CN114607673A - 一种新型直线气缸及其冲击参数计算方法 - Google Patents

一种新型直线气缸及其冲击参数计算方法 Download PDF

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Abstract

本发明公开了一种新型直线气缸及其冲击参数计算方法。所述直线气缸中的活塞杆和活塞通过锥面过盈配合的方式连接，降低了气缸在末端冲击过程中对缓冲垫及端盖造成的冲击力。所述方法包括：基于新型直线气缸，抽象气缸末端冲击模型图；建立气缸末端冲击动力学模型；进行无因次化变化；计算活塞杆和负载的位移；基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算活塞位移；计算接触介质等效刚度；建立活塞杆末端圆锥轴及活塞圆锥孔过盈配合模型；计算活塞杆末端圆锥轴和活塞圆锥孔过盈配合接触应力及变形；计算缓冲弹簧等效刚度；计算等效刚度气缸末端冲击参数。冲击参数计算方法包含对气缸冲击力和冲击时间的计算，可为该类直线型气缸的计算提供依据。

Description

一种新型直线气缸及其冲击参数计算方法
技术领域
本发明属于结构设计及力学技术领域，特别是涉及一种新型直线气缸及其冲击参数计算方法。
背景技术
近些年，气动技术蓬勃发展，而气缸作为气动系统中最主要的执行元件，也被广泛地在工业设备生产制造中使用，成为实现工业自动化的关键零部件。随着绿色制造理念和工业4.0的不断深入，气缸的性能也成为人们广泛关注的问题。
当活塞杆伸出的过程中，由于气动系统的主要介质是空气，具有低黏度、高柔度、可压缩性，这使活塞、活塞杆等可动部件运动至行程末端时产生冲击端盖现象。同时，气缸也不可避免地会由于安装制造误差、供气压力波动、缓冲不良、负载惯性以及运行一段时间之后紧固螺栓松动等外在因素，产生活塞冲击端盖现象，并伴随着不良振动与噪声，这也是导致气缸失效的最主要原因，严重情况下会损坏气缸和相关设备。
传统的直线气缸一般只靠使用导向套及缓冲垫的方式保证活塞杆伸出和缩回过程中不发生纵向偏移，同时气缸在产生末端冲击时可以靠缓冲垫吸收一部分冲击能量(孙智权.气缸动力学与末端冲击研究[D].华南理工大学,2016.)。但是在长期实践过程中仍然可发现，导致气缸失效的最主要原因还是末端冲击，传统的直线气缸并不能完全满足工业生产的要求。
发明内容
为了克服传统直线气缸的不足，本发明提供了一种新型直线气缸及其冲击参数计算方法。
本发明至少通过如下技术方案之一实现。
本发明提供的一种新型直线气缸，包括缸体、滑动设置在缸体内的活塞杆以及设置在活塞杆上的活塞，其中，活塞位于缸体内，且活塞杆和活塞通过锥面过盈配合的方式连接。
进一步地，还包括端盖，端盖设置在缸体的一侧内，且端盖上设置有前缓冲垫，所述活塞上设置有后缓冲垫。
进一步地，所述活塞的左侧里侧开设有圆角，同时与所述活塞配合的所述活塞杆响应位置也有对应的圆角，所述活塞的外侧前后都设有倒角。
本发明还提供前述新型直线气缸的冲击参数计算方法，包括以下步骤：
基于所述新型直线气缸，抽象气缸末端冲击模型图；
基于气缸末端冲击模型图，建立气缸末端冲击动力学模型；
基于气缸末端冲击动力学模型，进行无因次化变化；
基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算所述活塞杆和所述负载的位移；
基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算活塞位移；
基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算接触介质等效刚度；
基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，建立活塞杆末端圆锥轴及活塞圆锥孔过盈配合模型；
基于活塞杆末端圆锥轴及活塞圆锥孔过盈配合模型，计算所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔过盈配合接触应力及变形；
基于所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔过盈配合接触应力及变形，计算所述缓冲弹簧等效刚度；
基于所述活塞杆、活塞、负载的位移及所述接触介质等效刚度、缓冲弹簧，计算等效刚度气缸末端冲击参数。
进一步地，所述抽象气缸末端冲击模型图时，忽略气体压力及其自身重力引起的径向振动，将所述活塞杆看成是振动系统中的弹性杆，则将所述负载和所述活塞看作位于弹性杆左右两端连接的集中质量，集中质量随杆端横截面一起振动；同时，根据材料力学中相关理论，将承受各种变形的弹性杆件看作是一个弹簧，所述活塞、所述活塞杆和所述负载以一定的初速度冲击接触介质可看作振动系统在速度激励作用下冲击等效弹簧，从而可将气缸的冲击力等效为弹簧的弹力，同时，应用振动隔离的相关理论，气缸中所述活塞杆和所述活塞之间由于是锥面过盈配合关系，相当于在所述活塞杆和所述气缸之间加等效缓冲弹簧，从而使二者之间为弹性连接结构。
进一步地，所述气缸末端冲击动力学模型的建立方式包括：
所述活塞杆的纵向自由振动方程的边界条件为
Figure BDA0003563428340000021
Figure BDA0003563428340000022
式中，A为所述活塞杆的横截面积，M为所述负载的质量，l为所述活塞杆的长度，k1为接触介质的等效刚度系数，u1(x1，t)为所述活塞杆上距原点x1处的横截面在t时刻的纵向位移，E为所述活塞杆的弹性模量；
根据达朗贝尔原理可知所述活塞的振动力学方程为
Figure BDA0003563428340000031
式中，m为所述活塞的质量，u2(t)为所述活塞在t时刻的纵向位移，k2为所述等效缓冲弹簧的刚度系数。
进一步地，所述计算所述活塞杆和所述负载的位移的步骤包括：
基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算所述活塞杆的主振型和固有频率；
基于所述活塞杆的主振型和固有频率，推导所述活塞杆主振型的正交性；
基于所述活塞杆主振型的正交性，计算所述活塞杆和所述负载的位移。
进一步地，考虑到气缸末端冲击过程中，所述活塞和接触介质的接触是局部接触，所述接触介质的等效刚度取：
Figure BDA0003563428340000032
式中，E1为所述缓冲垫的弹性模量，Acon为所述气缸末端冲击的有效接触面积，l1为接触介质的长度。
进一步地，所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔过盈配合的缓冲弹簧等效刚度为
Figure BDA0003563428340000033
式中，A1为所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔的有效接触面积。
进一步地，所述气缸末端冲击参数的计算方式为：
气缸末端冲击过程中的冲击力大小可用接触介质的等效弹簧所受压力得大小来表征，则所述气缸末端冲击力表达式为
Figure BDA0003563428340000034
其中，
Figure BDA0003563428340000035
将接触介质的等效弹簧开始受压的瞬间作为冲击开始的时刻，其首次回到初始平衡位置，即其首次由受压变为受拉瞬间，作为气缸末端冲击过程结束的时刻，用tf表示冲击时间，则冲击时间满足
Figure BDA0003563428340000036
式中，k2为活塞杆末端圆锥轴和活塞圆锥孔过盈配合的缓冲弹簧等效刚度，l1为所述接触介质的长度，λi为振动系统的第i阶固有频率，η为活塞杆与活塞的质量比，K1，K2分别表示接触介质与活塞杆的刚度比和缓冲弹簧与活塞杆的刚度比，τ为时间坐标，v为气缸末端冲击的初始速度，u2(t)为所述活塞在t时刻的纵向位移，C2为常数，α为活塞杆与负载的质量比。
与现有技术相比，本发明的有益效果至少如下：
1、本发明提出的新型直线气缸在继承传统气缸良好缓冲性能的基础上，对其结构进行改变，从而有效降低了气缸在末端冲击过程中对缓冲垫及端盖造成的冲击力，延长了冲击过程，大大增强了气缸的可靠性，提高了气缸的使用寿命。
2、同时，所述冲击参数计算方法为同类或其它类型气缸冲击参数的计算、结构改进与轻量化、表面性能处理、可靠性研究以及实际运用提供了理论参考。
附图说明
图1为本发明提供的一种新型直线气缸的结构示意图。
图2为本发明提供的一种新型直线气缸的动力学模型图。
图3为本发明提供的一种新型直线气缸中活塞杆末端圆锥轴及活塞圆锥孔过盈配合模型图。
图4为本发明提供的一种新型直线气缸的冲击参数计算方法的流程图。
具体实施方式
为了使本技术领域的人员更好地理解本发明方案，下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步的详细说明。显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
请参阅图1，本发明提供的一种新型直线气缸，包括缸体8、端盖9、活塞杆10、活塞5、卡簧2、导向套3、前缓冲垫4、后缓冲垫6和耐磨环7，端盖9设置在缸体8的一端，活塞杆10的外端可外接负载1，活塞杆10与活塞5位于缸体8内部，通过锥面过盈配合的方式连接，所述连接方式可以有效地降低末端冲击力，增强气缸寿命。所述卡簧2设置于所述端盖9与所述缸体8的空隙中，用于限制所述端盖9的位移，所述端盖9的右侧与缸体8上的阶梯相连。同时，导向套3设置在所述端盖9的内壁，所述导向套3保证了所述活塞杆10伸出和缩回过程中不发生纵向偏移。所述端盖9的后端装有前缓冲垫4，可在气缸冲击端盖过程中起到一定的缓冲作用。同时，所述活塞5后端装有后缓冲垫6，对气缸缩回过程中冲击后端缸筒起到一定的缓冲作用。所述活塞5上左侧开槽用于安装磁性装置，可检测活塞运动位置，所述活塞上还装有耐磨环7。所述活塞5在工作过程中会与前缓冲垫4发生冲击，冲击力通过缓冲垫传递到端盖9、卡簧2。
所述活塞5与所述活塞杆10联接的部分采用锥面形式，这样在冲击过程中活塞杆与活塞之间会产生轴向微小的相对位移，同时接触面之间出现挤压变形从而引起过盈装配微小变形，这样可以降低冲击加速度，从而减小冲击力，增强气缸性能，延长气缸的使用寿命。
在本发明的其中一些实施例中，所述缸体8、活塞5选用铝合金材料，可以有效减轻气缸自身的重量，所述活塞杆10可根据负载质量及具体参数的不同，选配铝合金、结构钢等材料。
在本发明的其中一些实施例中，所述活塞5的左侧里侧有半径为0.5mm的圆角，同时与所述活塞5配合的所述活塞杆10响应位置也有对应的半径为0.5mm的圆角，这样可以减小在冲击过程中的产生的应力集中，从而延长气缸的使用寿命。同时，所述活塞5的外侧前后都有半径为0.5mm的倒角，可以为活塞5在缸体8的往复运动过程中提供导向的作用。
在本发明的其中一些实施例中，所述活塞5左侧留有可以装配磁性装置的深槽，装配的所述磁性装置可以用于检测所述活塞所处的位置，从而计算所述气缸的各种动力学参数。
在本发明的其中一些实施例中，所述端盖9、导向套3、前缓冲垫4和后缓冲垫6都是间隙配合均与所述活塞杆10之间是间隙配合，这样所述活塞杆10在进行往复运动的时候，可以减小与所述端盖9、导向套3、前缓冲垫之间的摩擦，从而增强气缸的性能。
在本发明的其中一些实施例中，所述前缓冲垫在装配时应当与所述端盖9和所述活塞杆10都保持有间隙，同时所述前缓冲垫在纵向应该有一定的可活动范围，这样可以改善所述活塞5在冲击所述前缓冲垫过程中会使所述前缓冲垫变短变粗而使前端盖受到挤压应力影响的现象。
请参阅图4，本发明还提供前述新型直线气缸的冲击参数计算方法，包括以下步骤：
步骤1：基于给定参数的新型直线气缸，抽象气缸末端冲击模型图。
如图3所示，在忽略气体压力及其自身重力引起的径向振动时，可将细长的所述活塞杆10看成是振动系统中的弹性杆，则所述负载1和所述活塞5可看作位于弹性杆左右两端连接的集中质量，集中质量随杆端横截面一起振动；同时，根据材料力学中相关理论，承受各种变形的弹性杆件都可以看作是一个弹簧，所述活塞5、所述活塞杆10和所述负载1以一定的初速度冲击所述前缓冲垫4和所述端盖等接触介质3可看作振动系统在速度激励作用下冲击等效弹簧，从而可将气缸的冲击力等效为弹簧的弹力。同时，应用振动隔离的相关理论，气缸中所述活塞杆10和所述活塞5之间由于是锥面过盈配合关系，相当于在所述活塞杆10和所述气缸之间加等效缓冲弹簧12，从而使二者之间为弹性连接结构。
步骤2：基于气缸末端冲击模型图，建立气缸末端冲击动力学模型。
在本发明的其中一些实施例中，步骤2具体包括：
根据振动力学相关知识，可建立所述活塞杆的纵向自由振动方程
Figure BDA0003563428340000061
式中，
Figure BDA0003563428340000062
E为所述活塞杆的弹性模量，ρ为所述活塞杆的密度，u1(x1，t)为所述活塞杆上距原点O x1处的横截面在t时刻的纵向位移。(以活塞杆和负载的接触面处为原点O)
所述活塞杆的纵向自由振动方程的边界条件为
Figure BDA0003563428340000063
Figure BDA0003563428340000064
式中，A为所述活塞杆的横截面积，M为所述负载的质量，l为所述活塞杆的长度，k1为接触介质的等效刚度系数。
其中，所述活塞杆运动的初始条件为
u1(x1，t)|t＝0＝0
Figure BDA0003563428340000065
式中，v为气缸末端冲击的初始速度。
同时根据达朗贝尔原理可知所述活塞的振动力学方程为
Figure BDA0003563428340000066
式中，m为所述活塞的质量，u2(t)为所述活塞在t时刻的纵向位移，k2为所述等效缓冲弹簧的刚度系数。
其中，所述活塞的初始条件为
u2(t)|t＝0＝0
Figure BDA0003563428340000067
步骤3：基于气缸末端冲击动力学模型，进行无因次化变化，得到无因次化后的气缸末端冲击动力学模型。
为了使求解过程更简单，求解结果更精确，引入无因次变量ξ＝x1/l用于表示纵向坐标，τ＝at/l用于表示时间坐标，h1(ξ，τ)＝au1(x1，t)/vl，h2(τ)＝au2(t)/vl分别表示所述活塞杆和所述活塞的纵向振动位移，α＝ρAl/M，η＝ρAl/m分别表示所述活塞杆与所述负载的质量比和所述活塞杆与所述活塞的质量比，K1＝k1l/EA，K2＝k2l/EA分别表示所述接触介质与所述活塞杆的刚度比和所述缓冲弹簧与所述活塞杆的刚度比，对所述气缸末端冲击动力学模型进行简化可得
Figure BDA0003563428340000071
Figure BDA0003563428340000072
Figure BDA0003563428340000073
h1(ξ，0)＝0
Figure BDA0003563428340000074
Figure BDA0003563428340000075
h2(0)＝0
Figure BDA0003563428340000076
步骤4：基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算所述活塞杆和所述负载的位移。
在本发明的其中一些实施例中，步骤4具体包括以下子步骤：
步骤4.1：基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算所述活塞杆的主振型和固有频率，包括：
令
h1(ξ，τ)＝U(ξ)T(τ)
式中，U(ξ)是活塞杆距原点ξ处横截面上的纵向振动幅值，即主振型，T(τ)是运动规律的时间函数。
由所述气缸末端冲击动力学模型得
U(ξ)＝B1 cosλξ+B2 sinλξ
T(τ)＝C sinλτ
式中，λ为杆做纵向振动的无因次固有频率，B1、B2、C及λ均为常数。
从而可得到活塞杆的固有频率方程为
λtanλ(α+K1)+λ2-K1α＝0
上式是一个超越方程，因此方程有无穷多个解，说明该振动系统有无穷多个固有频率。通过数值方法可求得振动系统的各阶固有频率，各阶固有频率可按升序排列为
Figure BDA0003563428340000081
因此，可得所述活塞杆的各阶主振型为
Figure BDA0003563428340000082
式中，λi为振动系统的第i阶固有频率。
同时可得所述活塞杆的各阶时间函数为
Ti＝Cisinλiτ
式中，Ci表示第i阶时间函数中的常数。
步骤4.2：基于所述活塞杆的主振型和固有频率，利用振动力学振型叠加相关知识，可推导所述活塞杆的主振型关于质量的正交性为
Figure BDA0003563428340000083
式中，Um(ξ)和Un(ξ)为所述活塞杆两个不同阶次主振型，Um(0)、Un(0)为ξ＝0时两个不同阶次主振型，同时有
Figure BDA0003563428340000084
式中，λm为第m阶固有频率。
所述活塞杆的主振型关于刚度的正交性为
Figure BDA0003563428340000085
当m≠n
步骤4.3：基于所述活塞杆主振型的正交性，计算所述活塞杆和所述负载的位移。
由所述活塞杆冲击的初始条件及所述活塞杆主振型关于质量的正交性可得所述活塞杆的纵向振动位移解析式为
Figure BDA0003563428340000086
当x1＝0时，可求得所述负载的位移解析式为
Figure BDA0003563428340000091
βi为当βm为第i阶时的取值。
步骤5：基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算活塞位移。
由所述无因次化的气缸末端冲击动力学模型可得
Figure BDA0003563428340000092
式中
Figure BDA0003563428340000093
上式为二阶非齐次线性方程，其通解为
Figure BDA0003563428340000094
式中C1、C2为常数。
特解为
Figure BDA0003563428340000095
式中
Figure BDA0003563428340000096
再根据所述活塞的冲击初始条件式，可得活塞的无因次位移为
Figure BDA0003563428340000097
式中
Figure BDA0003563428340000098
因此，活塞的纵向振动位移解析式为
Figure BDA0003563428340000099
步骤6：基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算接触介质等效刚度。
考虑到气缸末端冲击过程中，所述活塞和所述接触介质的接触是局部接触，并且气缸中主要零部件的材料都是弹性材料，所以，所述接触介质的等效刚度取：
Figure BDA0003563428340000101
式中E1为所述缓冲垫的弹性模量，Acon为所述气缸末端冲击的有效接触面积，l1为所述接触介质的长度。
步骤7：基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，建立活塞杆末端圆锥轴及活塞圆锥孔过盈配合模型。
在描述空间轴对称问题时，一般选用柱坐标rθz，若取轴为弹性体的对称轴时，则与之相对应的位移分量u、v、w中，分量v为零而u和w均与θ无关，于是应力分量σr、σθ、σz及应变分量εr、εθ、εz也均与θ无关。此外，在本发明的其中一些实施例中，只考虑所述圆锥轴与所述圆锥孔材料特性相同的情况(可以理解的是，在其他实施例中，材料特性可以不同)，E为所述材料的弹性模量，υ为所述材料的泊松比。
根据弹性力学相关知识，空间轴对称问题在无体力情况下的平衡方程可简化为
Figure BDA0003563428340000102
式中τrz为切应力，r为变量。
几何方程可简化为
Figure BDA0003563428340000103
式中γrz为切应变，z为变量。
取分离变量的应力函数φ(r，z)＝f(r)g(z)，其中f(r)为关于r的函数，g(z)为关于z的函数，代入所述平衡方程可得所述空间轴对称问题的应力为
Figure BDA0003563428340000104
但应力函数φ需双调和方程
Figure BDA0003563428340000111
其中
Figure BDA0003563428340000112
代表
Figure BDA0003563428340000113
同时对于所述空间轴对称问题的位移u和w，可由所述平衡方程、几何方程、应力函数推导出
Figure BDA0003563428340000114
对于所述活塞杆末端圆锥轴，若取g(z)＝sinkz，则可推导出应力函数为
φ(r，z)＝[a0J0(ikr)+a1ikrJ1(ikr)]sin k z
式中J0(ikr)为零阶第一类贝塞尔函数和J1(ikr)为零阶第二类贝塞尔函数，a0、a1、k为常数，i为虚数。
则代入所述空间轴对称问题的应力表达式，可得所述活塞杆末端圆锥轴的应力分量表达式为
Figure BDA0003563428340000115
Figure BDA0003563428340000116
Figure BDA0003563428340000117
Figure BDA0003563428340000118
代入所述空间轴对称问题的位移表达式，可得所述活塞杆末端圆锥轴的位移分量的表达式为
Figure BDA0003563428340000119
Figure BDA00035634283400001110
同理，所述活塞圆锥孔应力函数可表示为
Figure BDA00035634283400001111
式中A、B、k为常数。
代入所述空间轴对称问题的应力表达式，可求得所述活塞圆锥孔的应力分量的表达式为
Figure BDA0003563428340000121
Figure BDA0003563428340000122
Figure BDA0003563428340000123
Figure BDA0003563428340000124
代入所述空间轴对称问题的位移表达式，可得活塞圆锥孔的位移分量表达式为
Figure BDA0003563428340000125
步骤8：基于活塞杆末端圆锥轴及活塞圆锥孔过盈配合模型，计算所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔过盈配合接触应力及变形。
如图3所示，左边为所述活塞杆末端圆锥轴及所述活塞圆锥孔过盈配合模型轴向截面图，右边为所述模型任意径向截面图。模型采用orz圆柱坐标系，具体建立方式如图所示，开始所述锥形轴与所述圆锥孔之间处于理想配合状态，随所述锥形轴与所述圆锥孔之间出现s的相对位移后，所述圆锥轴与所述圆锥孔之间出现过盈配合，此时令任一径向截面半径为ro；任一径向截面内径为Ro，外径为Ri；当所述圆锥轴与所述圆锥孔紧配合后，即所述活塞杆末端圆锥轴及所述活塞圆锥孔过盈配合后，任一径向截面内所述圆锥轴的半径(所述圆锥孔的内径)为R；同时，所述锥形轴与所述圆锥孔的锥度角为δ，则可得
ro＝R′+(z+s)tanδ
Ri＝R′+z tanδ
式中R′表示圆锥轴和轴孔的小端半径。
对于所述圆锥轴，紧压配合后，当r＝R时，u(a)＝R-ro，代入式所述圆锥轴的位移表达式中，可得
Figure BDA0003563428340000126
同理，对于所述圆锥孔，紧压配合后，当r＝R时，u(h)＝R-Ri；同时，当r＝Ro时，可近似认为
Figure BDA0003563428340000127
代入所述圆锥孔的位移表达式中，可得
Figure BDA0003563428340000131
Figure BDA0003563428340000132
同时结合所述，由所述圆锥轴和所述圆锥孔过盈配合的接触应力表达式，利用
Figure BDA0003563428340000133
即可分别求得所述圆锥轴与所述圆锥孔间的接触应力P，并且两种表示方法求得的P相等，即可得到关于R和z的隐式方程，当z确定时则可达到关于R的超越方可通过数值解法求得[Ro，ri]之间的一个根R。
将a1、A、B、R代回所述圆锥轴和所述圆锥孔的应力表达式、位移表达式，即可求得所述圆锥轴和所述圆锥孔应力和位移。另外，取Von Mises应力为所述模型的等效应力
Figure BDA0003563428340000134
步骤9：基于所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔过盈配合接触应力及变形，计算所述缓冲弹簧等效刚度。
根据材料力学的相关知识，所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔过盈配合的缓冲弹簧等效刚度为
Figure BDA0003563428340000135
式中A1为所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔的有效接触面积。
步骤10：基于所述活塞杆、活塞、负载的位移及所述接触介质等效刚度、缓冲弹簧，计算等效刚度气缸末端冲击参数。
气缸末端冲击过程中的冲击力大小可用所述接触介质的等效弹簧所受压力得大小来表征，则所述气缸末端冲击力表达式为
Figure BDA0003563428340000136
优选地，本发明将所述接触介质的所述等效弹簧开始受压的瞬间作为冲击开始的时刻，其首次回到初始平衡位置，即其首次由受压变为受拉瞬间，作为气缸末端冲击过程结束的时刻，用tf表示冲击时间，则冲击时间满足
Figure BDA0003563428340000141
上述实施例为本发明较佳的实施方式，但本发明的实施方式并不受上述实施例的限制，其他的任何未背离本发明的精神实质与原理下所作的改变、修饰、替代、组合、简化，均应为等效的置换方式，都包含在本发明的保护范围之内。

Claims (10)

1.一种新型直线气缸，其特征在于，包括缸体(8)、滑动设置在缸体(8)内的活塞杆(10)以及设置在活塞杆(10)上的活塞(5)，其中，活塞(5)位于缸体(8)内，且活塞杆(10)和活塞(5)通过锥面过盈配合的方式连接。
2.根据权利要求1所述的一种新型直线气缸，其特征在于，还包括端盖(9)，端盖(9)设置在缸体(8)的一侧内，且端盖(9)上设置有前缓冲垫(4)，所述活塞(5)上设置有后缓冲垫(6)。
3.根据权利要求1-2任一所述的一种新型直线气缸，其特征在于，所述活塞(5)的左侧里侧开设有圆角，同时与所述活塞(5)配合的所述活塞杆(10)响应位置也有对应的圆角，所述活塞(5)的外侧前后都设有倒角。
4.一种权利要求1-3任一所述的新型直线气缸的冲击参数计算方法，其特征在于，包括以下步骤：
基于所述新型直线气缸，抽象气缸末端冲击模型图；
基于气缸末端冲击模型图，建立气缸末端冲击动力学模型；
基于气缸末端冲击动力学模型，进行无因次化变化；
基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算所述活塞杆和所述负载的位移；
基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算活塞位移；
基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算接触介质等效刚度；
基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，建立活塞杆末端圆锥轴及活塞圆锥孔过盈配合模型；
基于活塞杆末端圆锥轴及活塞圆锥孔过盈配合模型，计算所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔过盈配合接触应力及变形；
基于所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔过盈配合接触应力及变形，计算所述缓冲弹簧等效刚度；
基于所述活塞杆、活塞、负载的位移及所述接触介质等效刚度、缓冲弹簧，计算等效刚度气缸末端冲击参数。
5.根据权利要求4所述的一种新型直线气缸冲击参数计算方法，其特征在于，所述抽象气缸末端冲击模型图时，忽略气体压力及其自身重力引起的径向振动，将所述活塞杆看成是振动系统中的弹性杆，则将所述负载和所述活塞看作位于弹性杆左右两端连接的集中质量，集中质量随杆端横截面一起振动；同时，根据材料力学中相关理论，将承受各种变形的弹性杆件看作是一个弹簧，所述活塞、所述活塞杆和所述负载以一定的初速度冲击接触介质可看作振动系统在速度激励作用下冲击等效弹簧，从而可将气缸的冲击力等效为弹簧的弹力，同时，应用振动隔离的相关理论，气缸中所述活塞杆和所述活塞之间由于是锥面过盈配合关系，相当于在所述活塞杆和所述气缸之间加等效缓冲弹簧，从而使二者之间为弹性连接结构。
6.根据权利要求4所述的一种新型直线气缸冲击参数计算方法，其特征在于，所述气缸末端冲击动力学模型的建立方式包括：
所述活塞杆的纵向自由振动方程的边界条件为
Figure FDA0003563428330000021
式中，A为所述活塞杆的横截面积，M为所述负载的质量，l为所述活塞杆的长度，k1为接触介质的等效刚度系数，u1(x1，t)为所述活塞杆上距原点x1处的横截面在t时刻的纵向位移，E为所述活塞杆的弹性模量；
根据达朗贝尔原理可知所述活塞的振动力学方程为
Figure FDA0003563428330000022
式中，m为所述活塞的质量，u2(t)为所述活塞在t时刻的纵向位移，k2为所述等效缓冲弹簧的刚度系数。
7.根据权利要求4所述的一种新型直线气缸冲击参数计算方法，其特征在于，所述计算所述活塞杆和所述负载的位移的步骤包括：
基于无因次化的气缸末端冲击动力学模型，计算所述活塞杆的主振型和固有频率；
基于所述活塞杆的主振型和固有频率，推导所述活塞杆主振型的正交性；
基于所述活塞杆主振型的正交性，计算所述活塞杆和所述负载的位移。
8.根据权利要求4所述的一种新型直线气缸冲击参数计算方法，其特征在于，考虑到气缸末端冲击过程中，所述活塞和接触介质的接触是局部接触，所述接触介质的等效刚度取：
Figure FDA0003563428330000023
式中，E1为所述缓冲垫的弹性模量，Acon为所述气缸末端冲击的有效接触面积，l1为接触介质的长度。
9.根据权利要求4所述的一种新型直线气缸冲击参数计算方法，其特征在于，所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔过盈配合的缓冲弹簧等效刚度为
Figure FDA0003563428330000031
式中，A1为所述活塞杆末端圆锥轴和所述活塞圆锥孔的有效接触面积。
10.根据权利要求4-9任一所述所述的一种新型直线气缸冲击参数计算方法，其特征在于，所述气缸末端冲击参数的计算方式为：
气缸末端冲击过程中的冲击力大小可用接触介质的等效弹簧所受压力得大小来表征，则所述气缸末端冲击力表达式为
Figure FDA0003563428330000032
其中，
Figure FDA0003563428330000033
将接触介质的等效弹簧开始受压的瞬间作为冲击开始的时刻，其首次回到初始平衡位置，即其首次由受压变为受拉瞬间，作为气缸末端冲击过程结束的时刻，用tf表示冲击时间，则冲击时间满足
Figure FDA0003563428330000034
式中，k2为活塞杆末端圆锥轴和活塞圆锥孔过盈配合的缓冲弹簧等效刚度，l1为所述接触介质的长度，λi为振动系统的第i阶固有频率，η为活塞杆与活塞的质量比，K1，K2分别表示接触介质与活塞杆的刚度比和缓冲弹簧与活塞杆的刚度比，τ为时间坐标，v为气缸末端冲击的初始速度，u2(t)为所述活塞在t时刻的纵向位移，C2为常数，α为活塞杆与负载的质量比。
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