基于AMESIM的高速气缸新型缓冲装置缓冲性能研究

张日红， 杜群贵

(1.仲恺农业工程学院 机电工程学院，广州 510225； 2.华南理工大学 机械与汽车工程学院，广州 510641)

基于AMESIM的高速气缸新型缓冲装置缓冲性能研究

张日红1，2， 杜群贵2

(1.仲恺农业工程学院 机电工程学院，广州 510225； 2.华南理工大学 机械与汽车工程学院，广州 510641)

目前气动技术在现代工业技术发展过程中占有重要的地位，而作为执行元件的气缸的应用更是普遍，气缸的工作速度逐步向高速方向发展，而性能良好的缓冲装置对于气缸以稳定而低速的状态停靠在行程终点具有极其重要的作用。通过仿真和实验分析发现基于压力释放阀缓冲调节阀在气缸缓冲性能调节方面存在调节范围小，容易引发气缸活塞速度的振荡，进一步提出了一种新型缓冲装置，该新型缓冲装置通过气缸缓冲腔余隙容积与压力调节阀的分段调节来实现气缸良好缓冲的调整。接下来在构建具有新型缓冲装置的高速气缸AMESIM数值模型的基础上，对气缸活塞速度为3.0～3.7 m/s，气缸执行系统可移动部件质量为4 kg工况条件下进行了仿真分析，分析结果显示了气缸速度在3.0～3.5变化时，通过调节气缸缓冲腔的余隙容积大小即可实现最佳缓冲，而气缸速度在3.5～3.7 m/s变化时，则通过调节压力调节阀来实现最佳缓冲。通过仿真还得出了气缸实现良好缓冲的分段调节范围，稳定调节范围相比单纯基于压力释放阀的缓冲调节方式有了很好的提升。

高速气缸；新型缓冲装置；缓冲性能；AMESIM建模

气缸非常适合快速使负载质量加速至较高的速度，从目前的发展趋势看，通用型气缸将进一步保持低成本、高性能、多样化的特点。另一方面，特殊用途的气缸将继续向着高速化、高精度化、 复合化以及追求平滑移动特性上发展[1]。气缸的高速化发展对提高装置的生产效率非常重要，是气动技术发展的必然趋势[2]。为了使气缸活塞平稳和无冲击的停止到行程终点，普遍的方法是合理配置排气节流通道的有效截面积，使气缸活塞在运行过程中逐渐挤压缓冲腔内的气体，使缓冲腔内气体的压力迅速升高而形成缓冲气垫，进而吸收气缸运动部件的冲击动能[3]。缓冲气垫与机械弹簧的性质很相似，很多场合下视其为气动弹簧。如果气动弹簧的刚度过大，气缸活塞没有到达形成终点气缸活塞就停止了，接着活塞速度方向改变为负方向，之后又重新恢复为原来的速度方向，进而形成活塞速度的反弹现象[4]。反弹现象的产生对于消除气缸的冲击振动没有任何效果，只会延长气缸的行程时间[5]。若气动弹簧的刚度太小，气缸的冲击动能无法被吸收，气缸活塞将以较高的速度冲击气缸端盖[6]。合理的缓冲方式直接决定气动弹簧的刚度，进而影响气动缓冲的性能[7]。因此，应用合理的缓冲方案及相应的缓冲装置，使活塞以较低的速度平稳地停靠在行程终点是极其重要的。

1 高速气缸缓冲结构与原理

大部分内置气动缓冲装置在结构上是相似的，即在气缸的端盖内放置有缓冲密封圈，气缸的活塞杆上有一段缓冲柱塞的结构[8]。以气缸的缩回阶段为例，其工作原理可描述如下：活塞快速从左侧向右侧移动的过程中，气缸背压腔的气体通过缓冲密封圈的中心孔排出。而当缓冲密封圈进入到缓冲密封圈的内孔中时，缓冲密封圈中心孔的排气通道被封闭。气缸背压腔内的气体则只能通过气缸端盖内的更小的的排气通道排至缓冲装置入口处，由于缓冲装置排气节流口面积低于气缸活塞对背压腔气体压缩的速度，因此背压腔的压力迅速上升，使活塞的速度得以降低[9]。图2所示的压力释放阀是目前在高速气缸中普遍采用的缓冲元件，其开启压力是由人为调整的弹簧压缩量来控制，即弹簧压缩量的调整必须根据气缸运行的最高速度和负载质量来进行合理调整，以保证气缸缓冲腔内的压力上升至最大时，压力释放阀迅速开启并排尽缓冲腔内的气体，但实际情况是合理的弹簧压缩量的稳定区间过小，人工调整良好缓冲是极为费时费力的[10]。主要现象为两种：①如果弹簧压缩量调整不足，压力释放阀开启过早而导致气缸背压腔的缓冲能量不足而使气缸活塞撞击到活塞端盖；②如果弹簧压缩量调整过度，会使得压力释放阀的开启不稳定，存在反复启闭的现象，最终导致气缸活塞发生激烈的冲击反弹。改进后的新型缓冲阀组件如图3所示，主要由压力调节阀、排气阀、单向节流阀所组成，其工作原理为：一旦气缸缓冲腔压力达到压力调节阀的开启压力，气体便可进入到固定容腔内，当固定容腔内的压力上升到超过排气阀的开启压力时，排气阀开启，由于新型缓冲阀组件的排气节流口可以经阀体内的孔道与气缸的排气腔相通在设计上是可行的，因此缓冲腔内的气体可最终经排气阀、排气节流口排至气缸排气腔内。考虑到单向节流阀的两端分别作用有固定容腔和气缸缓冲腔内的气体压力，因此当气缸缓冲腔的压力随着气体的排放开始低于固定容腔内的气体压力时，固定容腔内的气压便会使单向节流阀开启并缓慢释放其内部的气体压力。单向节流阀的通流面积需大小合适，进而延迟固定容腔经单向阀向气缸缓冲腔排放的速度，以保证排气阀的开启时间更久。

图1 高速气缸的内部结构示意图

图2 压力释放阀结构图

图3 新型缓冲阀组件结构图

2 气缸传动系统的仿真与实验研究

2.1气缸传动系统数值模型

首先对气缸整体结构进行功能分解，主要包括进气腔、驱动腔、缓冲腔、排气腔四个腔体与缓冲阀组件，缓冲阀组件的主要功能是在合理的时刻开启缓冲阀组件并迅速排空气缸缓冲腔的气体，除此之外还包括连接各腔体与缓冲阀组件的等效节流孔、管道和气容。而电磁换向阀主要完成对供气口与排气口的切换，即实现气缸伸出与缩回的控制。AMESIM非常适合基于气动元件的模块化数值建模[11]，通过对气缸整体结构的结构与功能分析，建立了如图4所示的基于AEMSIM的气缸传动系统的总体数值模型。

图4 基于AMESIM的气动系统数值模型

2.2缓冲阀组件模型

图5和图6分别显示了基于AMESIM的压力释放阀和新型缓冲组件的数值模型。这两种缓冲结构的入口和出口压力分别为气缸缓冲腔压力p3和排气腔压力

图5 压力释放阀数值模型

图6 新型缓冲组件数值模型

p4。新型缓冲阀组的数值模型主要由压力调节阀、排气阀、单向节流阀三部分组成。

2.3主要参数设置

高速气缸气动系统及缓冲装置的相关参数如表1所示。主要包括气缸、压力释放阀与新型缓冲装置的等效通流面积、弹簧动力参数、气体容腔的以及负载质量等参数。

2.4气缸与阀芯可移动部件摩擦力

气缸机械系统的摩擦力模型采用Stribeck模型，其中fs，fc,fv分别气缸机械系统的静摩擦力、库伦摩擦力及黏性摩擦因数[12]。经前期的试验并进行线性回归得到fs，fc,fv的表达式为

(1)

根据文献[13]的经验预测可得到缓冲装置的等效通流面积与阀芯摩擦力模型如式2所示[13]:

(2)

2.5仿真条件的设置

由于气缸的伸出与缩回的缓冲过程是相似的，而且缓冲结构是相同的，因此对于气缸缓冲性能的仿真选气缸的缩回阶段作为代表进行研究[14]。仿真过程中固定Ae1=25.5 mm2，通过调节Ae2来实现气缸的不同速度。为了模拟实际气缸的运行条件，先使气缸伸出至终点并做短时间停留，之后切换电磁阀换向以保证气缸快速返回，电磁阀的控制信号如图7所示。为了使气缸的缩回阶段的位移信号保持正向变化，设置气缸伸出到终点位置的的初始位移为0 mm，而气缸缩回到终点位置时气缸的位移为800 mm。

图7 电磁换向阀控制信号

2.6模型仿真与实验验证

为了验证基于AMESIM的数值模型的的正确性，搭建了高速气缸的动态性能的测试平台，图8与图9分别展示了气缸缓冲腔压力与位移、速度信号的测试方法，缓冲腔压力测试采用FESTO压力传感器SPTB-P50R-G14-VD-M12，位移与速度信号的测试采用MTS磁致位移传感器RPM1000MR031V01，通过实验测试得出气缸最高速度在3 m/s的位移、速度与各腔体压力，并进行相应条件下的高速气缸动态性能仿真，以此来分析仿真与实验的吻合程度，从图10与图11的仿真与实验曲线对比可知，仿真模型具备良好的拟合度，可以保证基于新型缓冲装置的高速气缸仿真分析的可靠性。

图8 缓冲腔压力测试方法

图9 位移与速度信号测试方法

图10 位移、速度仿真与实验对比

图11 气缸各腔体压力仿真与实验对比

2.7压力释放阀的调节特性

基于压力释放阀的高速气缸的余隙容积的实际大小为3 284 mm3，实验得出在气缸最高速度为3 m/s，气缸执行系统可移动部件质量为4 kg时，气缸活塞速度以及气缸缓冲腔压力随压力释放阀弹簧压缩量的变化规律分别如图12和图13所示，在两图中v0.0，v0.5，v1.0，v1.5分别表示压力释放阀弹簧压缩量为0 mm，0.5 mm，1.0 mm和1.5 mm时，气缸活塞速度的实时变化曲线。气缸在进入缓冲阶段后，随着压力释放阀弹簧压缩量的增加，气缸活塞的速度与气缸缓冲腔压力波动趋势呈增长趋势。即使在弹簧压缩量为零时，依然存在有速度和压力的振荡，而且弹簧压缩量的小幅度调节就会导致振荡效果产生极大的变化，说明基于压力释放阀的缓冲调节的稳定域较小。

图12 压力释放阀弹簧压缩量对活塞速度的影响

图13 压力释放阀弹簧压缩量对缓冲腔压力的影响

Fig.13 The influence of pressure release valve spring compression on pressure in cushion chamber

图14 分段调节装置布置方案

图15 配置有新型缓冲装置的活塞速度特性

图16 配置有新型缓冲装置的气缸缓冲腔压力特性

3 新型缓冲装置的性能研究

3.1最高速度变化时的缓冲调节特性

调节气缸排气口速度控制阀的有效截面积Ae2，进行气缸速度大于3 m/s的仿真分析，从图17中Ae2、V30、xr0的调节规律可以看出速度的调节过程具有很好的线性度，气缸速度在低于3.5 m/s时，通过调节气缸缓冲腔的余隙容积来实现最佳缓冲，此时的余隙容积V30的变化范围为：3 284

图17 Ae2、V30、xr0的调节规律

图18 vend、ta、xb、vb的变化规律

在理想的情况下，气缸可移动部件在行程终点将以平滑的速度停止下来。而气缸可移动部件的动能将转化为缓冲腔气体的压缩功，如果假设气缸缓冲腔气体此时处于绝热变化过程[15]，同时忽略摩擦力的影响，最终气缸缓冲腔的气体在压缩过程结束后产生的压力为：

(3)

式中：p3是缓冲过程结束时缓冲腔的压力，Pa；p30是缓冲过程开始时缓冲腔的压力，Pa；k是绝热指数，取值为1.4；m是气缸可移动部件的质量，kg；vc0是气缸在缓冲开始时的活塞速度，m/s；Vc0是缓冲过程开始时的缓冲腔的初始容积，m3。

图19显示了通过仿真得出的气缸在缓冲开始时的缓冲腔压力p30，气缸在缓冲开始时的活塞速度vc0以及气缸缓冲腔压力的最大值p3max，图20比较了仿真得出的p3max与通过公式2计算的缓冲腔最高压力的对比结果，从中可以看出新型缓冲装置的缓冲腔的压力峰值与理想缓冲压力峰值的计算结果变化趋势非常接近，只是由于理想缓冲压力峰值的计算忽略了摩擦力的影响，导致了二者之间有一定的误差，这进一步说明了新型缓冲装置对于实现气缸最佳缓冲调节的有效性。

图19 p30、vc0、p3max的变化规律

图20 p3mx与pcmax的比较

3.2新型缓冲装置的稳定调节区间

如果定义气缸实现良好缓冲的衡量标准为气缸以低于0.3 m/s的速度抵达终点，进一步仿真可以得出气缸活塞速度在3.0～3.7 m/s之间变化时余隙容积和压力调节阀分段调节的有效调节范围。具体如图21所示，从中可以看出新型缓冲装置的速度调节区间和稳定域都得到了提高。

4 结 论

本文针对基于单纯基于压力释放阀的高速气缸可调缓冲存在调节范围窄，调节稳定域小的缺点，进行了高速气缸新型缓冲装置的创新性设计，主要包括余隙调整组件、缓冲阀组件两部分组成，其中的缓冲阀组件由压力调节阀、排气阀、单向节流阀三部分组成。通过基于AMESIM的数值仿真结果揭示了该新型缓冲装置可实现高速气缸的缓冲性能的分段调节，气缸的最佳缓冲所对应的压力峰值随着气缸最高速度的提高而增加，同时压力峰值的变化与理论计算结果具有相似的变化趋势。

图21 气缸最高速度变化时良好缓冲的有效调节范围

Fig.21 Adjustment range of good cushion performance when the maximum piston speed varies

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CushioningperformanceofanovelcushiondeviceforhighspeedpneumaticcylindersbasedonAMESIM

ZHANGRihong1，2,DUQungui2

(1. College of Mechanical and Electrical Engineering, Zhongkai University of Agriculture and Engineering Guangzhou 510225, China; 2. School of Mechanical and Automotive Engineering, South China University of Technology, Guangzhou 510641, China)

Currently the pneumatic technology plays on important role in modern industrial technologies, pneumatic cylinders are more generally used as actuators, and their operation speed is gradually improved. So, cushion devices with good performance appear to be quite necessary for guaranteeing the pneumatic cylinder to be able to stop in a stable and slow speed status at the end of travel. Simulations and experimental analyse have found that the pneumatic cylinders installed with the traditional pressure relief valvel can only manually regulate the cushioning properties in a small adjustment range, and may easily lead to the fluctuation of piston speed. A novel cushion device was proposed to achieve better cushioning properties, in which the clearance volume of cushion chamber and the spring compression of pressure regulating valve can be regulated according to the variation of piston speed. An AMESIM numerical model for a high speed pneumatic cylinder with the novel cushion device was developed to perform the simulation with the piston speed varying in 3.0-3.7 m/s and the mass of the moving parts in the actuator system being 4 kg. The analysis results show that when the maximum piston speed varies in 3.0-3.5 m/s, the optimum cushioning performance can be achieved by adjusting the clearance volume of cushion chamber, while when the maximum piston speed varies in 3.5-3.7 m/s, the spring compression of pressure regulating valve can be regulated to achieve the optimum cushioning performance. A better cushion adjustment range of the novel cushion device was determined through the simulation, comparing to the original pressure relief valvet.

high speed pneumatic cylinder; novel cushion device; cushion performance; AMESIM model

TH138.5；TH113.2

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.21.015

国家重点实验室开放课题项目(SKLMT-KFKT-201503);广东省科技计划项目(2013B010203016)

2016-04-29 修改稿收到日期：2016-06-21

张日红 男，博士，副教授，1980年5月生

杜群贵 男，教授，博士，教授，1965年6月生