槽槽深

根據(jù)流量方程得：

(5)

式中，Cd為流量系數(shù)。

綜上，螺旋槽內液體沿程壓力損失為：

(6)

局部壓力損失公式為：

(7)

式中，ζ為局部阻力系數(shù)，由魏斯巴赫經(jīng)驗公式可得：

(8)

式中，R為螺旋槽平均半徑。

綜上，螺旋槽內液體局部壓力損失為：

(9)

故螺旋槽內總壓力損失為：

Δpω=Δpλ+Δpζ

(10)

3 芯軸式液壓緩沖器流體仿真

3.1 模型建立

螺旋槽對流體有兩方面影響，一方面是螺旋槽使油液流道變得復雜，增大油液流動的紊亂程度，從而增大壓力損失，增大阻尼力；另一方面是螺旋槽增大了節(jié)流孔節(jié)流面積，使油液的流通能力增大，減小壓力損失，減小阻尼力。螺旋槽最終表現(xiàn)出的對流體的影響效果實質上是兩方面相互作用相互抵消后的結果。

本研究對芯軸式液壓緩沖器進行結構設計，在芯軸表面開出螺旋槽，通過改變螺距、槽寬以及槽深3個結構尺寸參數(shù)，來研究活塞在初始位置時節(jié)流孔內壓力場分布情況。緩沖器部分結構參數(shù)為：阻尼孔直徑20 mm，高度20 mm，芯軸長度60 mm，小端直徑17 mm，大端直徑19 mm。變螺距通過改變芯軸上螺旋槽圈數(shù)N來實現(xiàn)，對光軸以及截面形狀不變的情況下，在芯軸上開出1～12圈螺旋槽，分別建立13個不同螺距的流體域模型來對螺距進行仿真研究；在螺旋槽圈數(shù)為1, 3, 5, 7，不改變矩形截面長度的情況下，在1.0～6.5 mm之間以0.5 mm為間距選取12個特征值作為槽寬，分別建立12個不同槽寬的流體域模型來對槽寬進行仿真研究；在螺旋槽圈數(shù)為1, 3, 5, 7，不改變矩形截面寬度的情況下，在1.0～6.5 mm 之間以0.5 mm為間距選取12個特征值作為槽深，分別建立12個不同槽深的流體域模型來對槽深進行仿真研究。

3.2 計算條件

(1) 采用32#液壓油為流體介質，其密度為890 kg/m3，運動黏度為0.03 m2/s；

(2) 相比于流場中壓力，油液重力對仿真結果影響不大，故忽略重力的影響；

(3) 流場介質為牛頓流體，不可壓縮；

(4) 采用標準κ-ε模型；

(5) 進油口設置在油腔I，為速度入口，入口速度3 m/s；出油口設置在油腔II，為壓力出口，默認大氣壓力；除二者外，其余壁面為固壁，默認靜止無滑移邊界。

3.3 仿真結果分析

1) 變螺距分析

為直觀體現(xiàn)液流特性隨螺距的變化規(guī)律，截取螺旋槽圈數(shù)N分別為1, 4, 7, 10時節(jié)流孔入口的壓力云圖，如圖2所示。由圖可以看出，當螺旋槽圈數(shù)過少時，螺旋槽內壓力分布與環(huán)縫的壓力分布沒有明顯變化，說明通過螺旋槽的油液與通過環(huán)縫的油液速度沒有太大變化，螺旋槽相當于增大了節(jié)流面積，對油液的阻力作用很少。當螺旋槽圈數(shù)為4及以上時，油液從高壓腔流入節(jié)流孔，截面突然縮小，螺旋槽內壓力分布與環(huán)縫產(chǎn)生較大差異，隨著圈數(shù)增多，芯軸的徑向截面中螺旋槽面積越來越大，螺旋槽內高壓區(qū)域(值)逐漸增大，說明螺旋槽圈數(shù)越多，高壓腔壓力越大，故而會在節(jié)流孔入口處在螺旋槽內涌入更多高壓油液；低壓區(qū)域(值)逐漸減小，說明隨著螺旋槽圈數(shù)增多，油液在螺旋槽內的流速減小，且圈數(shù)越多，阻力越大，速度減小的越快。

圖2 變螺距節(jié)流孔入口處壓力云圖

圖3是螺旋槽圈數(shù)N分別為1, 4, 7, 10時節(jié)流孔出口的壓力云圖。由圖可以看出，高壓區(qū)域主要集中在螺旋槽與環(huán)縫連接處，且高壓值逐漸減小，這是由于油液從節(jié)流孔即將流入低壓腔，截面突然擴大，油液流速迅速減小所致。圈數(shù)為7，10時，螺旋槽與環(huán)縫壓強相差不大，說明圈數(shù)增多時，節(jié)流孔阻尼增大，油液流過節(jié)流孔已基本完成卸荷。

圖3 變螺距節(jié)流孔出口處壓力云圖

圖4是光軸以及螺旋槽圈數(shù)N在1～12時，選取的13個特征值建立不同螺距的緩沖器流體域模型出入口和阻尼孔進出口壓力。由圖可以看出，當螺旋槽圈數(shù)較少時，緩沖器的入口壓力和阻尼孔進口壓力小于光軸，表明螺旋槽圈數(shù)較少時并未起到增壓增阻的效果，螺旋槽相當于增大了油液流通面積，反而降低了阻尼力。在研究范圍內，阻尼孔進口壓力曲線與緩沖器入口壓力曲線變化規(guī)律大致相同，螺旋槽圈數(shù)越多，緩沖器入口壓力和阻尼孔進口壓力越大，阻尼孔出口壓力越小，相比于緩沖器入口和阻尼孔進出口壓力，緩沖器出口壓力很小且變化不大。

圖4 緩沖器不同位置壓力曲線

圖5是光軸以及螺旋槽圈數(shù)N在1～12時，選取的13個特征值建立不同螺距的緩沖器流體域模型總壓力損失及各部分壓力損失圖。油液流過緩沖器產(chǎn)生的壓力損失由三部分組成，分別為高壓腔到節(jié)流孔截面突然收縮處、節(jié)流孔內沿程耗散和節(jié)流孔到低壓腔截面突然擴大處。由圖可以看出，在研究范圍內，當螺旋槽圈數(shù)較小時，三部分壓力損失總體來說相差不大，但高壓腔壓差與低壓腔壓差略高于阻尼孔內壓差；隨著圈數(shù)增多，油液在阻尼孔內的壓力損失越來越大，逐漸成為緩沖器總壓力損失的主要部分，且與緩沖器總壓力損失變化規(guī)律大致相同。由緩沖器進出口壓差曲線及阻尼孔壓差曲線與壓力曲線規(guī)律相似，當螺旋槽圈數(shù)過小時，螺旋槽并不能增大阻尼，螺旋槽相當于增大了油液流通面積，反而降低了阻尼力；隨著螺旋槽圈數(shù)增多，緩沖器總壓力損失和阻尼孔內壓力損失明顯增大，說明在阻尼孔內，螺旋槽對油液的阻礙作用越來越大。高壓腔壓力損失先減小后緩慢增加，說明在高壓腔內，螺旋槽對油液的作用力先減小后增大，但由于高壓腔橫截面積較大，故高壓腔壓差整體變化不大；低壓腔壓力損失逐漸減小，這是因為隨著圈數(shù)的增多，阻尼孔對油液的阻尼力越來越大，油液在阻尼孔出口處壓力越來越小。

圖5 緩沖器不同位置壓差曲線

2) 變槽寬分析

為直觀體現(xiàn)液流特性隨槽寬的變化規(guī)律，截取螺旋槽圈數(shù)為5，螺旋槽槽寬分別為1.0, 2.5, 4.5, 6.5 mm 時節(jié)流孔入口截面的壓力云圖，如圖6所示。由圖可以看出，當螺旋槽圈數(shù)過少時，螺旋槽壓力分布與環(huán)縫的壓力分布沒有明顯變化，說明通過螺旋槽的油液與通過環(huán)縫的油液速度沒有太大變化，螺旋槽相當于增大了節(jié)流面積，對油液的阻力作用很少。當螺旋槽槽寬2.5 mm及以上時，螺旋槽內壓力分布與環(huán)縫產(chǎn)生較大差異。油液從高壓腔流入節(jié)流孔，截面突然縮小，隨著槽寬增大，芯軸的徑向截面中螺旋槽面積越來越大，螺旋槽內高壓區(qū)域(值)逐漸增大，說明螺旋槽槽寬越大，高壓腔壓力越大，故而會在節(jié)流孔入口處在螺旋槽內涌入更多高壓油液；低壓區(qū)域(值)逐漸減小，說明隨著螺旋槽圈數(shù)增多，油液在螺旋槽內的流速減小，且槽寬越大，阻力越大，速度減小的越快。

圖6 變槽寬節(jié)流孔入口處壓力云圖

圖7是螺旋槽圈數(shù)N為5，螺旋槽槽寬分別為1.0, 2.5, 4.5， 6.5 mm時節(jié)流孔出口的壓力云圖。由圖可以看出，隨著槽寬的增大，高壓區(qū)域逐漸增多，且多分布于環(huán)縫中，低壓區(qū)域多出現(xiàn)在螺旋槽內壁面。

圖7 變槽寬節(jié)流孔出口處壓力云圖

圖8是槽寬a為1.0～6.5 mm時，對圈數(shù)為1, 3, 5， 7的螺旋槽分別選取的12個特征值建立不同槽寬的緩沖器流體域模型出入口總壓差曲線。由圖可以看出，在研究范圍內，當螺旋槽圈數(shù)較少(N為1，3)時，隨著槽寬的增大，緩沖器總壓力損失越小，且圈數(shù)越少，曲線越傾斜，壓力損失減小的越快；當螺旋槽圈數(shù)較多(N為5，7)時，隨著槽寬的增大，緩沖器總壓力損失越大，且圈數(shù)越多，曲線越傾斜，壓力損失增加的越快。

圖8 變槽寬緩沖器出入口總壓差曲線

圖9是槽寬a為1.0～6.5 mm時，對圈數(shù)為1，3，5，7的螺旋槽分別選取的12個特征值建立不同槽寬的緩沖器流體域模型阻尼孔進出口壓差曲線。由圖可以看出，在研究范圍內，當螺旋槽圈數(shù)較少(N為1)時，隨著槽寬的增大，阻尼孔進出口壓力損失減小。當螺旋槽圈數(shù)較多(N為3，5,7)時，隨著槽寬的增大，阻尼孔進出口壓力損失越大，且圈數(shù)越多，曲線越傾斜，壓力損失增加的越快。這進一步驗證了之前的結論：螺旋槽圈數(shù)過少，螺旋槽并不能起到增大阻尼的作用，螺旋槽相當于增大了油液流通面積， 反而降低了阻尼力。

圖9 變槽寬緩沖器阻尼孔進出口壓差曲線

當螺旋槽圈數(shù)達到一定值之后，螺旋槽才開始表現(xiàn)出增大阻尼力的效果，且圈數(shù)越多，增阻作用越明顯。

3) 變槽深分析

為直觀體現(xiàn)液流特性隨槽深的變化規(guī)律，截取螺旋槽圈數(shù)為5，螺旋槽槽深分別為1.0， 2.5， 4.5， 6.5 mm 時節(jié)流孔入口截面的壓力云圖，如圖10所示。油液從高壓腔流入節(jié)流孔，截面突然縮小，螺旋槽內壓力分布與環(huán)縫產(chǎn)生較大差異。隨著槽深增大，芯軸的徑向截面中螺旋槽面積越來越大，由圖可以看出，在研究范圍內，螺旋槽內高壓區(qū)域(值)主要集中在螺旋槽與環(huán)縫入口連接處，且無明顯變化，說明在高壓腔內螺旋槽槽深對阻尼力影響不大；低壓區(qū)域(值)逐漸增大增多，說明隨著螺旋槽槽深增大，油液在螺旋槽內的流速增大，且槽深越大，阻力越小，速度增加的越快。

圖10 變槽深節(jié)流孔入口處壓力云圖

圖11是螺旋槽圈數(shù)為5，螺旋槽槽深分別為1.0， 2.5， 4.5， 6.5 mm時節(jié)流孔出口的壓力云圖。由圖可以看出，隨著槽深的增大，高壓區(qū)域先增多后減少，且多分布于環(huán)縫中，低壓區(qū)域多出現(xiàn)在螺旋槽內壁面。

圖11 變槽深節(jié)流孔出口處壓力云圖

圖12是槽深為1.0～6.5 mm時，對圈數(shù)為1，3，5，7的螺旋槽分別選取的12個特征值建立不同槽深的緩沖器流體域模型出入口總壓差曲線。由圖可以看出，在研究范圍內，當螺旋槽圈數(shù)較少(N為1，3)時，隨著槽深的增大，緩沖器總壓力損失減小。當螺旋槽圈數(shù)較大(N為5，7)時，緩沖器總壓力損失先減小后增大，在槽深1.0～4.5 mm時，緩沖器總壓力損失減小，在槽深4.5～6.5 mm時，緩沖器總壓力損失增大。

圖12 變槽深緩沖器出入口總壓差曲線

圖13是槽深b為1.0～6.5 mm時，對圈數(shù)為1， 3， 5， 7的螺旋槽分別選取的12個特征值建立不同槽深的緩沖器流體域模型阻尼孔進出口壓差曲線。由圖可以看出，當螺旋槽圈數(shù)較少(N=1)時，隨著槽深的增大，阻尼孔進出口壓力損失減小。當螺旋槽圈數(shù)較多(N為3，5,7)時，隨著槽深的增大，阻尼孔進出口壓力損失越大，且螺旋槽圈數(shù)越多，壓力損失越大。

圖13 變槽深緩沖器阻尼孔進出口壓差曲線

4 結論

本研究應用數(shù)值模擬的方法對新型芯軸式液壓緩沖器進行了流體仿真研究，得到結論如下：

(1) 增大螺旋槽圈數(shù)、減小螺距能顯著增大緩沖器壓力損失，但在螺旋槽圈數(shù)過少時，壓力損失反而小于傳統(tǒng)的光桿芯軸，這是由于螺旋槽圈數(shù)過少時，螺旋槽對油液流通能力的增大作用占據(jù)主要地位，表現(xiàn)出減阻特性；當圈數(shù)逐漸增多時，螺旋槽對油液流動的阻礙作用逐漸占據(jù)上風，表現(xiàn)出增阻特性；

(2) 槽寬對緩沖性能的影響與螺旋槽圈數(shù)有關，當螺旋槽圈數(shù)較少(N為1，3)時，增大槽寬能夠減小緩沖器總壓力損失；當螺旋槽圈數(shù)較多(N為5，7)時，增大槽寬能夠增大緩沖器總壓力損失；

(3) 槽深對緩沖性能的影響與螺旋槽圈數(shù)有關，當螺旋槽圈數(shù)較少(N為1，3)時，增大槽深能夠減小緩沖器總壓力損失；當螺旋槽圈數(shù)較多(N為5，7)時，增大槽深，緩沖器總壓力損失先減小后增大。

本研究對新型芯軸式液壓緩沖器進行仿真研究，為下一步的樣機加工和實驗研究奠定了基礎，并為該緩沖器的結構優(yōu)化提供了參考依據(jù)。