框架液压机范文

框架液压机范文（精选6篇）

框架液压机 第1篇

10MN整体框架液压机是我公司新近设计制造的重型液压机,其主机部分由整体框架式焊接机身、滑块、一个1000t的油缸以及其他辅助设备组成。由于结构独特、设备吨位大、制造费用高,有必要预先计算其应力和变形,从而在保证设备强度和刚度的前提下对设备机身进行优化设计。

2 原始方案计算分析

该机身由上横梁、四个立柱、下横梁以及其他辅助部件组成(图1)。机身系采用A3钢板焊接的空间结构。A3钢板的弹性模量E=210GPa,泊松比λ=0.3。上梁结构见图2。主筋板厚度100mm,机身重量35t。

该模型完全按照实际零件的形状、尺寸及相互关系建立,保留了仪表盒孔及过线孔,尽量在最大程度上减小建模带来的分析误差。为了保证边界条件的一致性,均取1/4机身分析,约束与地脚接触的机身下底面,在上梁的主缸安装面施加10000k N的垂直力,下梁上面按3/4台面施加10000k N垂直力,均划分为相同大小的离散单元格。

应力云图如图3。竖直方向(z向)的变形云图如图4。导轨水平方向的变形云图如图5。计算结果见表1所示。

3 改进后的方案计算分析

在整体变形不增大的前提下,通过改变板的尺寸或位置,达到改善性能,结构优化的目的。

方案1:主筋板由100mm减到90mm,上梁的外面上面贴70mm厚的板。

方案2:主筋板由100mm减到90mm,上梁的外面下面贴70mm厚的板。

方案3:主筋板由100mm减到80mm,在上梁的主缸和立柱之间撑40mm厚的斜板,并在上梁外面上面贴70mm厚的板。

方案4:主筋板由100mm减到80mm,在上梁的主缸和立柱之间撑40mm厚的斜板,并在上梁外面下面贴70mm厚的板。

方案5:主筋板由100mm减到80mm,在上梁的主缸和立柱之间撑40mm厚的斜板,并在上梁外面上面贴30mm厚的板,下面贴30mm厚的板。

改进优化计算结果见表2所示。

由表2可见,方案3的结果相对别的方案来说较为合理,在满足使用性能的前提下,刚度提高最多。计算结果表明尽量缩短主缸的传力路径是减小z向变形的有效办法,因此,在上梁的主缸和立柱间撑斜板,上梁上贴厚板都能达到很好的效果。最好沿上面或下面贴板,这样可使在重量增加不多的情况下,性能提高很多。

4 总结

由于液压机设计计算是个综合的复杂过程,受到很多因素的影响,比如边界条件是否合理,模型建立是否准确等等。另外,计算的结果能否满足使用要求,还与液压机的用途、受力的方式有关。此外,计算还受到设计经验的影响。合理的使用该方法,在优化结构的同时,也最大程度的提高了机身刚性。有限元分析为这一结论提供了直观的证据。

参考文献

[1]帅长红,主编.液压机设计、制造.北京:北方工业出版社,2006.

[2]侯永超,等.大型自由锻造油压机上横梁的有限元分析.锻压装备与制造技术,2008,43(1):32-33.

框架液压机 第2篇

北京北方车辆集团有限公司1台TPH-3000型框架式液压机 (天津锻压机床厂生产) , 其压制、保压工作原理见图1, 两台主泵 (力士乐A4VSO250E02/22R-PPB13N00型变量泵) 实现液压机的上压 (压制到设定压力) 。当YA51液压阀失电时, 国产25YCY型柱塞泵向主泵提供约5MPa的控制压力;YA51得电时, 柱塞泵提供保压时油缸的漏损流量。保压工艺对产品压制至关重要, 对产品外形尺寸、产品硬度及内部结构的均匀性有很大影响。

液压机在进行某种产品压制时 (需要的工作压力为18MPa) , 出现不能按要求保压的现象。

2. 问题分析

通过分析液压机控制原理, 结合故障现象, 判断压力能升至18MPa说明主泵良好, 是柱塞泵的补压系统出现问题。首先怀疑泵出口的溢流阀损坏, 导致液压油由此流回油箱, 经拆解溢流阀, 确认其良好。再检查YA51电磁阀进行保压时电信号转换正常, 拆解电磁阀也未发现问题。虽然YA51电磁阀换向时, 图1虚线框内管路振动较大, 但检查后排除其不能保压原因。反复观察故障现象, 发现压力降至10MPa后即不再继续下降。怀疑是柱塞泵磨损, 压力和流量均不能满足要求, 为此更换1台新国产柱塞泵, 压力仍是下降至10MPa左右。至此判断应该是液压系统自身出现异常泄漏 (正常情况下也存在泄漏, 泄漏量可通过国产柱塞泵补充, 实现保压工艺) , 仔细检查整个液压系统, 确认是充液阀和插装阀磨损密封不严有泄漏, 保压时的补充油液量小于泄漏量, 造成保压时压力下降。

3. 改进措施

解决方法是使油补充量大于泄漏量, 但无论是采取减少泄漏量还是增大补充量 (增大国产柱塞泵型号) 的方式, 均较麻烦。考虑到主泵最大流量可达250ml/r, 国产柱塞泵的流量为25ml/r, 流量相差10倍, 决定通过改变电气控制方式由主泵进行保压, 电气控制上只需修改欧姆龙PLC内部程序 (图2) 。以1#主泵为例, 向液压缸供油须满足以下条件: (1) 国产柱塞泵向其提供压力信号; (2) 主泵上比例电磁铁YAA有电流; (3) YA11电磁阀是否得电。通过上述分析, 修改PLC程序, 改动部分见图2虚线框, 程序说明如下。

(1) 主泵的保压电气控制为YA51必须始终失电 (其失电时向主泵提供压力信号, 得电时为系统、主缸补油) 。将保压中间继电器地址203.12改为程序未使用的中间继电器地址203.13, 使YA51 (7.10) 始终失电 (或直接删除整条7.10输出语句) 。

(2) 在YA11的输出控制中加上203.12常开接点, 使得保压时YA11有输出。

(3) 给YAA在保压时加使能, 即在输出地址130.00 (YAA使能) 加上203.12常开接点。保压数值因产品不同而异, 要根据不同情况随时调节YAA数值, 可在触摸屏直接修改。YAA的电流值有快速下行 (IA1) 、下行回位 (IA2) 、快速回程 (IA3) 等3种情况, 此处选择使用IA2数值, 即在其给定数值的语句中加上203.12常开接点。

电气程序修改完毕, 进行下载调试, 经试验可满足18MPa的保压, 而且压力非常稳定。

框架液压机 第3篇

近年来，在汽车车身结构的设计开发中，越来越多的整车厂尝试采用管件液压成型工艺的结构。液压成型的零件因其在性能、空间尺寸、结构柔性、成本和重量等方面均具优势，所以相对于钣金冲压结构，在结构空间苛刻的设计条件下，正成为一种更具竞争力的工艺结构。

2 管件液压成型工艺概述

所谓管件液压成型，其原理是通过管件腔内的液体压力与轴向负荷的作用，使其在给定模具内变形，从而得到所需形状零件的技术。

2.1 工艺方法

管件液压成形过程如图1所示。首先将原料（直管或预先弯曲成形的管材）放入底模，管件两端的冲头在液压缸的作用下压入，将管件内部密闭。冲头内有液体通道，液体不断流入管件。此时上模向下移动，与下模共同形成封闭的模腔。最后高压泵与阀门控制液体压力不断增大，冲头向内推动管件，管壁逐渐贴近模具变形，最终得到所需产品[1]。

2.2 工艺特点

管件液压成型使用的压力较高，又称为内高压成型，该技术的主要特点是可以整体成形轴线为二维或三维的异型截面空心零件[2]。

与传统的冲压焊接工艺相比，液压成型管件有以下几方面优点：

a.减轻了成型件质量，节约材料。相同的结构形式由于不需要冲压件的焊接边，可减轻质量25%～30%，原材料成本可降低30%。

b.简化了零件，减少了成型件和模具数量，降低了模具费用和生产成本。据统计，平均一件管材液压件的生产成本比冲压件降低15%～20%，模具费用降低20%～30%，且减少了后续机械加工和组装焊接量。

c.提高了成型件的强度与刚度，尤其是疲劳强度，载荷承受力远高于类似结构的冲压件。

d.成型件精度较高，尺寸稳定性较高。

e.有利于环保。液压成形无废弃物排放，且介质循环使用。

f.液压成形管可以实现大幅度的变曲面或变截面，有利于空间布置。

3 水箱框架的设计优化

汽车水箱框架是指为汽车前部的冷却系统提供承载支撑的框架结构。除了为前部冷却系统提供安装固定点以外，还需满足结构刚度的性能要求以及满足维修售后的安装便利性要求。液压管形式水箱框架是指液压管和钣金焊接的水箱框架，其主要结构为液压管件和钣金冲压件通过气体保护焊连接，形成整体连接于汽车前部左、右侧（图2）；中部区域是为了维修前端冷却模块而用螺栓紧固的可拆卸区域，该区域采用钣金件；左右两侧的A、B管件即液压成型的三维管件。A、B由于布置需要设计成轴线为三维空间曲线且不等截面空心对称零件。

3.1 材料选择

液压管的成型材料必须考虑以下几个因素，即零件的最终用途、材料的可加工性以及成本因素。在产品方案初步确定后，考虑到产品的性能，初始可选用以往用于该区域的参数和性能近似的材料进行仿真分析。确认满足要求后，考虑到液压管的刚度要比普通冲压件高，可适当降低材料级别或者料厚，再通过仿真验证产品结构满足性能要求。

产品最终几何形状的复杂性决定了液压成型时采用何种管料（直管或预成型管）。较复杂的产品无法直接用直管一次液压成型，需通过预弯处理。弯曲工艺有压弯和滚弯，对于轴线相对复杂的三维曲线，需要采用CNC弯管机。本案中零件A、B经分析无法直接采用直管液压成型，需先将直管通过CNC弯管机加工成最终成型品的大致形状后再采用液压工艺形成所需形状。

目前能够用于液压成形的钢管主要有无缝管、电阻焊管（ERW）、拉拔管（DOM）和激光焊管。对于钢材来说，ERW管比无缝管和拉拔管成本低，且成形性能好，因此通常优先选择ERW管。激光焊管成形性能最好，但成本高，主要用于变形量大的复杂零件[3]。

3.2 性能分析

本案中液压管形式的水箱框架相对传统工艺优势显著：质量减轻15%，成本降低5%，疲劳强度上升明显，提高约30%，刚度以及模态也有提升（图3）。

3.3 成型分析

针对已经确定的工程设计方案，可通过对液压管A、B整体截面等效直径分析找出最大截面和最小截面，如图4所示。

分析每个特征截面的结果、截面周长的范围、最长最短截面周长均发生的区域和等效到圆管直径。A、B管的等效直径为35 mm，如表1所示。

在保证性能的前提下可适当地微调管件的拐角半径，以便在当前市场采购到现货钢材，如图5所示。

管材选定之后进一步分析零件的可制造性。可用弯曲极限曲线检验所选材料是否符合所需弯曲。再用成型极限图（图6）分析出主应变、次应变、减薄率（图7）以及起皱趋势（图8）等。

3.4 设备选择

要提高液压成型管件的合格率，不仅需要掌握管件原料的选择（材料和尺寸），还需掌握成型模具的设计及成型过程中内部的压力与轴向力的控制等。合模力和胀型压力可通过公式计算出来，再通过CAE进行分析。

本案中的零件理论合模力分析出来为730 t，胀型压力为100 MPa，因此采用一模两穴，通过计算理论合模力449 t（一穴）/898 t（二穴）。

3.5 工艺规划

一般的液压管件成型工艺规划如图9所示。

3.5.1 机械预弯

通常可通过测量分析确定预成型弯管的曲率半径（图10）。采用机械预弯可将管件加工成最终产品成型的大致形状。

3.5.2 液压成型

液压成型是整个工艺过程中最关键的步骤。常见问题有造型面无法完全涨出、局部出现皱褶、局部减薄率过大等。一般通过仿真能看出液压胀形过程中各截面的变化趋势（图11），以及减薄和起皱的趋势（图12）。

对于胀形过程中的皱褶问题可通过内部插入芯棒有效改善局部皱褶。减薄率不满足要求的区域，可预先设计预褶皱。理论上皱纹对成形的影响是两方面的：一方面，起皱过于严重会形成死皱，无法胀平获得合格零件，或导致某些部位材料不足，发生减薄开裂；另一方面，合理的皱纹分布可以为整形阶段储备材料，减少成形件的厚度减薄，满足减薄率的要求。所以初始状态合理地布置褶皱，既能避免成品褶皱又能满足减薄率的需求。

3.5.3 液压冲孔

液压冲孔就是在管内液体压力的支撑作用下，利用冲头将管壁材料分离的一种冲孔方法。为了避免废料进入成形件而难以清除，往往采用冲孔后折弯废料，即冲孔后废料留在成形件上，再折弯取下。如图13所示。

由外向内冲孔，当管件贴模成形后，管内高压液体起到凹模的作用，冲头抵消液体的支撑力冲入管材，实现冲孔。在此过程中，冲头推力由独立的液压系统提供。内压只是为了防止塌陷，与所冲孔的尺寸无关。由于采用液压支撑作为柔性凹模，孔口周围会形成塌角，对管件表面质量有一定的影响，图14通过仿真软件可模拟出液压冲孔后的形状，可明显看出孔边有塌陷情况。内压增大，孔口塌陷程度显著减小。目前还没有方法完全避免孔口塌陷。因此如管件冲孔尺寸精度或孔周边表面质量在设计上要求较高，则不宜采用液压冲孔的方法，可通过激光冲孔等其他方法实现。

3.6 连接方式

液压管件与冲压钣金件的常用连接方式是气体保护焊连接。通常在钣金零件上开槽（图15）或者在钣金件边缘（图16）实施气体保护焊连接液压管和钣金件。

此外，也可以设计焊接过孔，通过电阻焊连接钣金件和冲压件（图17）。本案中液压管和钣金件采用气体保护焊连接。

4 车身结构液压零件前景展望

在提供相同结构性能的情况下，与传统的钣金件结构相比，液压成型零件的空间自由度较大、布置空间要求相对较小，质量更轻，因几乎不产生废料而使成本优势明显，这些特点使液压成型零件在车身结构的承载关键路径零件上可以得到广泛运用，比如A柱、B柱前后纵梁，水箱框架、前臂梁等，如图18所示。

5 结论

通过实际项目液压管件的水箱框架设计制造开发，介绍了从初步选材、几何设计、工艺方案选定和后续工艺的实现方法。管件液压成型技术作为汽车轻量化的重要方法之一，在汽车行业的应用日益广泛。目前液压成型工艺仍有许多方面需要进一步研究与探讨，如建立工艺设计标准、模具最优化设计方法等。随着我国汽车工业的快速发展以及对液压成型产品需求的不断增加，管件液压成型技术将得到快速发展与应用。

摘要：为减轻汽车车身质量,提高车身结构性能,降低车辆开发成本,研究采用管件液压成型工艺的汽车水箱框架设计。详细介绍了基于液压成型工艺的汽车水箱框架的开发过程、制造方法和工艺特点。液压成型的零件因在性能、空间尺寸、结构柔性、成本和质量等方面具有优势,使其在车身结构中的运用有着广阔的前景。

关键词：管件液压成型,水箱框架,车身结构

参考文献

[1]杨兵,张卫刚,林忠钦,等.管件液压成型技术在汽车制造中的应用研究[J].机械设计与研究,2004,20(5):65-67.

[2]苑世剑,等.现代液压成形技术[M].北京:国防工业出版社,2009:4-5.

框架液压机 第4篇

1 基本参数与工况分析

(1)冷拔机结构几何参数如下:缸座与模座距离14340mm,缸座、模座厚度:400mm;撑管外径245mm,撑管内径190mm,套筒外径290mm,拉杆直径115mm;

(2)材料性能参数:材料Q235,屈服极限σS=235MPa,弹性模量E=206GPa;泊松比μ=0.3,质量密度ρ=7800kg/m3;

(3)计算荷载:拉拔机工作拉力F=400t=3924k N;液压螺母缸径210mm,杆径170mm,预紧力50MPa,拉杆预拉力F2=596.6k N;

根据冷拔机实际工况,在拔制过程中缸座与模座之间所承受的压力远大于模座与尾座之间部分,故可以略去冷拔机模座与尾座之间部分,单独取缸座与模座之间一段结构进行计算。另外,根据冷拔机受力情况,冷拔机在空载或静止时拉杆受到的拉力最大,此时最大拉力为596.6k N,远远满足强度要求,故拉拔过程中可对拉杆进行简化,仅在拉杆与机座作用处加载压力即可。

2 有限元计算

几何建模是机架有限元分析的基础,而ANSYS软件虽有建模功能,但是相对于CAD软件强大的建模功能,ANSYS就显得繁琐。因此ANSYS软件提供了与CAD软件数据接口,可以直接把CAD软件中建立的模型导入ANSYS中。首先在Solid Works中创建缸座到模座之间的机架模型,然后通过PARA的X_T格式导入ANSYS中,利用ANSYS进行网格划分、加载求解与后处理,这样不仅可以保证计算过程精确,而且在很大程度上提高了效率。

图1是机架采用8节点solid45实体单元,并在适当的控制网格划分基础上采用自由划分的方式划分后形成的模型局部图。

3 计算结果及后处理

通过求解计算,得出机架变形图图2和Von Mises应力云图图3。

由图2可知,撑杆在Y方向(重力方向)的最大变形为5.54mm,发生部位为撑杆中间处。由图3可知,除去集中应力影响,冷拔机撑管的最大折算应力(按第四强度理论计算)为125.21MPa,发生部位为撑管与座体固定联接处。稳定性系数为2.92,用钢量为28.8t。

4 结构改进

4.1 撑管

根据以上冷拔机计算,现对撑管进行减量化设计,在其他结构参数和载荷不变的情况下,改变撑管公称直径及壁厚,本文提出两套改进方案进行计算:方案一撑管采用准24522.5无缝钢管;方案二撑管采用准21922.2无缝钢管。

ANSYS计算方法也参照原计算过程,计算结果见表1。

根据计算结果知,在刚度方面,撑管挠度主要由于自身重力引起的,相对原设计方案,方案一的刚度略有提高,而方案二刚度有所下降,但三种设计方案皆满足刚度要求。

在强度和稳定性系数方面,方案一强度变化不大,稳定性系数有所下降,但是据冷拔机多年实践经验,稳定性系数在2.5~3.0之间皆为合理设计,且用钢量减少了1.5t,如加上模座到尾座之间撑管,至少会使用钢量减少3t以上。方案一在满足结构要求的前提下又减少了客观的用钢量,故此方案可作为优选方案。而方案二的强度有所降低,稳定性系数又小于2,用钢量与方案一基本一致,故此方案有待进一步探讨。

4.2 拉杆

根据使用情况,在整机空载或静止状态下拉杆仅受较小拉力,且在拔制的过程中此拉力会减小,故可用如预应力钢丝来代替拉杆。如此则可减少用钢量9.2t,不仅可以满足使用要求,而且可使冷拔机的制造、安装和调试更加便捷,从而大大降低了生产成本,增加了效益。

5 结论

原设计方案与方案一都能满足设计要求;拉杆只是保证冷拔机机架结构的完整,受力较小,故可考虑改用预应力钢丝绳代替;模座与尾座之间的撑管与缸座模座之间的撑管相比,受力较小,故管壁还应适当减薄。

本文提供了液压冷拔机CAD与CAE结合应用的一种具体方法。此方法适用于各种规格冷拔机的设计,解决了预应力框架式冷拔机局部稳定性难以计算的问题,具有较强的实际应用价值。

摘要：以拔制力400t预应力框架式液压冷拔机机架为例,利用CAD/CAE集成的方法,完成了冷拔机机架的CAD建模及有限元分析。先用SolidWorks建模,再导入ANSYS有限元分析软件,对冷拔机机架进行应力仿真分析,获得应力分布。对改进的撑杆进行了计算,为冷拔机结构改进提供了一定的参考依据。

关键词：液压冷拔机,有限单元法,ANSYS

参考文献

[1]邓凡平.ANSYS10.0有限元分析自学手册[M].北京:人民邮电出版社,2007.

框架液压机 第5篇

关键词：拖拉机,液压悬挂系统,提升框架,ANSYS

0 引言

拖拉机液压悬挂系统通过拖拉机后部的悬挂装置来挂接配套的农机具,并可以调节和控制农具的升降,以此达到控制耕作的深度,同时可为各种农机具的多种动作提供牵引力,因此对其能力进行试验就显得尤为重要。而拖拉机悬挂装置提升能力试验又是拖拉机性能检测的主要内容,试验结果直接反映拖拉机液压系统的工作能力及其设计制造是否符合国家相关标准[1]。

鉴于拖拉机液压系统的特点,对其检测并不容易,目前一般的基层农机维修单位在提升器定量检测方面基本为空白,仅有的是传统的简单定性分析。致使液压提升器的故障得不到及时有效地解决,这也大大制约了农业生产的发展。统计表明,目前国内外针对拖拉机提升器进行的检测基本上是拖拉机厂进行的出厂性能检验[2],还有小部分的检测部门进行的检测等。其中新型大中型农机具的投入及使用,使得提升器检测方面的不足更为明显[3]。

目前,提升器的加载方式主要有重块加载和液压加载两种主要形式,其中重块加载始终表现为垂直力,符合试验规程,不足之处是重块是分级的,不能实现无极加载,存在一定的误差;液压加载通过溢流阀的控制可实现无极加载,其不足之处是受油缸下绞点摆动的影响,提升过程中负荷的方向是变化的,与实际操作规程有差异[4];而且液压加载还存在无极伸缩的缺点,同时液压加载存在安装调试复杂,成本高等缺点。重块加载的机械形式具有成本低,安装制作简单等优点,本文实际项目采用了重块加载的机械形式。

本文以拖拉机提升试验台实际项目为基础,借助ANSYS软件建立提升装置的有限元模型,以最大提升力工况进行加载计算。首先对原始方案进行加载计算,然后更改原始方案各构件的板厚,重新进行加载计算;随后,本文改进原始方案的结构形式,重新进行加载计算,最后对比分析了两种方案的计算结果,结果表明方案改进后能够满足实际使用要求,可为后续设计提供参考。

1 提升试验台的基本形式

提升试验台装置,主要由提升框架、砝码支架、丝杠装置以及地锚等四大部分组成,见图1。试验过程中容易出现问题的是提升框架这一主体结构,这也是本文主要的研究对象,提升框架可进一步细分为方形框、斜拉板以及立柱等结构,见图2。

2 全行程最大提升力计算

本文最大提升力试验是在提升框架上进行试验的,因为拖拉机整机出厂检验建议优先选择在提升框架上进行试验,其中国家有关标准规定的最大提升力指标也是指在提升框架上试验的最大提升力[5]。试验时,将试验装置按照《GB/T3871.4-2006》规定的试验规程及其注意事项进行安装。其中试验规程中规定:在提升框架610 mm处施加一可测量的垂直向下的力;有效提升力和相应的液压压力应在整个提升范围内间隔大致相等的至少6点处测定,其中包括最高与最低点这两个极限位置。

本试验选取6段测定7个点的提升力,试验最终确定的是整个提升行程的最大提升力,其中最大提升力的确定如下:取所有测得的提升力中的最小值,将其修正到相当于液压提升系统安全阀最小调定压力的90%时的对应值,该值即为整个提升范围内的最大提升力,见如下公式。

式中:Fmax-全行程最大提升力,k N;Pmin-使用说明书中所规定的安全阀最小调定压力,MPa;F0-各分点最大提升力中最小值,N;P0-实测安全阀调定压力,MPa。

3 提升装置有限元模型建立及计算分析

本文选用某企业LM1204轮式拖拉机88.2 k W[120 PS]的提升试验台实际项目为例,建立提升框架及砝码框架的有限元模型,如图3所示,然后按最大提升力工况进行加载计算。

原始方案即实际项目初次制作是将提升框架的所有板全部采用20 mm厚的Q235板材焊接而成,尤其是方形框这一结构,采用四块立板焊接而成,但是在试验过程中,提升框架强度出现了多种问题,尤其是主要构件“立柱”,不仅强度不满足要求,刚度也出现了问题。本文首先对原始方案进行建模并计算,这里选用的是ANSYS的三维板壳单元shell63来模拟板材,该单元可以模拟板壳的平面膜应力及平面弯曲能力。其中提升框架方形框的有限元截面图如图4所示。

本实验台采用的是重块加载的机械形式,将砝码一块块放置到砝码架上,有限元加载时对该加载形式进行了模拟,选取砝码支架放置重块的节点进行加载,由于试验过程中提升框架会随三点悬挂装置不断被提升,此时砝码框架会沿着与提升框架的连接轴旋转,以保证所施加的力为垂直力。本文选取提升框架的最大受力工况进行加载计算,即砝码支架与提升框架垂直的角度进行加载。其中板厚20 mm的Q235板材的屈服强度为225 MPa,抗拉强度为375 MPa,材料的许用应力为168 MPa。

根据拖拉机使用说明书及计算得出需要加载重块的重力为26.656 k N,有限元中分10个加载点进行加载。实际项目安装调试过程中,最容易出问题的是提升框架立柱这一构件。经计算,原始方案立柱应力计算结果最大应力达1136.66 MPa,见图5,严重超许用应力,整个提升装置的应变最大达30.77 mm,见图6。

针对原始方案,本文又做了如下统计计算:(1)将立柱板材厚度改为40 mm其余板厚不变,重新进行计算,计算结果立柱最大应力为541 MPa,依旧超许用应力,整体应变有所减小,最大为18.47 mm;(2)立柱厚度不变,仍为20 mm,将方形框及斜拉板各个板厚改为40 mm,立柱及整体变形依旧很大,应力高达1216.68 MPa,整体应变最大为29.56 mm;(3)立柱、斜拉板及方形框板厚均改为40 mm,立柱高达578.08 MPa,整体应变最大为16.6 mm,立柱应力依旧超许用应力。而且对于40 mm厚的立柱来说折弯也相对不易,需要大型折弯机才能满足要求。综上所述:针对原始方案无论如何增加板厚,都起不到很好的效果,提升试验台整体变形依旧较大,应力也严重超许用应力。

针对原始方案整体变形较大,刚度不足的问题,方案进行了改进,改进方案与原始方案的不同之处在于:将提升框架方形框部分的长梁采用10#槽钢与12 mm厚的板焊接而成,短梁采用两10#槽钢对焊而成的形式,以提高其刚度,其余部分结构与原方案完全一致,均为20 mm厚的板。有限元建模时采用的是solid45三维实体单元来模拟槽钢体结构,提升框架方形框的有限元截面图,如图7所示。

按照相同的力进行加载计算,计算结果为:易坏构件立柱的应力最大只有128.94 MPa<[168 MPa],提升装置整体应变仅仅3.48 mm,满足使用要求。

4 结论

本文建立提升装置的有限元模型并进行加载计算,通过对原始方案的计算及多次更改原始方案各主要构件板厚重新加载计算,得出结论:提升框架的方形框如果采用四块立板焊接而成,那么不管各构件板厚多厚,由于变形较大,框架立柱受力总会超许用应力,改进板厚不能起到很好的效果,说明原始方案方形框本身这种板材焊接的结构形式不能满足使用要求。

将原始方案的方形框改为槽钢之后,受力情况则明显改善,立柱应力也在许用应力范围之内,完全满足使用要求。鉴于目前针对提升试验台的研究相对较少,缺乏理论参考,本文的研究内容可为后续大马力拖拉机提升试验台的设计提供一定的理论参考,对实际设计具有较好的现实意义。

参考文献

[1]张本领,史仁成,郭雪峰.拖拉机悬挂装置提升能力试验过程中遇到的几个问题[J].农机质量与监督,2013(12):20-21.

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[4]牛毅.拖拉机液压提升器试验台加载方法分析[J].洛阳工学院学报,1995,6(16):64-67.

框架液压机 第6篇

关键词：搬运车,液压系统,故障

1 40吨框架式支架搬运车液压系统工作原

1.1 主油泵工作原理

工作时首先起动发动机,发动机驱动二台双向变量泵,同时驱动一台单向变量泵,油泵开使供油,(该系统所有油泵排量的大小取决于负载的大小)这时将停车气动控制阀(PARK BRAK)红色手柄拉出,使气路接通,气动二位四通先导阀(14/4)的阀芯向下移动P与B油口联通,将控制油供给差速阀(7/2)和手动换向阀(4/1),同时与制动踏板阀油路联通,轮马达的制动油缸在压力油的作用下克服弹簧作用力使制动活塞向前移动,解除制动。

操作手动换向阀(4/1),这时控制油由P口经1口(88号油管有控制油)将双向变量泵的变量活塞向右移动,轮马达逆时针旋转,如果控制油由P口经2口(87号油管)双向变量泵的变量活塞向左移动,轮马达顺时针旋转。40吨支架搬运车的液压系统是闭式系统在工作时马达、油泵、控制阀有润滑性卸漏,同时系统还需冷热油交换,因此二台主泵各配有补油泵一台,这样系外的冷油补到闭式系统内,进行冷热油交换,降低液压系统液压油的温度。另外系统还配有一台辅助泵用于车辆转向系统及提升夹及紧支架。

1.2 提升液压支架时的工作原理支架

操作二位四通Y型手动换向阀,使二位四通Y型手动换向阀的阀芯向后移动,这时压力油进入提升油缸无杆腔进油口处的136号油管将控制油经17号二位三通气动先导阀,将先导阀的阀芯向左移动这时1口与2口接通,压缩空气经1口与2口将梭阀的阀芯向左移动,压缩空气到达140/1二轮四轮气控先导阀(二位三通气控先导阀),二位三通气控先导阀的阀芯向下移动,这时2与3联通。压力油经11号接口通时液压油管将控制油接入拖车多路联接板8号油口,经M8测点分为二路,一路从多路板的30号油口,经右则(72)号液压油管、另一路从多路板的47号油口经左则72号油管,分别同时到达Freewheel valve自由轮换向阀,经过G油口进入然后到达先导阀,使阀芯向上移动,实现四轮驱动。

2WD二轮驱动每小时24kph时工作原理,当操作气动系统38/2(FRONT DISPLACEMENT SELECTOR)前轮二轮驱动高速时,压缩空气经二位三通手动换向阀,由C口到达MOTOR DISSPLACENET切换阀14/2气动二位三通先导阀,由出口10经前轮号109油管进入多路板7号油口从31号油口经54号油管,使配油轴套向下移动,这时前轮马达为单排柱塞工作,由于油泵的排量最大时每分钟为299Lpm由于是单排柱塞工作,这时的速度为每小时24kph(2WD二轮驱动时)。

4WD四轮驱动每小时12 kph时工作原理,当操4/1和4/2手动换向阀向前时,马达B口排油经62号油管过多路联接板11号接口分别从24、25接口经46、47、号油管到达前后轮马达,由于46号油路在视图中是不通状态,从而47号油管经配油轴R口进入前轮马达的双排柱塞,这时的速度为每小时12 kph。

4WD四轮驱动每小时8 kph时工作原理,当操4/1和4/2手动换向阀向前时,马达B口排油经62号油管过多路联接板11号接口分别从24、25接口经46、47、号油管到达前后轮马达,从而47号油管经配油轴R口进入前轮马达的双排柱塞,同时操作REARDIS-PLACEMENT(后边的轮马达工作状态选择阀38/1,压缩压气经二位三通换向阀1与2联通,由D口到达14/1二位四通气动先导阀,2与3联通,经11号油口,98号油管经多路板8号进入从30号口出来经72号油管到达31号THROTT PEDAL ASSEMBLY换向阀,从G口进入使换向阀的阀芯向上移动,这时PAR与AR联通,由于14/1接通使配油轴向下移动从R到CCW,由于Y型配油轴这时为直线,后边左2、右2、轮马达和前边左1、右1、轮马达工作状态分别为单排柱塞工作,因此这时的速度为每小时8kph。

4WD四轮驱动每小时6 kph时工作原理,将气动系统38/1、38/2二位三通手动换向阀处于视图状态,那么液压系统中的14/1、14/2二位三通气动先导阀的阀芯向上移动,通路形式分别为1与2接通,这样左前1号、右前1号轮马达是目前视图状态,即此时为双排柱塞工作。

同时操作气动系统38/3二位三通手动换向阀,这时手动换向阀的阀芯向左移动1与2联通,压缩空气将梭阀的阀芯向右移动,使140/1二位四通气动先导阀的阀芯向下移动,这时气动先导阀的2与3联通,控制油经11号出口、98号油管、多路板8号入口、30号出口,经72号油管到31/1换向阀,由G口进入将液控先导阀的阀芯向上移动,PAR与AR联通,压力油经配油轴R口进入,实现后轮马达双排柱塞工作,这时的行驶速度为每小时6 kph。

1.3 制动系统工作原理

在准备行车时将气动系统红色(PARK BRAKE)停车制动器的阀芯向上移动,压缩空气经A口到达14/4号气动二位四通先导阀的阀芯向下移动,这时P、B联通,控制液由15号油口经84号油管,到脚踏板制阀,根据视图状态目前属于制动解除状态。

当车辆行驶时遇到紧急情况时,司机可将红色(PARK BRAKE)手柄按下,这时由于14/4的气原被切断,14/4气动二位四通先导阀的阀芯在弹簧力的作用下,使14/4气动二位四通先导阀的阀芯向上移动,B与T联通,轮马达制动活塞受蝶形弹簧的作用力,使制动磨擦片的内片与外片紧密接触发生磨擦力,使轮马达停止工作,因此达到制动的目的。

当行车时需要临时性或短暂停车,司机需用脚踏板控制来完成制动,将9号脚踏板制动板踩下,制动阀的阀芯向上移动,进油P口与A口断开,轮马达制动活塞受蝶形弹簧的作用力,使制动磨擦片的内片与外片紧密接触发生磨擦力,使轮马达停止工作,因此达到制动的目的。

2 设计不足产生故障的原因

由于工人操作行车时,有时遇到紧急情况,用脚踏板刹车制动,而此时未将4/1手动换向阀的操作手柄放到中立位置,因此双向变量泵的变量控制油缸仍然处于推动双向变量泵的变量机构在工作状态,这时流量压力都处于大流量高压,经过分析轮马达这时同时受到了二个作用力,一个是压力油进入四个轮马达的柱塞工作腔,使用权轮马达处于工作状态,而另一个作用力是来自解除马达制动油缸的控制油,这时由于制动弹簧的作用,使制动磨擦片处于工作状态,一侧是轮马达的扭转力,一侧是制动磨擦片的制动力,因此造成轮马达的严重损坏,严重时轮马达报废无修理价值,直接经济损失高达(轮马达价格为32万元)加上人工、材料等费用约为40万元。

3 解决的方法

在脚踏板刹车制动板的地方增加一个二位二通阀,当工人用脚踏板刹车制动时二位二通阀的阀芯向下移动(见增加二位二通阀后的图纸)。

原理从斜盘双向变量柱塞泵换向阀处接控制油到增加的二位二通阀,由于采用脚踏板刹车制动,这时二位二通阀的阀芯向下移动,1与2联通,控制双向变量泵换向阀的控制液经2号油口回油箱,此时斜盘双向变量柱塞泵处于非工作状态,双向变量泵的摆角为0度,斜盘双向变量柱塞泵不排油,此时轮马达只受到来自制动弹簧的作用力,因此不会造成轮马达的损坏。因而减少或降低了由于轮马达的损坏造成的经济损失。

4 结束语

随着公司框架式支架搬运车的逐年增加,对以后新进口的框架式支架搬运车要求外方在这方面进行改造,同时对公司现有的框架式支架搬运车在技术上进行改造,是可以避免轮马达的损坏,减少经济损失约为30万元人民币(每个轮马达),间接经济损失(人工费用、材料费)。

根据现有工资水平及材料费约2万元,因此根据我多年对这种车型的工作经验,会起到一定的作用,不足之处请各位老师和专家指正。

5 液压系统相关技术参数表入气动系液压系统表