液压保护（通用4篇）
液压保护 篇1
摘要：对随车起重机的力学模型进行了分析, 并介绍了电子液压式力矩保护器的工作原理。
关键词：随车起重机,力学模型,工作原理
1 引言
直臂卷扬式随车起重机原使用的电子式力矩保护器, 当力矩达到额定力矩的100%~110%时, 切断主油路, 起到安全保护作用, 但是不符合GB6067.1-2010《起重机械安全规程》中应允许向安全方向操作的规定;而起重量10t以上的随车起重机, 由于变幅油缸三角形几何关系, 液压式力矩保护阀误差较大, 不符合“当力矩达到额定力矩的100%~110%时应切断力矩增大方向的油路”的规定。本文仅就一种新型的电子液压式力矩保护器的工作原理进行探讨。
2 随车起重机的力学模型
直臂卷扬式随车起重机最大额定起重量时的力学模型和几何关系分别见图1、图2。
随车起重机起升力矩为非等力矩原则, 不同的臂长和不同的起升仰角所需的起升力矩是不相同的, 根据图1中的受力关系, 得出下式:
根据图2几何关系推导, 得出如下力矩关系:
式中:P-变幅油缸无活塞杆腔工作压力, MPa;k-起升载荷动载系数;k1-起重臂自重动载系数;Q-额定起重量, kg;R-工作幅度, mm;r-回转中心到起重臂回转中心的距离, mm;Gb-起重臂质量, kg;Rb-起重臂重心到起重臂回转中心的距离, mm;D-变幅油缸直径, mm;D0-变幅油缸活塞杆直径, mm;P0-变幅油缸活塞杆腔工作压力, MPa;g-重力加速度, 9.81m/s2;α-伸缩臂仰角, (°) ;β-变幅油缸与伸缩臂交点和伸缩臂回转中心连线与水平线的夹角, (°) ;θ-变幅油缸与立柱交点和伸缩臂回转中心连线与水平线的夹角, (°) ;L1-变幅油缸与立柱交点到伸缩臂回转中心的距离, mm;L2-变幅油缸与伸缩臂交点到伸缩臂回转中心的距离, mm。
由式 (2) 知, 与起升力矩相关的各参数除了P、P0、α外均为已知量, 只要测量三个参数即可与额定值进行比较。
3 工作原理
电子液压式力矩保护器工作原理有两种方式: (1) 动力液压油分流控制方式; (2) 动力液压油截止控制方式, 分别见图3和图4。
1.多路阀2.吊臂伸缩油缸3.卷扬机构4.变幅油缸
1.多路阀2.吊臂伸缩油缸3.卷扬机构4.变幅油缸
3.1 动力液压油分流控制方式工作原理
吊臂长度传感器、吊臂仰角传感器、变幅有杆腔压力传感器和变幅无杆腔压力传感器将检测信号传递给CPU, CPU经过逻辑运算, 当计算起升力矩达到额定起升力矩的95%时, 将信号传输给报警器, 发出报警声;当计算起升力矩达到额定起升力矩的100%~110%时, 接通电磁换向阀Z电路, 电磁阀换向, P和T口直接接通;当操作吊臂伸缩油缸2伸出、卷扬机构3起升、变幅油缸4回缩时, 动力油直接通油箱, 该方向无法动作, 而可以实现反方向的动作;当吊臂伸缩油缸2回缩、卷扬机构3下降、变幅油缸4伸出后, 起升力矩值减小, 当起升力矩值小于额定起升力矩100%后, CPU发出信号, 切断电磁换向阀Z电路, 电磁阀换向, 切断P1和T, 系统恢复正常。
该系统利用电磁换向阀Z分流, 由于单向阀和电磁换向阀以及回油管路的压力损失, 在分流处会存在一定的背压, 对变幅和伸缩动作没有影响, 但对空载卷扬过卷报警会有一定的影响, 如果分流油路压力损失大, 过卷报警装置失灵, 此时可以采取以下措施: (1) 尽量采用流量大、压力损失小的单向阀和电磁换向阀及较大管径的油路, 压力损失控制在1MPa以下。 (2) 在卷扬下降油路上加装减压阀或卷扬起升油路上加装顺序阀, 提高空载卷扬工作压力。
3.2 动力液压油截止控制方式工作原理
吊臂长度传感器、吊臂仰角传感器、变幅有杆腔压力传感器和变幅无杆腔压力传感器将检测信号传递给CPU, CPU经过逻辑运算, 当计算起升力矩达到额定起升力矩的95%时, 将信号传输给报警器, 发出报警声;当计算起升力矩达到额定起升力矩的100%~110%时, 接通电磁换向阀Z1、Z2、Z3电路, 电磁阀换向, P1截止;当操作吊臂伸缩油缸2伸出、卷扬机构3起升、变幅油缸4回缩时, 动力油截止, 该方向无法动作, 而可以实现反方向的动作;当进行吊臂伸缩油缸2回缩、卷扬机构3下降、变幅油缸4伸出后, 起升力矩值减小, 当起升力矩值小于额定起升力矩100%后, CPU发出信号, 切断电磁换向阀Z1、Z2、Z3电路, 电磁阀换向, 系统恢复正常。
该系统为利用电磁换向阀换向截止液压油通向执行机构, 该系统安全可靠, 需要利用3个电磁阀, 成本较高, 需要较大的安装空间。
4 结论
以上两套系统均可满足直臂卷扬式随车起重机力矩安全保护功能, 第一种方法相对简单、成本较低, 建议优先采用。
液压保护 篇2
1.1 引言
在目前的煤矿生产作业中, 带式输送机是重要的运输设备, 为满足不断发展的高产、高效矿井的生产需要, 带式输送机正向长距离, 大运量, 高带速, 大倾角方向发展。由于长期大运量, 高负荷的运行和一些意外因素, 金属物、矸石、皮带接头疲劳, 都会造出皮带突然断带、断裂, 尤其是大倾角的皮带运输机, 一旦发生断带就会造成重大事故, 甚至人员伤亡, 后果极其严重。
煤矿安全规程明确规定:“皮带运输机必须加装各类保护装置。”
1.2 带式输送机断带分析
皮带机主要用于主井提升和主运输巷道, 其断带的原因主要可归类为过载或是在启动、急停时出现压死引起的接口疲劳, 极少部分为皮带内在质量。
1.3 国内断带抓捕器现状
目前国内生产的断带抓捕器都是采用抓捕器的契形块通过胶带在下滑过程中反向运动对输送机胶带两侧进行制动保护, 每隔数十米安装一台。一条皮带机需要安装几十台, 安装不方便, 而且胶带的柔软性好, 断带抓捕器在抓捕过程中很容易从契形块中挣脱出去, 一旦抓捕不牢, 则造成全部崩溃。
2 双层液压断带保护装置的设计
2.1 抓捕方式的确定
如图一所示, 正常提升时, 因张紧力较大所以胶带在两托辊间近似认为是平的。但当出现断带事故后, 胶带张紧力消失, 而且输送带具有柔性, 从而在两个托辊之间必然呈凹状, 在断带情况下, 对于上运带来说, 下滑胶带属于从零速度逐渐加速下滑, 对于下运带来说, 下滑胶带属于从正常运行速度的基础上逐渐加速下滑, 由于煤与输送带具有摩擦力, 下滑速度在一定范围内两者基本是同步运行, 但当下滑速度越来越快时, 皮带上煤则具有如图向上抛, 从而会形成抛物线形式, 即在横向上具有向上运动特性, 所以断裂的皮带和煤在下滑过程中, 都存在上下波动。根据以上分析, 设计成整体式抓捕结构可以瞬间制动, 且不受输送带波动的影响。
2.2 双层液压断带保护装置抓捕机构的设计原理及受力点分析
为了将克服下胶带面在断带中带来的负面影响, 本装置设置有上制动和下制动装置, 液压缸1控制上制动装置动作, 液压缸2控制下制动装置动作, 能将输送带上运胶带与下运胶带同时制动。抓捕机构全部采用可拆卸整体式凸轮结构设计, 其设计思路如示意图 (二) 所示。
当输送机胶带发生横向断开时, 处于上运胶带立刻反向滑行, 而下运带则加速滑行, 速度传感器一旦逆转超出设定值或下运带超出滑行速度则发出指令, 电液换向阀得电, 阀芯动作, 液压缸向右推出带动制动横梁, 将输送带托起与上横梁形成反锁倾角, 夹住胶带滑行。所以上横梁越靠近右端, 自锁越良好, 但是克服 (只有变形的余量越小) 零部件变形的能力就越小, 选取一个合适的比例就能兼顾两个方面。如何选取一个合适的比例非常关键, 如图 (三) 所示是solidworks对本装置受力点状况分析图。
图 (三) 是制动横梁受到一个固定力时对轴与横梁所做的受力分析。当轴与横梁选取的位置不同时, 受力也会不同, 当轴中心距离最右端面700mm处时, 选择安全系数是2, 其最小安全系数是0.00076, 当轴中心距离最右端面600mm处时, 其最小安全系数是0.0011, 当轴中心距离最右端面500mm处时, 其最小安全系数是0.00066。因此选择轴中心距离最右端面600mm处时的位置比较合适, 在最大安全系数相同的情况下, 其最小安全系数较高。
2.3 双层液压断带保护装置液压系统的设计
(1) 设计要求。本设备为煤矿主斜井断带保护装置, 如果意外发生断带事故, 本装置靠速度传感器给出动作电信号, 使得液压缸迅速动作, 推动转动的制动块在两秒内完成制动。预选两液压缸内径100mm, 活塞杆径55mm, 工作压力8.4MPa。要求两套方向阀分别控制上下两油缸, 两油缸行程分别为450mm, 300mm, 用差动回路或用蓄能器快速制动, 时间越短越好。
(2) 拟定液压系统。所拟定的液压回路如图 (四) 所示。
1.油箱;2.空气过滤器;3.电磁卸荷阀;4.吸入过滤器;5液压泵;6.电机;7.油位温度计;8.单向阀;9.安全球阀;10.蓄能器;11.压力表;12、15电液换向阀;13.液压缸一;14.液压缸二;16.压力变送器
根据液压系统所控制抓捕器机构的设计要求, 由于两只液压缸要求迅速在2s内伸出, 普通单级的DN10通径以下的液压方向阀不能满足此要求, 因此拟采用两只电液换向阀分别控制两只液压缸动作。
由于液压抓捕器不是连续工作的机构, 只是在皮带发生断带时, 通过传感器发出电讯号才动作的装置, 液压泵源将长期处于不工作的状态下。因此, 液压泵不需要长期工作, 以便节省能源并延长液压泵的工作寿命。自然, 电机也不需要通电工作。而且, 当抓捕器在得到讯号需要启动液压缸夹紧皮带时, 动作迅速, 而液压泵的启动与升压需要一定的时间, 根本满足不了迅速升压向系统供应一定压力的压力油要求, 也就无法由泵与蓄能器同时向系统供油。因此, 可以得出结论, 抓捕器夹紧皮带时, 只能由液压蓄能器单独向两只液压缸供油。
为了蓄能器充油与维护的需要, 在蓄能器的进口安装一只安全球阀, 即能达到开关蓄能器进油口的目的, 又能起到安全保护蓄能器的作用。
因为液压系统正常的工作压力范围在14MPa~16MPa之间, 属于中压系统, 为了使泵在空载下启动, 在液压泵的出口设计一只电磁卸荷阀, 此阀的作用是在泵启动时, 电磁铁并不通电, 处于压力卸荷状态, 电机与泵为空载启动, 启动电流较小, 起到保护电机的作用。当电机转速稳定后, 启动正常, 电磁铁通电, 溢流阀起作用, 泵出口的压力逐渐升高, 达到蓄能器的充液压力后, 才向蓄能器充液。
液压泵出口处的单向阀起到正向供油, 反向截止, 防止蓄能器的高压油反流入泵, 引起泵的反转破坏。
压力变送器的作用是为了防止液压系统在长期工作情况下, 由于液压系统不可避免的内部泄漏, 蓄能器的压力会出现逐渐降低的现象, 为了保证蓄能器正常工作压力, 而设置的。当蓄能器出口的压力降低到一定程度时, 压力变送器发出电讯号启动油泵电机, 向蓄能器补油, 当补油完成, 压力达到额定工作压力后油泵电机停止工作。
2.4 PLC控制方式及可靠性分析
当带式输送机胶带一旦反向滑行时, 监测装置将感应信号传送至PLC, 再由PLC发出指令控制电磁阀动作, 从而控制液压缸迅速进行制动, 由于液压断带保护装置采用电控装置自动控制、多点监测 (有速度传感器和行程开关) , 即使在无人值守的情况下, 也能实现断带保护, 大大提高了安全及可靠性。
3 液压断带保护装置的应用
现以ZDB-400/120带式输送机用断带保护装置为例进行分析。
3.1 已知参数
输送机长度:L=1200m带宽:B=1200mm制动力P=400KN。
3.2 安装台数及位置的确定
根据对煤矿断带事故发生的调查及受力分析显示, 输送带断裂一般发生在离传动滚筒较近的位置, 其断裂处99%发生在输送机运输总长的一半 (距传动滚筒中心) 以内, 以传动滚筒中心为起点, 距150m处安装一台保护器, 安装方式见表1。
3.3 1200米高强度皮带计算
输送量:1000t/h;带速:3.15m/s;倾角:20°;长度:1200m;矿用钢丝绳芯阻燃输送带, 型号:ST2500;带宽:1200mm。
每米物料的重量:1000t/h÷3600s/h÷3.15m/s×1000kg/t=88.18Kg。
根据表得每米胶带的重量为36.8Kg。
在不考虑任何下滑阻力的条件下每米最大下滑力f:
总下滑力为:f=42.75×1200=51303kg=51303×9.8=502.7KN。
当出现断带时, 由动载荷计算公式,
式中:q—动载荷;P—总下滑力;L—带宽;a—加速度 (9.8m/s^2) ;g—重力加速度 (9.8m/s^2) 。
断带后所需制动力为:F断带=502.7×2=1005.5KN。 (取2倍安全系数)
由表1可知1200米输送机选用3台保护器, 因此单台断带保护器制动力F单:F单=1005.5÷3=335.2KN<400KN, 符合要求。
3.4 当输送带断带且立刻被制动住, 建立力学模型
把机体看成整体时, 受力情况如图 (五) 所示。
(1) 机架抗弯强度计算
1) 制动横梁正应力强度计算 (如图b所示) 。
制动横梁正应力F1=F×sin80°=400KN×0.985=394KN。
制动横梁截面积为0.03㎡, 选用钢Q235A, 许用应力[σ]=σs/ns=240/1.5=160MPa (ns为安全系数) , 由式σ=P/A, 得抗压强度σ=394KN/0.03㎡=13.1MPa<160MPa, 符合要求。
2) 支腿抗弯强度的计算
如图所示, 当制动装置将断裂胶带制住而处于平衡状态时, 由平衡方程有
由于MD=q L1H1MB=q L2H2MC=q L2H3ME=FH4P2=P整理得,
经分析, 前、后支腿的受弯曲应力相等且最大, 所以只需计算前、后支腿的抗弯强度。
由于每条支腿由两条25b槽钢组成, 其截面系数为2×282cm^3, 许用剪应力τ为许用应力[σ]的0.6倍, 即160×0.6=96MPa, 得出:
单支腿为50.7/2=25.35MPa<96MPa, 符合要求。
3) 斜撑正压力NAD=NA/sin30°=148KN/0.5=296KN。
工字钢25a截面积A=48.54cm2。
4) 制动横梁支承轴的剪切强度的计算
轴的剪切力等于制动横梁正应力F1=F×sin80°=394KN由于轴是对称布置, 则轴一端承受的力为P1/2=197KN, 轴的截面积为πd2=3.14×0.055^2=0.0094m^2, 由式σ=P/A得
选用45号钢, 许用应力[σ]=σs/ns=355/1.5=236.6MPa (ns为安全系数) , 许用剪应力τ为许用应力[σ]的0.6倍, 即236.6×0.6=142MPa, τ<τ许, 符合要求。
5) 螺栓选用计算
由受力图 (a) 可知, 当制动平衡时, 上横梁受到正压力N2, N2=N1=F1×SIN80°
因为螺栓采用对称布置, 所以共有M20螺栓16个。
单个M20螺栓的截面积为:A1=πd2=3.14×100=314mm^2。
总的截面积为:314×16=5024mm^2。
τ=F2/A=388KN/5024=77.2MPa<96MPa, 符合要求。
(2) 油缸的校核
上油缸用于提升上制动横梁及20米内的胶带和物料重量, 而下油缸用于提升下制动横梁及20米内胶带重量, 所以油缸主要克服制动横梁的重力、胶带和物料的重力及活动关节的摩擦阻力, 制动横梁从水平位置被提升时其拉力最大, 制动横梁由水平位置被提升至40°时, 活塞杆承受的弯矩力最大, 油缸的拉力为重力加上摩擦阻力, 由f=u G, u取0.1, 得出:
上制动横梁的重力G1为377KG×9.8=3694.6N。
在20°坡时G物=20×每米胶带物料自重×cos20°=20× (88.18+36.8) ×cos20°=2350Kg=23030N。
摩擦阻力为: (23030+3694.6) ×0.1=2672.5N。
下制动横梁的重力G2为:300KG×9.8=2940N。
在20°坡时G物=20×每米胶带物料自重×cos20°=20×36.8×cos20°=667Kg=6777.8N。
摩擦阻力为: (6777.8+2940) ×0.1=971.7N。
根据杠杆比原理, 上油缸活塞杆受到的初始拉力为F2= (G1+G物+摩擦阻力) × (L1/2) /300= (23030+3694.6+2672.5) × (952/2) /300=46643.4N。下油缸活塞杆受到的拉力为F3= (G2+G物+摩擦阻力) × (L1/2) /200= (6777.8+2940+971.7) × (694/2) /200=18546.3N。
预选油缸内径φ100mm, 活塞杆φ55mm, 则上油缸有效面积为A1=π (D^2-d^2) /4=54cm^2;下油缸有效面积为A2=πD^2/4=78.5cm^2;上油缸活塞杆行程为3.14×2×300×80°/360°=418mm=0.418m;下油缸活塞杆行程为3.14×2×200×80°/360°=279mm=0.279m。
由于油缸要求在2s内制动, 所以油缸完成制动行程必须大于2s, 预设油缸完成制动行程为1.5s, 则上油缸活塞杆速度为0.418×60/1.5=16.72m/min, 下油缸活塞杆速度为0.279×60/2=11.16m/min。
1) 抗拉强度的计算
活塞杆截面积为A3=πd2/4=0.0094m^2。
2) 抗弯强度的计算
L1—制动横梁在提升至40°时活塞杆伸出液压缸的长度;W—活塞杆抗弯截面模数。
3) 油缸压力的计算
几何流量 (L/min) =【有效面积 (cm^2) ×活塞速度 (m/min) 】10。
上油缸流量= (54×16.72) /10=92.88L/min;下油缸流量= (78.5×11.16) /10=87.6L/min。
上油缸液压功率热当量=46643.4N×16.72m/min=780KJ/min;下油缸液压功率热当量=18546.3N×11.16m/min=207KJ/min。
由公式液压功率热当量 (KJ/min) =【流量 (L/min) ×压力 (10^5Pa) 】/10, 得:
上油缸压力= (780×10) /92.88=84×10^5Pa=8.4MPa;下油缸压力= (207×10) /87.6=23.6×10^5Pa=2.36MPa。
4 结论与建议
首先感谢焦作市新立康输送机械有限公司能够给我提供这样一个平台, 使我对液压断带保护装置从理论数据的研究到实践应用得到充分的认识。焦作市新立康输送机械有限公司是一家专业生产和开发胶带输送机的厂家, 公司新开发的附属产品—液压断带保护装置, 作为煤矿井下带式输送机配套使用的一种保护装置, 对矿井的安全保护和预防具有非常重大的意义, 它保护着人民的生命和财产, 减轻事故造成的影响, 同时还是一种辅助工具, 应广范推广使用。
摘要：本文通过对国内外断带抓捕器的研究, 根据断带抓捕器在带式输送机上目前使用的状况和发展, 对双层液压断带保护装置抓捕机构、液压系统进行了结构设计, 并运用solidworks软件对抓捕机构的设计作出力学分析, 以及液压系统、PLC可编程控制系统对抓捕机构在断带保护控制的过程及可靠性进行了分析, 并通过实例计算验证其可运用性。
关键词：设计,solidworks,液压,PLC,分析,实例
参考文献
[1]《煤矿安全规程》—国家煤矿安全监察局2012年出版
[2]《液压工程师技术手册》—机械工业出版社
液压保护 篇3
机械压力机在汽车工业中大量使用,滑块作为关键的执行单元,其上的保护系统承担着相当重要作用,否则就会出现“闷车”等事故;滑块的保护系统,分为刚性过载保护和液压过载保护两类,刚性过载保护因结构简单、可靠性较差,多用于中小型压力机,液压过载保护结构相对复杂、可靠性较高,多用于中大型压力机;在液压过载保护系统中,传统组成单元是气动泵、气动卸荷阀、单向阀;气动泵、气动卸荷阀属于结构复杂、装配精密、价值较大的功能部件,出现故障的几率较高,许多单位对此理解不深,维修不当,造成最后不得不更换气动泵或气动卸荷阀。
本文通过从故障现象、原因分析、影响大小、判断方法、排除技巧五个方面进行叙述,说明机械压力机滑块液压保护系统维修体会。
以JD31—315T机械压力机为例。
1、故障现象:
滑块正前方的压力表读数小于10MPa,滑块后方的气动泵不停地工作,而压力机无法启动。
2、原因分析:
2.1、压力机无法工作是因为压力机电器柜中PLC程序设计中有保护功能,当滑块液压保护系统压力小于10MPa时,压力机无法启动。
2.2、气动泵不停地响是气动泵在工作,是液压保护系统出现泄漏,系统油压无法达到PLC设定的数值,PLC发出指令,气动泵电磁阀接通,压缩空气通过,气动泵工作。系统压力不够,分两种情况,一是气动卸荷阀内部发生泄漏,保压功能降低,二是气动泵自身吸油加压能力差,输出液压油流量压力不够。
2.3、由于压力表是直接连接到液压系统的,压力机读数小于10MPa,进一步说明系统的油压达不到压力机PLC的设定值(压力继电器工作值),无法启动压力机。
3、故障原因对故障现象的影响大小:
在这些故障原因中,影响最大的是气动泵,占60%,其次是气动卸荷阀,占30%,其余因数占10%。这是因为即使气动卸荷阀出现微小泄漏,气动泵可以迅速补充,一旦气动泵出现问题,系统的压力绝对受到严重影响。
4、故障的判断方法:
由于JD31—315滑块液压保护系统功能零部件较多,究竟是哪一个出现问题,对于消除故障十分重要,根据不同的零部件,应采取不同的方法。
4.1、气动泵(DV3008—00):
将出油管拆掉,用大拇指按住出油孔,接通气源,如果按不住,表示气动泵出油油压、流量合适。
4.2、启动卸荷阀(DV3009-00):
将磁力表座及百分表吸在启动卸荷阀顶部,百分表头与气动卸荷阀活塞顶接触,观察百分表指针变化情况。
4.3、单向阀(DIF—L10H):
采取试漏法,从正反两方灌入液压油,观察流量大小、是否有渗漏。
5、故障排除技巧:
5.1 气动泵:
将气动泵从油箱顶部拆掉,对其进行分解,仔细检查三部分:
(1)、气缸部分:检查上下O型密封圈125*3.1,活塞O型密封圈110*5.7,活塞杆O型密封圈16*2.4,分别用百分表千分尺测量活塞缸体内外径,并计算配合间隙,缸体内径:∮110H9 (0,+0.087),活塞外径:∮110(-0.10,-0.20),配合间隙:0.10～0.287。在修理过中发现:在间隙大于0.25以上时,密封圈110*5.7-定要好,不然一定会漏气;有一次,更换了一个新气动泵,通气后就是不工作,拆开后测量发现:活塞安装上密封圈在缸体内运动困难,原因有二个,一个是活塞上的密封圈槽加工的比较浅,造成压缩量过大(达到26.2%),二是活塞与缸体配合间隙过小(0.06),因缸体较薄,不便于加工,于是自己便对活塞的密封槽及外径进行二次加工,加工后,密封槽深度为5.1,压缩比:(5.7—5.1)*100%/5.7=10.5%,活塞外径采取夹在车床上,用纱布打磨处理,使活塞与缸体配合间隙达到0.15,经过处理,该新备件得到良好使用。
(2)、油缸部分:检查油缸顶部O型密封20*2.4,Y型密封:16*24*4
分别用百分表千分尺测量活塞杆导向套内外径,并计算配合间隙,活塞杆外径:∮16h6(0,-0.011),导向套内径:∮16H9 (0,+0.043),配合间隙:0～0.054,显然配合间隙为0是不可取的,故一般为0.01～0.054。在修理过程中发现:油缸顶部O型密封20*2.4、Y型密封:16*24*4损坏频率较高,这是什么原因?经过分解新备件,发现活塞杆设计、加工有缺陷,未考虑活塞杆穿过油缸顶部O型密封20*2.4、Y型密封16*24*4时对密封圈的抵压作用,在装配时就造成密封圈被切割,我们就在活塞杆端头挫制出5*20°倒角,密封圈再也未出现安装后就损坏的现象;有一次,修理更换密封圈时间不到三天,气动泵就无法工作,拆开发现密封圈又损坏了,而活塞杆倒角完好,进一步测量,发现活塞杆与导向套配合间隙也不大(0.05),只是导向套座与气缸下盖之间的锁紧螺母出现松动。自己分析认为:由于活塞与活塞杆联接为一体,活塞在气缸中运动,活塞杆在油缸导向套中运动,由于活塞比活塞杆直径大(∮110/∮16),导向能力远大于活塞杆,导向套座与气缸下盖之间的锁紧螺母导致活塞与活塞杆运动中心不重合,造成油缸顶部密封圈出现一边紧一边松的状态,加剧了密封圈的损坏,于是自己就将导向套座上的锁紧螺母进行改造,由原来的普通螺母改为带一道环形槽的园螺母,并在圆螺母端面制作出四个内六方螺纹孔,靠螺母的抵压变形实现了锁紧,改造后,密封圈损坏幅度大大降低。
(3)、进油、出油单向阀:这两个单向阀对气动泵的油量、油压有着十分显著地影响,在修理过程中,需要予以关注,每次更换密封圈时都要清洗、检查,检查单向阀是否堵塞,是否泄漏,弹簧弹性是否满足要求。在修理过程中,自己在进油单向阀中,发现过油箱脱落的漆皮,生料带;当单向阀出现泄漏时,不一定需要更换,首先检查弹簧的弹性是否良好,其次检查钢珠是否表面磨损,最后检查阀座与钢珠接触面(注意:此处空间小,需借助手电、放大镜,在阀座上涂红丹,小心研磨)。
5.2 气动卸荷阀:
将气动卸荷阀从滑块上拆掉,对其进行分解,仔细检查二部分:
(1)、气缸部分:检查活塞下端尼龙缓冲垫是否平行,必要时需上平面磨床上磨削,注意保持上面的表面粗糙度;检查气缸套与活塞下端O型密封圈125*5.7,聚四氟挡圈,分别用百分表千分尺测量活塞下端气缸套内外径,并计算配合间隙,气缸套内径:∮130H7 (0,+0.040),活塞下端外径:∮130(-0.05,-0.10),配合间隙:0.05～0.14。在修理中发现,尽管密封圈、缓冲垫完好,有时还回出现泄漏,这是因为气动卸荷阀气压偏小所致,只要将气压适当调大即可。
(2)、油缸部分:检查活塞上端O型密封30*3.5,聚四氟挡圈,分别用百分表千分尺测量活塞上端阀体内外径,并计算配合间隙,活塞上端外径:∮30h6(0,-0.013),阀体内径:∮30H7 (0,+0.021),配合间隙:0～0.034,显然配合间隙为0是不可取的,故一般为0.01～0.03;作为重点检查部位的是:活塞下端顶部与阀体配合100°锥面,两者之间接触面积对泄漏影响十分巨大,如果接触面积大于95%,气动泵就可以实现正常补压,在修理过程中发现:活塞下端容易漏气而活塞上端很少漏油,这又是为什么?由于活塞上下两端为一个整体,材料为45钢调质,而上端与阀体HT30—54配合,下端与气缸套铝青铜8—2—3配合,显然阀体HT30—54比气缸套铝青铜8—2—3硬度强度都高,故磨损少,导向作用高,下端又要承受卸荷高压油的冲击,由于活塞下端较大,容易出现上下运动中心不重合,就造成密封圈一边受力大一边受力小,出现磨损不一致的情况。
参考文献
[1]徐灏、蔡春源等,《机械设计手册》.北京:机械工业出版社,2000.6.
[2]曾正明,《实用工程材料技术手册》.北京:机械工业出版社,2000.12.
液压保护 篇4
现二区域预精轧保护罩在使用中因两个极限位置不好控制, 造成现场的电动推杆使用中损坏快 (08年更换推杆100多台) , 同时在上升、下降过程中, 保护罩自重大, 倾翻力矩大, 易造成电动推杆缸筒连接处损坏, 连接件脱落, 进而导致保护罩不受控制掉落。
因此, 二区域预精轧保护罩系统进行改造主要涉及三个方面:一是利用液压系统代替电动推杆;二是对保护罩本体进行改造, 减轻它的重量, 提高结构件的强度;三是通过油缸行程控制, 来达到最终控制极限位置及设备安全联锁的目的。
通过改造可以降低设备备件的消耗, 提高设备在使用中的安全性, 以更符合安全技术规范。
2 总体方案的确定
一个正确的设计改造应该是技术上先进, 经济上合理, 操作和维修方便, 运用安全可靠等。预精轧机保护罩的液压系统改造首先要考虑人身安全。保护罩升起后, 必须确保保护罩在它的极限位置正确。因此, 经过多方面考虑, 决定选用带有液压锁的油缸, 型号HSGK01-100/55*800, 行程800mm, 使用行程795mm, 且油缸本身带有自锁阀。控制保护罩的系统属于间歇性工作, 当保护罩完全关闭后, 便可停止泵工作。只有在保护罩升降过程中以及保护罩升到最高位置极限时, 泵处于工作状态。所以, 控制保护罩的液压系统采用开式系统, 比较简单, 且安装方便。
控制保护罩升降的速度也很重要。不能太快, 否则不易控制保护罩, 存在着安全隐患, 要求控制速度在2~3m/s范围内。常用的调速回路有进口节流调速回路、出口节流调速回路、旁路节流调速回路。因旁路节流调速适用于载荷变化小、对运动平稳性要求不高的高速大功率场合, 所以保护罩对运动平稳性要求较高, 这里不考虑旁路节流调速回路。
进口节流调速回路中, 工作部件的运动速度随外载增减而忽慢忽快, 难以得到准确的速度。而出口节流调速回路多用在功率不大但载荷变化较大、运动平稳性要求较高的液压系统中。
3 确定最终的系统图
综上所述, 最终确定的系统原理图如图1所示。
保护罩升起回路:泵启动, 此时图中电磁换向阀左边带电, 油通过过滤器、电磁换向阀的左腔、液压锁、单向节流阀中单向阀进入油缸有杆腔, 推动活塞移动, 使活塞收缩, 保护罩升起。回油路:油从无杆腔经过节流阀、液压锁、换向阀右腔返回油箱。
保护罩降落回路:泵启动, 此时图中电磁换向阀右边带电, 油通过过滤器、电磁换向阀的右腔、液压锁、单向节流阀中单向阀进入油缸无杆腔, 推动活塞移动, 使活塞伸长, 保护罩降落。回油路:油从有杆腔经过节流阀、液压锁、换向阀左腔返回油箱。
4 油箱的计算和选择
4.1 油箱容量的确定
油箱的容积包括总容积V和有效容积V0。有效容积是指液压系统正常工作时油箱内储存的油液最大容积。查《液压气动技术手册》, 一般推荐油箱的有效容积。其中, 为液压系统各执行元件同时工作的液压泵的流量总和;等式右边的系数, 系统为低压或为行走机械时取小值;系统为高压或为固定设备时取大值, 现取系数为5。于是, V0=5×46.7=233.5L (其中, 46.7L/min为泵输出流量) 。
在油箱的有效容积V0确定后, 取油箱的总容积ν=1.25ν0。油箱的这一高度差是为了保证液压系统停止工作时, 系统的部分油液在自重作用下能返回油箱而不会溢出。所以, 有V=1.25×233.5=291.875L。
根据《液压传动系统及设计》P381取油箱公称容量为300L, 有效容积为250L。
4.2 液压系统的发热计算和冷却器的选择
4.2.1 液压系统的发热计算
(1) 系统的发热功率
液压泵的功率损失H1:H1=P (1-η) =15× (1-0.9) =1.5k W
其中, P为带动齿轮泵的电机驱动功率15k W, η为齿轮泵的总效率, 取90%。
(2) 阀的功率损失H2
其中, 以泵的全部流量流经溢流阀返回油箱时, 功率损失为最大。
H2=pq=0.4×106×46.7×10-3/60=0.31k W
其中, p为溢流阀的压力损失, 查手册《机械零件设计手册》, 得溢流阀的局部压力损失为0.4MPa;q为泵的输出流量为46.7L/min。
(3) 管路及其他功率损失
此项功率损失包括很多复杂因素, 由于其值较小且管路散热的关系, 计算时常予以忽略。
因此, 系统总的功率损失H=ΣHi=H1+H2=1.5+0.31=1.81k W。
4.2.2 验算温升
油箱的散热面积为As=2ac+2bc+ab=2.3m3。这里, a为油箱的长, 取值890mm;b为油箱的宽, 取值700mm;c为油箱的高, 取值530mm。
系统的热量全部由As散发时, 在平衡状态下油液达到的温度为:
式中:θR为环境温度, 取值20℃;Ks为散热系数, 有Ks=17.5×10-3k W/ (m2×℃) 。
根据现场工作条件及工作方式 (为间歇工作, 每天工作6~9次, 每次10~15min) , 不需装设冷却器。夏天要考虑液压站的散热通风, 以保持给油箱良好的通风换热空间。
另一方面, 生产任务紧时, 一天大部分时间用在生产上, 检修和换辊的时间较少。此时, 保护罩处于关闭状态。若此时泵停止工作, 整个系统便没有功率损失, 也不会产生热量。只有在保护罩的升降过程中泵站才工作, 且时间短。这时, 系统产生的热量通过油箱本身便能散热, 不影响系统性能。
5 液压系统管路压力损失的计算
由前面的原理图可知, 该系统较为简单、回路少, 且液压站离1、2线预精轧保护罩油缸的距离不远, 沿程压力损失小。液压油从泵站上的阀台出来后, 中间没有经过任何阀直接到达油缸附带的节流阀和液压锁, 流向油缸, 且中间弯头较少, 所以局部损失不大。上面所述选用的液压泵为齿轮泵, 额定压力20MPa, 系统压力为12MPa, 齿轮泵完全满足系统的压力和损失的压力。
仓促施工调试后尚存在一些问题, 如保护罩的倾斜角度、保护罩的上升下降速度、保护罩的控制操作习惯等。目前正在跟进改进, 满足现场要求, 以最终达到改造的效果。
初步计算, 预计改造完将节省备件及修复费用30万~40万, 极大提高设备的安全性。
参考文献
[1]张利平.液压传动系统及设计[M].北京:化学工业出版社, 2005.
[2]成大先.机械设计手册[M].4版.北京:化学工业出版, 2002.