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。

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