振动液压缸

振动液压缸（共8篇）

振动液压缸 篇1

引言

结晶器液压振动装置是目前应用于连铸工程的先进设备,在生产过程中可根据不同的生产工况,对结晶器的振动幅度、振动频率及激励方式进行在线调整,可有效防止结晶器发生粘接现象,提高连铸拉速和减轻铸坯表面振痕,从而减少事故发生、提高产量、保证铸坯质量。

液压振动装置主要由振动底座、振动液压缸、振动台、缓冲弹簧、导向板弹簧、液压动力系统等组成。结晶器放入振动台后,由伺服阀控制液压油的流向和流量推动带位置传感器的振动伺服液压缸做往复运动,对振动台施加一个周期性的激励力,使振动台按设定的振幅和频率进行受迫振动。结晶器振动液压缸的振幅和频率,将影响结晶器的振动曲线;振动液压缸的动、静态性能,将直接影响结晶器振动是否良好,从而影响铸坯的质量。振动液压缸的动、静态性能包括启动压力、动摩擦力、幅频特性、内泄漏等,它们与液压缸的密封结构密切相关。

2 目前国内外振动液压缸采用的密封结构

目前国内工业应用的大部分振动液压缸摩擦副均采用传统橡胶、聚酯纤维、聚四氟乙烯、含合金成份合成材料等密封型式,形成高低压油的分隔。这种密封结构由于都选用了易变形的材料对液压缸的间隙进行填充,在油压作用下密封材料会紧密贴合摩擦副零件表面的密封沟槽,密封效果好,基本可以做到静态无泄漏,容积效率高。但由于密封材料与摩擦副零件表面的贴合作用,导致这类密封型式的液压缸活塞运动过程中阻力较大,并且随着油压升高摩擦阻力会进一步提高,这一特点使振动液压缸的响应频率、动摩擦力、低速稳定性等动态性能大打折扣,同时在振动液压缸活塞频繁运动摩擦作用下,密封材料和运动副容易损伤,密封效果下降,从而导致寿命降低。

目前工业应用中有少量进口的振动液压缸产品采用间隙密封型式,这种结构液压缸的摩擦副不填充密封材料,而是直接设计适当的配合间隙,通过配合间隙形成对高低压油的分隔。这种密封结构完全靠零件机械间隙来实现密封,由于振动液压缸工作压力范围变化较大,在高压工作时泄漏量难以控制,泄漏量的不稳定导致低速稳定性和容积效率较低。但由于无密封材料与摩擦副零件表面的贴合作用,间隙密封液压缸活塞运动过程中阻力很小,这一特点使振动液压缸的响应频率、动摩擦力等动态性能和寿命大大提升。

我公司在充分调研和研究当前两类振动液压缸的工作和制造特点后,对结晶器振动液压缸的密封结构进行了改进,采用特殊的活塞及活塞杆密封结构,生产的结晶器振动液压缸动态性能好、使用寿命长,为国内多家大型钢铁企业的结晶器配套,使用效果良好,受到用户的好评。

3 活塞的密封结构

如图1所示,活塞与缸体之间采用间隙密封,利用微窄间隙,对流通其中的油液进行节流并产生尽可能大的,使油液产生压力损失,实现泄流面小压力小流量的泄漏,再利用辅助环节,最终实现油液的密封。

1.缸头;2.伺服环;3.法兰;4.活塞杆;5.缸体;6.缸底1;7.缸底2;8.传感器;9.O形圈;10.耐磨环;11.杆密封;12.防尘圈

密封间隙的大小一般可按下式计算:

式中:s为间隙宽度(mm),μ为油液动力粘度(Pa.s),L为活塞长度(mm),ΔQ为允许内泄漏量(ml),d为活塞直径(mm),ΔP为活塞两端压差(Pa)。

为进一步加大流阻,加剧压力损失,减小泄漏,在活塞的外圆设置有若干条平衡槽,如图二所示,平衡槽宽1.5mm,深0.6 mm。油液流经平衡槽时,会在槽中形成涡旋,使油液由层流状态转为紊流混合状态并形成阻力屏障,在高频运动状态下,活塞的内泄漏量很小。同时也使油液平衡作用于活塞外圆,有利于活塞与缸体的同心,在油缸工作过程中,活塞外圆面始终处于油膜轴承的包围下,避免了活塞与缸体的直接接触,活塞外圆面不易磨损,极大地延长了液压缸的使用寿命。

由于振动液压缸运动频率高(每分钟达400次),工作压力范围变化大,在油液温度升高和在高压工作时,缸体内孔会有微量的膨胀,使泄漏量不稳定、难以控制,导致容积效率低。为解决此难题,我们在活塞两侧的端面上加工有环槽,并在活塞外圆上均匀地钻了一些小孔与环槽相通,如图2所示。这一结构可使活塞两端环槽外圆在高压油液的作用下产生微小的变形,以适应缸体内孔膨胀,达到控制活塞与缸体之间的间隙的目的,使液压缸在工作过程中密封间隙能随工作压力变化而改变,使泄漏量基本保持稳定。

在实际应用过程中,我们与国内某高校联合建立了振动液压缸数值模型,通过Ansys和Fluent软件,对不同压力作用下活塞的变形量、密封间隙、运动副内的油液压力场、速度场、泄漏量、粘性摩擦阻力等进行定量分析和优化,选取了合适的活塞的几何形状、尺寸和公差范围,制造的产品使用效果良好。

4 活塞杆的密封结构

活塞杆采用伺服环密封技术,该伺服环采用间隙密封及浮动调节原理,选用低摩擦系数特殊材料,结构及与活塞杆的配合间隙经过计算机动态仿真,能有效地防止流体泄漏,高频运动时不磨损活塞杆,并能带走活塞杆与密封件摩擦产生的热量,实现活塞杆密封的恒间隙控制及液压伺服自动调心控制。

如图1所示,活塞杆密封由套在活塞杆4外表面的缸头1(右端为缸底6)、伺服环2、法兰3、O形圈9、耐磨环10和杆密封11等组成,伺服环2位于缸头1(右端为缸底6)和法兰3之间,两端面分别装有O形圈9。

由于伺服环2由两端的O形圈9与缸头1(右端为缸底6)和法兰3相连,外圆与法兰3的内环槽孔之间有一个浮动间隙,当活塞杆4高速运动或受到侧向力作用时,伺服环2能随活塞杆4沿径向上下浮动,当油液通过伺服环2与活塞杆4之间间隙时,会自动保持与活塞杆4之间间隙均匀,而无需完全依赖加工或安装精度来保证,从而可以降低加工精度要求;同时伺服环2内孔设置有平衡槽,如图3所示,伺服环2与活塞杆4之间选用适度的间隙,油液通过时必然产生压力降,泄漏的油液通过缸头1上的泄油口A(右端为缸底6上的泄油口D)流回油箱,从而使缸头1(右端为缸底6)上的耐磨环10和杆密封11处于低压工作状态,工作寿命长。

该密封结构通过运用伺服环,将普通的整体缸头、缸底密封分解为三块,将活塞杆由普通的各段同油压,分隔为逐级降低的分段油压,改善了密封件的工作环境。同时伺服环选用特殊材料,结构尺寸及与活塞杆之间的间隙经过计算机动态仿真,使伺服环与活塞杆之间形成均匀油膜,为活塞杆导向,保证高速往复运动时密封圈与活塞杆之间的磨损小,使活塞杆密封具有较长工作寿命,且对配合件的加工精度要求低。

5 结论

对运动频率快、动态性能和使用寿命要求高的结晶器振动液压缸,采用间隙密封原理,选用合适的间隙及活塞、活塞杆密封结构,能获得较好的效果,且制造成本低,值得推广应用。

摘要：冶金结晶器振动液压缸的动、静态性能,直接影响结晶器的振动效果,从而影响铸坯的质量。本文针对现有结晶器振动液压缸密封结构的缺陷,提出了一种新的振动液压缸间隙密封结构,制造的液压缸动、静态性能好,使用寿命长,在实际应用中取得了较好的效果。

关键词：冶金结晶器,振动液压缸,间隙密封,活塞变形,伺服环

参考文献

[1]李健.微间隙密封设计及其在旋转机械中的应用.机械设计与制造,1998,(6):65.

振动液压缸 篇2

一种单神经元PID控制的液压振动台数字伺服控制系统

文章将单神经元PID控制算法引入到液压数字伺服控制系统中,并通过系统的软、硬件设计,开发出了数字伺服控制系统样机.通过与某型液压振动台联试,系统运行稳定可靠.试验结果表明该伺服控制系统控制品质优良,具有较强的鲁棒性和自适应能力.

作 者：严侠 牛宝良 米晓兵 作者单位：中国工程物理研究院,结构力学研究所,绵阳,621900刊 名：航天器环境工程 ISTIC英文刊名：SPACECRAFT ENVIRONMENT ENGINEERING年，卷(期)：200926(z1)分类号：V416.8关键词：液压振动台 伺服控制 PID控制 神经元网络

振动液压缸 篇3

随着汽车行业的不断发展, 汽车维修设备发展到一个更高的阶段。龙门液压双柱举升机具有高承载能力, 易于安装和维护, 适应性强, 适应于不同类型的车辆维修。

研究和分析龙门液压双柱式举升机的设计和使用有非常重要的意义, 对提升液压举升设备工作品质、技术的经济性能很有必要。而且研究和分析其液压系统运动和动力学, 可为后续研发和改进提供帮助。

龙门液压双柱式举升机通过集流阀来实现双柱的同步运动, 液压冲击是造成液压系统振动的主要原因。液压系统中的振动[1]主要来自机械系统和液压系统 (液压泵、阀元件) , 以及液流振荡等。振动包括自激式振动、强迫式振动两种[2]:强迫式振动主要是由液压泵及压力控制阀的流量脉动导致的;自激式振动主要是由液压 (质量、相互作用力、流量、压力等) 系统参数导致的, 同时管路中液体的涡流引起阀体壁振动以及导阀 (如先导式溢流阀) 经常会处于不稳定的高频振动[3]。

1 液流力的动态特性分析

1) 稳态液流力。

稳态液流力是指通过阀腔液流的流量不变时, 根据动量定理, 可得射流力Ff=d (muj) /dt。 (1) 式中:m为液流质量;uj为通过控制窗口的液流速度;t为油液流过的时间。

将射流力Ff沿阀芯和垂直阀芯的轴向进行分解得出:

式中, θ为射流角。射流速度

式中:c1为收缩系数, 常取0.62;x为阀芯移动位移。

由以上公式可得出射流角与阀芯位移的关系曲线如图1所示。

由图1可知, 射流角θ随x/cr而变化, 阀芯的位移x越小, 导致径向间隙cr对于射流角θ影响越大。

2) 瞬态液流力。瞬态液流力是指当阀芯的窗口面积突然改变时, 会导致阀腔中液流速度发生改变, 形成轴线方向的液流力Ft, Ft与加速度有关, 如图2。

根据牛顿第二定律, 有以下关系:

式中:A为阀腔液流断面积;L为进油与控制窗口距离;v为阀腔内液流速度;t为油液流过的时间。

由Q=v A, 得dv/dt=d Q/Adt。

将△P设为常数, 经简化有:

液流流入与流出控制窗口的瞬态液流力方向不同。

由此可以得出, 阀芯沿轴向的总液流力:

式中:Kf为类似弹簧刚度;Kt为相当于阻尼系数。

2 元件的动态特性分析

1) 单向阀。单向阀芯与弹簧构成“质量—弹簧”振动系统[4], 在工作状态时易发生振动。

其单向锥阀的开口截面面积可表示为:

由薄壁小孔的节流原理可知:

式中:为类似弹簧的刚度;x为阀的开度。

当忽略摩擦力及液动力的情况下, 可得到开度为x0时阀芯运动的微分方程式:

式中:m为阀芯及弹簧质量1/3之和;F为阀芯所承受的压力差有效面积。

为避免共振和激烈振动, 必须要求此频率和液压泵或者其它振动圆频率不同, 同时还需要对单向阀本身的自激振动进行分析。

当油液流经单向阀时由于局部阻力的原因, 导致节流损失:

式中:ξ为阻力系数;P1、P2为阀芯节流的前后压力。

ξ (x) 为阀芯开度x的函数。由上式可知, 当P1为常数, 同时Q不变时, 则P2取决ξ (x) 的值, 关系如图3。

图3可以得出, ξ (x) 是非单值函数。实线是阀芯沿着打开的方向运动的ξ (x) 值;虚线是阀芯沿关闭的方向运动的ξ (x) 值。当x在x1和x2之间, ξ (x) 具有上升的特性, 在此范围工作的阀芯就会发生自激式振动。

为了防止自激振动的发生, 须避免ξ (x) 在x1和x2之间工作, 确保ξ (x) 在其工作的范围中具有单值下降特性。

2) 溢流阀的振动。系统使用先导式溢流阀。由于先导阀芯的质量和黏滞阻力通常非常小, 可以忽略不计, 所以通过主阀的流量:

主阀芯运动的平衡条件:

对其拉氏变换可得:△QR1=KQ△x+Kp△P, (18)

式中:KQ=QR1/x;KP=QR1/ (2P) 。

溢流阀的信号传递函数为:

3 液压系统的振动的解决方法

由以上分析, 实际调控可利用以下方法:

1) 增加阻尼。在换向液控单向阀的支路油口处, 加装一个阻尼, 从而限制单向阀开启的速度, 此方法简单便于操作。

2) 增加节流阀。在液控单向阀出口安装单向节流阀, 液压缸举升时油液流经单向阀, 节流阀此时不起作用, 液压缸回落时单向阀关闭, 回油被迫流经节流阀, 此时节流阀具有节流与调速的作用, 使得液压缸的回油流量不发生突变, 同步阀阀芯可以起到同步控制的作用。

4 结论

本文通过对龙门液压双柱式举升机的振动分析, 找出振动产生的原因, 并对系统中液压元件进行动态特性分析[5], 建立振动的数学模型, 经拉氏变换, 得到特征方程与系统传递函数, 并导出主要的液压阀参数 (阻尼振动频率、阻尼系数及频率) , 提出并找到解决液压系统的振动方案, 经实验验证, 举升机工作时系统振动大幅度减少, 满足实际要求。

摘要：对液压系统中主要的阀进行了静、动态特性分析, 分析了液压举升机在上升、下降过程中, 系统产生振动的原因, 建立了振动元件数学模型并提出了解决方案。

关键词：液压式举升机,液压系统的参数设计,振动,动态特性

参考文献

[1]王存堂.工程机械液压系统及故障维修[M].北京:化学工业出版社, 2007:267-269.

[2]张应杰:汽车举升机作业安全技术[M].北京:中国计量出版社, 2005.

[3]田继宏.专用液压提升机控制系统研究[D].大连:大连理工大学, 2004:30-47.

[4]陆一心.液压与气动技术[M].北京:化学工业出版社, 2004.

振动液压缸 篇4

轧机辊系的垂直振动是影响带钢质量的重要因素。辊系的垂直振动与轧机本身固有特性、轧制参数等有关, 与此同时压下系统及轧制辊缝处的非线性因素也是影响辊系的垂直振动的重要因素[1,2,3]。A.Bar等建立了冷带轧机非线性参激扭振模型, 模型考虑了轧制过程中存在的非线性参激振动现象并运用非线性方法分析得出了扭转响应的近似解;同时他还分析了含间隙的初轧机传动系统在打滑情况下轧机主传动系统振动的大小以及振动特征等问题, 得出了与现场测试较一致的结果[4]。张瑞成等考虑轧机液压系统中液压缸与机架间的粘性阻尼及轧制界面非线性刚度, 建立了轧机二自由度液压压下垂直振动系统模型。采用多尺度法求解了该模型在主参数共振情况下的一阶近似解, 得到系统的频率响应方程, 用数值方法研究了定常解的稳定性。分析了非线性刚度、液压缸的粘性阻尼等参数对系统振动的影响[5]。范小彬、臧勇等建立了含有Duffing振子和参激刚度项的板带轧机非线性振动动力学模型, 选用立方函数形式的轧件迟滞模型, 通过分析发现:轧辊振动在一定条件下会表现出分岔及混沌现象[6,7]。刘飞等研究了液压缸非线性约束下轧机辊系垂直振动行为发现轧机辊系振动速度受分段弹性力大小影响, 系统不稳定频率区域随分段弹性力增大而变宽;摩擦力较小时, 对辊系振动行为影响表现为阻尼特性, 较大时, 摩擦力的非线性成为影响辊系振动行为的主要特性[8]。目前对于轧机辊系非线性振动的研究主要集中在轧制辊缝、液压缸等含有油液润滑界面的部位, 对于多非线性因素共同作用下轧机辊系振动行为特性尚未完全明了[9,10,11,12,13,14]。对六辊轧机系统做适当简化并考虑轧机辊系垂直振动系统中的非线性刚度和非线性阻尼, 建立了轧机垂直振动系统二自由度非线性动力学模型, 分析了不同参数下系统的时域幅频特性, 为抑制辊系垂直振动提供了理论帮助。

1 轧机垂直振动系统动力学模型

1.1 轧机垂直振动系统三自由度非线性动力学模型

六辊轧机结构简图见图1, 电机带动工作辊转动实现对轧件的轧制, 工作辊与中间辊、中间辊与支承辊之间通过摩擦力实现传动。辊系在垂直方向上主要受到液压压下缸和轧制界面处轧制力的作用。液压压下缸作用在支承辊两端的轴承座上, 主要作用是产生压下力。

机轧制过程中由于润滑油液的作用, 在轧制界面会存在非线性刚度及非线性阻尼, 同时液压缸液柱的存在, 液压压下缸处也有非线性因素。由六辊轧机系统的结构及工作特性可知, 辊系系统大致呈上下对称形态, 此外在各辊缝中, 轧制界面处存在的非线性因素最多, 因此对六辊轧机辊系系统做适当简化得到三自由度非线性垂直振动动力学模型, 见图2。

m1为工作辊的等效质量;m2为中间辊的等效质量;x1为工作辊垂直振动位移, x2为中间辊垂直振动位移, x3为支撑辊垂直振动位移, k2为中间辊和支撑辊之间的等效刚度, k3为工作辊和中间辊之间的等效刚度, F1 (x) 为轧制界面线性变形抗力, F0 (x) 为支承辊与液压压下系统之间的非线性弹性力, Fc1 (x) 为轧制界面非线性阻尼力, Fc0 (x) 为支承辊与液压压下系统之间的非线性阻尼力。由此可得轧机垂直振动系统三自由度非线性动力学方程, 见式 (1) 。

考虑到工程建模的实用性, 动力学模型中的非线性项, 采用在工程界得到广泛应用和认可的Vanderpol振子和Duffing振子的形式, 即非线性刚度采用Duffing振子形式: (k0+k0′x2) x, 非线性阻尼采用Vanderpo振子形式: (-c1+c1′x2) x觶[15]。其中为液压缸与支承辊间的线性弹性刚度系数, k0′为液压缸与支承辊间的非线性弹性刚度系数, c1制界面的线性阻尼系数, c1′为轧制界面的非线性阻尼系数。轧机轧制过程中三自由度非线性动力学方程的形式可转换为式 (2) 。

1.2 轧机垂直振动系统单自由度非线性动力学模型

由于只考虑轧制界面及液压压下系统的非线性因素影响, 因此对系统进行求解时, 可工作辊、中间辊及支承辊简化为单质量辊系系统, 因此系统简化为单自由度, 假设辊系受到的周期扰动力为Fcosωt。辊系单自由度垂直振动方程见式 (3) 。

由 (10) 式可以看出, 轧机垂直振动系统的振幅与频率主要和γ, β, α有关。

2 系统仿真分析

采用MATLAB软件, 以某厂六辊轧机作为参数提取对象对垂直振动系统进行仿真分析。由式 (7) 可知轧机垂直振动系统二自由度非线性振动特性与各非线性参数有关, 因此, 可对不同参数下的动力学方程进行时域仿真求解。

2.1 时域特性分析

不同参数下辊系垂直振动曲线如图3~图5所示, 图中可看出随着非线性阻尼系数的增大, 辊系垂直振动波形在波峰及波谷处出现削尖现象。当非线性刚度系数的减小时, 辊系垂直振动幅值有增大趋势。

2.2 频域特性分析

由式 (4) 可知轧机垂直振动系统的振幅与频率主要和γ, β, α有关。利用MATLAB软件对不同参数下系统的主共振幅频特性进行的仿真。

(1) 不同刚度系数下轧机垂直振动系统主共振幅频特性的曲线

如图6所示曲线1, 2, 3分别是γ为-1, 0.5, 1时的主共振幅频特性曲线为曲线。随着非线性刚度系数的增大系统主共振幅频特性曲线的跳跃频率发生右移, 说明系统刚到呀越大, 激起系统共振的共振频率越高。

(2) 不同阻尼系数下轧机垂直振动系统主共振幅频特性曲线

如图7和图8分别是不同阻尼系数下轧机垂直振动系统主共振幅频特性曲线。所示曲线1, 2, 3分别是α和β为-1, 0.5, 1时的主共振幅频特性曲线为曲线。由图7和图8可以看出, 系统的幅频曲线的振幅最大值随着阻尼系数的增大而减小, 不同阻尼下外部扰动跳跃频率的范围基本一致, 不同的是随着非线性阻尼β的增大, 轧机垂直振动系统的幅频曲线的振幅最大值减小。系统主共振振幅的跳跃大概发生在外部扰动频率ω=1.5时。

3工程实践验证

对某钢厂六辊轧机F4台工作辊轴承座垂直方向进行长期振动监测。图9为液压缸油液更换早期轧制界面欠润滑状态下轧机工作辊轴承座垂直振动波形。图10为液压缸油液更换中期轧制界面适润滑状态下轧机工作辊轴承座垂直振动波形。图11为液压缸油液更换后期轧制界面过润滑状态下轧机工作辊轴承座垂直振动波形。油液黏度直接影响液压缸及轧制界面的动力学特性, 由图10可得液压缸油液更换中期在轧制界面适当润滑情况下轧制振动值相对较小。由图9、图11可知, 在初期和周期轧制振动相对较大, 在液压缸油液更换早期及轧制界面欠润滑状态下由于油液状态不稳定性及轧制界面欠润滑状态导致阻尼增大, 致使系统不稳定性增强。在后期由于设备长时间工作导致油液杂质增多, 黏度变化导致液压缸及轧制界面处非线性刚度及阻尼发生变化, 从而造成异常振动。

4结论

考虑液压缸及辊缝处的非线性影响建立了轧机辊系垂直振动二自由度动力学模型, 求解得到了相应的动力学微分方程。分析了不同参数下模型的时域特性及幅频特性。分析结果表明随着非线性阻尼的增大, 辊系垂直振动波形在波峰及波谷处出现削尖现象。当非线性刚度系数的减小时, 辊系垂直振动幅值有增大趋势。非线性刚度及非线性阻尼的大小对系统幅频特性影响较大, 系统共振频率大小与非线性刚度成正比, 系统振动幅值大小与非线性阻尼成反比。根据工程测试数据的分析可得液压缸油液状态及轧制界面的润滑状态直接影响其动力学特性, 继而对轧机振动产生影响。因此可知实际工况下通过调整液压缸及轧制界面油液的润滑黏度继而改变其非线性特性, 对调整系统共振的频带及抑制振动大小有一定帮助。

摘要：液压缸及辊缝处的非线性干扰是影响轧机辊系垂直振动的重要因素。对六辊轧机系统做适当简化并考虑轧机辊系垂直振动系统中的非线性刚度和非线性阻尼, 建立了轧机垂直振动系统三自由度非线性动力学模型, 求解得到相应的动力学微分方程。通过MATLAB软件进行仿真分析, 得到轧机单自由度非线性垂直振动系统的时域振动曲线及主共振的幅频特性曲线。对时域振动曲线和幅频特性曲线分析, 得到非线性因素下, 轧机垂直振动的动力学特性。结果表明, 辊系的垂直振动在非线性阻尼力作用下呈现较明显的摩擦阻尼特性, 主共振的幅频特性在不同非线性刚度及非线性阻尼下表现各异。工程数据分析显示, 液压缸及轧制界面的油液润滑状态, 对轧机振动影响显著。

液压系统振动与噪声的研究 篇5

振动噪声对于液压系统来说是非常常见的。最近几年液压技术在不但提高, 由于各方面有着很大的优势, 所以使用率也非常高, 但是往往因为噪声的因素使得液压系统收到很多的困扰。能够提高使用的效率, 对人也会产生不良的影响。所以要采取有效的办法来进行控制, 对于方法来说, 对于系统来说, 能够进行一定的震动, 虽然有时候可以对工作产生积极的影响, 但是有的时候会造成负面的影响, 这样就会产生噪声, 能够和液压系统成为一类不同的物理现象, 但是其中不可分割, 还要根据相应的方式来进行节制的传媒。这些介质往往能够进行分类, 并且能够成为一种研究的内容, 可以根据课题进行专门的讨论。能够进行噪音的控制对于系统的长期维持来说是非常重要的, 能够将噪声的成因进行挖掘对于改善系统来说是非常重要的, 有着非常重要的现实意义。

1 液压系统振动与噪声源分析

1.1 机械振动与噪声分析

1.1.1 回转体不平衡引起的振动与噪声

在液压的系统中, 各种动机和马达都是高速运转的, 所以转动部件的部件是非常不平衡的, 就会犹豫不同的振动和转轴产生噪音。这对于液压系统来说是非常重要的, 能够在转动时发生很大的声响, 所以, 要合理控制这种噪音, 对于转动的部件进行严密的实验和考察, 就能够控制不平衡的情况出现。要尽可能避免共振。

1.1.2 电动机引起的振动与噪声

机械噪声、通风噪声和电磁噪声都是电动机产生的噪声。机械噪声有些是因为转子的不平衡产生的有些是因为轴承的安装不合理产生的。还有就是共振的噪声, 都是构成电机噪声的内容。

1.1.3 联轴器引起的振动与噪声

对于承受径向力和轴向力方面, 往往难以胜任。轴端并不容易安装带轮和齿轮等等。要进行联轴器的配合使用去完善州的驱动, 要是存在制造的原因, 那么就会存在轴度的偏差问题, 对于泵的转速来说, 要提高离心力就会使得加大联轴器变形, 变形大又使离心力加大, 这样下去就会造成一定的恶性循环。

1.1.4 管路引起的振动与噪声

现在的管路一般都是会引起振动和噪音的, 无论是压力动脉还是机械的震动。对于管路的方向以及截面的变化来说, 很容易产生噪音和震动。对于管路来说噪声是经常和结构尺寸等有关系的。各种固性都能够产生一定的频率。

1.1.5 液压泵的机械振动与噪声

液压泵往往随着功率的增加而增加, 能够产生的噪音也是随之不断增加的。所以功率是由相应的参数决定的, 因此噪声的产生原因和功率往往有着正比的关系, 能够引起噪声的最重要因素就是转速的问题。往往通过泵而生成更大的噪声因素, 所以, 要控制噪声, 就要注意震动功率。

1.1.6 液压阀的机械振动与噪声

如果用了不合适的阀门, 则也会产生噪音。因为有的时候, 阀芯和阀孔并不一定配置合理, 就会出现噪声, 如果过于紧的的话, 阀芯一动就会受到相关的阻碍, 内泄的情况就会比较严重, 就会产生很大的噪音, 所以装配要进行合理的控制才能够把握其中的间隙, 能让阀孔进行自由的移动, 这样就会使得额定压力匹配, 就会产生溢流的噪声。

1.1.7 液压缸的机械振动与噪声

液压缸的转向情况下也会引起压力的冲击出现, 能够产生波及到管道的某些机械形式的震动就会引起噪音。所以, 对于系统的设计来说要注意选择合理的液压缸, 安装的时候也要尽可能贴合实际需求, 要有精湛的工艺。能够加一个小型的储能器是最好的, 这样就能够减少脉动的情况, 能够减少噪声的出现。

1.2 流体振动与噪声分析

1.2.1 液压泵的流体振动与噪声

泵的压力往往也会引起噪声, 因为泵的流量和周期变化等等。气穴的现象也会引起, 所以, 压油的过程中就会产生很多周期性的变化, 流量方面也会有变化, 所以就会形成一定的液压振动, 能够向整个系统进行传播。这样就会形成压力的反射, 能够产生共振。这样就会产生很大的噪声, 因此与液压泵有着一定关系。

1.2.2 液压冲击产生的振动与噪声

运行液压的过程中, 往往由于很多因素造成压力的升高过于突然, 这样就会使得压力的峰值过于大, 能够产生液压冲击, 液压管道为弹性体。所以液压冲击就会显得有震动和噪声。这种情况下往往原件也会受到相应的损害。往往会使得液压的元部件受到一定的损失。

1.2.3 液压阀的流体振动与噪声

还有一个噪声源就是液压阀。液压阀往往也会引起很大的噪声, 主要是因为气穴引起的。能够形成阀门的告诉流射。这种情况下往往压力都比较大, 气穴的作用力比较强。能够产生一定的剪切流, 由于此才会产生高频的噪声。

1.2.4 管路的流体振动与噪声

由于液压的适应性比较特殊, 所以经常要改变一些元件的工作状态。管道的内部将会有很多的冲击波不断产生, 能够破坏泵的阀门结合, 这样就会产生油液的震动频率不断增多, 系统的噪声也就会越来越激烈。这种噪声可能相对来说频率小一些, 但是, 还是不容忽视。

1.3 气穴引起的振动与噪声分析

在液压系统的运行情况中, 往往会使得负压产生, 这样就会造成气穴的出现。很多的流量和压力都会导致输油量的不断下降。这样就能够让流速增加并且能够产生很多的气穴带来的噪声。

2 降低或消除振动与噪声的措施

2.1 想要降低噪音并改善这种状况, 主要的因素可以有很多, 其中可以采取以下的几种措施来进行

1) 选择电动机的时候选择低噪音的电动机。这样就能够减少相关的震动引起的噪声;

2) 能够选择比较小脉动的泵, 能够进行各种不同泵的选择, 这样就可以一定程度上抵制泵;

3) 能够将管道变成液压集, 这个能够减少相应的震动带来的噪声问题;

4) 橡胶管等可以改善脉冲引起的相关震动。液压软管是比较重要的;

5) 隔声罩可以被选择, 能够将液压的泵罩形成, 并且能够降低噪声的频率;

6) 可以设置一定的放气装置来抵制噪声。

2.2 降低或消除流体振动与噪声的技术措施

2.2.1 减少油液中的气体

能够减少相应的气体, 并且能够进行相应的封装, 内部的隔板可以一定程度上进行空气过滤器的实施, 能够通过吸油管进行控制。

2.2.2 液压元件的选型

能够选择适当的换向阀。这样就能够让交流的时间增加, 能够让冲击变小, 有冲击小的特点, 就能够一定程度上抵制噪音。直动的结构比较简单不会产生太大的压力, 但是会带来噪音和震动, 小流量的场合能够适合这种情况的出现, 所以, 选择合适的液压元件是非常重要的。

2.2.3 管路的减振降噪

在金属管的方面, 能够留有一定的空隙并且能够支撑起其中相应的间隔, 对于在油管之间进行支撑或者木垫进行减少震动的作用。能够让圆弧的结构成为一种过渡, 将集成块成为新的管路。

2.2.4 消除液压冲击

能够尽量避免冲击的带来的急剧变化, 能将变化的时间进行缩小, 这样就能够延长变化, 具体的措施就是能够将阀门的运动和部件的制动形成有时间的有序安排、减少流速以及部件速速。能够将安全阀进一步省级, 这样就能够让软管增加缓冲的装置, 系统的弹性也会进一步被增大。

2.3 降低或消除气穴振动与噪声的技术措施

能够消除相应的气穴现象, 主要的措施有:

1) 增加相应的油管直径, 能够避免让油管出现弯曲的情况。这样就能够减少相应的损失, 防止空气会渗入到其中去;

2) 能够经常清洗滤清器。防止发生阻塞的情况。在选择上, 也要选择合适的滤清器;

3) 要将泵的吸油高度降低, 能够将低压辅助油泵进行供油;

4) 应根据地区、季节温度变化避免相应的吸油不足情况, 选用不同牌号的液压油, 或采用预热的办法;

5) 要进行密封性的保存, 经常检查密封的情况, 或重新更换密封带或密封圈;

6) 尽量使吸油管和排油管隔开, 使用正确的配管方法。因为排油管中往往带有大量的气泡;

7) 保持良好地通风, 避免空气进入。

3 结论

振动和噪音对于液压系统来说是非常有害的, 但是偏偏又很常见, 所以我们要采取措施去改善这种噪声, 对现在的情况来说, 很多的震动和噪声情况不能够避免, 往往对于危害来说, 我们只能防止, 不能够完全避免。和相关的原件结构能够进行一定的设计, 并且和安装使用都存在着一定的关系。要正确认识振动和噪声的危害, 采取最佳的手段进行改善, 在液压系统设计和使用中尽可能采取有效的技术手段加以防控, 将其危害降到最低程度, 是非常必要的。对于液压系统的可持续发展也有着非常重要的意义。

参考文献

[1]叶劲松.液压系统中噪声的控制1J2.武钢技术, 2004, 42 (3) :13-16.

[2]伍利群, 杨益梅.液压系统振动与噪声的原因分析1J2.机械研究与应用, 2006, 19 (5) :15-16.

[3]曾晓华, 邢继峰, 彭利坤.六自由度运动平台液压系统振动和噪声的研究1J2.液压与气动, 2005 (1) :34-36.

[4]李建宇.液压系统振动噪声产生原因分析1J2.液压与气动, 2006 (5) :76-78.

[5]李艳.液压机液压系统振动与噪声的分析研究1J2.机床与液压, 2003 (1) :231-232.

车辆液压系统的振动噪声及其检排 篇6

1. 液压系统元件引起的噪声

吸空现象是造成液压泵噪声过高的主要原因之一。当油液中混入空气后, 易在其高压区形成气穴现象, 并以压力波的形式传播, 造成油液振荡, 导致系统产生气蚀噪声。其主要原因有:液压泵的滤油器、进油管堵塞或油液粘度过高, 均可造成泵进油口处真空度过高, 使空气渗入;液压泵、先导泵轴端油封损坏, 或进油管密封不良, 造成空气进入;油箱油位过低, 使液压泵进油管直接吸空。

溢流阀易产生高频噪声, 主要是先导阀性能不稳定所致, 如由于滑阀与阀孔配合不当或锥阀与阀座接触处被污物卡住、阻尼孔堵塞、弹簧歪斜或失效等使阀芯卡住或在阀孔内移动不灵, 先导阀前腔压力高频振荡引起空气振动而产生的噪声。换向阀调整不当, 使换向阀阀芯移动太快, 造成换向冲击, 因而产生噪声与振动。液压换向阀在工作时, 液压阀的阀芯支持在弹簧上, 当其频率与液压泵输油率的脉动频率或与其它振源频率相近时, 会引起振动, 产生噪声。

油液中混有空气或液压缸中空气未完全排尽, 在高压作用下产生气穴现象而引发较大噪声;缸头油封过紧或活塞杆弯曲, 在运动过程中也会因别劲而产生噪声。

机械振动, 如油管细长, 弯头多而未加固定, 在油流通过时, 特别是当流速较高时, 容易引起管子抖动;电动机和液压泵的旋转部分不平衡, 或在安装时对中不好, 或联轴节松动等, 均能产生振动和噪声。管路死弯过多或固定卡子松脱也能产生振动和噪声。

2. 液压系统噪声与振动的处理方法

为减少噪声, 必须对噪声源进行实际调查, 测量分析液压系统的声压级, 进行频率分析, 从而掌握噪声源的大小及频率特性, 采取相应办法, 当液压泵工作中出现较高噪声时, 应首先对上述部位进行检查, 发现问题及时处理。

液压泵内部元件过度磨损, 如柱塞泵的缸体与配流盘、柱塞与柱塞孔等配合件的磨损、拉伤, 使液压泵内泄漏严重, 当液压泵输出高压、小流量油液时将产生流量脉动, 引发较高噪声。此时可适当加大先导系统变量机构的偏角, 以改善内泄漏对泵输出流量的影响。液压泵的伺服阀阀芯、控制流量的活塞也会因局部磨损、拉伤, 使活塞在移动过程中脉动, 造成液压泵输出流量和压力的波动, 从而在泵出口处产生较大振动和噪声。此时可对磨损、拉伤严重的元件进行刷镀研配或更换处理。

液压泵配流盘也是易引发噪声的重要元件之一。配流盘在使用中因表面磨损或油泥沉积在卸荷槽开启处, 都会使卸荷槽变短而改变卸荷位置, 产生困油现象, 继而引发较高噪声。在正常修配过程中, 经平磨修复的配流盘也会出现卸荷槽变短的后果, 此时如不及时将其适当修长, 也将产生较大噪声。在装配过程中, 配流盘的大卸荷槽一定要装在泵的高压腔, 并且其尖角方向与缸体的旋向须相对, 否则也将给系统带来较大噪声。

油液中混入空气, 在先导阀前腔内形成气穴现象而引发高频噪声。此时, 应及时排尽空气并防止外界空气重新进入;针阀在使用过程中因频繁开启而过度磨损, 使针阀锥面与阀座不能密合, 造成先导流量不稳定、产生压力波动而引发噪声, 此时应及时修理或更换;先导阀因弹簧疲劳变形造成其调压功能不稳定, 使得压力波动大而引发噪声, 此时应更换弹簧。

液压缸的噪声, 须及时排尽空气;缸头油封过紧或活塞杆弯曲, 须及时更换油封或校直活塞杆。管路噪声, 在管路布置上应尽量避免死弯, 对松脱的卡子须及时拧紧。

溢流阀不稳定, 如由于滑阀与阀孔配合不当或锥阀与阀座接触处被污物卡住、阻尼孔堵塞、弹簧歪斜或失效等使阀芯卡住或在阀孔内移动不灵, 应注意清洗、疏通阴尼孔;对溢流阀进行检查, 如发现有损坏, 或因磨损超过规定, 则应及时修理或更换。

换向阀调整不当, 使换向阀阀芯移动太快, 造成换向冲击。在这种情况下, 若换向阀是液压换向阀, 则应调整控制油路中的节流元件, 使换向平稳无冲击, 可通过改变管路系统的固有频率, 变动控制阀的位置或适当地加蓄能器, 则能防振降噪。

油管噪声应采取的措施有:液压管路应尽量固定, 避免出现急弯。避免频繁改变液流方向, 无法避免时应做好减振措施。整个液压系统应有良好的减振措施, 同时还要避免外来振源对系统的影响。较长油管应彼此分开, 适当加设支承管夹;调整液压泵的安装精度;重新安装联轴节, 保证同轴度小于0.1mm等。

针对液压系统噪声的处理, 一是选择质量好的液压泵或液压马达, 二是加强维修和保养, 例如若齿轮的齿形精度低, 则应对研齿轮, 满足接触面要求;若叶片泵有困油现象, 则应修正配油盘的三角槽, 消除困油;若液压泵轴向间隙过大而输油量不足, 则应修理, 使轴向间隙在允许范围内;若液压泵选用不对, 则应更换。还可在液压缸上设置排气装置, 以便排气。另外在使用后, 使执行件以快速全行程往复几次排气, 也是常用的方法。

3. 齿轮泵振动与噪声故障的检排实例

CB-B型齿轮泵的泵体与两侧端盖为直接接触的硬密封, 若接触面的平面度达不到规定要求, 则泵在工作时容易吸入空气;同样, 泵的端盖与压盖之间也为直接接触, 空气也容易侵入;若压盖为塑料制品, 由于其损坏或因温度变化而变形, 也会使密封不严而进入空气。排除这种故障的方法是:当泵体或泵盖的平面度达不到规定的要求时, 可以在平板上用金钢砂按“8”字形路线来回研磨, 也可以在平面磨床上磨削, 使其平面度不超过5μm, 并需要保证其平面与孔的垂直度要求;对于泵盖与压盖处的泄漏, 可采用涂敷环氧树脂等胶粘剂进行密封。

对泵轴一般采用骨架式油封进行密封。若卡紧唇部的弹簧脱落, 或将油封装反, 或其唇部被拉伤、老化, 都将使油封后端经常处于负压状态而吸入空气, 一般可更换新油封予以解决。

油箱内油量不够, 或吸油管口未插至油面以下, 泵便会吸入空气, 此时应往油箱内补充油液至油标线;若回油管口露出油面, 有时也会因系统内瞬间负压而使空气反灌进入系统, 所以回油管口一般也应插至油面以下。

泵的安装位置距油面太高, 特别是在泵转速降低时, 因不能保证泵吸油腔有必要的真空度造成吸油不足而吸入空气。此时应调整泵与油面的相对高度, 使其满足规定的要求。

吸油滤油器被污物堵塞或其容量过小, 导致吸油阻力增加而吸入空气;另外, 进、出油口的口径较大也有可能带入空气。此时, 可清洗滤油器, 或选取较大容量、且进出口径适当的滤油器。如此, 不但能防止吸入空气, 还能防止产生噪声。

泵与联轴器的连接因不合规定要求而产生振动及噪声。应按规定要求调整联轴器。

因油中污物进入泵内导致齿轮等部件磨损拉伤而产生噪声。应更换油液, 加强过滤, 拆开泵清洗;油液的黏度高也会产生噪声, 必须选用黏度合适的油液。

泵内零件损坏或磨损严重将产生振动与噪声:如齿形误差或周节误差大, 两齿轮接触不良, 齿面粗糙度高, 公法线长度超差, 齿侧隙过小, 两啮合齿轮的接触区不在分度圆位置等。此时, 可更换齿轮或将齿轮对研。同时, 轴承的滚针保持架破损、长短轴轴颈及滚针磨损等, 均可导致轴承旋转不畅而产生机械噪声, 此时需拆修齿轮泵, 更换滚针轴承。

齿轮轴向装配间隙过小;齿轮端面与前后端盖之间的滑动接合面因齿轮在装配前毛刺未能仔细清除, 从而运转时拉伤接合面, 使内泄漏大, 导致输出流量减少;污物进入泵内并楔入齿轮端面与前后端盖之间的间隙内拉伤配合面, 导致高低压腔因出现径向拉伤的沟槽而连通, 使输出流量减小, 对上述情况应分别采用以下措施修复:拆解齿轮泵, 适当地加大轴向间隙即研磨齿轮的端面;用平面磨床磨平前后盖端面和齿轮端面, 并清除轮齿上的毛刺 (不能倒角) ;经平面磨削后的前后端盖其端面上卸荷槽的深度尺寸会有变化, 应适当增加宽度。

液压系统噪声与振动的来源及传播是一个复杂的问题。它不仅与元件结构、加工和装配质量有关, 而且与系统设计、安装和使用维护都有密切的关系。

振动液压缸 篇7

自从高频液压振动锤的出现,自20世纪70年代中期,美国MKT公司首次研制世界上第一台液压振动锤以来,发达国家已普遍推广使用液压式振动桩锤[1]。目前,高频液压振动锤在国外使用已是非常普遍,是一项成熟的实用技术。由于其具有振动污染小、噪音低、自重轻、适用地质广、机动性强、造价低和效率高等优点[1,2],所以很受青睐。自由悬挂式高频振动打桩系统基本由液压动力站、动力传输系统和振动锤三部分组成,其中振动锤是由振动器、液压夹桩器和弹性悬挂部分组成,如图1所示。

高频振动打桩的研究可追溯到二十世纪30年代,几乎同时在德国和俄国开始。对高频振动打桩的研究在国外已经有很多学者在研究。试验研究是最主要的,以往高频振动打桩的试验研究基本分类如下:概念模型试验、桩-土界面试验、小比尺试验、大比尺试验和现场足尺试验。Barkan[3]根据他的实验数据和理论研究论述了高频振动桩的许多特性,Viking[4](2002)进行了板桩的现场足尺试验,研究了影响高频振动打桩;有学者使用波动方程的方法解决高频振动打桩问题[5];对高频振动打桩的有限元分析极少见,Leonards等人(1995)采用有限元法进行尝试分析,是一种研究方法的提升[6]。Holeyman(2002)[7]指出高频液压振动打桩的分析主要涉及三个方面的影响:桩、高频振动锤及土层,其中最复杂的是在高频振动荷载作用下桩土相互作用机理,其与常规的动力打桩响应特性不同。

2 有限元分析模型的建立

本文采用大型岩土分析软件PLAXIS 8.2分析高频振动打桩问题。PLAXIS软件是一个专门用于各种岩土工程问题中变形和稳定性分析的二维有限元计算程序。可以通过平面应变或者轴对称模型模拟一实际问题。程序使用简捷的图形界面,很方便地根据代表性断面快速生成几何模型和有限元网格。这些特点使得有限元理论不强的技术人员只要有扎实的土力学理论即可利用PLAXIS进行工程技术问题的分析。

当土和结构物不仅受到动力荷载,而且受到动力荷载的时,比如地震来临,或者动力打桩时振动对周围环境的影响,动力机械基础的振动,这些问题也都可以采用PLAXIS的动力模块来分析。如果有地下水存在的情况下,也可以考虑超孔隙水压力的影响。

采用轴对称的有限元几何模型和高精度的15节点四阶三角形单元离散。桩体为预制混凝土桩,采用线弹性实体模型,桩长L=10 m,桩径D=0.4 m;采用均质单层砂土,土体采用硬化塑性模型;有限元网格30 m宽,30 m高。有限元模型如图 2,原点设在左下角处,在桩周网格进行加密,以使结果更精确些。此算例是把桩体预埋10 m,然后在桩顶施加外荷载的条件下,对荷载波的传播及对土的性状的分析。

2.1 材料特性

土体采用硬化塑性模型(Hardening-Soil Model)[8],不同于理想弹塑性模型,硬化塑性模型的屈服面在主应力空间中不是固定的,而是由于塑性应变的发生儿膨胀。此模型考虑土体的弹塑性特性、剪胀性,还引入一个屈服帽盖。硬化塑性模型的基本特征:刚度依据某个幂率的应力相关性,m;主偏量加载引起的塑性应变,Eundefined;主压缩引起的塑性应变, Eundefined;弹性卸载、重加载,Eundefined、Vur;依据Mohr-Coulomb模型的破坏模式,c、φ、ψ;

构造硬化塑性模型的基本思想是三轴加载下竖向应变ε1和偏应力q之间为双曲线关系,如下:

undefined当q

式中,qa为抗剪强度的渐近值, qa=qf/Rf,Rf为破坏比,明显小于1; E50为主加载下与围压相关的刚度模量,表达如下:

undefined

其中,Eundefined是对应于参考围压pref的参考刚度模量;在plaxis中,缺省值围pref=100个应力单位;Janbu[9](1963)报告了对于砂土和粉土而言m在0.5附近,而Von Soos(1980)报告了0.5

undefined

其中σ′3是围压;

弹性卸载、重加载模量Eur,

undefined

桩体和土体的材料参数如下表 1所示。

2.2 边界条件及初始条件

有限元模型的两边采用约束水平方向,水平方向为零,固定模型的底部边界。由于高频振动锤沉桩是动力问题,须采用特殊的边界条件以防止波的反射而影响计算结果,因此采用了吸收边界。本算例考虑地下水存在条件下的振动沉桩的响应,地下水位简单假设在地表面处。

2.3 动力计算

动力加载的荷载形式是谐和的振动荷载,采用型号ICE416L高频液压振动锤,液压振动锤的配重采用F0=2635kg;由偏心块产生的动力打桩力:

Fv=Fcsin(ωt+φ0) (5)

式中,取Fc=711kN;圆频率ω=2πf,f=27Hz;初始相位角φ0=0;

2.4 计算结果分析

由上可知一个周期T=1/27,由于计算时间步比较小,运行时间很长,所以本例仅设置沉桩时间间隔为10T,然后停止输入振动荷载,土体自由振动0.1 s。运行完后选取一些A、B、C、E、F、G点进行分析。

如图 4是振动沉桩后桩周土的应力场分布,在桩端处产生较大的应力,对挤土桩而言桩端阻力是比较大的,因而桩径的大小直接影响其桩端阻力值,也就影响桩的贯入。

图5是桩尖A点的垂直位移,在振动荷载作用下,垂直位移也是呈现出波动的现象,但是总体趋势是向下的,最大达到4.67 cm;随着桩的下沉会出现一个位移增量越来越小的趋势,是由于桩侧阻力发挥出来,桩周侧土压力也逐渐增大。图中的最后一段是由于停止输入振动荷载,土体自由振动而发生的微小的波动,慢慢地接近平衡。图6是桩尖A点下方的B点的位移变化图,其最大位移小于A点。

图7是距离桩尖不同的垂直位移处的土层产生的负的超孔隙水压力(在此负值表示为压力),并呈现波动变化,所以此处的有效应力有所减小,有利于桩的贯入。随着距离越来越大,逐渐产生正的超孔隙水压力,并且其值也呈增大趋势。每个监测点曲线的后面一段也是表示在停止输入振动荷载后的超孔隙水压力逐渐消散的情形。图8是距离桩端不同水平位移处的超孔隙水压力变化图,从图中明显可以看出随着距离的增大,超孔隙水压力是变小的,而且趋于零的。

3 结语及有待于进一步研究的问题

高频液压振动锤沉桩对桩周土的性质产生较复杂的影响,产生超孔隙水压力,在砂土中可能出现液化问题,如出现液化则加快桩的贯入;在桩尖下卧土中,靠近桩尖处产生的超孔隙水压力使得有效应力的减小,有利于桩的贯入,变化也复杂的;远离桩的地方产生的超孔隙水压力越来越小。

对高频液压振动锤沉桩的研究还有很多问题有待于探讨。

(1)大多数研究高频振动锤打桩集中在无粘性土方面,然而粘性土在可打入性方面带来更多的问题有待于解决,包括粘性土地基中不同桩型的贯入速率与影响参数之间的关系。

(2)高频液压振动锤沉桩后的承载力问题,其与锤击打桩的工后承载力有何异同。

参考文献

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[8]PLAXIS.Material Model Manual.

履带式起重机液压油管振动的原因 篇8

起初怀疑是蓄能器所充氮气不足,对蓄能器进行充氮后振动虽有所减弱,但使用一段时间后,管路振动逐渐加剧,再次充氮已无法减轻管路的振动。

在对蓄能器进行检查时,发现充气口有油液渗出,由此说明蓄能器漏油。更换蓄能器后,振动有所减轻,但仍能感觉到明显的振动。进一步观察,当油门加大时,振动频率逐渐加快,而其振动幅度却有所减弱,此时扳动换向阀操作杆,管路振动幅度随即加剧。

分析认为,从齿轮泵输出的油液都有脉动,液压系统中的蓄能器与先导式溢流阀均可起到减小脉动作用。如果由于齿轮泵磨损不均,造成齿轮泵输出油液脉动增大。蓄能器和先导式溢流阀的减小脉动作用无法将较大的油液脉动消除,管路便产生振动。该故障表现的管路振动频率随发动机转速增大而加快,说明振动与发动机所驱动的齿轮泵有关。更换齿轮泵后,故障排除。