液压机的设计与分析

液压机的设计与分析（精选九篇）

液压机的设计与分析 篇1

本文所研究的13.5 MN液压机属于下传动式液压机, 该液压机的工作缸安装在下横梁上, 工作行程为柱塞向上运动。该液压机工作时首先需要施加相应的压力, 而后才实现特殊运动。该液压机主要完成上下往复直线运动, 整个工作循环过程包括上升过程、加压过程、保压过程、卸压过程和下降过程。

图1为液压机回程过程中柱塞速度和行程变化曲线。其中, 0~x1为柱塞开始加速运动的阶段, 在此过程中动梁从相对于地面的最高位置开始向下运动, 速度逐渐增大;x1~x2为柱塞的运动平衡阶段;x2~x3为柱塞减速运动的阶段, 在此阶段柱塞进入到缓冲行程, 随着阻力的增加动梁的速度减小, 并在规定位置停止运动。

为避免动梁在向下运动过程中由于速度过大对工作缸的缸底产生过大的冲击, 因此为13.5 MN液压机设计了节流缓冲减振系统, 由于该节流缓冲减振系统的缓冲减振效果不是很理想, 在此基础上对工作缸以及缓冲系统进行了改进, 得到缓冲减振效果较为理想的蓄能器节流缓冲减振系统。

2 节流缓冲减振过程仿真分析

图2为工作缸结构简图, 其最大缓冲行程为60mm。图3 为13.5 MN液压机节流缓冲减振系统简图, 它由溢流阀、工作缸和节流阀等元件所组成, 其中节流阀是电液比例插装阀的等效元件。液压机工作缸的柱塞开始进入到缓冲行程时, 给电液比例插装阀通电, 阀芯开始动作, 当阀芯的开度达到预设开度时, 断电使电液比例插装阀的阀芯停止运动, 这时电液比例插装阀具有节流阀的作用。

2.1 数学模型的建立

(1) 工作缸的流量方程为:

其中:q1为节流阀流量;E为油液体积模量;V1为工作缸工作容积;p1为工作缸内油液的压力;k1为工作缸的泄漏系数;x为柱塞位移;A为柱塞有效面积。

(2) 机架的受力方程为:

其中:M为液压机机身质量;K２为机身等效刚度;u为机架的相关变形量;μ为阻尼系数。

(3) 柱塞的受力方程为:

其中:B为油液的黏性阻尼系数;m为工作缸的柱塞质量。

(4) 柱塞的位移方程为:

其中:xl为柱塞相对地面的距离。

(5) 插装阀阀口处的流量方程为:

其中:α为阀口处的指数;p2为出口压力;AT为节流口的有效面积;C为阀口处的流量系数。

现将式 (1) ~式 (5) 进行拉氏变换, 得到:

2.2 仿真模型的建立与分析

根据拉氏变换后的式 (6) ~式 (10) 在MATLAB/Simulink中建立13.5 MN液压机节流缓冲减振系统的仿真模型, 如图4所示。

通过运行图4中的仿真模型, 可得到柱塞缸底的压力和位移仿真曲线, 如图5和图6所示。

由图5可知, 在0s~0.025s虽然油液压力的振幅在逐渐减小, 但是振荡次数依旧很频繁;在0.025s以后虽然油液的压力达到了平衡状态, 但是达到平衡状态后压力的波动依然存在。由图6可以看出, 位移的变化量比较大。通过以上分析我们可以看出节流减振的效果不是很理想, 因此为了得到更好的缓冲减振效果, 可采用以下方案:1进一步改进该液压机的缓冲减振系统, 在原来的节流缓冲减振系统中增加一蓄能器, 设计新的蓄能器节流缓冲减振系统;2改变液压机工作缸的内部结构, 并且保证缓冲行程仍为60mm。

3 蓄能器节流缓冲减振过程仿真分析

图7为13.5 MN液压机的工作缸改进后的结构简图, 其缓冲行程最大仍为60mm。图7中的工作缸采用能量缓冲减振法, 先把工作缸中需要排回油箱的油液封装, 再使被封装的油液经过节流小孔流出, 这样就会对柱塞产生更大的阻力, 使柱塞在下落时的速度降低。

图8为蓄能器减振系统简图, 它由蓄能器、节流阀和溢流阀等组成, 蓄能器的主要作用是吸收存储工作过程中多余的油液。

3.1 数学模型的建立

(1) 工作缸的流量连续性方程、机架的受力方程、柱塞的受力方程、柱塞的位移方程和节流阀的流量特性方程与节流缓冲减振系统的数学模型相同, 在此不再列出。

(2) 蓄能器入口处的流量方程为:

其中:KA为气体的压缩系数;vA为蓄能器内气体的体积;qA为进入到蓄能器的流量。

(3) 蓄能器中液压油的受力方程为:

其中:pA为蓄能器内气体的压力;pp为短管中液压油的压力, pp=p1;Bb为蓄能器油腔中的阻尼系数;Ca为气体的阻尼系数;ka为蓄能器油腔中气体的等效弹簧刚度;ma为蓄能器油腔中油液的质量;Ag为短管的横截面积。

将式 (11) 与式 (12) 进行拉氏变换, 再结合节流缓冲减振系统的数学模型得到:

3.2 仿真模型的建立与分析

根据拉氏变换后的式 (13) ~ 式 (19) 在MAT-LAB/Simulink中建立13.5MN液压机蓄能器节流缓冲减振系统的仿真模型, 如图9所示。

通过运行图9中的仿真模型, 可以得到柱塞缸的压力和位移仿真曲线, 如图10、图11所示。

由图10可以看出, 在0s~0.017s虽然油液的压力振幅比较大, 但是振荡次数明显减少, 并且在0.017s左右时工作缸的压力达到平衡状态。通过图11可以看出, 柱塞位移的变化量比较小, 变化比较平稳。通过分析可以看出蓄能器节流缓冲减振系统的减振效果比较好, 基本上能够满足实际工况的需要。

4 总结

本文为13.5 MN液压机设计了节流缓冲减振系统, 通过对节流缓冲减振系统的仿真分析, 发现其缓冲减振效果不是很理想。为此, 对液压系统进行了改进, 在液压系统中增加了蓄能器, 并把工作缸的内部结构做了相应修改。接着对蓄能器节流缓冲减振系统进行了建模, 通过仿真分析论证了改进后减振系统的正确性和可行性。

参考文献

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[2]吴国栋.液压缸的节流缓冲装置[J].工程机械与维修, 1999 (3) :74-75.

[3]陈胜涛, 孙栓民.四柱液压机冲裁缓冲的实验研究[[J].锻压机械, 2003 (2) :26-28.

[4]李壮云.液压元件与系统[M].北京:机械工业出版社, 2005.

[5]吴振顺.液压系统与CAD[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社, 2000.

液压机的设计与分析 篇2

JDY-1500型全液压钻机卡盘的仿真分析及设计

对全液压动力头式钻机卡盘进行系统分析,给出了动力头卡盘的仿真参数之间的关系;提出了提高动力头卡盘精度的`建议;设计出了动力头卡盘的最佳方案.

作 者：于雪林 于萍 朱玉江 YU Xue-lin YU Ping ZHU Yu-jiang  作者单位：于雪林,于萍,YU Xue-lin,YU Ping(吉林大学机械科学与工程学院,吉林,长春,130061)

朱玉江,ZHU Yu-jiang(兵器工业第五研究所,吉林,长春,130000)

刊 名：探矿工程-岩土钻掘工程  ISTIC英文刊名：EXPLORATION ENGINEERING(ROCK & SOIL DRILLING AND TUNNELING) 年，卷(期)：2008 35(5) 分类号：P634.3 关键词：全液压钻机   卡盘   仿真分析  

液压电梯新型结构的设计与分析 篇3

液压电梯具有承载重量大和运行平稳的优点,但传统的液压电梯在日常生活及工程施工方面都用的较少,这主要是因为它存在三方面缺陷。一是它受到提升高度的限制(一般为20m以内),原因是其结构通常采用液压缸直顶或侧顶轿箱形式,从而受到液压缸工作伸长的限制;二是它受到液压缸顶起油缸杆的速度限制,使得整个液压电梯提升速度较为缓慢,不适应目前高速电梯市场方面的需要;三是传统液压电梯的液压缸体及管道系统位于电梯下端,其安装需要挖掘坑道,这加大了安装的工作量,又不便于对液压缸及其管道的维修与检测。这些缺陷大大限制了传统液压电梯的广泛应用。

针对传统液压电梯的以上缺点,本文提出了两种新型液压电梯改进结构,改进结构设计新颖,均可以克服传统液压电梯的缺点。以下将这两种新型结构的特点及工作原理作详细介绍,并对其关键传动零部件进行强度计算及标准化。有关设计思路与启示参见文献[1]。

2 两种液压电梯新型结构和工作原理

2.1 梯式液压电梯

为了分析方便起见,以下设定新型液压电梯的特定工况为:可承受的载荷为2600kg,提升高度为30m。事实上,梯式液压电梯的承载量可以通过对其液压缸的大小选择确定;而提升的高度和速度可以通过增加运动导轨的数目和导轨的长度来达到。所以,所作的假设并不妨碍得出一般性的结论。

梯式液压电梯的二维结构示意图如图1所示,图1b和图1c显示了梯式液压电梯在非工作状态和工作状态的结构状况;其中安全轨道2和8的设置起到平衡轿箱的部分工作载荷的作用,使得其运动状况及安全性能都得以改善。

1.门控制系统2.安全导轨3.轿箱4.运动导轨5.液压泵站6.液压缸7.导靴8.安全导轨

图2为梯式液压电梯的运动导轨结构示意图,由于梯式液压电梯的工作顶升液压缸安置在第二根导轨的空心夹层中(参看图1中“液压缸6”和图2中“运动导轨2”结构示意图),所以结构紧凑,不需要安装埋置坑道,占地面积的空间减小,安装及维修方便。

1.运动导轨2.液压缸运动导轨

梯式液压电梯工作原理如图3所示。电梯靠单作用柱塞式液压缸驱动,由链条带动每根运动导轨的上升或下降。升降部分由七组链条(2根链条/组,共14根链条和8根运动导轨)组成。在第二根至第九根导轨上分别装有链条滑轮。第一组链条的一端与第一根导轨(固定在坑道墙面上)用螺栓联接,另一端则跨过第二根运动导轨上的链条滑轮与第三根运动导轨联接;第二组链条的一端与第二根运动导轨联接,另一端跨过第三根运动导轨上的链条滑轮与第四根运动导轨联接。其他链条联接方式可依此类推。

液压缸装在第二根特殊结构的运动导轨夹层中,液压缸顶起第二根运动导轨向上升起,通过链条带动其他的运动导轨同时跟着向上升起。由于链条联接方式的作用,第二根运动导轨上升1s,第三根上升2s,第四根上升3s,如此类推,直到第九根导轨上升8s,即可完成它的整个上升过程。导轨数越多,它上升的高度越高,速度越快。下降时,液压缸向下运动,带动第二根运动导轨向下降,其它的运动导轨在链条拉力作用下,一根接一根地向下降,直到最后一根运动导轨完全降下来,与上升过程刚好相反。

2.2 滑轮式液压电梯[2,3,4]

滑轮式液压电梯工作原理示意图如图4所示,这种新型液压电梯是一种通过滑轮组放大行程的液压电梯。它也是靠单作用柱塞式液压缸驱动,由滑轮组放大行程,通过钢缆连接轿厢从而实现电梯的升降。滑轮组升降部分由10个滑轮组成,而行程放大的部分则是由8个滑轮完成,每4个滑轮为一组,其尺寸大小相对应并由钢缆连接。如图4所示,每组滑轮分别镶嵌固定在钢板上,上面4个滑轮固定在运动钢板上,钢板固定装有导靴,并通过导靴与安全导轨联接,使得钢板能在导轨上滑行带动该组滑轮运动;下面4个滑轮则安装在固定钢板上,即钢板通过各种联接件固定不动。液压缸装在两组滑轮之间,当液压缸顶起运动钢板向上升起时,固定在运动钢板上的4个滑轮同时也向上升起。因为下面4个滑轮固定不动,通过整个滑轮组的作用,钢板上升一个s,上面4个滑轮分别上升s,而每一个滑轮则会带动连接在滑轮组上的钢绳上升2s,4个滑轮总共带动钢缆上升8s,并通过最顶上的两个辅助滑轮连接轿厢完成整个上升过程。因此,滑轮组的对数越多,它上升的高度就越高,速度也越快。下降时,液压缸向下运动,带动运动钢板下降,滑轮随之下降,钢缆也随之放松下降直至降落完成,此过程与上升过程刚好相反。

1.滑轮组2.液压泵站3.钢绳4.安全导轨5.轿箱6.液压缸

3 关键传动件的计算与选定

3.1 梯式液压电梯链条的选定

3.1.1 链条的受力分析

各组链条的联接与受力情况如图5和图6所示。

从图5各组链条联接与受力分析中可知:Wi(i=1,2,…,9)为第i根运动导轨的自重;Tj(j=1,2,…,7)为第j根链条所受到的拉力。

因为W1为液压电梯工作底座自重,在计算链条拉力Tj时不需要计算其重量;W2为安装液压缸的特殊结构运动导轨的自重,在计算链条拉力Tj时也不需要计算其重量。而其他运动导轨自重:W9=W8=W7=W6=W5=W4=W3=57kg=558.6N;工作桥厢自重:G1=1000kg;工作载荷:G2=1600kg(载重货梯的承重量)。故第九根运动导轨载重总重量:G=G1+G2=2600kg=25480N。

1.运动导轨2.链条组(两根链条/组)

各链条所受到的拉力如下。

链条7:T7=G=25480N。

链条6:T6=2T7+W8=2×25480+558.6=51518.6N。

链条5:T5=2T6+W7-T7=2×51518.6+558.6-25480=78115.8N。

链条4:T4=2T5+W6-T6=2×78115.6+558.6-51518.6=105271.6N。

链条3:T3=2T4+W5-T5=2×105271.6+558.6-78115.8=132986N。

链条2:T2=2T3+W4-T4=2×132986+558.6-105271.6=161259N。

链条1:T1=2T2+W3-T3=2×161259+558.6-132986=190090.6N。

3.1.2 链条型号的选定[5]

根据以上受力分析,可知链条所受力是一直递增的,故只需对受力最大的链条进行设计选定,其余链条均采用同样标准链条型号。可根据《机械设计标准应用手册》中所述,选用国产的板子链,其校核的标准为:最大工作载荷×安全系数≤极限拉伸载荷

1)链条型号选择

暂选用LH2888型链条,因该链条的外型及结构尺寸和导轨安装尺寸较为匹配。由手册《机械设计标准应用手册》得该型板子链的极限拉伸载荷为765060N(此载荷由两根链条共同承受),链条最大承重载荷为190090.6N,则每根链条分别承受载荷为95045.3N。

2)安全系数

根据我国行业标准:最大工作载荷×安全系数<极限拉伸载荷,则该型链条的安全系数取为8。

3)校核链条强度

校核标准:最大承重载荷×安全系数≤极限拉伸载荷

该链条的大小及外形符合该电梯运动导轨的工作及安装装配要求,所以选用国产链条LH2888。同样也对该电梯中所有标准件进行了选定,例如所有的联接螺栓及液压缸和液压控制阀等,此处由于篇幅所限不赘述。

3.2 滑轮式液压电梯钢缆的选定

3.2.1 钢缆的受力分析

钢缆的受力分析图如图7所示。

已知工作轿厢自重W1=1000kg;工作载荷(载重货梯的承重量)W2=1600kg。则电梯总载荷为:G=W1+W2=2600kg=25480N;钢缆所受拉力:T=G=25480N。

3.2.2 钢缆型号的选定

根据对钢缆的受力分析,得出钢缆在液压电梯中的工作载荷,由于每一段的钢缆受力都基本上是均匀不变的,因此只需对其中一条进行最大受力校核。

根据电梯手册中的规定,选用钢缆的校核方法是:

最大工作载荷×安全系数≤极限拉伸载荷

1)根据我国电梯行业的安全标准,确定钢缆的安全系数为12;

2)计算钢缆的工作载荷F。

3)选择钢缆的型号。由手册《机械设计标准应用手册》中的查得电梯专用钢缆中,选用直径24mm的纤维芯钢丝绳,其最小断载载荷为317.4kN,钢缆的工作载荷F=305.76kN<317kN,符合安全要求。

其他标准件也可以进行标准化的选定,如滑轮、滑轮轴、轴承等,此处不赘述。

4 液压控制回路

4.1 梯式液压电梯液压控制回路

梯式液压电梯的液压控制系统是一个由单作用柱塞液压缸、液压电机、及各种控制阀所组成。其原理回路如图8所示。

1.升油缸2.流量控制阀3.下降控制阀4.过滤器5.系统溢阀6.油泵7.过滤器8.上升控制阀9.油压马达10.单向阀11.紧急下降阀

4.2 滑轮式液压电梯液压控制回路

滑轮式液压电梯的液压控制系统由多级液压缸系单作用伸缩式套筒液压缸、液压电机以及各种控制阀所组成[6]。其原理回路如图9所示。

5 两种新型液压电梯的优点及其比较

如上所述,由于梯式液压电梯采用了层叠式导轨的运动形式,滑轮式液压电梯采用了组合式滑轮组的运动形式,所以均可克服传统液压电梯提升行程短、速度慢的缺点;此外,梯式液压电梯的液压缸安装在一个特殊结构运动导轨中(见图3导轨2),滑轮式液压电梯的液压缸安装在滑轮组中(见图4),均非传统液压电梯液压缸的坑道安装方式,从而降低了安装成本,提高了电梯强度和可维修性。

1、2、3、4.电磁比例溢流阀5、6、7、8、13.电磁阀9、10、14.电磁比例调速阀11.限速切断阀12.液压缸15.单向阀16.油泵17.电机18.滤油器

两种新型液压电梯比较而言,由于梯式液压电梯采用链条式啮合传动,在电梯结构大小相同的情况下,比滑轮式液压电梯有更大的承载力,但其结构略显复杂,且链轮运动导轨为非标准设计,需要专门加工制造,成本较高,影响批量生产。

滑轮式液压电梯结构设计相对简单,受力部位集中,所有的零部件都是标准件,可以成批生产,经济性好;但在电梯结构大小相同的情况下,承载力不如梯式液压电梯。

6 结束语

在认真分析传统液压电梯的原理、结构特性及工况的基础上,创新性地设计出了两种新型液压电梯,较彻底地解决了传统液压电梯的缺点。新型液压电梯可大大拓展液压电梯的使用空间,促进液压电梯行业的发展。

参考文献

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[2]刘连昆.电梯实用技术手册——原理.安装.维修.管理[M].北京:中国纺织出版社,1995.

[3]杨华勇,骆季皓.液压电梯[M].北京:机械工业出版社,1996.

[4]吴国政.电梯原理使用维修[M].北京:电子工业出版社,1999.

[5]吴宗泽.机械设计师手册[M].北京:机械工业出版社,2002.

木工液压系统故障的分析与排除 篇4

木工液压系统故障的分析与排除

在木材加工企业中,液压设备是很多成套机械设备的重要组成之一,其工作状态直接影响着整套设备的`正常运行.因此,应尽力避免故障发生,降低故障率并维护好液压系统,一旦发生故障必须及时查明原因,迅速排除.

作 者：李沿海  作者单位：黑龙江省林业科学院,哈尔滨,150040 刊 名：林业科技  PKU英文刊名：FORESTRY SCIENCE & TECHNOLOGY 年，卷(期)：2001 26(2) 分类号：F7 关键词： 

液压机的设计与分析 篇5

纯电动小型搬运工程车包括小车底盘、举升机构和操控机构, 此小车主要用于仓储场所的小体积、小重量物品的装卸、搬运和转移, 小车采用纯电动驱动。其举升机构由液压缸和平行四边形杠杆机构组成, 液压缸安装在平行四边形杠杆机构的对角销轴上, 平行四边形杠杆机构的前杠杆和货物存放框联接在一起, 如图1 所示。

2 机构运动过程分析

当需要举升货物时, 通过操作小车控制面板上的升降按钮, 通过液压系统总成驱动液压缸3, 使之伸出, 以连杆销轴5 和连杆销轴7 为旋转点, 带动平行四边形杠杆机构往上升起, 从而实现货物举升。当需要降低货物高度时, 通过操作控制面板上的升降按钮, 使得液压缸3 收缩, 带动平行四边形杠杆机构往下降低, 从而实现货物降落。运动轨迹如图2 所示, 平行四边形杠杆机构的初始位置如图中ABCD所示, 当 α=0°时, 液压缸活塞杆处于压缩状态的最低位置, 即A、B、C、D处于一条直线上, 此时承物框处于最低高度。当通过控制液压系统驱动液压缸往外伸长时, 带动平行四边形杠杆机构推动承物框往前往上运动, 即货物在往前送的过程中实现举升, 如图中的ABC′D′所示, 角度由 α变为 α′, 当液压缸活塞杆伸出到极限位置时, 即承物框到达最高位置。

3 举升高度和水平位移分析

如图2所示, 设L1=LAB=LCD, L2=LAD=LBC, 设液压缸处于压缩状态最低位置时的长度为L0。

设当α=0°时, 液压缸活塞杆处于压缩状态的最低位置, 即A、B、C、D处于一条直线上, 此时承物框处于最低高度, 此时有

设某一时刻, 液压缸活塞杆伸出推动承载框举升货物时, 液压缸的总长度为l, 此时有

设液压缸推动承载框举升的相对高度为h, 由图2 分析可知

根据以上公式, 有:

假设液压缸活塞杆伸出到最大位置时, 承物框刚好举升到最高高度, 即此时有l=lmax, 对于式 (4) , 即当液压缸选定好之后, 高度h只与L1有关系, 且L1越短机构举升的高度越高。当然还要考虑到机构空间的布局尺寸和受力分析。同时, 考虑到C点死点位置的可能, 在设计时应使得 α 大于零。

4 受力分析

如图3 所示为当液压缸推动承物框停留在某一时刻的受力分析图, 假设承物框承载货物后的重量为G, 重心位置如图所示。此时承物框除受到自身货物的重力外, 还受到BC杆、AD杆的作用力, 整个机构在液压缸AC的作用下保持一个稳定状态。

如图所示, 以承物框为整体, 有:∑Fx=0, 即

对于C点, 有:

对于D点, 有:

当液压缸的尺寸、AB杆长度L1及BC杆的尺寸L2确定后, 就可以根据以上公式求出FAC的最大值, 也可以根据举升高度通过取点的方式进行测算, 此处不再详述。可以看出整个举升过程中的液压缸推动力在货物不同举升高度点平衡状态时的大小是不一样的。

5 结语

安装在搬运小车上的单液压缸驱动平行四边形杠杆机构, 既能实现货物的高度举升也能实现货物的水平运动。设计时, 在实现机构空间布局尺寸的同时, 四边形的短边可以尽量取小, 以实现较大的举升高度, 并需考虑到死点位置的存在。在举升过程中, 液压缸推动力在货物不同举升高度点平衡状态时的大小是不一样的。

摘要：根据纯电动驱动搬运小车的整体设计, 需要实现被举货物的高度升降和水平位移。通过单液压缸驱动平行四边形杠杆机构, 可以实现货物的高度举升和水平运动。文中详细说明了机构的整体设计和运动过程, 就机构的举升高度、水平位移、机构受力进行了详尽的分析。可以看出在实现机构空间布局尺寸的同时, 四边形的短边可以尽量取小, 以实现较大的举升高度, 同时又能实现很好的水平位移。在举升过程中, 液压缸推动力在货物不同举升高度点平衡状态时的大小是不一样的, 为此类机构的设计提供了依据。

关键词：四边形机构,举升高度,受力分析

参考文献

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[5]现代机械传动手册编委会.现代机械传动手册[M].北京:机械工业出版社, 1995.

液压机的设计与分析 篇6

以THP11-10000汽车轮毂框式液压机作为重型压机系列的代表,对其进行检测获得压机工作时真实刚度变形数据,可以为同系列重型压机刚度情况提供参考,对于了解重型压机工作中抵抗变形的能力,是否符合设计要求,以及是否能成形出满足精度要求的制件十分必要。如图1所示为THP11-10000汽车轮毂框式液压机现场工作照片。

1 THP11-10000刚度检测实施方法

1.1 实验测试方法

本试验采用美国FARO公司生产的激光跟踪仪,在上横梁工作过程中承受成形载荷时可能产生不同程度变形的位置中,选择若干个测量点作为检测点,通过激光跟踪仪测量检测点在液压机空载和不同压力等级的加载状态下空间坐标的变化,通过各点测量得到的空间坐标计算不同位移值,得到各观测点的变形[2]。上梁以点1为x坐标基准点,其他各点的x方向坐标均以基准点的相对距离进行表示;以点5为y坐标基准点,其他各点的y方向相对变形量△y均以与基准点的位移差进行计算得到。如图2所示为上横梁检测点示意图。

1.2 实验数据及分析方法

1.2.1 实验数据

按照图2所示位置及上述测试方法对压机关键部件上横梁进行测量,得到一系列载荷(不同液体压强)下对应的变形。如表1所示为检测数据信息。

1.2.2 实验数据分析

在建立上横梁拟合曲线前,通过观察散点图可判断5MPa,x=440mm,△y=0.0888mm为明显的粗大误差,应予以剔除,之后再进行数据的拟合[3]。

对上横梁挠度变形进行拟合,首先需要确定回归模型的形式,根据弯曲变形中挠度变形与横梁上载荷作用点坐标位置三次幂式关系[4],因此选择f(x)=p1x3+p2x2+p3x+p4作为理论回归模型。再依据实际测量数据对模型中系数进行参数估计,得到拟合挠度变形方程。

在Matlab中对上述模拟数据进行非线性曲线拟合。对上述模拟数据散点图分布如图3所示,分别为上横梁非线性拟合曲线示意图。为判定非线性曲线回归的显著性是否明显,将拟合后得到的参数估计值以及模型的拟合优度[5]列入表2进行分析。

从模型的拟合优度SSE(和方差)及R-square(相关系数)两项指标看,SSE值接近于0,表明模型选择和拟合效果好;R-square接近或等于1,表明方程的变量对f(x)的解释能力强,因此上横梁的非线性曲线回归是显著的。

2 有限元仿真分析

2.1 有限元模型

建立了包含上下横梁、支柱、带缸滑块、液压缸、上下加热板、隔热板、冷却板、下垫块的THP11-10000热模锻液压机机身主体模型。各部件材料参数如表3所示。部件建模时,对明显不影响机身刚度、强度的局部结构特征如螺钉孔、销孔、圆角、浅槽等进行了简化。机身主体部分总高度13335mm,左右宽度5000mm。通过Solid Works建立THP11-10000液压机主机三维模型并在Workbench中按照实际工作情况对油缸进行加载,如图4所示。

2.2 加载条件建立

模拟时,上下横梁测量点应与实际测量点位置相对应,以便将模拟结果与实测结果进行比较分析。对压机机身模型进行仿真,分别模拟0MPa(空载),5MPa、10MPa、17.5MPa、27.5MPa、31.5MPa六种情况下机身的刚度变形,其中0MPa为预紧状态。模拟数据信息如表4所示。

2.3 模拟数据非线性回归

在Matlab中对上述模拟数据进行非线性曲线拟合。同样选择f(x)=p1x3+p2x2+p3x+p4作为理论回归模型。如图5所示,分别为上横梁一元非线性拟合曲线示意图;表5表明上横梁的非线性曲线回归是显著的。

3 实测结果与仿真结果的对比

以上分别对实际测量数据和模拟数据进行了非线性拟合,其中在满载荷情况下,变形—空间坐标方程分别为:

(1)实测数据非线性拟合方程

(2)模拟数据非线性拟合方程

比较上述两个拟合方程,拟合系数中除常数项为正值其余关于x项的系数均为负值,说明模拟分析的上横梁变形趋势与实际检测相吻合。

由于压机在加压承载时受到自身产生的弹性挠曲变形以及检测现场压机安装、放置等测试条件的影响,压机机身在高度方向最大变形部位可能会发生在距离中心位置一小段距离处,而并非完全对称分布。因此,通过上述方程分别求解满载时上横梁的最大变形值以及空间位置,可以判断压机在实际检测时是否处于对称工作状态。

分别求出上述两式的最大值和对应x坐标,可以得到如表6所示结果。

由以上分析可知,在实际测量满载工况时压机并非处于完全对称工作状态,偏离中心位置大约140mm;而模拟数据显示压机最大值产生在中心位置,这与模拟定义边界条件相符合。从二者最大变形值可知实测结果与模拟比较吻合,证明了模拟分析结果的可靠性。

4 基于模拟结果的上横梁优化设计

由于模拟结果的可靠性,因此可以基于三维实体模型对上横梁结构进行优化。上横梁结构尺寸改变会引起挠度和质量两方面变化,因此要结合对挠度和质量影响综合考虑。

建立上横梁、下横梁、支柱、拉杆构成的主机模型并在上横梁有限元模型中,提取11个可能影响压机上横梁刚度尺寸变量(图6),将上横梁挠度变形定义为实际测量时P1和P5点Z方向位移差值。其表达式为:

式中:up1——p1在Z方向位移值,mm;

up5——p5在Z方向位移值,mm;

L——支柱之间距离,即跨度,mm。

根据原始设计尺寸中给定参数,结合选取的11个尺寸变量,将压机上横梁质量用数学模型表示为:

通过分析上横梁11个尺寸变量数值改变引起的上横梁挠度变形的变化和整体质量变化综合判断选择x1,x3,x9,x10作为结构优化关键尺寸变量。

4.1 正交试验设计(表7、8)

4.2 响应面模型

(1)刚度响应面模型

(2)质量响应面模型

4.3 上横梁结构优化

对于多目标优化问题,最后寻求的多个目标的最优解称为非劣解或Pareto解。多目标优化算法中带精英策略的快速非支配排序遗传算法(NSGA-Ⅱ)[6]是运用最为广泛的一种方法,也是遗传算法的一种很重要的应用。

以上横梁刚度和质量为目标的优化,由表9可见,经过对上横梁刚度与质量的优化后,上横梁刚度最优值为0.1664mm/m,出现在编号2,相对于原始刚度0.1989mm/m,刚度提高了16.3398%;质量最优值为225.9385t,出现在编号20,相对于原始质量237.8601t,质量减小了5.012%。

5 结论

(1)通过对THP11-10000汽车轮毂框式液压机刚度检测、数据处理,得到了液压机上横梁变形—空间坐标方程,由此可以求得上横梁上在试验条件限制下没有能够测量的其他位置点的变形值。由于还有不同公称载荷但结构特点与汽车轮毂液压机相同的压机,通过此变形—空间坐标方程也可以对其他压机上横梁变形规律进行预测,有着广泛的适用性。

(2)将压机在满载荷状态下模拟结果与实验变形—空间坐标方程进行对比,证明模拟分析结果与实验结果的一致性,证明了模拟方法的可靠性并应用于其他压机的模拟分析中。

(3)基于模拟结果的准确性,通过有限元模拟方法对压机结构进行优化,找到了影响此类压机上横梁的关键尺寸参数,得到更加合理的结构参数,使上横梁在刚度和质量两方面都有理想的优化效果。

参考文献

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[4]刘鸿文.材料力学(第4版)[M].北京:高等教育出版社,2004:183-184.

[5]金蛟.回归模型的相关性检验[J].北京师范大学学报,2007,43(6):591-594.

液压机的设计与分析 篇7

液压设备由于其具有传动平稳、调速方便、功率体积比大等优良特性而被广泛应用于工程机械中, 但液压动力系统的整体能量利用率不高, 系统效率较低, 因此必须采用节能设计提高能源利用率。以往的节能设计都将重点放在了液压回路的设计和高效液压元件的选择上, 并且取得了较好的节能效果, 如采用负载自适应控制, 尽量减少溢流损失和节流损失, 采用二次元件和蓄能器回收部分能量等。但是随着设计的改进和液压回路效率的提高, 想要进一步提高其效率变得越来越困难, 因此有必要将驱动液压系统的电机也包括在内来考虑, 使电机提供的功率和负载所需功率相匹配。

本文重点介绍稀土永磁同步电动机驱动液压动力源的节能特性和调速特性, 对永磁同步电机调速液压系统和异步电机变频调速液压系统进行了对比分析。

1 几种常见的液压动力源

(1) 普通异步电机驱动定量泵。无论系统是空载还是满载, 该类电机转速基本恒定, 油泵的输出流量也基本保持不变, 系统流量靠溢流阀调节, 多余的流量通过溢流阀流回油箱, 功率利用率低, 油液发热严重, 系统稳定性差, 油液寿命短, 因此仅适合用于小功率和速度变化不大的场合。

(2) 普通异步电机驱动变量泵。变量泵转速不变, 但输出流量可以随负载的变化动态或静态调节, 无溢流损失和节流损失, 功率利用率高, 系统响应速度快。缺点是系统结构复杂, 需要一套变排量的控制机构, 故障率高, 抗污染能力差, 系统流量小时, 电机和泵仍然高速运转, 加速了机械磨损。此液压动力源适合用于功率较大场合。

(3) 变频异步电机驱动定量泵。将电机变频调速技术用于液压系统, 油泵的输出流量可以通过电机的转速来调节, 相比变量泵系统省去了复杂的变排量控制机构, 简化了液压回路, 提高了系统可靠性, 减少了液压系统的能量损失, 提高了系统效率。Helbig[1]对变频电机驱动定量泵和普通电机驱动变量泵的运行效率进行了比较, 结果表明:在空载时, 变频电机驱动定量泵系统电机输入功率很小, 普通电机驱动变量泵电机的输入功率却为额定值的90%;在中等载荷时, 变频电机驱动定量泵的效率比普通电机驱动变量泵的效率高;在满载时, 两者效率接近。异步电机最常用的是恒压频比控制, 即保持电压和频率比恒定, 从而使电机的磁通基本保持不变。在额定转速下, 定子电压较高, 可以忽略定子绕组的漏磁阻抗压降, 但频率较低时, 定子电压降低, 此时定子绕组的漏磁阻抗压降已不能忽略, 从而引起电机气隙磁通显著减小, 因而在低频区电机转矩明显下降。如果采用定子压降补偿功能, 会使电机低频时的效率大幅下降, 从而使整个液压系统的效率大幅降低[2], 因此变频电机驱动定量泵的动力源不适合用于高压小流量液压系统。

(4) 变频异步电机驱动变量泵。一般泵都有最低转速限制, 否则转速过低会使泵的容积效率很低。由于变频异步电机采用了调速电机和变量泵, 使泵的输出流量调节方式具有多样性, 如设定电机的最低转速高于泵的最低转速, 这样可以避开泵的容积效率过低的问题, 在电机设定的转速以下采用变排量控制, 在电机设定的转速以上采用变转速控制或变转速与变排量复合控制, 对于系统要求高动态响应的采用变排量控制。Yutaka等[3]和Azmeier等[4]对变频电机驱动变量泵系统的效率进行了试验, 结果表明, 变频电机驱动变量泵的效率高于变频电机驱动定量泵和普通电机驱动变量泵的效率。变频异步电机驱动变量泵的缺点是系统复杂, 抗污染能力差, 性价比不高, 因此适合用于对系统效率和响应速度要求较高的场合。

以上几种常见液压动力源都使用了应用最为广泛的异步电机作为原动机, 而异步电机自身也有诸多缺点:首先, 异步电机定子电流可分解为两部分, 一部分是用以在转子中形成磁场的励磁电流, 另一部分为用于输出转矩的负载电流, 无论电机是否有实际转矩输出, 励磁电流都存在, 并且在低速或空载情况下励磁电流所占比例会更大, 而励磁电流的存在会消耗一定的电机功率, 即使使用变频驱动技术能够减小异步电机定子电流, 起到一定的节能效果, 也不能从根本上消除励磁电流的存在, 因此使用异步电动机节能效果有限;其次, 异步电机的功率因数较低, 在额定载荷时约为0.7~0.9, 而在轻载或空载时更低, 只有0.2~0.3;再次, 异步电机的转动惯量较大, 影响系统的动态响应速度。

2 永磁同步电机驱动的液压动力源

2.1 永磁同步电机的节能原理

永磁同步电机和感应电机相比, 由于采用了稀土永磁材料作为电机的转子磁极材料, 从根本上不需要产生无功励磁电流, 所以可以显著提高功率因数 (功率因数可达到1) , 减少定子电流和定子电阻的损耗。在稳定运行期间没有转子电阻损耗, 进而可以因总损耗降低而减小风扇的损耗, 小功率的永磁同步电机甚至可以去掉风扇。永磁同步电机转子磁极基本恒定, 所以电机无论是在低速运转还是在高速运转都可以输出较大的负载转矩, 在25%~120%额定负载范围内均可保持较高的效率和功率因数, 另外永磁同步电机还具有过载倍数大、响应速度快、运行平稳和体积小等优点[5]。

2.2 永磁同步电机驱动的液压源方案

本方案采用正弦波永磁同步电动机驱动齿轮泵[6], 正弦波永磁同步电动机相对于矩形波永磁同步电动机有调速范围宽、转矩和转速平稳、动态响应快速准确、单位电流转矩大等优点。所选齿轮泵具有性价比高、抗污染能力强、噪声低和运行可靠等优点。永磁同步电机自带光电编码器, 与伺服控制器构成闭环控制系统, 由伺服控制器控制电机转速进而控制齿轮泵的输出流量。

液压源的使用工况不同, 对电机的控制方式也不尽相同。如负载变化较大而负载速度较为稳定的场合, 适于用流量反馈信号控制电机转速, 实现压力自适应控制;负载速度变化较大而负载大小较为稳定的场合, 适于用压力反馈信号控制电机转速, 实现流量自适应控制;而对于负载大小和速度均变化的场合, 应使用压力信号、流量信号分别控制电机的转矩和转速, 实现功率自适应控制。此外还应考虑其他因素对系统的影响, 如油液温度、系统压力对泄漏量的影响。

3 永磁电机驱动的液压动力源实验原理

本实验采用2.2kW永磁同步电机和排量为4.25mL/r齿轮泵作为液压动力源, 由上位计算机设定电机转速、给液压系统加载和采集相关数据, 具体原理如图1所示。系统由上位计算机设定电机转速控制电压, 并通过伺服控制器对永磁电机进行闭环转速控制, 相当于控制了齿轮泵的转速, 调节了齿轮泵的输出流量, 改变了齿轮泵作为定量泵的特性, 拓展了齿轮泵的应用范围。同时上位计算机还负责控制比例溢流阀给液压系统加载、采集分析相关数据等。为了验证永磁电机驱动液压源的各项性能指标, 特地用相同功率的三相异步电机做同一实验, 实验时将永磁电机和伺服控制器换成异步电机和通用变频器, 此外由于异步电机是基于频率的开环控制, 因此还需加装电机的转速测量装置。

1.散热器2.比例溢流阀3.齿轮马达4.电磁换向阀5.电磁溢流阀6.组合传感器7.压力表8.A/D转换器9.上位计算机10.伺服控制器11.永磁电机12.齿轮泵13.过滤器14.霍尔电压、电流传感器15.D/A转换器

为了对两种不同电机拖动下的液压动力系统进行对比分析, 需要给定相同的负载工况, 即系统压力相同、油泵转速相同。

永磁电机实验步骤如下: (1) 通过电磁换向阀4关闭齿轮马达3, 调节电磁溢流阀5 (这里当安全阀使用) , 设定系统最大压力为10MPa, 打开齿轮马达3; (2) 上位计算机9通过D/A转换器15、伺服控制器10控制电机转速; (3) 同理上位计算机9通过D/A转换器15调节比例溢流阀2, 即通过调节齿轮马达的回路压力来模拟负载压力; (4) 重复步骤 (2) 和步骤 (3) , 由计算机9采集不同转速和不同负载压力时的数据。

异步电机实验步骤与永磁电机基本相同。由于异步电机存在转差率, 其转速随着负载的增大略有下降。为了保证工况相同, 异步电机加载时要同时缓慢增大电机转速, 也就是进行转差频率补偿, 直至与永磁电机实验时的转速相同、压力相同时再采集相关数据。

由霍尔电压、电流传感器14采集的数据可计算出电机的输入功率P1和功率因数cosφ。由组合传感器6测得的压力、流量信号可计算出泵的输出功率P3。泵的输入功率 (电机的输出功率) P2=nDppp, 其中, n为泵的转速, Dp为泵的排量, pp为泵的出口压力。电机的效率η1=P1/P2;泵的效率η2=P2/P3;液压动力源的总效率η3=P1/P3=η1η2。

4 不同电机驱动的液压源对比分析

4.1 效率

4.1.1 电机的效率及空载时的输入功率

图2所示为同步电机和异步电机分别在齿轮泵出口压力为1MPa和6MPa时效率随转速变化的曲线。需要说明的是:本文计算异步电机的功率和效率时均未考虑异步电机散热风扇的功率和效率, 而永磁同步电机依靠电机壳体散热, 无散热风扇。从图2中可以看出, 永磁同步电机在不同转速和不同负载时的效率都高于异步电机的效率。从负载大小来看, 系统压力为1MPa时, 两者效率差距较大, 当系统压力增大到6MPa时, 两者差距减小, 这说明同步电机比异步电机在轻载时更加节能;从电机转速来看, 低速时两者效率相差较大, 高速时则越来越接近, 这说明同步电机在低速时比异步电机更加节能。异步电机效率低的主要原因是在低速轻载时输入的功率较小, 而此时转子消耗功率所占比重增大, 从而导致效率较低, 而随着转速和负载的增大, 电机输入功率增大, 转子消耗功率所占比重减小, 效率与同步电机的效率逐步接近。

在空载 (系统压力为0) 时, 电机效率几乎为零, 此时异步电机的输入功率为同步电机输入功率的1.5倍以上, 如图3所示, 这说明同步电机空载时更为节能。

4.1.2 液压泵的效率

从图4可以看出, 不同电机驱动的齿轮泵的效率在相同的工况下几乎一致;随着压力的升高, 泵的泄漏量增加, 泵的效率降低, 而低速时泵的泄漏量所占其理论输出流量的比重较大, 因此效率下降更为明显;随着转速的增大, 泵的效率增大, 在低速时增大较快, 高速时较为平缓, 如果进一步增加泵的转速, 其效率反而会降低, 这主要是由于常压下供油不足。

4.1.3 液压动力源的总效率

液压动力源的总效率为电机效率和泵效率的乘积, 虽然不同电机驱动时泵效率基本相同, 但由于永磁同步电机的效率明显高于异步电机, 因此永磁同步电机驱动的液压动力源的总效率也明显高于异步电机的总效率 (图5) , 其变化规律由电机和泵共同决定。

4.2 功率因数

永磁同步电机的功率因数在不同转速和不同压力工况下始终接近于1, 而异步电机的功率因数受负载影响较大, 如图6所示, 在空载时还不到0.2, 在6MPa (中等载荷) 时为0.5左右。功率因数低会增加变频器的装机容量, 增大无功功率, 而无功功率在传输过程中会消耗大量的有功功率, 因此异步电机不适合较长时间空载或轻载运行。

4.3 液压源的流量刚度

图7所示为两种电机驱动的液压源流量-压力特性曲线 (未进行转差频率补偿) 。当系统压力升高时, 泵的泄漏量增加, 油液的压缩量也增加, 因此泵的实际输出流量Q会减小, 而流量减小会影响液压缸和液压马达的速度刚度。异步电机设定的是定子磁场的同步转速, 由于转差率的存在, 异步电机驱动的液压源除了泄漏和压缩量损失外还存在转差流量损失, 随着负载增加, 转差率增大, 转差流量损失增大, 实际输出流量减小, 流量刚度降低;而同步电机的转速与设定转速一致, 没有转差流量损失, 因此同步电机驱动的液压源流量刚度要大于异步电机的流量刚度。

4.4 负载功率匹配特性

如图8所示, 随着负载功率的增加, 电机的输入功率也增加, 两种电机驱动的液压源都能够与负载所需功率相匹配。输入功率与负载功率曲线之间为液压源自身损耗的功率, 主要包括电机、泵和联轴器的功率损失, 这种损失越小, 负载匹配特性越好、越节能。由图8可以看出, 永磁同步电机的负载匹配特性优于异步电机的负载匹配特性, 轻载时的节能性更好。

4.5 响应快速性

与传统变量泵控制流量方式不同, 变频液压调速通过改变泵的转速控制流量, 因此液压源的动特性完全取决于电机的响应速度。一般电机的转动惯量远大于齿轮泵的转动惯量, 异步电机的转动惯量又远大于永磁同步电机的转动惯量 (表1) 。异步电机功率因数低, 与其匹配的变频器容量较大, 这就限制了变频器的过载能力, 也进一步影响电机的响应速度。永磁同步电机转动惯量小, 与其匹配的伺服控制器过载能力强, 并且采用了矢量控制技术, 所以具有良好的动态特性, 能够满足电机短时需要大功率的要求。

图9所示为液压源在空载时电机由静止加速到1500r/min时的阶跃响应曲线, 同步电机液压源阶跃响应时间为90ms, 明显优于异步电机的370ms, 若能将永磁电机与泵加工成一个整体, 省略掉联轴器, 则电机的响应会更快。同步电机液压源响应的快速性不但能够改善整个液压系统的动态性能, 还能够在空载时降速运行或停机以节约能源、减少机械磨损, 并且在下次有载运行时能很快恢复到系统所需的转速, 提供足够动力。

5 结语

本文将永磁同步电机体积小、节能、调速性好的拖动性能与齿轮油泵简单、可靠、易维护的使用性能相结合, 设计了一种节能型液压动力源, 旨在研究齿轮泵的调速性能并拓展其应用范围。实验结果表明:永磁同步电机驱动的液压动力源与异步电机变频调速驱动的液压动力源相比, 无论是负载大小、转速高低都具有更好的负载匹配特性, 并且转速越低、负载越小, 节能效果越显著, 转速越高、负载越大两者节能效果越接近。此外永磁电机驱动的液压动力源还具有响应速度快、调速精度高、低速稳定性好、功率因数高等优点。

摘要：针对传统异步电机驱动液压动力源在实际应用中存在的效率低、响应速度慢以及低速调节性能不稳定等缺陷, 将永磁同步电机节能、调速性能好与齿轮油泵不能调速但可靠性好的技术特点相结合, 提出了一种节能型液压动力源, 并在节能和变频调速理论指导下设计开发了实验系统, 实验结果表明所研究的动力源具有可行性, 而且该动力源还表现出一些特有的系统性能和技术优势。实验结果还表明:所提出的液压动力源在负载功率匹配、响应速度、调速精度等方面均优于异步电机驱动的液压动力源, 在低速轻载时节能效果尤为显著。

关键词：永磁同步电机,液压动力源,功率匹配,节能调速

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[5]唐任远.现代永磁电机理论与设计[M].北京:机械工业出版社, 1997.

液压机的设计与分析 篇8

1 夹持器的设计要求

1)夹持力足够且可调;

2)摩擦力矩足够,拧卸钻具不打滑;

3)卡瓦更换方便,移动迅速;

4)卡瓦硬度高,摩擦系数大,夹紧时不损伤钻杆表面;

5)结构简单,体积小,重量轻,操作方便,安全可靠,易于维修[1]。

2 液压钻机夹持器的分类及特点

2.1 液压松紧型夹持器

液压松紧型夹持器结构如图1所示,其夹紧松开都由液压力实现,结构对称。当其两侧油缸进油口分别通高压油时,卡瓦随活塞运动向中心收拢夹紧钻杆;改变高压油入口,卡瓦随活塞反向运动,松开钻杆。

1—左端盖;2—壳体;3—左活塞;4—左卡瓦;5—右卡瓦;6—右活塞;7—右端盖。

此类夹持器结构紧凑、工作可靠、更换卡瓦维修方便、可调节液压油压力,且可方便调节夹持力,卡瓦收缩开度比较大,一般需在油路上设置液压锁来保持压力,当突然断电时可保持原有夹持状态,夹持器相对机架没有浮动。该类夹持器一般适用于中小扭矩的全液压钻机配置中。若在大扭矩钻机配置该类夹持器,将导致其外形结构尺寸偏大,质量较大。

2.2 常开式夹持器

常开式夹持器原理是弹簧松开液压夹紧,如图2所示。工作时,通过高压油推动活塞无杆腔,进而推动卡瓦座和卡瓦夹紧钻杆,当卸压后在弹簧弹力的作用下使卡瓦座和卡瓦反向移动,松开钻杆。该类夹持器不工作时在弹簧弹力作用下卡瓦处于常开状态。夹持器靠液压缸的推力产生夹持力,油压的下降将直接引起夹持力的下降,一般需在油路上设置液压锁来保持油压。夹持器组件整体安装于底座上能左右浮动,可以避免在旋转钻进过程中,孔内钻具摆动与卡瓦磨损钻杆[2]。

1—缸体;2—左卡瓦座;3—卡瓦;4—弹簧;5—右卡瓦座;P—进油口。

此类夹持器结构紧凑、工作可靠、更换卡瓦维修方便、夹持力可调,整体具有一定浮动定心,但浮动是通过钻杆摆动运动推动夹持器卡瓦来实现的,对钻杆有磨损作用,不能避免在突然停电时防止跑钻事故。该类夹持器一般适用于大扭矩的全液压钻机配置中。

2.3 常闭式夹持器

常闭式夹持器结构如图3所示,主要由碟形弹簧、松开油缸、卡瓦、拉杆及增力油缸组成。

1—碟形弹簧;2—碟形弹簧导杆;3—左松开油缸;4—卡瓦座与卡瓦;5—拉杆;6—右松开油缸;7—增力油缸。

常闭式夹持器的特点如下[3]:

1)具有浮动自动定心结构;

2)设置了2个松开油缸,同时压缩碟形弹簧,降低了松开夹持器的压力,有利于利用钻机旋转压力打开夹持器,便于实现钻机联动操作;

3)通过改变卡瓦内径可实现夹持器系列化,提高了通用性;

4)增设了增力油缸,增大了夹持器的夹紧力,便于钻具的起、下。

工作原理:正常工作时,夹持器在左端9片碟形弹簧的预紧力作用下处于闭合状态;需要松开时,压力油进入左右松开油缸,通过8根拉杆传力,2个松开油缸同时压缩碟形弹簧,较小油压就可松开夹持器,便于钻机联动;需要夹紧时,动力头反转油路接入右端的增力油缸,反转压力可增大夹持器的夹紧力,实现增力夹紧,保证夹紧钻杆的可靠性。该夹持器也可在突然断电时夹紧钻具,保证钻机夹紧机构的可靠性。

常闭式夹持器由于没有结构实现左右卡瓦座同时打开或同时夹紧机构,采用的是浮动装置,因此无论是装钻杆中的穿入还是拆钻杆中的拉出,钻杆都会同卡瓦产生单边先接触或撞击,可能会对钻杆产生磨损。

3 自动对中常闭复合液压夹持器

针对以上3种夹持器存在的问题,设计了自动对中常闭复合液压夹持器,其采用双油缸、双弹簧、中间定位对称布置,以实现钻杆夹持和打开中的自动对中。

自动对中复合液压夹持器原理是利用两边参数相同、压缩量相同的碟形弹簧,卡瓦座移动量相同,且对称布置,实现卡瓦座的同步移动。在夹紧缸筒中间设有一定位台,两端尺寸相同的夹紧活塞(Ⅰ/Ⅱ)对称布置,连杆传递载荷,同一高压油通过B进油口向中间缸筒供油,高压油同时推动两夹紧活塞进一步压缩碟形弹簧来实现自动对中同步夹紧钻具;当高压油由A油口同时供油时,推动两松开活塞同时压缩碟簧向中间移动(因两打开活塞尺寸相同,对称布置)实现自动对中同步松开钻具。

3.1 结构设计

自动对中常闭复合夹持器(见图4),通过夹持器夹紧缸筒上的6~8个通孔用螺栓与机架部件固接。卡瓦座Ⅱ通过拉杆、连接板、螺母与打开活塞Ⅱ和夹紧活塞Ⅱ连接,实现上下移动。卡瓦座Ⅰ通过拉杆与夹紧活塞Ⅰ、打开活塞Ⅰ连接,通过拉杆导向实现上下移动。

1—卡瓦座Ⅰ;2—卡瓦座Ⅱ;3—夹紧活塞Ⅰ;4—打开缸筒Ⅰ;5—打开活塞Ⅰ;6—夹紧缸筒;7—夹紧活塞Ⅱ;8—碟形弹簧;9—打开缸筒Ⅱ;10—打开活塞Ⅱ;11—拉杆;12—连接板;13—垫板。

钻机在失电的情况下,在碟形弹簧弹力的作用下,打开活塞Ⅰ向上移动,带动卡瓦座Ⅱ和卡瓦向上移动抱紧钻杆;同时打开活塞Ⅱ和卡瓦座Ⅰ向下移动抱紧钻杆,实现钻杆的同步自动对中夹紧钻具。由于两端碟形弹簧规格数量一致,弹性模量相同,所以压缩量相同,卡瓦的移动量相同,因此可实现自动对中夹紧钻具。

当需要松开钻杆时,高压油从A进油口供油,推动打开活塞Ⅰ和打开活塞Ⅱ向中间移动,压缩碟形弹簧,分别带动夹紧活塞Ⅰ和夹紧活塞Ⅱ向中间移动,卡瓦座Ⅱ向下移动,卡瓦座Ⅰ在拉杆的作用下向上移动,实现卡瓦的同步打开。由于打开活塞Ⅰ同打开活塞Ⅱ压力相同,活塞面积和移动量相等,从而可实现卡瓦的同步打开。

当钻杆需要夹紧时,夹紧活塞Ⅰ和夹紧活塞Ⅱ在碟形弹簧弹力作用下,推动卡瓦座卡瓦向钻杆靠拢抱紧钻杆,同时液压油从B进油口供油推进夹紧活塞Ⅰ和夹紧活塞Ⅱ,进一步压缩碟形弹簧提供足够夹持力,作用于打开活塞Ⅰ向上移动,带动卡瓦座Ⅱ和卡瓦向上移动抱紧钻杆;同时打开活塞Ⅱ和卡瓦座Ⅰ向下移动抱紧钻杆,实现钻杆的同步自动对中夹紧钻具。

3.2 结构特点

1)夹持卡瓦同步自动对中夹紧和同步自动对中打开,实用可靠,起下钻具速度快。

2)有效避免了单一卡瓦单边先接触钻杆,造成对钻杆的磨损;在夹持钻杆时,可有效防止夹持器给钻杆额外添加弯矩。

3)在仰角钻孔时,夹持器的常闭性能可防止钻机突然断电时发生跑钻事故。

4)碟形弹簧的预紧力在设计时便已确定,在运输使用过程中不会因震动而改变,通过改变垫板厚度,可改变碟形弹簧的预压缩量,可改变夹持器的夹紧力。

5)结构简单,体积小,质量轻,操作方便,安全可靠,易于维修。

4 结语

自动对中常闭复合液压夹持器综合了现有夹持器的优点,能适用于煤矿全液压钻机,并能满足煤矿瓦斯抽放钻孔的钻进工艺要求,为现有钻机,特别是大孔径深孔全方位钻机优化设计提供了一种新的夹持器结构。

参考文献

[1]王成.单卡瓦动作常闭型复合液压夹持器[J].探矿工程,1998(4):30-32.

[2]陶勇.ZYW-2000型钻机夹持器的设计[J].矿山机械,2011,39(5):22-24.

液压机的设计与分析 篇9

液压阀块作为液压油路的集成金属块体, 用于安装各种类型的液压部件, 内部布满空间立体油路孔道, 可以完成预定的液压控制功能。液压阀块的设计, 需要六个视图的空间表达, 对设计人员的空间想象力有较高的要求。随着液压系统集成程度的提高, 其内部孔道也更密集、空间结构也更复杂, 设计工作也更繁琐又极易出错。同时, 设计过程中, 无法结合材料的选型, 准确地判断出阀块强度的薄弱位置。

因此, 本文结合某液压制动系统中的液压阀块设计实例, 提出了借助UG实现液压阀块的三维建模, 并联合ANSYS Workbench进行强度有限元计算分析的方法, 以实现液压阀块的协同设计与分析。

1液压阀块建模设计

1. 1设计原则

液压阀块作为液压系统的关键零部件, 其设计直接影响到系统集成性能。好的设计不仅能降低制造成本, 还可为系统维护提供便利。

总的来说, 液压阀块设计大致可遵循3个原则: 1可靠性高, 确保孔道间不窜油。2结构紧凑, 占用空间小。3油路简单, 尽量减少深孔、斜孔、工艺孔。

1. 2关键参数计算

1. 2. 1孔道直径计算

设计阀块孔道时应考虑尽可能减小流阻损失及加工方便, 其孔径大小按公式 ( 1) 计算后取整:

式中: D———孔道直径; Q———孔道最大工作流量; Vmax——— 孔道最大流速。

已知某液压制动系统孔道内最大工作流量为1. 06L/min, 孔道最大流速为1. 11m/s。由公式 ( 1) 可知: D≥4. 07 mm, 取整后液压阀块内孔道通径为 4. 5 mm。

1. 2. 2孔间壁厚计算

为防止液压阀块在使用过程中被液压力击穿, 阀块中两两相邻孔道间的最小壁厚应不小于4 mm。但在受布局空间限制时, 孔间最小壁厚可不小于3 mm。

考虑到液压阀块的孔道细而长, 钻孔加工时可能会钻偏, 实际壁厚应在计算基础上适当取大一些。孔间壁厚可按公式 ( 2) 进行计算校核。

式中: δ———孔间壁厚; p———孔道最高工作压力; d———孔道直径; n———安全系数; σb———阀块材料抗拉强度。

已知某液压制动系统中孔道最高工作压力为23 MPa。液压阀块选用的6061 - T6铝合金, 其抗拉强度为290 MPa。设安全系数n为6, 由公式 ( 2) 可知: δ≥1. 07 mm。

1. 3三维建模

在UG软件中完成液压阀块的三维建模, 主要可以分为以下4个步骤。

1) 根据液压制动系统中各类零部件的整体尺寸, 初步确定阀块的大小。

2) 根据液压阀块在液压制动系统中的布置与对外管路接口, 初步确定各对外管路接口在阀块的位置。

3) 根据液压制动系统的工作原理, 并结合各阀类部件厂家提供的接口尺寸及扳手空间, 初步确定各阀类部件的安装位置与油路孔道。

4) 反复优化阀块各个尺寸, 确保油路孔道最短, 拐弯最少, 从而减少局部和沿程压力损失。

UG作为三维设计软件, 其为产品的设计提供了数字化造型和验证手段。在UG软件完成各类部件孔口结构特征或安装特征时, 可以对其进行独立分组, 同时对阀块六个面做独立的油路孔道特征分组, 便于后期液压阀块油路的优化工作。最后, 本文所建立的液压制动系统液压阀块的三维模型如图1所示。

2液压阀块强度计算分析

ANSYS Workbench为UG提供了数据交换接口, 很容易实现两个软件之间的无缝连接, 保证了数据交换的准确性。

2. 1强度分析前处理2. 1. 1定义材料属性

液压阀块所选用的6061 - T6铝合金材料属性如表1所示。

2. 1. 2网格划分

本文采用的10节点的四面体实体单元solid 187对液压阀块进行自动网格划分, 共生成141 266个节点, 87 391个单元, 如图2所示。

2. 1. 3施加边界条件及载荷

结合该液压制动系统在车体底架上的安装方式, 液压阀块4个螺纹安装孔处于一种全约束状态。也就是说螺纹安装孔面上所有节点的六个自由度为零。因此, 定义4个螺纹安装孔面约束类型为Fixed Support。并对所有油路孔道施加23 MPa的压力, 如图3所示。

2. 2强度分析后处理

ANSYS Workbench后处理器提供了友好的用户界面, 可以计算出每个节点的应力值, 并能通过云图的形式表达出来。从图4所示的应力云图可看出, 主要的应力集中安全阀孔口附近, 其最大应力为119. 8 MPa, 小于材料的许用应力290 MPa, 材料选型与结构设计满足液压阀块的强度设计要求。

3结语

液压阀块的设计本质就是在保证阀块结构强度下完成三维立体空间的油路孔道布置工作。本文为某液压制动系统所设计的液压阀块在试验中完全满足要求, 运行状态良好。

本文给出了基于UG与ANSYS Workbench的液压阀块三维建模与强度分析的协同设计思路, 为设计人员提供了一种便捷高效的设计方法。

摘要：针对液压阀块集成度高、结构紧凑、空间结构复杂的问题, 阐述了液压阀块的设计原则。以液压制动系统的液压阀块为例, 为了高效快捷完成其设计工作, 采用UG三维软件对其进行建模设计。同时, 结合ANSYS Workbench分析软件, 对其进行强度有限元分析, 保证了结构强度的可靠性。

关键词：液压阀块,UG,ANSYS Workbench,强度

参考文献

[1]李光, 牛文铁, 张大卫, 等.液压集成块设计方法的研究进展[J].机械设计, 2012, 29 (4) :6-11.

[2]何刘宇, 刘洪波, 李运华, 等.基于SECOman的液压阀块三维设计与加工方法研究[J].液压气动与密封, 2015 (9) :53-56.

[3]邵珠振, 张玉, 苏本福, 等.CATIA在液压阀块设计中的应用[J], 液压气动与密封, 2014 (5) :45-47.