新型活塞环

2024-07-26

新型活塞环（共4篇）

新型活塞环篇1

摘要：本检测仪涉及内燃机制造中活塞环产品几何特性项目检测领域, 特别适合于多品种生产情况下, 活塞环挠曲度这一重要参数的检测, 所研制的检具具有通用性强、检测效率高的优点。

关键词：活塞环挠曲度,检测,检测仪

0前言

对于内燃机活塞环产品几何特性项目检测, 凡是涉及挠曲度项目几何量的检测, 均将根据GB/T 1149.5标准要求, 见图1。目前在多数企业中所使用的普通专用活塞环挠曲度检具, 其两测量基准面距离H与相应被测环高h相匹配, 并且这类挠曲度检具的名义直径ФФD必须与活塞环产品名义直径径ФФdd相适应, 只有满足这个条件才能实施挠曲度检测。然而, 对于活塞环产品品种多, 环高h尺寸和名义直径ФФd规格很多的场合, 那些常用的活塞环挠曲度检具, 因缺乏相应的柔性, 企业在面对多品种生产的状况时就不得不准备数量众多的检具。众所周知, 专用检具的设计周期长, 制作费用高, 又带来了投资大, 需要存放场地多等一系列问题。为解决这些问题, 更利于质量控制, 特发明和设计该通用性很强的活塞环挠曲度检测仪。

1 活塞环挠曲度通用检测仪简介

该种挠曲度通用检测仪主要用于测量内燃机活塞环挠曲度项目 (GB/T 1149.5标准要求的检测项目目 ) ) , , 见图1。检测仪通过设计一个可以移动的移动滑块, 使移动滑块可以沿着底座的V型导轨移动, 移动距离H大小通过百分表读出。通过布置在中部的压紧弹簧来消除调整螺杆的螺纹侧隙, 在活塞环挠曲度测量时, 通过旋转调整螺杆, 可以调整固定块和移动滑块基准面之间的距离值H, 使H适用于不同环高h的被测活塞环。通过设计一个带有角度的斜块, 在测量挠曲度时, 使进入固定块和移动滑块基准面之间的活塞环产品能顺利地滚出检测仪侧面。通过设计尺寸足够大的固定块和移动滑块基准面, 使此种活塞环挠曲度通用检测仪适用于名义直径ФФd更大的活塞环产品。

2 活塞环挠曲度通用检测仪结构

根据GB/T 1149.5标准要求的内燃机活塞环产品挠曲度项目的检测要求, 见图1, 首先要解决检测仪两基准面之间的距离H的可调整性;其次要消除调整螺杆在调整过程中的螺纹侧隙;第三要解决活塞环落入两基准面之间的空间后能方便取出;第四要确保调整H时两基准面的平行度误差≤0.01 mm;第五要确保调节调整螺杆时操作者的手有足够的活动空间;第六要配置防撞保护和吊移所需的附件。

活塞环挠曲度通用检测仪的结构示意可参见图2。

图3是上述通用性检测仪的设计简图, 比较详细地展现了几个方向的视图, 由此可对该专用检具的功能和特点有进一步的了解。

3 活塞环挠曲度通用检测仪特征

通过设计一个可以移动的移动滑块, 使移动滑块可以沿着底座的V型导轨移动, 移动距离H大小通过百分表读出。通过布置在中部的压紧弹簧来消除调整螺杆的螺纹侧隙。在活塞环挠曲度测量时, 通过旋转调整螺杆, 可以调整固定块和移动滑块基准面之间的距离值H, 使H适用于不同环高h的被测活塞环 (必要时移动滑块可以采用移动滑块锁紧螺钉锁紧在底座上) 。通过设计一个带有角度的斜块并用螺栓紧固在固定块上, 在测量挠曲度时, 使进入固定块和移动滑块基准面之间的活塞环产品能顺利地滚出检测仪侧面, 通过设计尺寸足够大的固定块和移动滑块基准面, 使此种活塞环挠曲度通用检测仪适用于名义直径Фd更大的活塞环产品。

4 活塞环挠曲度通用检测仪使用说明

a. 确定固定块和移动滑块基准面间距离H。

·对于矩形截面环, 按GB/T 1149.5标准确定。

H = (图样所标环高的最大极限尺寸 + 图样所规定的挠曲度值) ±0.002 (活塞环直径≤100) 。

H = (图样所标环高的最大极限尺寸 + 图样所规定的挠曲度值) ±0.005 (101≤活塞环直径≤350) 。

·对于非矩形截面环:先用量具测量出活塞环的实物实测厚度h 1 , 然后加上挠曲度要求h2 (即H = h 1 + h 2) , H即为挠曲度检测仪两基准面间距离, 见图4。

b. 将活塞环挠曲度通用检测仪置于测量平台上, 松开检测仪的移动滑块锁紧螺钉, 将固定块和移动滑块两基准面用干净的棉布擦拭干净。

c. 调整固定块和移动滑块基准面间距离H:用调整螺杆将移动滑块拧到极限位置 (此时移动滑块仅受弹簧力, 调整螺杆处于自由状态不受力, 两基准面紧密贴接合) , 将百分表置零位。再将移动滑块用调整螺杆往外拧出, 从百分表上读出两基准面之间的距离X, 当X = H时用移动滑块锁紧螺钉锁紧移动滑块后即可用于测量。

d. 将清洁干燥的活塞环在自身质量的作用下, 从挠曲度检测仪两基准面间自由下落。操作时, 活塞环的开口处于水平位置, 并且环的高度为离开检测仪约15 mm处开始下落, 以活塞环能完全落入到两基准面间作为合格评定的依据。

1. 手柄;2. 吊环螺栓 M10;3. 固定块;4. 移动滑块;5. 锁块;6. 底座;7. 对表块;8. 内六角圆柱头螺钉 M8×40;9. 内六角圆柱头螺钉 M4×12;10. 百分表衬套;11. 百分表座;12. 垫块;13. 内六角圆柱头螺钉 M4×12;14. 压紧弹簧;15. 调整螺杆;16. 螺套;17. 滚动轴承 6000-2RS;18. 孔用弹性挡圈 GB893.1-26;19. 螺母 M10;20. 百分表锁紧螺钉;21. 内六角圆柱头螺钉 M6×20;22. 内六角圆柱头螺钉 M10×30;23. 移动滑块锁紧螺钉;24. 圆柱销 A6×30;25. 圆柱销 A8×40;26. 内六角圆柱头螺钉 M10×40;27. 内六角圆柱头螺钉 M8×25; 28. 斜块;29. 垫圈

e. 测量结束后要将两基准面接合, 此时百分表应回零位, 若不回零位, 要重新置零后重新调整H后再次测量 (特别提醒的是:调整螺杆往外拧出时, 旋向不能改变, 否则要将基准面重新贴合后再重新调整H值) 。

5 结论

本实用新型活塞环挠曲度检测仪与现有技术相比, 具有通用性强, 柔性好的优点, 体现在:

a. 通过模块化的设计, 利用移动滑块, 可以调整固定块和移动滑块基准面之间的距离值H, 使H适用于不同环高h的被测活塞环, 达到通用的目的, 更适应了多方案设计阶段的活塞环产品。

b. 通过设计尺寸足够大的固定块和移动滑块基准面, 使此种活塞环挠曲度通用检测仪适应了不同名义直径Фd的活塞环产品, 减少了检具的数量和费用。

活塞环在环槽折断原因多多篇2

2. 活塞环与环槽的边间隙过大边间隙过大，运动中会使活塞环在槽内振动，从而引起活塞环折断。实践证明：活塞上的头两道环槽磨损要比其他环槽严重得多。

3. 活塞环槽内积炭严重一是积炭导致环槽不平，使活塞环在工作中受到弯曲而折断；二是积炭导致活塞环黏结在槽内，使得活塞环在高速运动中受到撞击而折断。

4. 气缸上部严重磨损形成台阶气缸出现台阶后，当活塞运动到上止点位置时，尤其是第一道环与此台阶冲击时，就会造成活塞环折断。

5. 连杆扭曲因为连杆扭曲后当活塞上行时，活塞环受到一种扭力的作用，使得活塞全部折断。

6. 发动机长时间温度过高长期高温运行的发动机，容易使活塞环卡滞黏缸，在运转中就容易导致活塞环折断。

7. 供油时间过早过早地供油，发动机会严重敲击，机器温度增高加快，积炭增多，使得活塞环过早磨损或折断。

8. 连杆弯曲例如连杆小头铜套装配不正或维修铣偏，使得活塞连杆组在上下运动中受力不均而弯曲，就会导致活塞环偏磨甚至折断。

（作者联系地址：陕西省西乡县农机管理站邮编：723500）

新型节能活塞式气动真空发生器篇3

气动真空吸取技术已越来越广泛地应用于工业自动化的各个领域, 主要用于吸取易碎、难以夹持的工件, 进行搬运、夹紧或包装等作业[1]。其中, 射流式真空发生器是真空吸取单元的关键元件, 如果要在真空口处维持一定的真空度, 必须对它持续定量供气。在一个具有一定规模的气动控制系统中, 真空发生器的数量往往是可观的, 由此造成的耗能也是巨大的。因此, 如何减少真空吸取过程的耗气量, 对实现气动系统的节能具有重要的研究意义和经济价值。

近年来, 国内外许多学者对气动真空吸取技术的节能问题进行了深入研究, 例如, 设计了采用串联式、并联式等结构形式的射流式真空发生器, 或将射流式真空发生器和单向阀、控制阀等组合构成真空发生器组件[2]。虽然这些改进可在某些特定的场合下减少耗气量, 但是并没有从根本上克服射流式真空发生器需要持续供气且耗气量大的缺点, 在节能效果或成本上并不十分理想。鉴于这样的情况, 笔者提出了一种新型的双活塞式小型气动真空发生器的技术方案。该技术方案利用压缩空气驱动真空发生器的一侧活塞运动, 通过连杆带动另一侧活塞运动, 从而在真空腔室内通过局部容积扩张产生真空[3,4], 这虽然与一般的往复式活塞真空泵有相似之处, 但在驱动方式和结构上却有显著不同。该方案的活塞式真空发生器体积小、结构简单, 采用气压驱动方式, 能作为独立的气动元件在局部使用。

1 活塞式真空发生器的技术方案

1.1 活塞式真空发生器工作原理

根据局部容积扩张产生真空的原理, 双活塞式真空发生器包括驱动腔室和真空发生腔室。由于总体外形结构尺寸的限制, 不可能只通过一次抽取过程就使被抽取的密闭真空容器或连接管路达到所需的真空度, 而是需要通过活塞的往复运动, 持续不断地产生真空。因此, 在结构上需要有能够控制活塞往复运动的控制阀以及控制真空腔室抽气、排气过程的控制阀。经反复设计, 最终得到的活塞式真空发生器 (piston vacuum generator, PVG) 总体结构如图1所示[5]。

1.驱动腔Ⅰ 2.活塞组件 3.驱动腔Ⅱ 4.流量控制阀5.抽气换向阀 6.真空腔Ⅰ 7.真空腔Ⅱ 8.平衡气道9.排气单向阀 10.进气换向阀

如图1所示, 工作时, 气源气体通过进气换向阀进入驱动腔Ⅱ, 推动活塞组件向左运动, 驱动腔Ⅰ中的气体通过进气换向阀排向大气;同时, 真空腔Ⅱ容积扩张, 真空腔Ⅱ此时与真空口相连, 在真空口处形成一定的真空, 真空腔Ⅰ中的气体被压缩后通过排气单向阀排出。当活塞运动到行程末端时, 触发进气换向阀和抽气换向阀换向, 气源气体进入驱动腔Ⅰ, 驱动活塞向右运动, 驱动腔Ⅱ中的气体排出;此时, 真空腔Ⅰ与真空口相连, 继续产生一定真空, 真空腔Ⅱ中上次抽出的气体通过排气单向阀排出。当活塞运动到行程另一终点时再次触发两个换向阀换向, 如此反复循环, 即可在真空口处持续产生一定的真空。

1.2 活塞式真空发生器的关键部件

1.2.1 抽气控制阀

抽气控制阀的主要作用是切换真空腔室与真空口处的连接。在研究过程中曾经研究了如图2所示的抽气单向阀和抽气换向阀两种结构方案, 它们都可满足基本的功能需求, 但是在极限真空度的性能指标上有一定差异, 对此分析说明如下。

(a) 抽气单向阀 (b) 抽气换向阀

根据气体状态方程, 可得真空腔室的极限真空度

$p_{v, \max} = p_{0} - (p_{0} + Δ p) (\frac{x_{0}}{s + x_{0}})^{k}$ (1)

式中, p0为大气压力, Pa;Δp为排气单向阀的开启压力, Pa;x0为真空腔室余隙容积的等效行程, m;s为活塞运动行程, m;k为等熵指数。

由式 (1) 可知, 真空腔室的极限真空度与真空腔室的余隙容积、排气单向阀的开启压力以及活塞运动行程相关。图2a中抽气单向阀结构方案的优点是减小了真空腔室的余隙容积, 有利于提高极限真空度, 但在抽气过程中必须克服单向阀的开启压力损失, 而后者对系统极限真空度的影响更大。相比之下, 虽然图2b中抽气换向阀结构使真空腔室余隙容积略有增大, 但其抽气过程的沿程压力损失要小于抽气单向阀的开启压力损失, 有利于提高活塞真空发生器的极限真空度并缩短真空响应时间, 故最终采用图2b的抽气换向阀结构方案。

同样, 排气单向阀的开启压力也是系统性能指标的影响因素之一, 但在结构设计中为了保证真空腔室的相对密闭性, 以及减小活塞往复运动时的阻力, 还是采用两个排气单向阀来控制真空腔室排气过程。

1.2.2 不等径活塞

活塞往复运动速度是影响系统真空响应过程快慢的主要因素之一。因此, 在一定供给流量的前提下, 应尽可能地提高活塞往复运动速度。在对供给流量公式简化后[6], 可推导得活塞平均运动速度与系统结构参数和工况参数间的相互关系:

$\bar{v} = \frac{A_{e} p_{s} - \sqrt{A_{e}^{2} p_{s}^{2} - 2 q_{m}^{2} R Τ_{s}}}{A q_{m}}$ (2)

式中, $\bar{v}$ 为活塞平均运动速度, m/s;Ae为进气流道的等效面积, m2;ps为气源压力, Pa;qm为供给质量流量, kg/s;R为气体常数, J/ (kg·K) ;Ts为气源绝对温度, K;A为驱动腔工作面积, m2。

由式 (2) 可知, 在一定的供给流量下, 适当减小驱动腔工作面积, 有利于提高活塞往复运动速度, 缩短真空响应时间。

1.2.3 平衡气道

由于真空腔室存在一定的余隙容积, 在排气过程中不可能将其中气体完全排尽, 而且这部分残留气体在活塞反向运动时首先膨胀, 直至低于真空口处压力时PVG才开始抽取密闭容器中的气体。因此, 可以通过平衡气道的方法减小余隙容积气体的起始膨胀压力[7], 增加每次抽气过程的抽气量, 这对提高极限真空度和缩短真空响应时间都是有利的。

1.2.4 阶梯式流量控制阀

从图1可看出, 真空口与真空腔室之间形成了相对密闭的空间, 当真空口处达到一定真空度时, 若没有泄漏产生, 即使停止供气, 真空口处也能维持一定的真空度。因此, 为了能够减少系统在真空维持阶段的耗气量, 采用如图3所示的阶梯式流量控制阀以解决快速响应和低耗气量的矛盾。

1.端盖 2.控制阀本体 3.弹性膜片 4.阀芯帽 5.真空反馈口 6.复位弹簧 7.限位螺母 8.气源入口 9.阀芯

阶梯式流量控制阀的工作原理为:当真空反馈口达到某一真空度时, 弹性膜片的上下压力差与弹簧预紧力达平衡状态 (可通过调节弹簧的预紧力, 预先设定要控制的真空度) , 此时阀芯处于上位, 活塞式真空发生器在正常供给流量下工作。当真空度超过该设定值时, 弹性膜片的上下压力差克服弹簧力使阀芯逐渐下降, 从而对供给流量进行节流。此时, 活塞式真空发生器的工作频率下降, 抽气流量也下降, 但只需使抽气流量与外部泄漏流量保持平衡即可维持一定的真空度。因此, 可减少真空维持阶段的耗气量。

2 活塞式真空发生器的数学模型

2.1 模型简化

活塞式真空发生器的驱动腔室和真空腔室都与单杆双作用气缸的工作原理相似, 为了简化模型推导, 做如下假设[8]:①气源压力恒定, 气源温度为环境温度, 气体为理想气体;②腔室中的气体热力过程为准静态过程;③各腔室的内外泄漏暂时忽略不计;④换向阀的换向过程为瞬时过程。

工作时, 通过活塞往复运动, 逐渐地抽取真空, 运动过程中必然伴随着系统与外界的热交换过程。因此, 为了使建立的数学模型能够比较贴近实际工作过程, 热交换过程对系统各参数的影响需要加以考虑。

2.2 能量方程

在工作过程中, 各腔室中的气体都可视为变容积、变质量系统进行分析, 如图4所示。其中, 被抽取的真空容器中的气体属于定容积、变质量系统, 但也可作为变容积、变质量系统的一个特例进行分析。

取任意t时刻进行分析, 腔内的气体总处于热力平衡状态, 根据热力学第一定律[9]有

$\frac{d U_{i}}{d t} = \sum \frac{d m_{i}}{d t} h_{i} + \frac{d Q_{i}}{d t} - \frac{d W_{i}}{d t}$ (3)

$\frac{d U_{i}}{d t} = m_{i} \frac{d u_{i}}{d t} + u_{i} \frac{d m_{i}}{d t}$

$\frac{d Q_{i}}{d t} = Κ A_{d r i} (Τ_{s} - Τ_{i}) \frac{d W_{i}}{d t} = - p_{i} \frac{d V_{i}}{d t}$

式中, Ui为腔室内气体的内能, J; $\sum \frac{d m_{i}}{d t} h_{i}$ 为进出气体的焓流量, J/s;mi为腔室气体质量, kg;ui为单位质量气体的内能, J;hi为气体焓, J/kg;Qi为腔室气体与外界交换的热量, J;Wi为气体所做的功, J;Ti为腔室温度, K;Vi为腔室工作容积, m3;pi为腔室压力, Pa;K为热交换系数, J/ (m2·K·s) ;Adri为室与外界热交换面积, m2。

式 (3) 中的下标i代表第i个腔室, i=1, 2, …, 5。结合图1, 1表示驱动腔Ⅰ, 2表示驱动腔Ⅱ, 3表示真空腔Ⅰ, 4表示真空腔Ⅱ, 5表示被抽取的真空容器。

各腔室内气体的内能Ui表示为

Ui=miui=micVTi (4)

式中, cV为质量定容热容, J/ (kg·K) 。

对式 (4) 进行求导后得

$\frac{d u_{i}}{d t} = c_{V} \frac{d Τ_{i}}{d t}$ (5)

将式 (4) 、式 (5) 代入式 (3) 后再整理得

$\begin{array}{l} \frac{d Τ_{i}}{d t} = \frac{1}{m_{i} c_{V}} [\sum \frac{d m_{i}}{d t} h_{i} - c_{V} Τ_{i} \frac{d m_{i}}{d t} - \\ p_{i} \frac{d V_{i}}{d t} + Κ A_{d r i} (Τ_{s} - Τ_{i})] (6) \end{array}$

对理想气体状态方程微分后可得

$\frac{d p_{i}}{d t} = \frac{R Τ_{i}}{V_{i}} \frac{d m_{i}}{d t} + \frac{m_{i} R}{V_{i}} \frac{d Τ_{i}}{d t} - \frac{m_{i} R Τ_{i}}{V_{i}^{2}} \frac{d V_{i}}{d t}$ (7)

对于驱动腔Ⅰ和真空腔Ⅰ, 即i=1, 3时

Vi=Ai (x+xi0)

式中, Ai为腔室工作面积, m2;x为活塞位移, m;xi0为腔室余隙容积的等效行程。

对于驱动腔Ⅱ和真空腔Ⅱ, 即i=2, 4时

Vi=Ai (s-x+xi0)

式 (6) 和式 (7) 即为描述活塞式真空发生器各腔室能量变化的微分方程。

2.3 质量流量方程

各腔室的充气、排气过程的质量流量qm可由下式表示[8]:

式中, pu为上游气体压力, Pa;pe为下游气体压力, Pa;Tu为上游气体温度, K;b为临界压力比。

进行腔室质量流量计算时, 需要根据不同的运动状态确定各腔室的上游压力和下游压力。当平衡气道起作用时, 还需要计及真空腔Ⅰ与真空腔Ⅱ之间的流量。在理论计算过程中, 所用到的流量都是质量流量, 而在后续的试验分析中, 一般采用标准状态下的体积流量表示。

2.4 运动方程

根据牛顿第二定律, 活塞组件在各腔室压力及外界作用力下的运动学方程为

$m \frac{d^{2} X}{d t^{2}} = A_{1} p_{1} - A_{2} p_{2} + A_{3} p_{3} - A_{4} p_{4} - F_{f}$ (9)

式中, X为活塞运动位移, m;m 为活塞运动组件质量, kg;Ff为摩擦力, N。

式 (5) ～式 (8) 即构成描述活塞式真空发生器动态特性的方程组。当活塞运动换向时, 各腔室的上下游压力也随之改变, 即各个腔室的质量流量方程对应的参数随之改变, 而能量方程和运动学方程保持不变。

3 仿真与试验研究

3.1 仿真与试验结果对比

由于阶梯式流量控制阀只是在真空维持过程才开始工作, 因此在仿真研究中可暂不考虑阶梯式流量控制阀的影响, 先只针对真空产生过程进行分析。

根据PVG总体结构, 设计得到的PVG原型样机结构如图5所示, 主要结构参数为:驱动腔直径d1=30mm, 真空腔直径d2=40mm, 活塞行程s=40mm, 仿真和试验中的供给压力ps=0.25MPa, 真空容器容积0.001m3。仿真与试验的对比如图6～图8所示, 其中试验数据为实线, 仿真数据为虚线。由于往复频率较高, 腔室压力变化密集, 图6取其中一段放大表示。

1.腔体端盖 2.驱动腔体 3.套筒 4.驱动腔活塞5.主轴 6.抽气换向阀 7.真空腔体 8.真空腔活塞9.腔体端盖 10.排气单向阀 11.进气换向阀

从图6～图8可看出, 仿真曲线与试验曲线在变化周期和数值上都较为一致, 说明所建立的系统数学模型是可信的, 局部变化过程存在一定的误差。其中, 供给流量趋于稳定后的仿真值约为0.07m3/min (文中供给流量均为标准状态下) , 试验值约为0.073m3/min, 误差约4.3%;极限真空度仿真值约为86kPa, 试验值约为85kPa, 误差约1.2%, 产生系统误差的主要原因是对系统进行了简化假设以及试验过程局部少量气体泄漏。

3.2 性能影响因素分析

3.2.1 供给压力对主要性能的影响

活塞式真空发生器的供给压力与两侧腔室的面积比相关, 因此它的供给压力范围较宽, 并非如射流式真空发生器只能在0.4～0.5MPa才能到达极限真空度。图9为供给压力对真空响应过程影响的仿真结果, 从图中可看出, 供给压力大小对系统真空响应速度和极限真空度的影响并不明显, 但随着供给压力的增加, 供给流量也随之增加。因此, 从系统节能的角度出发, 应尽可能地降低供给压力以减少供给流量。

3.2.2 活塞行程对主要性能的影响

活塞往复运动行程是决定活塞式真空发生器总体轴向尺寸大小的一个主要设计参数, 通过仿真得到的活塞运动行程对系统极限真空度和真空响应速度的影响关系如图10所示, 活塞行程为40mm、50mm、60mm时的极限真空度分别约为86kPa、90kPa、94kPa。同时, 从仿真得到的不同行程下的供给流量变化情况看, 其值大小基本保持不变。因此, 在轴向尺寸限定的范围内, 应尽可能地增加活塞运动行程。

(d1=30mm, d2=40mm, ps=0.21MPa)

3.2.3 驱动腔直径对主要性能的影响

通过仿真, 驱动腔直径对真空响应过程的影响如图11所示, 驱动腔直径取30mm、34mm、40mm时的极限真空度均约为94kPa。

在相同的供给压力下, 驱动腔直径越小, 其真空响应过程越快, 这是因为:在相同的条件下, 较小驱动腔直径时, 气源流入和排出的气体量都较少, 因此可提高活塞的往复运动速度, 提高系统有效抽速, 加快真空响应过程。

但是, 并非驱动腔直径越小越好。因为, 系统供给压力与驱动腔直径直接相关, 当驱动腔直径小于30mm后, 系统最低供给压力迅速上升, 这就削弱了活塞式真空发生器可在相对较低的供给压力下产生真空的优势。另一方面, 由于驱动腔Ⅱ工作面积小于驱动腔Ⅰ工作面积, 而系统的最低供给压力主要是由驱动腔Ⅱ工作面积确定的, 这就使得气源气体流入驱动腔Ⅰ时的能量相对“过剩”, 驱动腔直径越小, 两者的差距越大, 反而使耗气量有所增加, 不利于节能。

图12为不同驱动腔直径时, 系统均在最低供给压力下工作, 真空度达80kPa时, 仿真得到的耗气量拟合曲线。从图12中可看出, 驱动腔直径为28～30mm时的耗气量相对较少, 此时的最低供给压力约为0.21～0.25MPa。为了使活塞式真空发生器综合性能达到最优, 还需要进一步通过系统优化设计确定各设计参数。

3.3 与同级别射流式真空发生器主要性能指标对比

为了进一步了解活塞式真空发生器原型样机的性能, 将其与同级别抽气流量的射流式真空发生器主要性能指标进行对比。某型号同级别射流式真空发生器在供给压力0.40MPa时可达的极限真空度约为91kPa, 供给流量约为0.05m3/min;另一方面, 根据真空吸盘的实际应用情况, 一般认为在极限真空度63%～95%范围内的真空度为真空吸盘安全吸取的真空度, 即55～84kPa。在这个范围内既能安全吸取工件, 又不致使真空响应时间过长。若取的安全系数较高, 并方便PVG原型样机与同级别射流式真空发生器主要性能指标的对比, 在此将真空响应时间定义为在供给流量0.05m3/min下, 抽取0.001m3真空容器, 使其真空度达80kPa时的过程时间。

图13为供给流量为0.05m3/min时, 两种类型同级别真空发生器抽取0.001m3真空容器时的真空响应过程对比, 各项主要性能指标见表1。根据对比试验结果可知:原型样机的极限真空度约为93kPa, 略高于同级别射流式的91kPa;响应时间约为3.70s, 较同级别射流式4.80s减少了约22.9%;供给压力为0.21MPa, 低于射流式的供给压力0.40MPa。

3.4 阶梯式流量控制的节能效果

当系统达到预设真空度后的真空维持阶段, 阶梯式流量控制阀才开始起作用。图14所示为集成了阶梯式流量控制阀的PVG原型样机试验照片。

图15为PVG原型样机在0.21MPa供给压力下, 试验测得的0.001m3真空容器真空响应过程和系统供给流量变化, 其中设定对供给流量开始控制时的真空度为80kPa, 外部泄漏流量约为0.0003m3/min。从图15可明显看出, 当真空度超过设定值后, 流量控制阀开始起作用, 供给流量从最大值约0.056m3/min下降至约0.014m3/min, 而真空度继续上升, 最后达到稳定值, 约为91kPa。这说明, 集成阶梯式流量控制阀后, 活塞式真空发生器的耗气量在真空维持阶段得以大幅下降, 达到显著的节气节能效果。

根据试验研究结果[10], 在真空维持阶段, 能够确保PVG原型样机持续稳定运动的供给流量最低可降至约0.012m3/min, 而同级别射流式真空发生器必须在供给流量0.05m3/min下才能维持真空, 这样就大大地减少了PVG原型样机在真空维持阶段的耗气量。假设采用真空吸盘吸取搬运某工件过程时间为60s, 真空度达80kPa即可满足工作要求。通过试验对比, PVG原型样机不仅能够迅速产生并维持真空, 而且较同级别射流式真空发生器在工作过程中减少了约71.3%的耗气量, 达到了节能的目的。

4 结论

(1) 为了满足快速响应和低耗气的双重需求, 采用抽气单向阀、不等径活塞、平衡气道和阶梯式流量控制阀, 得到了活塞式真空发生器总体结构方案。

(2) 建立了活塞式真空发生器的数学模型, 进行了仿真研究, 分析了主要结构参数和供给压力对系统动态响应特性的影响。仿真和试验结果对比表明建立的数学模型是正确可信的。

(3) 活塞式真空发生器原型样机试验结果表明, 其主要性能指标均超过同级别射流式真空发生器, 尤其在真空维持阶段可极大地减少供给流量, 实现节能。下一步的工作还需在具体结构设计和工艺上改进, 控制整体重量和成本, 尽可能符合应用要求。

摘要：射流式真空发生器需持续供气以维持真空, 需消耗大量压缩空气。针对这一问题, 提出了一种基于容积扩张产生真空原理的活塞式气动真空发生器总体结构方案。为了提高系统极限真空度、缩短真空响应时间、减少耗气量, 该方案中采用了两个不等径活塞的设计方案和由抽气换向阀控制真空腔室气体流动并在真空维持阶段进行流量控制的方法来提高性能指标。活塞式真空发生器原型样机的试验结果表明, 其极限真空度可达93kPa, 真空响应时间约为3.70s, 在60s工作时间内的耗气量较同级别射流式真空发生器的耗气量减少了约71.3%。

关键词：气动,活塞式真空发生器,节能,极限真空度

参考文献

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新型活塞环篇4

1 冷却油道的结构形式与设计

冷却油道活塞的的结构形式有开式和闭式两种。闭式冷却道活塞的油道是完全封闭的。开式冷却道活塞的油道设计特点是:在环槽的背面和销座支承的上方铸成封闭的油道,当油道延伸到受推力的两个侧面时,横断面就变成形状变化的“开式”油道。冷却油的喷嘴尽可能靠近油道的开口处,以便将冷却油送入油道的封闭部分,使留在封闭通道里面的油起到振荡冷却作用。目前多用在缸径为150 mm左右的活塞上。

冷却油道的设计除考虑冷却机油的输送方式与冷却油量外,其主要设计要点如下:

1.1 冷却油道断面形状的选择

冷却油道的断面形状主要有圆形、长条形、蚕豆形等,冷却油道断面形状对活塞温度有较大的影响。实践证明,长条形的冷却油道,其隔热与振荡效果较好,使第一道环槽温度下降最多(可降至190℃左右),但对于中央的温度影响不大。蚕豆形冷却油道可使环槽和活塞顶温度下降比较均匀。圆形冷却油道一般不推荐使用,因为它的位置不当,散热量小。第一环槽温度还有235℃左右。

1.2 冷却油道的尺寸与位置

冷却油道的最佳设计应该考虑活塞尺寸、燃烧室形状和第一环槽的位置。冷却油道表面积应尽可能大,油道表面积与活塞顶面积之比平均为0.9～1.2 (取决于活塞直径)。油道的高度大约是它宽度的1.9～2.6倍。必须注意:油道与镶圈或燃烧室之间的距离应该不小于缸径的5%～9%,这取决于活塞直径与燃烧室形状。还可以看到,一般油道的上缘到活塞顶平面的平均距离是顶岸高度的65%～93%,对于较大尺寸的活塞,由于燃烧室的原因,油道的位置明显降低。

冷却油道的形状、尺寸和位置的选择还应该考虑降低油道四周的机械应力。中小型活塞冷却油道与燃烧室凹坑之间的壁厚约为缸径的7.5%,壁厚过小,则油道会产生过高的边缘应力。

1.3 进出油道的面积与高度

合理地选择进出油道的面积与高度,以保证冷却油道中有50%左右的填充比,而获得较好的振荡冷却效果。一般认为出油口的面积为进油口面积的1.5～3倍。出油口应该布置在高出冷却油道的底面,其高出底平面的距离约为油道高度的55%左右,有的进油口也高出冷却油道底面,其目的是避免油道中的热油又回流到进油口。

此外,为获得较好的冷却效果及延长机油的使用寿命,希望进油温度低于85℃,出油温度不超1 15℃。

2 冷却油道的成型方法

活塞冷却油道的成型方法很多,如铜管腐蚀法、压配法、直接铸入法、水溶盐芯法、电子束焊接法等。用水溶盐芯法生产的盐芯活塞是一种油道冷却活塞,由于其良好的自身冷却效果,铸造工艺相对较简单,成本较低,近几年得到较快的发展,得到了越来越多客户的青睐。我公司采用盐芯铸造活塞技术,生产的高端铝合金铸造活塞,由于自身冷却效果好,质量稳定,得到了广大客户的认可。盐芯活塞的油道在铸造阶段形成,所以良好的铸造工艺是获得稳定的盐芯活塞质量的关键所在。

盐芯活塞的冷却油道截面一般为50～200mm2,一般活塞头部的内侧有2～3个细长油孔与外界相通,孔的直径一般为Φ4～10 mm,孔的深度一般为80～200 mm。盐芯在铸造时铸在活塞的内部,铸造结束后,用水冲洗盐芯,盐溶于水中,从而在活塞上形成冷却油道。

盐芯铝活塞的铸造工艺主要分为盐芯的制造和盐芯活塞的铸造两步。

2.1 盐芯的制造

2.1.1 冷却道对盐芯的要求

盐芯在铸造完成后,用水易冲洗掉,从而在原来盐芯占据的腔内形成冷却油道。要生产出合格的盐芯活塞,对盐芯的制造要求还是较高的。盐芯要满足下面的要求:

a.熔点要高,从而在活塞浇铸过程中不会融化,并且与高温的浇注铝液不发生反应。

b.有足够的强度,在浇注合模时不会因受压而碎裂。

c.热膨胀系数尽量少,保持受高温时的较高的尺寸精度。

d.无毒无味,易融于水中,不残留。

e.成本低,易于制作和安装。

下面是我公司生产中用到的一种盐芯图,见图1。

2.1.2 盐芯的制造方法

水溶盐芯的制作方法主要采用烧结法,烧结盐芯的基体材料用氯化物盐。该方法对氯化物盐的颗粒大小要求较严,一般要求颗粒直径控制在1 mm内,粒度大小分布均匀,可用细网眼筛子进行筛选,粒度不宜过大或过少。氯化物粉末过细,会造成流动性差而使模具中的充填性下降,严重时会出现成型时的“压顶”现象:盐芯在垂直压力方向上出现裂纹以至于剥离;粒度过大时,盐芯的强度和密度会不足。盐芯的制造对氯化物的湿度要求也较严,一般要求把水份控制在1%以下。氯化物水份含量较高时,会降低对模具的充填性,造成盐芯强度的大幅下降。根据实验测定,制作盐芯的氯化物中的水分每增高1%,盐芯的强度会降低20%。

盐芯在制造过程中,要用到粘接剂,粘接剂一般用树脂。由于树脂不耐高温,在加热的同时加入六亚甲基四胺,这样树脂的线状结构分子会联成网状或者体型结构,从而使树脂坚硬,高温下不软化。

盐芯烧结工艺如下:高温焙烧氯化物盐一定时间—冷却后碾碎并进行筛选—加入粘结剂混碾—压制成型—中温烧结—成品。

烧结温度和时间要根据盐芯的大小而定。一般而言,高温烧结后的盐芯具有很高的强度,但烧结温度也不宜太高,否则盐芯会产生变形。烧结温度过低,盐芯的强度达不到要求。我们一般将烧结温度控制在700℃左右,保温时间控制在0.5 h左右。

我厂采用烧结法生产的盐芯,特性如下:

a.高强度,抗压强度达到35 MPa。

b.密度达到1.8 g/m3,气孔率为25%。

c.热膨胀系数小,在20～250℃测定,达到3.8×10-5/℃。

d.表面粗糙度可达到Ra 3.2。

e.性能稳定,不变质,快速溶于水中。

2.2 盐芯铝活塞的铸造

2.2.1 安放盐芯

盐芯在铸造模具中安放时,位置公差应控制在0.8 mm内,定位要牢固,防止铝液浇入模具型腔时被冲动而发生位置的偏移。