对包液压系统原理_故障分析及改进
(1)对包液压系统
某SLD-140型水平连铸机组采用全液压驱动,其中间包对包采用液压传动。对包液压控制系统原理图如图Q所示,该系统使用叠加式集成控制方式,具有两级压力控制。对包时,中间包未接触结晶器之前,使用系统额定工作压力p=7.0MPa进行工作;中间包快接触结晶器时,马上进行压力转换,系统压力减至p2=1.5~2.0MPa。当电磁阀2的电磁铁1DT通电时,压力油经电磁阀5→叠加式单向阀3→电磁阀2→叠加式单向调速阀1→分流集流阀8,经精密调速阀6、7旁路调整后,分别进入两缸的无杆腔,推动液压缸精确同步前行,从而带动中间包快速前行,开始对包;当中间包快接触结晶器时,电磁阀5的电磁铁3DT通电,压力油经电磁阀5→叠加式减压阀4,工作压力减至设定压力,由于单向阀3的截止作用,压力油继续前行,进入液压缸无杆腔,又由于减压阀的液阻作用,使液压缸慢速前行,从而带动中间包缓慢对上并贴紧结晶器,完成中间包对包过程;当电磁阀2的电磁铁2DT通电、电磁阀5的电磁铁3DT断电时,压力油经电磁阀5→叠加式单向阀→电磁阀2进入两缸的有杆腔。推动液压缸后退,从而带动中间包后退,完成中间包退包过程。
(2)系统故障分析
该系统投入使用后,发现系统工作很不正常。当减压阀设定压力p2 =1. 5MPa时,中间包对包前行的(3DT断电状态)速度非常缓慢,达不到设计要求;而3DT通电处于减压状态时,中间包前行的速度又比较正常。经过跟踪分析,发现系统故障的根源出在叠加式减压阀这个环节上。
图R(a)所示为叠加式减压阀的结构图,其工作原理为:压力油经A孔进入,经节流口①由通道A´孔流出,A´腔油液压P经通道②和小孔c作用到反馈活塞1上,使活塞1向左移动。由于作用力和反作用力的相互性,主阀芯2向右移动,压缩调节弹簧3,在弹簧力的作用下,主阀芯2处于一个平衡位置,从而使节流口①开口一定,压力油经节流口①的节流作用,工作压力由P1减至设定压力P2。
对减压阀主阀芯进行受力分析,如图R(b)所示,忽略摩擦力和液动力的影响,主阀芯平衡稳定时:
FA =fk (4-5)
式中 FA——负载压力反馈作用力,FA =p2A;
fk——设定弹簧作用力,fk=(ΔX+X)K。
由此得出减压阀的数学模型:
(4-6)
式中 P2——负载腔压力,
K——弹簧刚度;
X——弹簧预紧量;
ΔX——主阀芯位移;
A——反馈活塞截面积。
对式(4-6)进行数学变换:
ΔX=(p2A)/K-X (4-7)
从式(4-7)可以看出:
①随着p2增高,ΔX增大,主阀芯右移;
②如果K变小,ΔX增大,主阀芯右移。
由此可得出以下几点结论。
①当p2较高,K较小时,ΔX较大,当ΔX1≤ΔX≤ΔX2时主阀芯2右移,关闭节流口①,压力油从A´→A的通道截止,油流不通。也就是说,压力设定适中,弹簧刚度适合,即减压阀适合系统要求,并调整得当,则减压阀具有单向性:从A→A´减压,从A´→A截止。
②当X较大,K较大时,致使0≤ΔX<ΔX1时,主阀芯右移,但不足以使节流口①关闭,通道A´→A仍然沟通,也就是压力设定过高,而弹簧刚度不合适,使减压阀的单向作用失去,即从A→A´减压,从A´→A回流。
③当X很小,而P2很高,K也较小,此时ΔX很大,使得ΔX> ΔX2时,主阀芯右移,关死节流口①,而使A´腔与T腔沟通,系统溢流。也就是说,设定压力很低,弹簧刚度也较小,而负载压力很高时,减压阀的单向性能也失去,即从A→A´减压,而A´→A回流时,A与T沟通溢流,起到压力冲击保护作用。
由以上分析可以看出,减压阀的单向性是随工况变化而变化的,不宜在系统中突出使用其单向性。
如系统原理图Q所示,当电磁阀5处于常态时,压力油(p=7.0MPa)经电磁阀5及单向阀3从A腔倒回减压阀,由于减压阀设定压力(p=1.5MPa)较低,即设定弹簧预紧量较小,而系统压力较高,致使减压阀的A腔与T腔沟通,系统处于溢流状态,压力油旁通回油箱,因而进入液压缸的压力油流量不够,致使液压缸前行缓慢。
(3)系统改进
该系统在设计上存在缺陷,必须在减压阀后面的A通道上加一个单向阅,弥补减压阀的单向作用随工况变化而变化的不足之处。此系统中,中间包运动的速度不高且平稳,不存在太大的压力冲击,加上单向阀后,即使减压阀的压力冲击保护性能消失也不会影响系统的正常运行。
改进后的系统用一个叠加式双单向阀替换原系统中的叠加式单向阀3。系统经改进后,一直运行正常。
若没有叠加式双单向阀,也可利用双液控单向阀,撤除其液控功能而改造成一个双单向阀,装在系统上。