大型液压机的主缸液压系统设计改进.doc

大型液压机的主缸液压系统设计改进王秋敏[文章摘要]本文针对某大型液压机主缸回程时产生强烈的冲击及巨大的声响等现象进行了液压系统设计方面的问题分析，并提出了解决措施。[关键词]液压机液压系统设计改进Abstract:Inthisarticletheproblemsonthedesignofhydraulicsystemwereanalysed,andthesolutionsweregiveninconnectionwiththephenomenathatstrongimpactandlargenoisewilltakeplaceinthereturntripofanlarge-scaledhydraulicmachine’smaincylinder.Keywords：Hydraulic-MachineHydraulicsystemImprovementontheDesign在大功率液压机的液压系统中，由于工作压力很高，当主油缸上腔通入压力并进行冲压时，高压油具有很大的能量，除了推动油缸活塞下行完成工作外，还会使油缸机架、工作油缸本身、液压元件、管道和接头等处产生不同程度的弹性变形，积蓄大量能量。当压制或保压完毕之后，油缸上行时，缸上腔通回油，上腔积蓄的油液压力能和机架部分积蓄的弹性变形能突然释放出来，而机架系统也迅速回弹，会瞬间产生强烈的振动和巨大的声响；在此降压过程中，油缸内过饱和溶解的气体的析出和破裂更加剧了这一作用，对设备的正常运行极为不利，造成压力表指针强烈抖动和系统产生“炮鸣”现象。这种现象的产生是在高压大流量系统设计中，对能量释放认识不足，在设计上未采取有效而合理的卸压措施所致。下面针对这一现象，对某大型液压机的主缸液压系统设计问题进行分析并提出几点改进措施。一、大型液压机的主缸液压系统设计意图及要求“图2—45(原系统图的元件)为某厂的液压机主缸液压系统。它的主要动作是：主缸滑块快速下行、慢速加压、保压、快速回程及在任意位置停止。具体工作过程是：图1液压机主缸的液压系统1．快速下行电磁铁1DT、3DT通电，电液换向阀5切换至右位，电磁换向阀6切换至右位，液控单向阀7打开。压力补偿变量泵1供油经阀5右位、单向阀10至主缸13上腔。主缸下腔经阀7、阀5右位回油。此时主缸滑块14在自重作用下快速下降，泵1的全部流量不足以供给，主缸上腔形成真空，置于液压缸顶部的充液油箱内的油液在大气压及油位压头的作用下，经充液阀9进入主缸上腔。2．慢速接近工件、加压当主缸滑块上的挡铁15压下行程开关XK2时，3DT断电，阀6复位，阀7关闭。主缸回油经背压(平衡)阀8、阀5右位至油箱。由于回油路上有背压，滑块靠自重不能下降，只由泵1供给压力油使之下行，速度减慢。这时主缸上腔压力升高，阀9关闭。当主缸活塞的滑块抵住工件后，上腔油压进一步增高，对工件加压。3．保压当主缸上腔的压力达到预定值时，压力继电器11发出信号，使1DT断电，阀5复中位，将主缸上、下油腔封闭。同时泵1的流量经阀5中位卸荷。阀10封闭主缸上腔，使其保持高压。保压时间由压力继电器11控制的时间继电器调整。4．快速回程保压过程结束，时间继电器发出信号，使2DT通电，阀5处于左位，油液经阀5左位、阀7进入主缸下腔，同时打开阀9，主缸上腔接通充液油箱，活塞快速回程。5．停止当主缸滑块上的挡铁15压下XK1时，2DT断电，主缸被中位为M型机能的阀5锁紧，主缸活塞停止运动，回程结束。此时泵1输出的油液经阀5回油箱，泵处于卸荷状态。实际使用中，主缸随时都可处于停止状态。系统中液压泵2输出的控制油压力由溢流阀3调定，溢流阀4起安全阀作用。二、系统存在的问题主缸回程时，产生强烈的冲击和巨大的“炮鸣”声响，造成机器和管路振动，影响液压机正常工作。三、问题原因分析该液压机主缸内径D=400mm，工作行程s=800mm，保压时的工作压力PH=32MPa。保压时该机液压缸活塞常处于2/3工作行程位置，这时液压缸工作腔油液容积如不计管道和液压缸变形，则液压缸内的油液压缩后的容积变化为：式中：----油液压缩系数，取----加压前油液压力，认为所以，如在保压行程完成后立即转入回程，主缸上腔立即与油箱相通，缸内上腔的油压突然迅速降低。此时即使主缸活塞未开始回程，但由于压力骤然降落，原被压缩了的油液容积△V迅速膨胀。如果换向时间为0.1s，这意味着△V=1.5L的油液要在位△V=0.1s时间内排回油箱，即瞬时流量这样大的流量通过管道流回油箱，在管道内必然引起很大的冲击流速，对内径d=30mm的管道，则管内流速在△t=0.1s时间内，受压油液由PH=32MPa降至零所能释放的液压能，可作以下粗略估算显然，这样大的流量、能量的排出和释放，必然会引起剧烈的冲击、振动和惊人的响声，甚至会因水锤现象而使管道和阀门破裂。