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    輪對組裝機液壓系統(tǒng)內(nèi)泄漏故障仿真研究

    2018-07-04 00:47:34胡天喜
    數(shù)字制造科學 2018年2期
    關(guān)鍵詞:液控單向閥液壓油

    胡天喜,肖 峻

    (武漢理工大學 機電工程學院,湖北 武漢 430070)

    輪對組裝機是集機械、液壓、電氣為一體的大型綜合復雜系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)作為輪對組裝機的主要動力部分,長期工作在高壓、溫度變化跨度大與多振動的現(xiàn)場,因此故障發(fā)生率很高?,F(xiàn)場使用情況表明,該液壓系統(tǒng)最常見的故障是泄漏[1]。

    輪對組裝機液壓系統(tǒng)存在許多零件裝配與零件之間的相對移動,每對運動副之間都存在一些間隙,總有少量介質(zhì)通過間隙,因此泄漏是一定存在的。泄漏分為外泄漏和內(nèi)泄漏[2-4],外泄漏發(fā)生在液壓閥外部結(jié)合面、管接頭、泵接頭、油缸外部結(jié)合面等部位;內(nèi)泄漏是指油液在元件內(nèi)部通過間隙從高壓油腔向低壓油腔滲漏的現(xiàn)象,且發(fā)生在較為隱蔽的位置[5],但其危害是巨大的。

    早期輪對組裝機液壓系統(tǒng)在設(shè)計之初是基于滿足輪對組裝基本功能要求設(shè)計的,而在現(xiàn)場長期使用過程中,出現(xiàn)了諸多液壓系統(tǒng)性能退化與液壓故障。內(nèi)泄漏是該液壓系統(tǒng)最典型與頻繁的故障之一。內(nèi)泄漏會導致該液壓系統(tǒng)損失能量,壓力降低,使執(zhí)行元件產(chǎn)生爬行、出力不足、保壓性能退化等問題[6-7]。輪對組裝機反壓工況時,對液壓系統(tǒng)保壓性能要求較高。在實際使用過程中,常出現(xiàn)保壓壓力不穩(wěn),達不到工作要求。筆者基于輪對反壓工況,利用AMESim液壓仿真軟件,建立輪對組裝機液壓系統(tǒng)仿真模型[8-10],對關(guān)鍵部位進行內(nèi)泄漏因素仿真分析,得出影響液壓系統(tǒng)內(nèi)泄漏的主要因素。為輪對組裝機故障診斷、后期維護與改進設(shè)計提供理論指導依據(jù)。

    1 輪對組裝機液壓系統(tǒng)工作原理與泄漏故障機理分析

    1.1 輪對組裝機液壓系統(tǒng)工作原理

    輪對組裝機主要由液壓泵、液壓閥、左右液壓缸、龍門臥式床身、左右套筒、插板擋塊、測量裝置和其他輔助裝置組成。其機械結(jié)構(gòu)簡圖與液壓系統(tǒng)原理圖如圖1和圖2所示。

    圖1 輪對組裝機結(jié)構(gòu)簡圖

    圖2 輪對組裝機液壓系統(tǒng)原理圖

    輪對組裝機要實現(xiàn)的功能是輪對左右裝配、退卸與反壓,執(zhí)行元件為左右兩個油缸,工作壓力為0~20 MPa。工作時,需兩個油缸同時工作將輪對夾持住。有輪對夾持時,需實現(xiàn)左右油缸聯(lián)動,無輪對夾持時,需實現(xiàn)左右油缸各自前進后退動作。泵1-1為齒輪泵,為液壓系統(tǒng)提供高壓油,泵1-2為葉片大流量泵,工作時能加快油缸運行速度。

    輪對組裝完成后,需要對輪對進行反壓試驗,以檢測輪對壓裝質(zhì)量是否合格。輪對反壓過程為:先用左右油缸活塞桿將輪對夾持住,然后伸出圖1中插板擋塊6,左(右)油缸工進使輪對聯(lián)動且使輪餅與插板接觸。其中油缸只能水平左右移動,插板擋塊固定在龍門架上,只能前后移動。接下來由于輪對無法向前移動導致油缸壓力升高,通過活塞使輪餅與插板承受擠壓力。當油缸壓力升高至對應的輪對反壓力,通過關(guān)閉圖2中電磁閥7(8),切斷油缸供油使油缸憋壓,進一步使輪餅承受一定時長的反壓力。

    1.2 輪對組裝機液壓系統(tǒng)內(nèi)泄漏故障機理分析

    由于輪對組裝機長期工作在高壓惡劣條件下,現(xiàn)場使用情況表明液壓系統(tǒng)故障率不斷增加,典型的故障現(xiàn)象是油缸壓力波動、出力不足、保壓性能差、油溫升高、控制靈敏度降低。筆者主要針對該液壓系統(tǒng)內(nèi)泄漏做深入分析,研究內(nèi)泄漏與故障現(xiàn)象之間的關(guān)系。

    液壓缸、液控單向閥、換向閥和溢流閥等液壓元件內(nèi)部都具有相對移動的運動副機構(gòu),運動副之間必定存在間隙。常見的內(nèi)泄漏故障機理為:油污雜質(zhì)進入液壓缸與活塞、液壓閥閥芯與閥體間隙,這加快了密封圈磨損,缸體與閥座損傷,最終使間隙增大,超過規(guī)定范圍,引起較為明顯的液壓泄漏故障。輪對組裝機在反壓試驗工況下,與內(nèi)泄漏故障直接相關(guān)聯(lián)的液壓元件是工作油缸與液控單向閥,基于此研究液壓缸與液控單向閥的內(nèi)泄漏和故障之間的關(guān)系。

    常見的運動副間隙有4種形式,其泄漏流量分析計算如下:

    (1)平行平板間隙。平面間隙通道狹小,液體流速低,液流狀態(tài)為層流。平行平板間隙泄漏流量為:

    (1)

    式中:q為間隙泄漏流量;b為間隙寬度;h為間隙高度;Δp為間隙兩端壓差;μ為液壓油動力粘度;l為間隙長度;u0為平行平板相對運動速度。式中正負號與u0方向及壓差流動方向相關(guān)。

    (2)同心環(huán)形間隙。當環(huán)形間隙較小時,間隙泄漏量為:

    (2)

    當環(huán)形間隙較大時,泄漏量為:

    Δp

    (3)

    式中:d為同心環(huán)形內(nèi)圓直徑,r2與r1分別為外圓與內(nèi)圓半徑,間隙高度h為內(nèi)外圓半徑之差。

    (3)偏心環(huán)形間隙。偏心環(huán)形間隙泄漏量為:

    (4)

    式中:ε為相對偏心率;h0為內(nèi)外圓同心時半徑方向間隙值。

    (4)圓環(huán)平面間隙。圓環(huán)平面間隙泄漏量為:

    Δp

    (5)

    式中:h為圓環(huán)與平面之間的間隙值;r2與r1為圓環(huán)大小半徑。

    由式(1)~式(5)可知,液壓系統(tǒng)內(nèi)泄漏量與間隙寬度b、間隙直徑d、間隙高度h、間隙兩端壓差Δp、流體動力粘度μ等有關(guān)。且都與h3和Δp成正比,與μ成反比。液壓缸為同心環(huán)或偏心環(huán)泄漏形式,液控單向閥是錐閥閥芯,為圓環(huán)平面間隙泄漏形式。輪對反壓試驗工況時間隙兩端壓差變化不大,故分析油缸、單向閥泄漏間隙以及油液粘度與泄漏故障之間的關(guān)系。

    2 液壓系統(tǒng)仿真模型建立與驗證

    2.1 仿真模型建立

    利用AMESim軟件的HCD設(shè)計庫,根據(jù)現(xiàn)場實際元件尺寸與參數(shù)建立了液壓缸與液控單向閥泄漏故障模型,如圖3和圖4所示。通過在模型中加入泄漏模塊,模擬泄漏故障。并根據(jù)輪對組裝機液壓系統(tǒng)原理圖2在AMESim的Sketch模式下建立如圖5所示的仿真模型。改變液壓缸與單向閥縫隙高度、流體粘度進行多次仿真來得到相應的壓力與泄漏量曲線,進一步對各影響因素進行分析。

    圖3 液壓缸泄漏故障模型

    圖4 液控單向閥泄漏故障模型

    圖5 輪對組裝機液壓系統(tǒng)仿真模型

    仿真模型建立完成后,給各液壓元件選擇優(yōu)先子模型。在Parameter Mode模式下,根據(jù)輪對組裝機液壓系統(tǒng)實際參數(shù)設(shè)定各液壓元件參數(shù)值,主要參數(shù)如表1所示,其余參數(shù)值為默認值。

    表1 液壓元件主要參數(shù)

    2.2 仿真模型驗證

    輪對組裝機油缸為單桿雙作用活塞式液壓缸,它有兩種速度特性,液壓缸活塞兩側(cè)分別輸入相同壓力與流量,活塞桿輸出速度大小不相同。

    (1)當油缸無桿腔進油,有桿腔回油時的速度為:

    (6)

    (2)當油缸有桿腔進油,無桿腔回油時的速度為:

    (7)

    式中:q為輸入流量;D為活塞面積;d為活塞桿面積。

    設(shè)置好各元件參數(shù),仿真時間為3 s,動態(tài)仿真模式,仿真計算步長為0.1 s。仿真模擬左油缸有輪對工進時,使泵1-1供油,泵1-2不工作,電磁換向閥7與電磁換向閥10得電,液壓油從泵1-1經(jīng)換向閥7,液控單向閥11進入左油缸無桿腔,油液從右油缸無桿腔出油,左右油缸活塞桿同步移動。模擬左油缸有輪對快進時,泵1-1、泵1-2同時工作,換向閥6、7、10得電,左油缸無桿腔入口流量增加,使活塞桿速度加快。

    仿真3 s后,得到油缸流量與速度數(shù)據(jù)。有輪對工進時左油缸無桿腔入口流量q1與有桿腔出口流量q2分別為:q1=11.496 1 L/min,q2= 7.949 2 L/min。

    由式(6)和式(7)計算得到的速度分別為1.882 4 mm/s和1.882 7 mm/s。仿真得到的工進活塞桿運動速度曲線如圖6(a)所示,由于工進時系統(tǒng)提供高壓小流量的液壓油,油缸容腔較大,高壓油進入無桿腔瞬間會壓縮油液體積,油液具有一定剛度,使活塞初始速度出現(xiàn)波動,2 s后穩(wěn)定為1.882 28 mm/s。有輪對快進時左油缸無桿腔入口流量q3與有桿腔出口流量q4分別為:q3=128.496 0 L/min,q4=89.302 1 L/min。

    李敬益看重這種新增的溝通方式,“我們接到廣大群眾的訴求后一般都會在1到3個工作日辦結(jié)。流程清晰、權(quán)責分明、更便于跟進?!弊詮倪@兩張小卡片落地,彩云社區(qū)的矛盾糾紛調(diào)解數(shù)量從年均100多件慢慢減少到了30多件。2018年,彩云社區(qū)被文山州委、州政府評為民族團結(jié)進步示范社區(qū),表彰其對加強城市社區(qū)民族團結(jié)、提高城市社區(qū)人口整體素質(zhì)、提升城市發(fā)展水平所作出的努力。如今,李敬益“三板斧”的使用機會少了許多,他卻發(fā)自內(nèi)心地高興,“用得少,這才好呢!”

    同理計算得到快進活塞桿速度分別為21.04 mm/s和21.15 mm/s,仿真得到的快進活塞桿運動速度曲線如圖6(b)所示,快進時系統(tǒng)提供低壓大流量的液壓油,初始速度波動較小,速度穩(wěn)定后為21.174 1 mm/s。理論計算結(jié)果與仿真結(jié)果幾乎一致。

    圖6 油缸仿真運行速度曲線圖

    采集現(xiàn)場正常設(shè)備油缸不同時段的實測速度,分別執(zhí)行油缸工進與快進動作,待工控機界面顯示速度穩(wěn)定后讀取油缸速度,記錄如表2所示。仿真得到的油缸速度與實際工況速度十分接近,誤差很小,考慮到實際液壓回路中存在泄漏與阻力情況,誤差在允許范圍內(nèi)。同時,由于左右油缸同步雙端夾持,左右兩有桿腔直接相連,且與回油箱連接,而在左右油缸聯(lián)動過程中,工進與快進仿真的回油路流量分別為7.125×10-6L/min、9.025×10-6L/min,幾乎可以忽略不計,與實際情況完全吻合,進一步驗證了該仿真模型的正確性。

    表2 現(xiàn)場油缸速度實測值表

    3 內(nèi)泄漏仿真分析

    現(xiàn)場輪對組裝機在做反壓試驗保壓過程中,常出現(xiàn)壓力波動、壓力下降或超出相應規(guī)定,達不到用戶的要求。通過設(shè)置仿真模型參數(shù),模擬反壓過程?,F(xiàn)場某輪型反壓壓力為16 MPa,最低反壓力不能低于15.72 MPa。設(shè)置其反壓壓力為16 MPa,仿真時間為16 s,計算步長0.01 s。左輪反壓過程為:使泵1-1工作,電磁換向閥7、10得電使輪對工進與插板擋塊接觸,當壓力上升至目標值時,關(guān)閉換向閥7,進入油缸保壓狀態(tài),反壓完成后再卸壓。通過分析反壓曲線與泄漏量曲線得到各因素影響情況。

    3.1 液壓缸泄漏間隙高度對內(nèi)泄漏的影響

    只改變液壓缸泄漏模塊縫隙高度,其他參數(shù)保持不變。運用批處理功能,設(shè)置縫隙高為0.01 mm、0.03 mm、0.05 mm、0.07 mm和0.10 mm,通過仿真運算得到反壓曲線與泄漏量曲線,如圖7和圖8所示。

    圖7 液壓缸不同間隙的反壓曲線

    圖8 液壓缸不同間隙的泄漏量曲線

    通過分析圖7和圖8仿真曲線可得:當液壓缸泄漏間隙為0.01 mm,系統(tǒng)幾乎無泄漏,反壓曲線也是正常的合格曲線。隨著泄漏間隙增大,泄漏量急劇增大,液壓缸壓力也快速下降。當泄漏間隙為0.03 mm時,反壓力下降了2.4 MPa,達不到反壓要求;當泄漏間隙為0.1 mm時,泄漏量達到了1.05 L/min,液壓缸完全失去保壓功能??梢娨簤焊仔孤╅g隙對液壓系統(tǒng)性能影響很大,可直接導致輪對組裝機反壓試驗失敗。

    3.2 液控單向閥縫隙高對內(nèi)泄漏的影響

    輪對組裝機在壓裝與反壓過程中,液控單向閥在高壓情況下頻繁開啟,對閥芯、閥體與密封圈造成沖擊與損傷。隨著油品劣化,雜質(zhì)增加,進一步降低了其密封性能。單向閥關(guān)閉時,單向閥的錐閥芯不能將液壓油封閉而產(chǎn)生泄漏,有部分油液從高壓油口向低壓油口流出。通過改變液控單向閥泄漏間隙值,模擬其泄漏故障,其他元件參數(shù)保持不變。分別設(shè)置間隙為0.01 mm、0.02 mm、0.03 mm、0.04 mm和0.05 mm。仿真分析得到泄漏間隙對泄漏量與反壓曲線影響,如圖9和圖10所示。

    圖9 液控單向閥不同泄漏間隙的反壓曲線

    圖10 液控單向閥不同泄漏間隙的泄漏量曲線

    3.3 液壓油動力粘度對內(nèi)泄漏的影響

    正確地選用粘度適宜的液壓油能提高設(shè)備的機械效率。液壓油的粘度過高會增加液壓元件運動阻力和元件發(fā)熱,使油缸動作滯后,系統(tǒng)內(nèi)壓力損失增大;如果粘度過低,就會導致系統(tǒng)內(nèi)泄漏量增大,保壓性能劣化。分別設(shè)置動力粘度為0.02 Pa·s、0.04 Pa·s、0.06 Pa·s、0.08 Pa·s和0.10 Pa·s。分別仿真求取液壓缸縫隙高與液控單向閥間隙為0.03 mm的泄漏量曲線,分別如圖11和圖12所示。

    圖11 不同動力粘度下液壓缸泄漏曲線

    圖12 不同動力粘度下單向閥泄漏曲線

    從圖11、圖12泄漏曲線可知:隨著液壓油動力粘度增大,液壓缸與液控單向閥泄漏量均在減??;當動力粘度超過0.06 Pa·s,液壓缸泄漏量下降并不明顯;且動力黏度對液壓缸泄漏的影響較前兩種因素小,液壓缸泄漏量最高為0.092 L/min,液控單向閥泄漏量最大為0.0125 L/min;由于液壓油粘度過高會導致液壓系統(tǒng)流動阻力變大、發(fā)熱、機械效率下降,因此綜合考慮可選取動力粘度為0.06 Pa·s的液壓油。

    4 結(jié)論

    利用仿真軟件AMESim對輪對組裝機液壓系統(tǒng)建立仿真模型,并對模型進行了驗證,證明了該模型的正確性。故障仿真結(jié)果可為該液壓系統(tǒng)后期維護、故障診斷與設(shè)備改進提供指導。通過模擬輪對反壓試驗液壓系統(tǒng)工作過程,并植入泄漏故障,仿真得出的具體內(nèi)泄漏情況如下:

    (1)隨著液壓缸泄漏間隙增大,其內(nèi)泄漏量急劇增大。反壓曲線壓力大幅度下降,反壓曲線不合格。可見液壓缸內(nèi)泄漏影響重大??赏ㄟ^提高液壓缸裝配精度與改善液壓系統(tǒng)工作環(huán)境,定期對液壓油質(zhì)進行檢測,處理掉鐵屑、硬物等雜質(zhì),減小液壓缸泄漏故障;

    (2)液控單向閥間隙過大也會導致內(nèi)泄漏量增加,使液壓回路失去保壓功能。同時,單向閥內(nèi)泄漏會導致在輪對組裝機工進階段產(chǎn)生液壓沖擊,沖擊幅度隨著間隙增大而增大。通過定期拆裝液控單向閥并清洗或更換,減小單向閥泄漏量;

    (3)液壓油動力粘度也與液壓回路內(nèi)泄漏相關(guān),但是,相較液壓缸泄漏間隙與單向閥泄漏間隙影響則較小。在適當?shù)脑试S范圍內(nèi),可以選取液壓油動力粘度稍高的液壓油來減小液壓系統(tǒng)內(nèi)泄漏量。

    參考文獻:

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