Journal of Engineering Science and Technology Vol. 10, No. 2 (2015) 160 - 173

copy; School of Engineering, Taylorrsquo;s University

A COMPUTATIONAL STUDY OF THE ACTUATION SPEED OF THE HYDRAULIC CYLINDER UNDER DIFFERENT

PORTSrsquo; SIZES AND CONFIGURATIONS

M. O. ABDALLA*, T. NAGARAJAN

Mechanical Engineering Department, Universiti Teknologi PETRONAS, 32610 Seri Iskandar, Perak, Malaysia

*Corresponding Author: mohamed.osman1@yahoo.com

Abstract

The discharged oil from hydraulic cylinder, during its operation, is highly restricted by the small sized outlets. As a result, a back pressure builds up and the piston motion, therefore, is slowed down; the system pump has to do additional work to overcome this hydraulic resistance so as to preserve the required speed. In this study the possibility of improvement of the actuation speed of the hydraulic cylinders was investigated and analysed. Both a four-port cylinder and a resized-ports cylinder were proposed as fast cylinders. FLUENT

6.3 was used for the simulation of the oil flow field of the hydraulic cylinders. Results showed that relation between discharge flow and the outlets diameters is best described by a power law having coefficients partially depending on the system pressure. It had also shown that for any given total outlet area, the actuation speed of the single outlet cylinders is always higher than that of the double outlets cylinders. In one case where the total outlet area is 3.93E-05m², the actuation speed of the single outlet cylinder is 21% higher than that of the double outlets cylinder; whereas, when doubling the total outlet area the different is reduced to just 6% . Resizing the outlet for small ports was more efficient than using multi-outlets; while for a large ports it shows no significant difference to use either one outlet port or multi-outlets. Both the solutions of resizing or ports addition need special valve to be fit to the cylinder so that the cylinder could be effectively operated under the control of the proportional valve.

Keywords: Computational hydraulics; Efficient hydraulic cylinders; High speed cylinders; Hydraulic control.

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Nomenclatures

A

A_o A₁ A₂

C_fnof; F_fnof; F_L

Total outlet area of the cylinder, mm² Orifice area, m²

Piston side area of the cylinder, m² Rod side area of the cylinder, m² Flow coefficient, dimensionless Frictional force, N

External load, N

m˙ Mass flow-rate, kg/s

P₁ Pump (supply) pressure, Pa

P₂ Tank side pressure, Pa

p Resisting pressure, Pa

p₁ Upstream pressure, Pa

p₂ Downstream pressure, Pa

Q Volumetric flow rate, m³/s

V₁ Upstream fluid velocity, m/s

V₂ Downstream fluid velocity, m/s

v Cylinder actuation speed, m/s

Greek Symbols

q

Fluid density, kg/m³

Introduction

Hydraulic system has benefits over pneumatic or electric systems, especially when heavy loads are involved, or when very smooth and precise position or pressure control is required [1]. Hydraulic actuators have several advantages including the fact that they produce less heat and electrical interference at the machine than do electric actuators.

But there still some problems encountered in power hydraulics such as the unjustified energy losses at throttles through the entire system. Cylinder actuators are the one of the hydraulic system components that causes a lot of energy losses in power transmission and control. A conventional double acting differential hydraulic cylinder has two ports of small cross sectional areas. When the cylinder is actuated by supplying pressure at either port; the piston starts to move away as a result of the force difference on the two sides of piston; the piston push the oil out of the cylinder through the other port; the oil flow is highly restricted by the small area of the outlet port. The small sized port acts as an orifice and resists the migration of the incompressible oil from the cylinder; consequently the piston motion is slowed down. The energy lost in this process is converted to heat within the oil and add an additional load to the pump.

Improving the efficiency of the cylinder actuators will make it possible to impart great benefits to all related applications. Energy loss in hydraulic actuators can be approximated experimentally or by using analytical or empirical formulas. CFD makes it easy to obtain a better solution for energy loss in cylinder actuators and various hydraulic components. Computational simulation provides fundamental indications during the preliminary stage of the design and minimizes

the time of development and the cost of the subsequent experimental analysis. By means of CFD it is possible to examine the characteristics of the actuators; and optimise the ports numbers and sizes for the cylinder before manufacturing.

In this study, the speed improvement possibilities in the conventional single outlet port and the proposed double outlet ports hydraulic actuators were investigate and analysed. The hydraulic actuators were simulated on FLUENT 6.3 using 3D models.

Many studies have been carried for improving the performance and the energy efficiency of the hydraulic actuators. Most of these studies focus on improving the performance of the actuators by developing and enhancing the control algorithms rather than improving the actuator structure [1-8].

Andersson [9] invented and developed a poppet design called a “Valvistor”. He proposed the hardware arrangement of an independent

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摘要

液压缸排出的油在运行过程中受到小出口的高度限制。 因此，背压增大，活塞运动因此减慢；系统泵必须做额外的工作来克服这种液压阻力，以保持所需的速度。 研究了提高液压缸驱动速度的可能性。 提出了一个四口气缸和一个再大小的气缸作为快速气缸。 前线

6.3用于液压缸的油流场模拟。 结果表明，放电流量与出口直径之间的关系最好由一个功率定律描述，其系数部分取决于系统压力。 它还表明，对于任何给定的总出口面积，单出口气缸的驱动速度总是高于双出口气缸。 其中一例出口总面积为3.93E-05m² 单出口气缸的驱动速度比双出口气缸高21%；而当总出口面积加倍时，不同的只减少到6%。 小端口的出口调整比使用多出口更有效；而对于大端口，使用一个出口端口或多出口没有显著差异。 调整大小或增加端口的解决方案都需要特殊的阀门来配合气缸，以便在比例阀的控制下有效地操作气缸。

关键词：计算液压；高效液压缸；高速气缸；液压控制。

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术语

A

A₀ A₁ A₂

C_fnof; F _fnof; F_L

汽缸总出口面积，毫米²

洞口面积，米²

气缸活塞侧面面积m²

圆柱的杆侧面积，m²

流动系数，

无量纲摩擦力，N

外部负荷，N

m˙ 质量流量，千克/秒

P.₁ 泵（供应）压力，帕

P.₂ 油箱侧压力，帕

P 抗压力，帕

p₁ 上游压力，帕

p₂ 下游压力，帕

Q 容积流量，m³ /s

V₁ 上游流体速度，m/s

V₂ 下游流体速度，m/s

v. 气缸驱动速度，m/s

希腊符号

q

流体密度，千克/米³

导言

液压系统比气动或电动系统有好处，特别是当涉及到重载时，或者当需要非常平滑和精确的位置或压力控制时[1]。 液压执行器有几个优点，包括它们在机器上产生的热量和电气干扰比电动执行器少。

但在动力水力学中仍存在一些问题，如整个系统节流时不合理的能量损失。 气缸执行机构是液压系统中在动力传动和控制中造成大量能量损失的部件之一。 传统的双作用差动液压缸有两个小截面面积的端口。 当气缸通过在两个端口提供压力来驱动时；活塞由于活塞两侧的力差而开始移动；活塞通过另一个端口将油从气缸中推出来；油流受到出口端口小面积的高度限制。 小尺寸的端口起到孔口的作用，抵抗不可压缩油从气缸中的迁移，从而减缓活塞的运动。 这一过程中损失的能量被转换为油内的热量，并增加泵的额外负荷。

提高气缸执行器的效率将使它能够给所有相关应用带来巨大的好处。 液压执行器的能量损失可以通过实验或使用分析或经验公式来近似。 CFD可以很容易地解决气缸执行机构和各种液压元件的能量损失问题。 计算模拟在设计的初步阶段提供了基本的指示，并使之最小化

开发时间和后续实验分析的成本。 通过CFD可以检查执行器的特性，并在制造前优化气缸的端口数和尺寸。

在本研究中，对传统的单出口端口和所提出的双出口端口液压执行器的速度改进可能性进行了研究和分析。 利用三维模型对FLUENT6.3上的液压执行器进行了仿真。

为了提高液压执行器的性能和能效，进行了许多研究。 这些研究大多集中在通过开发和增强控制算法来提高执行器的性能，而不是改进执行器结构[1-8]。

安德森[9]发明并开发了一种名为“Valvistor”的poppet设计。 他提出了独立计量系统的硬件安排。 他的意图更多的是实现控制大流量的阀门布置。 詹森等人。 [10，11]在他的博士中做早期工作。 在独立的计量区域上。 他工作的主要重点是如何处理和控制独立计量系统中的额外自由度。 节省能源涉及尽量减少仪表损耗，而不是再生或恢复。 埃里克森等人。 [12]提出了一种LQR方法，作为独立计量系统领域的另一项早期工作。 他专注于工作中的表现和摩擦的影响。 精灵[13]提出了一种基于物理的液压缸解耦方法。 精灵还简要地讨论了液压执行器的能量方面。 Linjama等人。 [14]在利用独立计量提高液压系统能效的数字阀门方面开展了大量工作。

Lew等人 [15]介绍了一种具有压力补偿能力的电子流量控制阀的新概念。 它们利用微控制器和EFCV内部的嵌入式传感器通过准稳定流率方程估计实际流量，在不需要来自液压马达或液压缸等动力元件的负载、速度和位移信息的情况下提供流量控制。 他们还介绍了EFCV的创新应用，EFCV是一种自感气缸.. 奥斯曼等人。 [16，17]研究了液压阀芯阀的压降。 它们表明，阀门出口端口的出口几何形状对压降和能量损失有显著影响。 奥斯曼等人。 [18]他们对液压比例控制阀能量损失的研究结果相同。

质量流量计算

液压缸中的端口作为油流过它的孔。 如果流体速度足够亚音速(Vlt;马赫0.3)，则层流的不可压缩Bernoulli方程，方程。 （1）能够合理地通过气缸口获得压降。

∆p = p minus; p = 1 qV² minus; 1 qV² (1)

1 2 2 2 2 1

地点：p₁ 是上游压力，Pa；p₂ 下游压力，Pa；V₁ 上游流体速度，m/s；V₂ 金星收缩处的下游流体速度，

m/s. q是流体密度，千克/米³ 。 通过考虑流动的连续性，速度(V)₁ 五₂ 可用横截面积和体积流量Q代替。 此外，计算孔口下游实际流动剖面（静脉收缩直径）的粘度和不确定性，即流动系数C _fnof; 被介绍了。 解决问题 问： 伯努利的层流方程被简化以适应粘性湍流，如下所示。

Q = C A J2(p₁ minus; p₂)

(2)

fnof; o q

A₀是孔口区域。

用体积流量Q乘以流体密度Q，发现质量流量“m˙”。

n˙ = q Q = C_fnof;A_ofnof;2q (p₁ minus; p₂) (3)

流动系数C_fnof; 在参考书中列出，可以在实验中找到；它的值在0.6到0.9之间的大多数孔，它取决于孔和管径以及雷诺数。

行动者的模式

在其运行过程中，传统的气缸执行器受到许多力，如图所示。 1.

图 1. 加载的常规液压执行器..

执行器连接到外部负载F L 通过活塞杆。 当执行器提供泵压力时，P₁ 运动方程为：

P₁ A₁ minus;P₂ A₂ minus;F _fnof; =F _L (4)

摩擦力F _fnof; 与其他作用力相比，它非常小，这些作用力有时以千牛顿为单位测量，因此它是一种可以忽略不计的力。 确定油箱侧压力，P₂ （通常为未知压力），运动方程为：

P.₂ =(P₁ A₁ minus;F _L)/A₂ (5)

A.₁ 和A₂ 是活塞和杆侧区域，对于任何给定的气缸都是恒定的。 对于给定的供应压力P₁ ，负荷F L 确定油箱侧

压力P₂ 。 在延长行程中，油箱侧压力，P₂ 可能大于泵的压力，P₁ P时₁ (A)₁ minus;A₂ gt;F) _L1 ；即。 当活塞移动时。 但泵侧的力总是大于罐侧的力，这就是为什么再生是可能的。

由于使用中的流体是不可压缩的（液压油），气缸执行器的速度和加速度将取决于出口端口允许的流量。 任何增加执行器速度的尝试都应该与流量的增加相关联。 提高给定执行器的速度，具有给定的负载和输入压力，意味着在短时间内完成所需的工作，从而节省能源。 在FLUENT6.3中模拟了气缸执行器油箱侧的油区.. 活塞施加在该油区上的输入压力由Eq确定.. （5）。

拟议的执行机构

为了提高气缸速度，将调整常规气缸的现有两个端口；或将两个新端口添加到气缸中，结果是四个端口气缸，如图所示。 2. 所提出的钢瓶配备了一种新型的自动流控制阀(SAFCV)，否则，额外的油流无法控制。 在四个端口气缸的情况下，建议的阀门只允许一个入口和两个出口端口一次活动（每个行程）。 通过新的两个端口的流量绕过方向控制阀。 新的端口通过提议的阀门相互连接。 这种“SAFCV”是一种新的阀门设计，它允许从汽缸的油箱侧室流出，并阻止从泵侧流出。 所提出的系统允许流量只通过一个端口在气缸之间，并方便流量通过每个行程的两个端口离开气缸。 所提出的阀门系统已在实验室进行了实验测试，并证明了其功能；但这里没有透露专利要求的细节。

图 2. 四口液压缸执行器..

1. 计算模拟

采用FLUENT6.3软件模拟气缸执行器内部的油流.. 然后计算了流动变量和参数，如质量流量和活塞速度。 气缸端口直径通常很小，供应压力很高；因此，假设这些端口的油流是完全湍流的。 因此，在大压力梯度条件下，K-epsilon湍流求解器由于其数值稳定性而被选择。 采用分段隐式稳态方程。 解控制中选择二阶方程.. 10项收敛标准^-6 对能量、耗散率、速度和连续性进行了应用。 以无滑移速度作为边界

墙壁的状况。 将压力入口和压力出口边界条件应用于本研究的所有模型。

使用的液体是粘度为46毫米的标准液压油² 在40°。 油的粘度和密度都被认为是恒定的，即。 油是牛顿的，不可压缩的。 模拟了一种80毫米口径的常规气缸执行器。 出口端口直径从5毫米到10毫米不等。 所有模型的活塞在罐侧流体区施加的100巴的入口压力保持不变；压力输入在左侧。 这个压力相当于油箱侧压力，P₂ 关于情商。 （2）。 出口端口被认为是打开进入大气压力罐。

出口尺寸对流量的影响

模拟了不同出口直径的单个出口钢瓶。 所有型号100bar的输入压力保持不变。 样品的压力和速度等值线为7毫米端口圆筒，如图所示。 分别为3和4。 出口口的压力和速度有很大的变化。

图 3. 一个出口执行器的静压轮廓。

图 4. 一个出口执行器的速度轮廓。

模拟后，绘制了各种钢瓶的质量流量与出口直径的关系，如图所示。 5. 结果如图所示。 以上5与使用Eq可以得到的结果一致。 （3）与C _fnof; 约0.7。

图 5. 质量流量与。 出口直径。

对于足够的泵供应，质量流量随出口直径的增加而迅速增加，这与先前的研究[16]是一致的。 流量与出口直径之间的关系最好由一个功率定律来描述，其系数部分取决于操作压力。

在100bar的入口压力下，模拟了一套新的具有不同出口直径的双出口端口钢瓶。 一个钢瓶样品的压力和速度等值线如图所示。 分别为6和7。

图 6. 双出口端口执行器的静压轮廓。

图 7. 双出口端口执行器的速度轮廓。

计算并绘制了不同出口直径的钢瓶的质量流量图。 8.

35

1口

2口

y=0.09x2.23

y=0.04x2.22

30

质量流量（千克/秒）

25

20

<p

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