螺旋式液压缓冲器缓冲特性试验

王成龙; 宋秋豪; 张迪; 宋心宇

doi:10.12404/j.issn.1671-1815.2505521

科学技术与工程 ›› 2026, Vol. 26 ›› Issue (21) :9121-9134 DOI: 10.12404/j.issn.1671-1815.2505521

机械、仪表工业

螺旋式液压缓冲器缓冲特性试验

王成龙 ¹^,² ,
宋秋豪 ¹ ,
张迪 ¹ ,
宋心宇 ¹^,^*

作者信息 +

Experiment on Buffering Characteristics of Spiral Hydraulic Buffer

WANG Cheng-long ¹^,² ,
SONG Qiu-hao ¹ ,
ZHANG Di ¹ ,
SONG Xin-yu ¹^,^*

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摘要

针对传统液压缓冲器峰值压力大、缓冲能力低、缓冲过程不稳定等问题,在前期对多头螺旋液压缓冲器研究的基础上,基于能量损失数学模型,研究了不同缓冲位置和进口速度下单头、双头螺旋和阻尼孔3种不同阻尼形式的液压缓冲器的缓冲特性。通过冲击试验验证了3种阻尼形式的液压缓冲器的动态特性和仿真模型的有效性。结果表明:相较于传统阻尼孔式液压缓冲器,单头螺旋结构可将压力峰值降低19.1%,而双头螺旋结构可实现26.8%的峰值压力降幅,螺旋式液压缓冲器在压力控制、能量耗散效率和系统稳定性方面均表现出更优特性。与单头螺旋式液压缓冲器相比,双头螺旋式的压力峰值更小,缓冲过程更稳定,但缓冲能力较小。

Abstract

Aiming at the problems of large peak pressure, low buffer capacity and unstable buffering process of traditional hydraulic buffer, based on the previous research on multi-head spiral hydraulic buffer, the buffering characteristics of three different damping forms of hydraulic buffer, namely, single-head, double-head spiral and damping holes, under different buffering positions and inlet velocities, were investigated based on the mathematical model of energy loss. The dynamic characteristics of the three damping forms of hydraulic buffers and the validity of the simulation model were verified through impact tests. The results show that compared with the traditional damping hole hydraulic snubber, the single-head spiral structure can reduce the peak pressure by 19.1%, while the double-head spiral structure can realize 26.8% peak pressure reduction, and the spiral hydraulic snubber shows better characteristics in terms of pressure control, energy dissipation efficiency and system stability. Compared with the single-head helical hydraulic snubber, the double-head helical type has a smaller pressure peak and a more stable cushioning process, but with a smaller cushioning capacity.

Graphical abstract

关键词

螺旋液压缓冲器 / 阻尼形式 / 流场模拟 / 冲击试验 / 缓冲特性

Key words

spiral hydraulic buffer / damping form / flow field simulation / impact test / buffering characteristic

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王成龙, 宋秋豪, 张迪, 宋心宇. 螺旋式液压缓冲器缓冲特性试验[J]. 科学技术与工程, 2026, 26(21): 9121-9134 DOI:10.12404/j.issn.1671-1815.2505521

WANG Cheng-long, SONG Qiu-hao, ZHANG Di, SONG Xin-yu. Experiment on Buffering Characteristics of Spiral Hydraulic Buffer[J]. Science Technology and Engineering, 2026, 26(21): 9121-9134 DOI:10.12404/j.issn.1671-1815.2505521

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液压缓冲器是一种通过微小缝隙或节流孔的阻尼作用对冲击能量进行吸收和转化,延长冲击载荷作用时间,从而减少因冲击带来不良后果的装置,一直被广泛用于机械设备之间,起到缓冲保护作用。在目前的文献中,大多是对芯轴式液压缓冲器^[1]、多孔式液压缓冲器^[2-3]、间隙式液压缓冲器^[4]等进行研究分析。其中芯轴式液压缓冲器可通过芯轴尺寸变化来实现变节流,拥有更好的缓冲效果,但其结构紧凑,缓冲容量较小。多孔式液压缓冲器会随着节流口开启数量的增加阻尼力产生突变,导致在高速冲击时峰值压力过高、缓冲过程不平稳。而传统的间隙式、孔隙式液压缓冲器的阻尼力是一个恒定值,不能随着缓冲行程实时变化,因此传统液压缓冲器缓冲过程平稳性差、峰值压力高,难以满足高速冲击快速耗能等工况要求,这对液压缓冲器的缓冲特性提出了更高的要求,需要研发新的具备优异性能的缓冲器,从而降低缓冲过程的峰值压力,提高缓冲过程的平稳性、可靠性与安全性。

目前,许多学者对液压缓冲器的缓冲特性进行了深入的研究。Li等^[5]、Partovi等^[6]、Gao等^[7]采用有限元方法研究了缓冲器不同初始速度下的缓冲行程、缓冲力和阻尼特性。Bharath等^[8] 研究了油气缓冲器孔板和腔室的几何参数对缓冲性能的影响。Wang等^[9]设计了一种数字式液压缓冲器,研究了缓冲器的耗能机理并给出了能量耗散过程的控制模型。Cherepanov等^[4]研究了车辆悬架阻尼元件液压缓冲器的缓冲特性,并推导出了计算液压缓冲器设计参数的公式。Lim等^[10]利用自行开发的模拟器对一辆25 km/h的10节车厢列车进行了碰撞仿真,对列车缓冲器的缓冲特性进行了分析。Nochnichenko等^[11]考虑了缓冲器工作温度对油液黏度的影响,对液压缓冲器内置节流阀的节流特性进行了试验研究,确定了油液温度变化对节流阀主节流单元流量的定量影响。Hryciow^[12]在此基础上研究了低温条件对缓冲器阻尼特性的影响,并总结出缓冲器的稳定工作温度区间。Zou等^[13]研究了油液可压缩性对液压缓冲器缓冲性能的影响,得到了油液有效弹性模量及缓冲器腔室长度对缓冲器活塞行程、腔内压强变化的影响规律。Czop等^[14]研究了液压缓冲器节流阀片的疲劳损伤对其缓冲性能的影响。Yue等^[15]通过理论和实验方法,对一种结构紧凑、设计巧妙、将机械力与流体阻力耦合的新型蜘蛛式液压缓冲器的缓冲特性进行了影响因素分析和性能评价。

随着研究的深入,许多学者分析了缓冲器内部结构的特点,致力于通过结构优化来改善液压缓冲器的缓冲特性。Yin等^[16]以阻尼孔的半径和长度以及针形节流杆的初始半径为优化变量,利用遗传算法优化梯度节流液压缓冲器的结构。Zhang等^[17]采用粒子群优化算法对液压缓冲器的孔直径和孔距进行优化,优化后的结构显著提高了缓冲效率。Sonowal等^[18]利用ANSYS有限元软件对起落架液压缓冲器进行静力状态下的结构分析,并对活塞部分进行了结构优化改进,可以有效避免缓冲器出现结构失效问题。Cherepanov等^[4]通过改进汽车悬架液压缓冲器阻尼孔通流面积,可以有效避免缓冲器工作初始时刻的液压冲击。Xu^[19]设计了一种具有单向节流阀结构的新型黏弹性体缓冲器并进行了冲击实验,试验结果表明该缓冲器具有良好的抗冲击和稳定性能。王成龙等^[2]采用3种算法对多孔缓冲器的阻尼孔数、孔径和孔距进行优化。结果表明,缓冲器效率显著提高,峰值压力显著降低,粒子群优化算法的优化效果更理想。Zheng等^[3]利用改进的人工鱼群算法对多孔液压缓冲器进行优化分析,有效提高了缓冲器的缓冲性能。

在液压缓冲器的试验研究中,Anghileri等^[20]采用5种方法模拟了水箱的跌落冲击试验,并测试了水箱的动态特性。Cheli等^[21]开发了一种试验台,用于研究缓冲器在静态、动态、中心载荷和错位载荷下的响应。Czop等^[22]建立了车用减震缓冲器的测试方案,用以评估缓冲器的动力学特性。Zhang等^[23]研发了一种液压驱动缓冲器性能测试平台,满足了高速度高精度缓冲器性能测试的需要。Liu等^[24]开发了一套符合国家标准的液压缓冲器电液伺服测试系统,具有足够高的精度。Kim等^[25]开发了一种可以评估轨道车辆耦合系统中缓冲器性能的模型。Feng等^[26]提出了一种基于智能图像识别的电梯液压缓冲器复位时间检测系统的设计。周家亮等^[27]提出一种改进的新型渐变式液压缓冲器结构,分析了不同初始速度工况下内部活塞杆速度、行程、油液压力、缓冲力的变化情况。张帅等^[28]提出了一种具备升降功能的新型油气缓冲器,既能满足缓冲功能,又能满足飞机装卸货物需求。盖展等^[29]针对其阻尼孔孔径、放下阶段旋转速度、充油量3个气液流动特性关键参数,研究了每个因素对气液流动特性的影响。

中外对各类型缓冲器及阻尼器的理论分析、结构优化和试验分析已有较为充分的研究,其中聂卫健等^[30]从结构特点、减振特性、减振效果、应用情况等方面,归纳了新型结构挤压油膜阻尼器的类别,指出了当前中国新型挤压油膜阻尼器研究的不足,对未来新型结构挤压油膜阻尼器的研究提出了方向和展望。孟壮等^[31]设计了一种适用于桥墩的逐级递进式高耗能抗撞磁流变阻尼器,通过建立力学模型确立了阻尼器结构参数;使用有限元对结构强度及磁路进行分析。代建波等^[32]研发了新型压电变摩擦阻尼器,进行了输出力性能试验,提出了斜拉油气管桥的半主动减震控制策略。赵桂峰等^[33]对安装凸轮式响应放大摩擦阻尼器的单自由度体系建立了能量方程,推导了简谐荷载作用下CRAD-FD单圈滞回的能量解析解;提出了CRAD-FD基于性态目标的能量设计方法。目前,液压缓冲器的主要结构形式包括芯轴式、多孔式以及传统的间隙式与孔隙式等。芯轴式液压缓冲器通过芯轴尺寸的连续变化实现变节流面积,具有良好的缓冲特性,但其结构较为紧凑,限制了缓冲容量的提升;多孔式液压缓冲器在高速冲击过程中,随着节流口数量的增加,易出现阻尼力突变现象,导致峰值压力过高、缓冲平稳性下降;传统的间隙式与孔隙式液压缓冲器则由于节流面积基本固定,难以实现压力的平稳控制。上述传统液压缓冲器普遍存在缓冲过程不平稳、峰值压力高等问题,难以满足现代高速、高能冲击工况对缓冲器提出的更高要求,亟须开发具备更优综合性能的新型缓冲结构。

中国液压缓冲器在理论研究与结构优化方面已取得显著进展,学者通过遗传算法、粒子群优化等算法对芯轴式、多孔式结构进行迭代改进,部分新型设计在实验室条件下验证了峰值压力降低效果。然而,在实际生产和工程技术应用层面,传统间隙式与孔隙式缓冲器仍占据市场主导地位,其高速工况下峰值压力过高、缓冲过程振荡剧烈的问题尚未根本解决。磁流变阻尼器等新型缓冲器受限于制造工艺、材料性能及成本控制,尚未实现大规模产业化应用。未来亟须突破高速冲击工况下的峰值压力抑制瓶颈,进一步提升缓冲器的智能化和可靠性,满足高端装备对缓冲过程平稳性、可靠性的严苛需求。

课题组前期提出了一种多头式螺旋液压缓冲器,研究了螺距、直径、沟槽深度和沟槽宽度等不同结构参数对缓冲器能量损失的影响^[34]。因此,在前期研究的基础上,现提出一种改进的单头及双头螺旋式液压缓冲器,并与阻尼孔式液压缓冲器进行仿真及冲击试验对比分析,旨在改善传统液压缓冲器缓冲过程中存在的诸多问题,同时验证螺旋式液压缓冲器相比阻尼孔式液压缓冲器更能有效降低峰值压力、增大能量损耗、提高缓冲过程的平稳性。

1 螺旋液压缓冲器结构设计

1.1 螺旋液压缓冲器的工作原理

螺旋液压缓冲器的结构如图1所示,冲击头用于将冲击物体的冲击动能传递到缓冲器,带螺旋槽的活塞是主要的耗能元件。当碰撞发生时,高速运动物体首先撞击缓冲头,使活塞杆向下推动活塞。

油室A中的油有峰值负荷,压力会迅速增加。此时,压力理论上应该是整个缓冲过程中的最大值。优化液压缓冲器设计的主要目的是降低峰值压力。在压力的作用下,油通过活塞上的螺旋槽进入油室B。通过螺旋槽的阻尼作用,大部分冲击能量转化为油的热能,并在此缓冲过程中耗散到大气中。剩余部分能量转化为油的液压能,储存在复位弹簧中。当冲击减慢或消失时,压缩复位弹簧释放其储存的能量,通过活塞对油室B的液压油施加压力。液压油通过螺旋槽返回油室A,缓冲器返回工作位置,完成缓冲器的卸载。

1.2 螺旋液压缓冲器能量损失数学模型的建立

螺旋液压缓冲器的能量损失分为两部分。第一部分是螺旋槽壁对流动油的摩擦阻力引起的沿路径的压力损失,第二部分是螺旋槽中流动的液体逐渐收缩和弯曲引起的局部压力损失。

螺旋槽的长度计算公式为

(1)l=$\sqrt{{\mathrm{\pi }}^{2}{d}^{2}+{n}^{2}}\frac{h}{n}$

式(1)中:l为螺旋槽的长度;h为螺杆缓冲活塞的高度;n为螺旋槽的螺距;d为螺旋槽直径。

当油在螺旋槽中湍流时,根据达西-魏斯巴赫公式,沿途的压力损失为

(2)h_f=λ

$\frac{l}{d}\frac{{v}^{2}}{2g}$

式(2)中:h_f为沿路径的压力损失;λ为沿路径的阻力系数;v为油的平均流速;g为重力加速度。

对于非圆管的计算,用液压当量直径代替圆管的直径,公式为

(3)$\stackrel{-}{d}$=4$\stackrel{-}{R}$

(4)$\stackrel{-}{R}$=$\frac{2A}{\chi }$=$\frac{ab}{a+2b}$

式中:

$\stackrel{-}{d}$

为液压当量直径;

$\stackrel{-}{R}$

为液压等效半径;a为螺旋槽截面等腰三角形底边长;b为螺旋槽截面等腰三角形腰长。

根据流动方程式,有

(5)v=$\frac{q}{A}\frac{{c}_{\mathrm{d}}A\sqrt{\frac{2\mathrm{\Delta }p}{\rho }}}{A}$=c_d

$\sqrt{\frac{2\mathrm{\Delta }p}{\rho }}$

式(5)中:c_d为流动系数;A为螺旋槽的有效截面积;χ为湿周长度;ρ为流体密度;Δp为螺旋槽进口与出口之间的压力差值。

可得沿螺旋液压缓冲器的压力损失公式为

(6)h_f=$\frac{\lambda {{c}_{\mathrm{d}}}^{2}\mathrm{\Delta }ph}{\overline{d}g\rho }\sqrt{\frac{{\mathrm{\pi }}^{2}{d}^{2}}{{n}^{2}}+1}$

局部压力损失方程为

(7)h_j=ξ

$\frac{{v}^{2}}{2g}$

式(7)中:ξ为局部电阻系数。

使用Weisbach经验公式,表达式为

(8)ξ=$\left[0.131+1.847{\left(\frac{\stackrel{-}{R}}{R}\right)}^{3.5}\right]\frac{\theta }{90°}$

式(8)中:R为螺旋缓冲器活塞的半径;θ为螺旋槽旋转角度。

螺旋式液压缓冲器的局部压力损失公式由式(5)、式(7)和式(8)组合得到,有

(9)h_j=$\frac{h}{n}\left[0.131+1.847{\left(\frac{\stackrel{-}{R}}{R}\right)}^{3.5}\right]\frac{{{c}_{\mathrm{d}}}^{2}\mathrm{\Delta }p}{\rho g}$

因此,螺旋液压缓冲器螺旋槽引起的总压力损失为

(10)h_w=h_f+h_j

2 螺旋液压缓冲器吸能特性仿真分析

2.1 模型建立

由于阻尼孔缓冲器的结构和工作原理比较简单,因此可以较好地分析其缓冲性能。通过调整阻尼孔的大小和数量,可以改变阻尼孔缓冲器的阻尼系数,以满足所需的工况,课题组在前期也对阻尼孔缓冲器进行了大量的研究^[18]。因此,对螺旋式和阻尼孔式液压缓冲器进行了仿真研究,对比分析了两类液压缓冲器的压力场、速度场分布特性和能量耗散情况。在先前多头螺旋式液压缓冲器的研究基础上,对螺旋活塞的螺距、直径、沟槽深度、沟槽宽度等结构参数进行了优化,提出了一种改进的单头、双头螺旋液压缓冲器。改进的单头、双头螺旋液压缓冲器(以下简称单头螺旋、双头螺旋)以及阻尼孔液压缓冲器(以下简称阻尼孔)的活塞结构如图2所示。

单头螺旋活塞和双头螺旋活塞的参数除头数不同外。在阻尼通道截面积相同的前提下,对单头螺旋、双头螺旋和阻尼孔进行了建模。不同阻尼形式下液压缓冲器阻尼通道的截面尺寸如图3所示。为了便于仿真分析,在不影响仿真精度的情况下,简化了螺旋孔和阻尼孔液压缓冲器。液压缓冲器的简化结构示意图如图4所示。部分结构参数如下:活塞直径为109 mm,气缸高压腔内径为110 mm,活塞长度为50 mm。

2.2 计算条件

(1)液压油为流体介质,密度890 kg/m³,运动黏度0.05 m²/s。

(2)油的重力对模拟结果影响不大,因此忽略重力的影响。

(3)流动介质为牛顿流体,不可压缩。

(4)采用标准k-ε湍流模型。

(5)进油口设置在油室B内,即为进气口。入口速度分别设置在1~5 m/s,步进为1。出油口设置在油室A中,即压力出口。默认大气压为标准大气压。除两者外,其他壁面均为实心壁面,默认为静态无滑动边界。

2.3 仿真分析

基于螺旋液压缓冲器能量损失的数学模型,利用CFD软件FLUENT对螺旋液压缓冲器和阻尼孔液压缓冲器进行了数值模拟和可视化分析。通过改变缓冲活塞在高压腔中的位置和同一位置的入口速度,研究了不同缓冲位置和不同入口速度下3种不同阻尼形式的活塞在缓冲器中的压力场分布特征和速度分布特征。在0~35 mm选择步长为5的8个特征值作为高压腔中缓冲活塞的缓冲位置。同时,在每个缓冲位置设置1~5 m/s的5个入口速度。建立了单头螺旋、双头螺旋和阻尼孔3种阻尼形式下8个不同缓冲位置的流体域模型。

为了直观地反映流体流动特性随活塞在缓冲器高压腔缓冲位置的变化规律,截取单头螺旋式、双头螺旋式以及阻尼孔式活塞入口速度为3 m/s条件下分别在缓冲器高压腔初始位置、5 mm缓冲位置、15 mm缓冲位置、25 mm缓冲位置、35 mm缓冲位置的缓冲器轴向压力云图和速度云图。

2.3.1 单头螺旋和双头螺旋的流场分析

单头螺旋轴向压力云图和速度云图如图5和图6所示。双头螺旋轴向压力云图和速度云图如图7和图8所示。从图5和图7的分析可以看出,缓冲器产生的峰值压力集中在高压腔的进油口,油从高压腔流入螺旋槽,截面突然变窄。随着单头螺旋活塞在缓冲器高压腔位置的增加,高压腔的体积迅速减小,使得高压腔的压力迅速增加,缓冲力也迅速增大,说明缓冲介质的能量损失在缓冲过程中主要集中在螺旋槽的位置,螺旋槽可以增加压力,增加阻力。低压腔区压力无明显变化。随着活塞在高压腔缓冲位置的增加,高压腔的压力迅速增加,缓冲能力也不断增加,可以有效实现缓冲。根据图6和图8的分析,缓冲器内部流场的速度梯度较大,缓冲开始时高压腔内的油流速度基本一致。随着活塞向下运动,高压腔的容积迅速减小,压力在短时间内迅速增加,使高压腔的压力转化为缓冲介质的动能。同时,当液压油进入螺旋槽时,由于截面的突然减小,螺旋槽入口处的流速增加。油通过螺旋槽进入低压室的流速大,气缸壁与活塞之间的间隙很大。低压腔内速度场的特点是低压腔壁处的油流速度大。

单头螺旋和双头螺旋进出口的平均压差、速度差和水头损失如表1和表2所示。可以看出,随着缓冲器高压腔中活塞位置的增加,平均压差、速度差和水头损失都在增加。结果表明:随着活塞在缓冲器高压腔中的位置增加,螺旋引起的压力损失增加,能量损失增加;单头螺旋的水头损失大于双头螺旋,说明单头螺旋会比双头螺旋产生更大的能量损失。

2.3.2 阻尼孔流场分析

阻尼孔的轴向压力云图和速度云图如图9和图10所示,从图9的分析可以看出,随着缓冲器高压腔中活塞位置的增加,高压腔的容积逐渐减小,高压腔的压力逐渐增大。油从高压腔流入小孔,截面突然收缩,使阻尼孔入口处的压力迅速增加。由此可见,阻尼孔还起着增加压力和增大阻力的作用。与螺旋液压缓冲器的压力云图相比,可以看出缓冲器早期位置的阻尼孔峰值压力较大,更容易造成缓冲器损坏,如油缸膨胀事故。

从图10的分析可以看出,缓冲刚开始时高压腔内的油液流速整体一致,油液在刚进入阻尼孔时由于截面突然变小,使得速度急剧增大,在阻尼孔入口处及阻尼孔内速度较大,油液在阻尼孔通道内流动,随着缓冲距离的增加,阻尼孔式流场的速度扰动加大,内部流场油液流动的主流依旧位于阻尼孔周围及腔体壁面区域。

阻尼孔进出口的平均压差、速度差和水头损失如表3所示。可以看出,随着缓冲器高压腔中活塞位置的增加,平均压差、速度差和能量损失增加。但是,与螺旋式相比,阻尼孔式的水头损失更小,能量损失也更少。

2.4 3种液压缓冲器的仿真结果分析

2.4.1 单头螺旋与双头螺旋的比较分析

高压腔的峰值压力-缓冲位置、进出口压力差-缓冲位置和水头损失-缓冲位置的对比曲线如图11所示。可以看出,在相同入口速度下,高压腔各缓冲位置单头螺旋的峰值压力、进出口压力差和水头损失均大于双头螺旋,并且随着速度的增加,两者的差值会更明显。

当入口速度为5 m/s时,进出口压力差-峰值压力-水头损失-缓冲位置对比曲线如图12所示,可以看出,单头螺旋各缓冲位置的阻抗力较大,水头损失较大,产生的能量损失也较大,但高压腔的峰值压力也较大,在缓冲位置35 mm处,高压腔压力峰值达到某一值,高压腔压力过高可能会造成油缸膨胀、液压缓冲器损坏等事故,而双头螺旋高压腔产生的峰值压力会明显小于单头螺旋。因此,单头螺旋更适用于低速重载的工况,不适用于高速冲击,双头螺旋更适用于高速冲击的工况。

2.4.2 螺旋式和阻尼孔式的对比分析

高压腔的峰值压力-缓冲位置、进出口压差-缓冲位置和水头损失-缓冲位置的对比曲线如图13所示。可以看出,当入口速度为1 m/s时,高压腔各缓冲位置处3种不同阻尼形式缓冲器的各参数对比曲线数值差异较小,当入口速度增加到3 m/s时,各参数对比曲线的数值明显增加,差异也明显增大,说明3种不同阻尼形式缓冲器的缓冲特性差异会随着入口速度的增加而明显增大。

当入口速度为3 m/s时,进出口压力差-峰值压力-水头损失-缓冲位置对比曲线如图14所示,可以看出,在缓冲开始时,阻尼孔高压腔会有明显的峰值压力,压力变化范围较大,缓冲过程不稳定,而螺旋式高压腔的峰值压力远小于阻尼孔式,随着缓冲位置的增加,螺旋式高压腔的峰值压力和进出口压力稳步升高,在大约1/2缓冲行程处螺旋式高压腔的峰值压力和进出口压力开始大于阻尼孔,在后1/2缓冲行程中螺旋式高压腔的峰值压力和进出口压力差稳步升高,无明显压力波动,说明与阻尼孔相比,螺旋式更接近理想曲线,增阻效果更显著,缓冲过程更稳定,可控性更好;在缓冲行程开始时阻尼孔的水头损失较大,随后阻尼孔的水头损失增加减缓,在大约1/3的缓冲行程处螺旋式缓冲器的水头损失开始大于阻尼孔式,随后螺旋式的水头损失稳步升高,明显大于阻尼孔式,说明与阻尼孔相比,螺旋式能量损失更大,缓冲能力更大,缓冲效果更好。

螺旋活塞中的螺旋槽对流体有两个影响。首先是油流经螺旋槽时,流道变得更加复杂,增加了流动过程的无序程度,从而增加了压力损失和阻尼力。二是螺旋槽增大了节流孔的节流面积,使油品的流动能力变大,从而减小了压力损失和阻尼力。螺旋槽对流体的最终影响,其实是以上两个方面相互作用的结果。在缓冲的早期阶段,阻尼孔引起的压力损失主要是液体在等径阻尼孔中流动时摩擦引起的沿路径的压力损失。螺旋引起的压力损失是油品在螺旋槽中流动时逐渐收缩和弯曲而引起的局部压力损失。因此,缓冲初期阻尼孔的峰值压力、压力损失都较大。随着缓冲距离的增加,阻尼孔引起的压力损失仍然是阻尼孔内液体沿路径造成的压力损失。随着螺旋槽进入高压腔,螺旋引起的压力损失由前导壁对油的摩擦阻力引起的沿路径的压力损失和螺旋槽内油引起的局部损失组成。因此,螺旋式液压缓冲器进出口之间的压差在缓冲的中后期增大。

3 不同螺旋孔和阻尼孔液压缓冲器的测试和特性比较

液压缓冲器的冲击试验系统包括动态加载模块和数据处理模块,如图15所示。动载模块主要包括起重电机和电磁铁。数据处理模块由压力传感器检测缓冲器内高压腔中的压力,并由数据采集系统进行处理。数据采集卡将压力传感器传输的模拟信号转换为数字信号,最后传输到计算机进行数据和图像分析,从而研究液压缓冲器的峰值压力和缓冲过程的稳定性。

在课题组之前对螺旋和阻尼孔液压缓冲器进行流场模拟的基础上,制作了单头螺旋、双头螺旋和阻尼孔活塞的样机,如图16(a)所示。液压缓冲器原型的元件如图16(b)所示。主要结构参数如表4所示。除了活塞结构不同外,螺旋缓冲器和阻尼孔缓冲器的其他参数都是一致的。

冲击速度由下落高度决定,即在冲击发生之前需要根据液压缓冲器所受冲击速度的大小,对重锤的提升高度进行计算。为保障试验安全,决定冲击速度由小到大依次递增。将质量为200 kg的重锤依次从距离缓冲器撞头5、10、15 mm处自由落体,进行冲击试验,冲击速度依次为0.3、0.4、0.5 m/s。图17所示为单头、双头螺旋式及阻尼孔式液压缓冲器分别处于0.3、0.4、0.5 m/s冲击速度下的动态特性曲线,为了便于更加精确地对比分析,将缓冲过程中测得的3种速度下的单头、双头螺旋式及阻尼孔式液压缓冲器的峰值压力记录于表5中。

由图17可知,在不同冲击速度条件下,单头螺旋式、双头螺旋式与阻尼孔式3种液压缓冲器的压力-时间响应曲线呈现出一致的演化规律:随着冲击速度的增加,冲击动能随速度增加,各缓冲器的峰值压力均呈显著上升趋势。在相同冲击条件下,单头螺旋式与双头螺旋式缓冲器的峰值压力均明显低于阻尼孔式缓冲器,且其压力波动幅度更小,缓冲过程更为平稳,表现出更强的减振能力。单头螺旋式缓冲器的峰值压力较阻尼孔式最多降低了13.9%,而双头螺旋式则最多降低了32.5%。这一结果表明,螺旋式结构通过优化流体流动路径和增强节流效应,有效抑制了瞬态压力突增,提升了缓冲系统的动态稳定性与能量吸收效率,因而具有更优的缓冲性能。

冲击部分的质量为200 kg。重物从距离缓冲冲击头50、200、450 mm的位置自由下落,对应冲击速度依次为1、2、3 m/s,进行冲击试验。冲击过程中的压力数据由采集系统收集。

冲击距离分别为50、200和450 mm的单头、双头螺旋和阻尼孔液压缓冲器的动态特性曲线如图18所示。为了便于更准确地比较和分析,缓冲过程中测得的单头、双头螺旋和阻尼孔液压缓冲器的峰值压力记录在表5中。可以计算出单头螺旋和双头螺旋相较于阻尼孔的削峰效果,如图19所示。

从图18、图19、表5来看,不同速度下试验结果所呈现出的规律性基本一致。随着冲击速度的增大,3种液压缓冲器的峰值压力均相应地增大,这是由于冲击的能量随着冲击速度的增加而增大。3种速度下单头、双头螺旋式液压缓冲器的峰值压力均低于阻尼孔式液压缓冲器,并且缓冲过程曲线相对更加平稳。单头螺旋式相对于阻尼孔式的峰值压力最多降低了19.1%,双头螺旋式相对于阻尼孔式的峰值压力最多降低了26.8%。说明螺旋式液压缓冲器在整个缓冲过程中能显著降低压力峰值,缓冲过程更稳定,缓冲性能更好。

对比不同冲击速度下的试验结果可知,随着冲击速度从0.3 m/s提升至3 m/s,3种液压缓冲器的峰值压力均呈现显著上升趋势,表明系统所承受的冲击能量随速度增长而急剧增加。在低速工况(0.3~0.5 m/s)下,单头螺旋式与双头螺旋式缓冲器的峰值压力明显低于阻尼孔式,且压力响应曲线更为平缓,振荡幅度较小,表现出良好的初始缓冲性能;而在高速工况(1~3 m/s)下,尽管三类缓冲器的峰值压力均大幅升高,但螺旋式结构仍能有效抑制瞬态压力峰值,其中双头螺旋式缓冲器在3 m/s冲击速度下峰值压力较阻尼孔式降低约26.8%,单头螺旋式亦实现19.1%的降幅,这说明其在高动态载荷条件下仍具备优异的减振能力。

由局部放大图可以看出,阻尼孔式缓冲器在高速冲击下出现剧烈的压力波动和多次次级峰值,而螺旋式缓冲器则通过连续节流通道实现了更均匀的能量耗散。缓冲过程更加稳定,振荡衰减更快,进一步验证了螺旋式结构在提高缓冲平稳性与抗冲击性能方面的优势。

综上所述,无论在低速还是高速冲击条件下,螺旋式液压缓冲器均展现出优于传统阻尼孔式的缓冲特性,尤其适用于对压力峰值敏感或要求高动态稳定性的工程应用场景。

随着冲击距离的增加,液压缓冲器的峰值压力也相应增加,单头螺旋的峰值压力均高于双头螺旋,说明单头螺旋产生的阻抗力比较大,缓冲能力比较大,可以产生比较大的能量损失,比双头螺旋更适合重载冲击工况。但当缓冲器的峰值压力过高时,缓冲器过程会不稳定,可能会造成油缸膨胀、液压缓冲器损坏等事故,因此,与单头螺旋相比,双头螺旋更适合高速冲击工况。基于上述对比分析,与仿真得出的结论相一致,试验的结果进一步验证了仿真的正确性。因此,这说明本文的研究和分析具有一定的价值。

4 结论

研究了螺旋液压缓冲器和阻尼孔液压缓冲器的缓冲特性。得出以下结论。

(1)在缓冲过程中,单头螺旋式比双头螺旋式液压缓冲器峰值压力更大,阻抗力更大,产生的压力损耗更大,缓冲容量更大,更适合低速重载工况,不适合高速冲击;而双头螺旋式液压缓冲器更适合高速冲击工况。

(2)由仿真及试验分析可知,阻尼孔式液压缓冲器相比螺旋式液压缓冲器,高压腔峰值压力和进出口压差变化幅度更大,缓冲过程不够平稳,缓冲容量较小。螺旋式液压缓冲器在缓冲前期峰值压力更低,缓冲更加平稳;在缓冲中后期,进出口压差持续增加,产生的能量损耗更大,缓冲容量更大。在整个缓冲过程中,不同冲击速度下的峰值压力均低于阻尼孔式液压缓冲器。因此,所设计改进的新型螺旋式液压缓冲器能够较为明显地降低冲击压力峰值,增加能量损耗,缓冲效果更佳。

(3)所提出的改进型螺旋式液压缓冲器,通过连续变化的螺旋流道设计,有效克服了传统阻尼孔式结构因节流面积突变而引起的压力波动与冲击峰值过高的问题。在不同冲击速度条件下,该新型缓冲器均能维持较低的峰值压力,体现出良好的工况适应性与缓冲稳定性,具有重要的工程应用价值。

基于上述研究成果,螺旋式液压缓冲器在高速轨道交通、重型机械防撞、航空航天着陆系统等领域展现出广阔的应用前景。未来的研究可重点围绕以下两方面:开展多物理场耦合条件下(如温度-流速-压力耦合)的缓冲器性能演化机理研究;拓展螺旋液压缓冲器在极端工况(如超高速、大能量冲击)下的适用性与可靠性验证,推动其在实际工程中的示范应用。

参考文献

原文顺序 | 出版日期 | 本文引用

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