桿腔
- 無人機助推滑車液壓減速制動特性仿真與試驗
塞伸出,緩沖缸有桿腔油液受到擠壓沖擊,油液通過比例節流閥回到油箱,比例節流閥產生有桿腔回油節流背壓,形成助推滑車向上運行制動阻力,助推滑車減速制動過程中,位移變送器實時采集助推滑車制動位移,并經信號轉化模塊轉化成比例節流閥調節過流面積的輸入信號,使比例節流閥隨助推位移增加逐漸關閉,達到變節流液壓減速制動滑車目的。2 變節流液壓減速制動過程關鍵模型分析緩沖缸活塞承受助推滑車沖擊力,方程為:(1)式中,p—— 緩沖缸有桿腔壓力Ap—— 緩沖缸活塞有效面積,Ap
液壓與氣動 2023年10期2023-10-28
- 提升機過卷主動節流緩沖系統緩沖性能驗證
9]在防過卷缸有桿腔設置蓄能器和插裝溢流閥,吸收了有桿腔液壓沖擊,同時無桿腔蓄能器為無桿腔及時補液,降低了箕斗回落距離;江偉等[10]使用節流閥接通過卷缸有桿腔,減小了過卷缸緩沖沖擊過程的壓力波動;朱云開[11]設計了提升機過卷液壓雙緩沖系統,建立了提升機過卷上行和下行緩沖過程仿真模型,研究表明:在過卷缸面積比為1.49和1.25時,過卷雙緩沖效果較好?，F有技術存在以下缺點: 過卷緩沖過程,提升箕斗存在回落現象,易發生斷繩事故;過卷緩沖時間較短,有桿腔液壓
液壓與氣動 2023年9期2023-10-15
- 小型強沖擊試驗機氣動彈射裝置動態特性研究
當壓縮空氣進入有桿腔并達到一定壓力后，鎖緊器松開，試驗臺在活塞桿的帶動下加速下落。當試驗臺底部與波形發生器發生碰撞時，由于非完全彈性碰撞，試驗臺會受到一個豎直方向的沖擊激勵，沖擊激勵再由試驗臺傳導給試件，從而完成針對試件的沖擊試驗。在碰撞發生前后，高壓氣體由儲氣罐通過電磁閥進入下腔，使氣動彈射裝置反向運動，防止試驗臺與波形發生器發生二次碰撞。圖2 小型強沖擊試驗機示意2 氣動彈射裝置工作流程及數學模型2.1 氣動彈射裝置工作流程小型強沖擊試驗機氣動彈射裝置
河南科技 2023年17期2023-10-10
- 常見平衡回路問題的分析及改進
→液壓缸下腔(無桿腔)，實現負載上升；回油路為：液壓缸上腔(有桿腔)→電磁閥A 口→電磁閥T 口→油箱，這一種工況一般不會出現問題，但由于電磁換向閥(閥芯為滑閥結構)存在較大的泄漏因素，當負載上升時，不能夠按預期的速度和時間到達行程的終點位置。圖2(b)、2(c)上升階段與圖2(a)上升階段類似，此處不再贅述。圖2 常見的幾種平衡回路保持階段圖2(a)中，當電磁閥線圈斷電時，電磁閥處于中位，液壓泵處于卸荷狀態。必須說明，單向順序閥的控制口開啟壓力應比負載及
鍛造與沖壓 2023年6期2023-04-03
- 泵閥并聯進出口獨立系統特性
可將動臂下降時無桿腔多余油液供給其他執行器使用。1.異步電機 2.變量泵 3.溢流閥 4.補油單元 5.閥控單元 6、7.泵控單元 8.能量回收單元 9.補油單向閥 10.動臂液壓缸 11.斗桿液壓缸圖1 泵閥并聯進出口獨立系統原理圖Fig.1 Schematic diagram of pump-valve parallel separate meter in and meter out system當動臂下放和斗桿縮回時，系統處于能量回收狀態，此時泵控單
液壓與氣動 2023年1期2023-01-31
- 壓縮式垃圾中轉站增速液壓系統
到達壓縮缸1的無桿腔，壓力油推動壓縮缸活塞桿2并帶動垃圾壓縮頭3向下運動，壓縮缸1有桿腔的液壓油，經平衡閥4、換向閥5左位B口、T口回油箱8。壓縮缸活塞桿2帶動垃圾壓縮頭3向下運動直至接觸垃圾并壓縮垃圾，在此過程中垃圾壓縮頭3一直到壓縮垃圾結束只有一個速度。壓縮缸活塞桿2帶動垃圾壓縮頭3向下壓縮垃圾時，要用3到4個行程才能把垃圾壓縮箱壓滿，然后壓縮缸活塞桿2帶動垃圾壓縮頭3升高到離地面2.8m的高度停止，以便清運車將壓縮好的垃圾運走，當再次壓縮垃圾時，壓縮
山東農機化 2022年5期2022-10-24
- 軋機彎輥液壓系統漏油分析及其優化改造
6得電，液壓缸無桿腔進油，工作壓力切換為18 MPa，液壓缸提供足夠的壓靠力使工作輥與支撐輥緊密接觸并產生足夠摩擦力帶動支撐輥轉動；彎輥時，DT3、DT5得電壓緊功能退出，DT2、DT7、DT8、DT9、DT10得電，無桿腔工作壓力切換到31.5 MPa，液壓伺服系統投入使用，在提供可靠壓緊力的基礎上，通過正彎和負彎輥糾正因軋制力變化引起的軋輥變形對板形的影響；(2)工作輥換輥過程的伸、縮狀態，換輥抽出工作輥前，DT1、DT3、DT5得電，其余失電，壓緊缸
機床與液壓 2022年8期2022-09-19
- 雙井液壓抽油機智能化技術改進
，長期工作中，有桿腔油量由于內外部的泄漏或調試工作失誤等原因，容易出現有桿腔油量不足或過多的問題，進而影響到雙井的協調工作，只能依靠人工干預來解決。經過實踐驗證，在現有結構基礎上增加一條輔助回路用于有桿腔油量調節，可以成功解決此問題，并使設備的智能化程度進一步提升（圖1）。圖1 液壓原理2 結構和原理輔助回路是配合主回路工作的，功能是調節兩臺主機已經連通的有桿腔中的油量。2.1 結構輔助回路由閥塊、閥組及配套管路組成，只需要通過一條管線連接到主回路即可完成
設備管理與維修 2022年11期2022-09-11
- 液壓差動回路的AMESim的仿真教學應用
作缸的缸腔分為有桿腔和無桿腔，兩者之間的工作面積差為工作桿的截面面積。當差動液壓回路工作時，有桿腔的液壓油回到無桿腔可以提高執行元件的工作速度，從而可以在不改變泵的數量和系統回路中流量大小的情況下提高速度。以某一液壓差動回路為例，如圖2所示，開始工作時電機轉動帶動泵為液壓系統供油，此時2YA持續得電，電磁換向閥處于右位，油液進入液壓工作缸無桿腔，有桿腔內油液在電磁鐵3YA得電的情況下，經電磁換向閥4后也流入液壓工作缸無桿腔此時便形成了液壓缸的快速差動。此時
安徽電子信息職業技術學院學報 2022年4期2022-09-06
- 儲能液壓缸協同驅動重型機械臂系統研究與優化
能器與驅動缸的無桿腔通過節流閥相連，節流閥起控制動臂下降速度的作用。動臂下放時，液壓缸無桿腔壓力升高，勢能轉化為液壓能存儲在蓄能器中[12]。當對存儲的能量再利用時，束世辰等[13]將蓄能器中的高壓油液引入液壓泵進油口，通過降低液壓泵進出油口壓差來降低液壓泵的輸入功率；XIAO等[14]將蓄能器中的油液引入泵排油口，通過降低液壓泵的輸出流量來降低液壓泵功率，但只有當蓄能器壓力大于泵出口壓力時才能運行；CASOLI等[15]將蓄能器中存儲的液壓能經液壓馬達轉
中國機械工程 2022年11期2022-06-22
- 板帶軋機壓下油缸最大速度的探討★
串聯；壓下油缸無桿腔液壓彈簧與有桿腔液壓彈簧相并聯。由于壓下油缸運動部分在液壓油中運動時受到液壓油的粘性阻尼相對于液壓缸的輸出力較小，整個輥系在運動過程中受到的內阻力、牌坊對支撐輥軸承座的摩擦阻力、鑲塊對工作輥軸承座的摩擦阻力之和相對于軋制力也較小，故將壓下油缸和負載系統均視作小阻尼單自由度彈簧質量系統[1]。簡化后的油缸下置式壓下油缸-負載系統模型[2]如下頁圖2所示。其中：m1為操作側油缸活塞和活塞桿的質量；m2為傳動側油缸活塞和活塞桿的質量；m3為整
山西冶金 2021年5期2022-01-24
- 折臂式起重機防內泄伸出裝置分析及應用
雙向平衡閥來對有桿腔和無桿腔同時進行閉鎖。因此，當吊載作業完成伸縮臂全部回收時，有桿腔內仍會存儲有較大的壓強。當伸縮油缸發生內泄時，有桿腔內的高壓油會通過活塞的密封進入到無桿腔內，當無桿腔的壓強足夠大時，由于有桿腔和無桿腔作用面積的差異，該伸出力克服摩擦阻力后會使油缸伸出，從而引發伸縮臂碰撞駕駛室等風險，導致結構件損壞。圖2 折臂式起重機伸縮油路原理圖為消除由于伸縮油缸內泄導致伸縮臂自動伸出而帶來的駕駛室損壞的風險，本文提出了一種簡易可靠的鋼絲繩機構防伸出
現代制造技術與裝備 2021年11期2022-01-04
- 液壓移動臺精準定位檢測控制關鍵技術
油用來對液壓缸有桿腔進行鎖緊，防止驅動部件的微動導致產品中心不穩。2 90 MN 油壓機移動臺液壓原理分析及移動臺動作實現90 MN 移動臺液壓原理如圖2 所示，為實現移動臺部件運動的平穩性、啟停階段無沖擊及快慢速自由切換，在主油路（P1、T 回路）中采用比例閥進行控制；為保證比例閥先導控制油壓力不受主油路系統影響，同時控制油回油通暢，系統中控制油采用外供外排方式[4]。圖2 移動臺液壓原理圖驅動液壓缸采用的是活塞式液壓缸，其缸徑為250 mm，桿徑為18
冶金動力 2021年5期2021-11-19
- 抽水蓄能電站主進水閥操作時間異常分析與處理
主進水閥接力器無桿腔（開啟腔）供排油管路接口處裝配可調節截流閥，閥體結構如圖5，閥芯受油壓方向控制可在閥體內滑動控制供油、回油流量，設計開口銷（項308）用于限位，防止閥芯脫落滑出。如果機械鎖定側接力器無桿腔截流閥閥芯脫落卡塞至活塞盤與下端蓋之間，產生的結果也和故障現象基本吻合。圖5 截流閥結構圖為進一步查明原因，對1號～4號主進水閥現地開、關測試，測量主進水閥接力器無桿腔在閥門關閉過程中背壓數值，如表2。表2 主進水閥無桿腔背壓數據數據顯示，1號主進水閥
水電站機電技術 2021年10期2021-11-15
- 液壓作動器工作點自動回中特性分析
冷卻孔Mc溝通無桿腔和有桿腔油液。工作時，高壓油經傳感器與活塞桿內筒間隙，最終由活塞桿外筒活塞上所開冷卻油孔進入低壓腔，使傳感器周圍油液保持流動，溫度較低的油液從傳感器周圍流過進行換熱，帶走熱量，最終流回油箱，進入作動器系統的油液回油箱過程中進行外部冷卻。2 數學模型與特性分析2.1 液壓作動器應急回中數學模型節流口N1、N2的節流方程為：(1)(2)式中：AN1、AN2分別為節流口N1、N2的節流面積；psL、psR分別為單向閥4、5的出口壓力?；刂泄澚?/div>
哈爾濱工程大學學報 2021年9期2021-10-13
- 表孔液壓啟閉機啟門失敗原因分析及處理
、右兩只液壓缸有桿腔，無桿腔液壓油經高壓球閥、單向閥及回油過濾器流回油箱，閘門上升［1］。圖1 表孔液壓系統原理自動控制系統中設置糾偏開始為兩缸同步誤差大于10 mm，停止糾偏為同步誤差小于5 mm，當兩只油缸的同步誤差大于20 mm時，系統同步超差，自動停機［2］。2 歷年來故障缺陷統計據統計，表孔液壓啟閉機啟門失敗次數中，約有50%以上的故障是由于雙缸失步導致，具體統計數據如表2 所示。因此，通過問題處理提升系統運行可靠性顯得尤為重要。表2 表孔啟落門機電工程技術 2021年8期2021-09-26
- 液壓過載安全回路在煤礦掘采設備上的應用
使活塞桿受壓，無桿腔急劇增加的壓力通過安全閥卸入大氣中，有桿腔的真空或從油箱補油或從高壓油源補充消除。換向閥位于中位時，垮落的頂板使活塞桿受壓，無桿腔壓力瞬間急劇增加，有桿腔勢必產生真空，此時安全閥和平衡閥幾乎同時打開。對于Y型中位機能換向閥的回路，無桿腔的一部分高壓油液通過安全閥卸入大氣中，另一部分油液通過平衡閥卸掉，進一步地進入有桿腔消除真空；對于H型中位機能換向閥的回路，無桿腔的高壓油全部通過安全閥卸到大氣，有桿腔的真空通過抗沖擊補油閥從油箱補油消除設備管理與維修 2021年15期2021-09-04
- 某巨型水電站進水口快速門下滑分析
統設置有液壓缸無桿腔補油的回路，以補償閘門在開啟狀態下液壓缸和液壓系統的泄漏，避免液壓缸的無桿腔產生負壓，對液壓系統及液壓缸造成損壞[3]。液壓缸是液壓系統的執行元件， 由缸體、活塞、活塞桿、端蓋、密封件等組成[4，5]。在該電站的啟閉機中, 液壓系統控制與調節部分全部采用電磁閥及插裝閥技術，通流能力大，集成度高[6，7]?？刂葡到y通過開度儀采集和處理快速門位置信息，并作出相應動作。3 原因分析快速門下滑能否正常開啟和關閉，主要取決于相關控制系統和快速門的水電站機電技術 2021年8期2021-08-30
- 液壓傳動在注塑機設備中應用研究
7右位→合模缸無桿腔；回油路為：合模液壓缸有桿腔油液→電液換向閥7右位→油箱。3.2.3 低壓合模當圖2中4YA、13YA、14YA通電時，泵1卸荷，系統中油液由泵2提供，系統壓力由遠程控制閥21來調定，而閥21的調定壓力很低，合模缸此時的推力較??；倘若動、定模板間此時有硬質異物，系統壓力很快升高，閥21亦被導通，則泵2通過先導閥26進行卸荷，動模板停止前進，從而保護動、定模板表面不至損壞。其各油路分別為：泵1卸荷回路：泵1出口油液→閥3、4→油箱；進油路新型工業化 2021年2期2021-08-09
- 專利名稱：一種輔助剝離廢棄輪胎趾口鋼絲的裝置
上側連通設有下絲桿腔，下絲桿腔上側連通設有絲桿螺母腔，絲桿螺母腔上側連通設有上絲桿腔，上絲桿腔上側連通設有長齒輪腔，長齒輪腔上側設有傳動齒輪腔，傳動齒輪腔下側設有錐齒輪腔，錐齒輪腔位于所述長齒輪腔右側，上下雙刀片切開輪胎趾口，使得其中的鋼絲更加容易剝離，鋼絲切斷刀片將鋼絲斷開，利用剝離孔剝離鋼絲，大大提高了鋼絲剝離效率，廢棄輪胎鋼絲剝離后，免除了輪胎粉碎后的鋼絲篩分環節，同時利用刀片剝離，免去了暴力剝離所需的大型設備，同時節省了大型設備所需的場地。再生資源與循環經濟 2021年3期2021-04-09
- 基于AMESim的拖拉機液壓提升系統壓力沖擊研究*
強壓、輔助油缸無桿腔進油，強壓油缸推動液壓推桿AB，進而帶動懸掛機構提升農具，輔油缸推動外提升臂C1E和C2E輔助提升[15-16]，對機構進行受力分析建立力矩平衡方程2RFlHF=lHGMg(1)RAlBC+2RIlCD=RFlCE(2)式中：RF——提升桿受力；Mg——農具重力；RA——強壓油缸活塞桿推力；RI——輔助油缸活塞桿推力；lHF——下拉點H到力RF作用線的垂直距離；lHG——下拉點H到力Mg作用線的垂直距離；lBC——提升軸C到力RA作用線中國農機化學報 2021年2期2021-03-30
- 粗軋機上支承輥平衡液壓回路優化
電，這時平衡缸無桿腔壓力為高壓20.6MPa，有桿腔的壓力為0回油，實現上支承輥的換輥及提升功能。3)下降功能：S3227電磁閥的B得電，S3228電磁閥的A得電，S3229電磁閥的B得電，這時平衡缸有桿腔壓力為高壓20.6MPa，無桿腔的壓力為0回油，實現上支承輥的下降功能。圖1 原有R2上支承輥平衡液壓回路原理3 上支承輥平衡狀態分析3.1 上支承輥輥系平衡總重量計算需要平衡的上支承輥輥系部件主要有1套上支承輥總成、2根壓下絲桿和2個壓下安全臼。其中，冶金設備 2020年5期2020-12-23
- 大型軋機AGC液壓缸信號分析方法研究①
的閥芯開口度、無桿腔壓力、AGC缸位移、軋制力等參數。通過仿真調整泄漏量參數來觀察其無桿腔壓力信號的變化。為設計研究其AGC液壓缸的提供理論依據[6]。2 軋機AGC液壓缸建模與特征值建立2.1 軋機AGC液壓缸數據采集和模型的建立AGC液壓缸有關信號數據采集工作對獲取AGC液壓缸的相關特性，了解AGC缸工作狀態有重要意義。大型軋機AGC液壓缸是重型設備，系統壓力可達35MPa，大型AGC液壓缸相關信號采集與普通液壓缸不盡相同。為獲取AGC液壓缸的真實參數冶金設備 2020年1期2020-12-09
- 閥控非對稱液壓缸數學模型及建模方法研究
。閥控非對稱缸無桿腔進油的計算簡圖如圖1所示，基本方程有3類，共5個方程式。圖1 無桿腔進油計算簡圖2）油缸連續方程：3）油缸力平衡方程：式中：V1為油缸無桿腔有效容積，m3；V2為油缸有桿腔有效容積，m3；P1為油缸無干腔壓力，Pa；P2為油缸有桿腔壓力，Pa；A1為油缸無桿腔面積，m2；A2為油缸有桿腔面積，m2；Ce為油缸外泄漏系數，m5/N·s；Ci為油缸內泄漏系數，m5/N·s；Ps為油泵供油壓力，Pa；y為油缸活塞桿的位移，m；x為伺服閥閥芯的機械工程師 2020年8期2020-09-08
- 某廠立磨液壓站頻繁啟動問題的分析與處理
（包括液壓缸、有桿腔蓄能器、無桿腔蓄能器、液壓管路及液壓站等）等組成。磨輥的工作載荷是靠液壓張緊裝置施加的，液壓缸產生的拉力通過搖臂傳到磨輥上，在磨輥和磨盤之間形成工作壓力，見圖1。圖1 立磨粉磨單元示意圖立磨進行粉磨工作時，液壓站通過管路向液壓缸和蓄能器供油，液壓缸活塞在有桿腔壓力和無桿腔壓力共同作用下向下運動，帶動搖臂圍繞搖臂旋轉軸順時針旋轉，磨輥在搖臂作用下也順時針旋轉，使磨盤和磨輥之間的料層厚度變小，對物料形成擠壓力。磨盤上的料層厚度變化，也會推動水泥工程 2020年2期2020-09-07
- 非對稱泵控單出桿液壓缸系統特性分析
由于差動液壓缸有桿腔和無桿腔面積不同會造成不對稱流量，為平衡此不對稱流量以及液壓泵和液壓馬達的泄漏，增加了流量補償單元和大流量的液控單向閥。1.雙向定量泵/馬達 2a、2b.液控單向閥 3a、3b.溢流閥4.差動液壓缸 5.流量補償單元圖1 變轉速單泵控差動缸系統原理圖圖2中m為負載質量，F為液壓缸負載力，pA，pB分別為差動液壓缸無桿腔和有桿腔壓力，qa，qb分別為流量補償單元與液壓缸無桿腔和有桿腔相應的交換流量。圖2 變轉速單泵控差動缸系統四象限運行工液壓與氣動 2020年8期2020-08-26
- 高強鋼單機架軋機伺服系統壓力異常分析
流入和流出兩個有桿腔的流量不同，對稱伺服閥的四個控制閥口面積梯度相同，必然導致兩對控制閥口的壓力降不同，使液壓缸兩個方向運動時的動靜態特性不同。因此，本文對伺服閥閥口面積梯度和液壓缸作用面積對液壓缸動靜態特性影響進行分析。非對稱閥控制非對稱油缸結構簡圖如圖3所示。定義：①回油壓力p0=0；②伺服閥閥口面積梯度之比為w2/w1=m(0圖3 非對稱閥控制非對稱油缸結構簡圖活塞桿伸出時(xv≥0)液壓缸兩腔壓力為(1)(2)活塞桿縮回時(xv≤0)液壓缸兩腔壓力重型機械 2020年4期2020-06-29
- 某型大功率斷路器液壓操動機構分閘性能仿真研究
1可知，工作缸有桿腔與儲能缸相連通，工作缸無桿腔的連通情況受閥芯控制。系統接收合閘信號后，單向閥5打開，單向閥4關閉，閥芯左移，節流口7關閉，節流口6打開，工作缸無桿腔與碟簧儲能缸相連通,活塞桿向左運動帶動閘刀合閘。系統接收分閘信號后，單向閥4打開，單向閥5關閉，閥芯右移，節流口7打開，節流口6關閉，工作缸無桿腔與回油路相連通，活塞桿快速向右運動帶動閘刀分閘。由于單向閥反應時間和閥芯運動時間較短且固定，因此本文重點研究節流口打開后，該型大功率斷路器液壓操動機械工程與自動化 2020年3期2020-06-22
- 輥磨液壓系統選型及工況探討
，蓄能器組包含有桿腔蓄能器和無桿腔蓄能器。1 蓄能器壓力的計算方法以活塞上下運動的中心位置作為液壓缸正常工作的位置，活塞桿上下運動的值為ΔL，當液壓缸向上運動時，運動距離為，此時有桿腔的容積縮小，縮小的數值ΔV有上=×S有，有桿腔壓力達到最大值P有工max；無桿腔的容積擴大，擴大的數值為ΔV無上=S無，無桿腔壓力達到最小值P無工min；當液壓缸向下運動時，運動距離為，此時有桿腔的容積擴大，擴大的數值ΔV有下=×S有，有桿腔壓力達到最小值P有工min；無桿腔水泥技術 2020年3期2020-06-06
- 提升機過卷液壓緩沖系統優化設計與仿真研究
接通過卷液壓缸有桿腔和無桿腔，改進了提升機過卷液壓緩沖系統，介紹了系統工作原理，利用AMESIM搭建了系統仿真模型，對比研究了優化前后液壓缸有桿腔壓力、箕斗位移、箕斗速度的變化情況，最后仿真研究了節流閥通徑對系統性能的影響，為提升機過卷緩沖技術的提升提供一定的參考。1 提升機過卷液壓緩沖系統優化原理提升機過卷液壓緩沖系統如圖1所示，其中圖1(a)為優化前的提升機過卷液壓緩沖系統，圖1(b)為優化后的提升機過卷液壓緩沖系統。提升過卷液壓緩沖系統主要由：過卷液煤炭工程 2020年1期2020-03-28
- 下運帶斷帶抓捕液壓緩沖系統優化及仿真研究*
出了利用液壓缸有桿腔外接溢流閥緩沖吸收斷帶抓捕沖擊的方法，溢流閥開啟時，液壓缸活塞桿伸出，有桿腔壓力可以阻止輸送帶的快速下滑；曹亞光[14]改進了楔形斷帶抓捕液壓系統，在液壓缸位移達到一半行程時，其有桿腔油液經溢流閥溢流到油箱，從而緩沖了液壓缸末端的液壓沖擊；王利鋒[15]研究了溢流閥開啟壓力對緩沖油缸壓力、制動距離的影響情況，為下運帶式輸送機斷帶抓捕緩沖優化研究提供了理論參考；成志鋒[16]通過溢流閥、液壓軟管、蓄能器組合吸收斷帶抓捕的沖擊，并通過仿真，機電工程 2020年1期2020-03-04
- 某帶卷運輸步進梁升降液壓缸損壞分析
時間內，液壓缸有桿腔及管路內的油液被急劇壓縮，造成有桿腔內壓力迅速升高。經現場壓力實測，步進梁上升到位后液壓缸有桿腔壓力可達17 MPa，有時甚至更高。而液壓缸壓力等級為16 MPa，超過其承壓范圍是造成液壓缸損壞的直接原因。2.2 受力計算根據圖2所示，升降液壓缸損壞時，缸內壓力作用在導向套上，導向套與壓蓋將力傳遞給壓蓋螺栓，壓蓋螺栓受力后斷裂造成壓蓋及導向套崩出，液壓缸損壞。導向套承壓面為圓環形，內徑d為200 mm、外徑D為240 mm（說明：內徑、裝備制造技術 2019年10期2020-01-01
- 青草沙水庫取水閘門液壓啟閉機應急閉門改造
的兩側液壓缸的無桿腔與有桿腔通過管路相連通，同時切斷液壓缸與液壓單元之間的油路，在閘門自重的作用下，將有桿腔的液壓油直接壓入無桿腔中，隨之液壓缸缸體下降，從而實現關閉閘門的操作。液壓缸中有桿腔與無桿腔存在容積差，閘門關閉過程中，無桿腔中會產生一定負壓，為保證閘門平穩關閉，在無桿腔總油路上再設置了獨立的補油回路及單向閥與液壓油箱相連，當無桿腔產生負壓時，來自油箱的液壓油可通過此油路補入無桿腔中。另外，在兩側液壓缸有桿腔總油路上設置一個流量調節閥，用于控制閘門設備管理與維修 2019年12期2019-10-26
- 淺談水輪發電機組接力器不同步的原因
入1號接力器的有桿腔和2號接力器的無桿腔，此時，1號接力器的無桿腔和2號接力器的有桿腔在壓力油的作用下同時進行排油，這樣1號接力器的連桿拉著水輪機控制環轉動的同時，2號接力器的連桿推著水輪機控制環向相反方向運動，一個拉一個推可以將整個控制環進行平穩的圓周轉動，在走完一個行程后，反之如圖1。圖1 （2）在導葉全開狀態下，向全關位置運動，此時，1號接力器的無桿腔和2號接力器的有桿腔進行注油，1號接力器的有桿腔和2號接力器的無桿腔變為了排油，控制環使導葉又從全開水電站機電技術 2019年7期2019-08-01
- 基于AMESim本體分離式翻車機性能分析
壓油進入靠車缸有桿腔，此時電磁換向閥3DT和5DT得電，使靠車缸無桿腔處的液控單向閥反向打開，無桿腔液壓油經換向閥1的B口回油箱。圖1 翻車機本體液壓系統原理圖壓車缸回路：Y型機能三位四通電液換向閥控制壓車缸。壓車板壓下，1DT得電，電液換向閥處于右位，活塞桿縮回；在壓車板壓下后，1DT得電，電液換向閥處于中位，該泵卸荷，此時液壓鎖將出口油路關閉，但4DT得電，液控單向閥反向開啟，隨轉子的翻轉，壓車缸有桿腔壓力逐步升高，至順序閥開啟壓力時，順序閥閥口打開，商品與質量 2019年6期2019-07-25
- 基于能量轉換的橋式氣動節能回路研究
和V2分別控制無桿腔和有桿腔的進氣，V3和V4分別控制無桿腔和有桿腔的排氣。1.1 氣體流量方程根據壓縮空氣流經氣動元件流量計算公式，流經V1的體積流量如式(1)和式(2)所示：(1)(非壅塞狀態)(2)式中,C1——聲速流導，dm3/(s·bar)ρ——氣體密度，kg/m3ps——氣源壓力，MPab1——臨界壓力比，通常取0.2～0.51.2 壓力動態方程按有限元分析方法對腔室內氣體壓力動態方程進行建模，如式(3)所示，無桿腔當前時刻腔室壓力由前一時刻(液壓與氣動 2019年7期2019-07-18
- MCC400A自卸卡車舉升故障分析及處理
1）進入舉升缸無桿腔，同時開啟平衡閥，有桿腔回油經平衡閥并開啟主閥回油箱，同時車廂被舉起，當舉到上極限位置時，位于車架尾部的車廂上極限接近開關斷開，DT2、DT4、DT5、DT6電磁鐵斷電，主閥芯（圖2-7.1、7.2、12.1、4.4）關閉，切斷舉升缸供油，車廂停在上極限位置；舉升過程中系統壓力油舉升集成閥組上的舉升溢流閥蓋板限制，設定值為20MPa。（2）保持：操作手柄打到保持位，舉升集成閥組所有電磁鐵（DT1～DT6）失電，主閥芯（圖2-4.1、4.銅業工程 2019年2期2019-05-23
- 石灰石圓堆取料耙液壓系統故障排查
.空載時液壓缸無桿腔進油人工秒表計時行程時間為25秒，有桿腔進油行程時間為13.5秒；2.輕載時無桿腔進油行程時間為35秒，有桿腔進油行程時間為13.5秒；3.中載荷時無桿腔進油行程時間為50秒，有桿腔進油行程時間為14秒；4.重載時無桿腔行程至1/2時就停住了，料耙停止不動了，手動控制電液換向閥有桿腔回程時間與上述相差無幾。2 事故原因分析首先先了解料耙的工作原理，料耙在液壓站液壓缸的帶動下，在有一定橫截面積（約380m2，呈60 陡坡面）的石灰石料堆上四川水泥 2019年2期2019-04-17
- 基于AMESim的斷帶抓捕裝置液壓系統仿真研究
入到執行油缸的無桿腔，推動執行機構推出，執行機構在推出的過程中將有桿腔內的液壓油壓出，這部分液壓油則通過兩位四通電液換向閥進入到執行油缸的無桿腔，同時兩位四通電液換向閥處于連通位置，使預先儲存在蓄能器中的高壓油通過系統的油管進入到執行機構的無桿腔，三者共同作用，確保執行機構能夠以最短的時間推出到位。圖1 液壓系統控制原理圖圖2 斷帶抓捕裝置工作流程圖2 液壓系統的數學模型的建立由液壓系統的工作原理圖可知，該液壓系統采用的是具有差動連接的差動式液壓缸，液壓缸機械管理開發 2018年9期2018-09-18
- 采煤機自動調高液壓控制系統的優化研究
入到執行油缸的有桿腔或者是無桿腔，使活塞桿執行伸出或者收縮，從而完成對于滾筒升降過程的調節控制[2]。在整個液壓控制系統中，安全閥用于確保滾筒位置的穩定性，溢流閥用于控制系統的工作壓力，防止系統過載。圖1 采煤機液壓調高系統2 執行油缸的數學模型根據對采煤機液壓調高控制系統的分析，采煤機工作時執行油缸的平衡方程可表示為[3]：式中：A1為執行油缸有桿腔的截面積；Ff為執行油缸活塞桿端部的負載；P1為執行油缸有桿腔工作壓力；P2為執行油缸無桿腔工作壓力；x為機械管理開發 2018年8期2018-08-26
- 連續性方程應用存在問題的研究
行元件，分別從無桿腔進油和有桿腔進油可實現往復運動。因無桿腔和有桿腔有效作用面積不同，所以往復運動的速度不一樣，這樣就免去減速裝置且運動平穩，無傳動間隙。這就是連續性方程在實踐中的應用，但筆者在做單桿缸進油實驗時，卻得出了相反的結論。1 物理模型靜壓力方程：連續性方程：通過同心縫隙的流量：式（1）中：p為液體的壓力（Pa）；F 為液體表面的作用力（負載）（N）；A 為作用面積（m2）；式（2）中：q為液體的流量（m3/s）；v為液體的平均流速 (m/s)；時代農機 2018年3期2018-06-07
- 去冒口錘沖擊功的計算與驗證
氣閥迅速進入到無桿腔內，活塞由A到B的過程中，由于有桿腔內的氣體可以通過排氣口群由快排控制閥快速排出，這個行程內活塞的運動可以認為是勻加速運動，而在活塞由B到C的過程中，活塞密封圈封住了排氣口群，有桿腔的氣體無法排出，有桿腔內氣體壓力升高，而此時無桿腔氣體壓力依然是系統壓力，活塞實際上是做變加速運動，在活塞由C到D的過程中，無桿腔氣體會通過排氣口群由快排控制閥排出，氣體壓力下降，而有桿腔內氣體壓力繼續升高，活塞開始做減速運動。由上所述，在活塞到達C點時，活中國鑄造裝備與技術 2018年2期2018-04-09
- 開式泵控非對稱缸負載容腔獨立控制耦合特性
，即主缸相當于無桿腔，活動橫梁及柱塞相當于活塞桿，回程缸相當于有桿腔。為提高自由鍛造液壓機活動橫梁的位置精度以及減小回程缸壓力波動范圍和能量損失，采用位置-壓力組合控制，即無桿腔(主缸)采用位置閉環控制方法，有桿腔(回程缸)采用壓力閉環控制方法。圖3 開式泵控非對稱缸系統原理Fig.3 Schematic of open circuit pump-controlled asymmetric cylinder system假定：變量泵和液壓缸的連接管道短而粗中國機械工程 2017年14期2017-08-02
- 可變幾何通道控制執行裝置動態特性研究
嘴Ⅱ流進作動筒無桿腔，作動筒有桿腔沿圖1中藍色箭頭標示方向經過油嘴I、轉換活門右端控制窗口流道與低壓燃油系統溝通，作動筒活塞桿在液壓力的作用下處于伸出位置。該狀態滿足幾何通道控制邏輯“幾何通道控制裝置掉電時，作動筒處于伸出狀態”的要求。電磁閥工作(通電)時，電磁閥的A口與B口被截斷，轉換活門左腔與低壓燃油系統不溝通，高壓燃油經高壓油進口、油嘴Ⅲ進入轉換活門左腔，轉換活門在左腔液壓力的作用下移動到右極限位置(圖2)。此時，高壓燃油經高壓油進口沿圖2中紅色箭頭燃氣渦輪試驗與研究 2016年6期2017-01-18
- 500,t管端加厚機的步進運輸機構液壓回路分析以及改進措施
，驅動液壓缸的有桿腔和無桿腔都需要鎖緊。原理圖如圖2所示。圖2 液壓控制回路原理圖及液壓鎖結構圖Fig.2 Schematic diagram of hydraulic control circuit and structure of a piloted check valve1.1 液壓缸無桿腔的開鎖條件如圖2(b)所示，當比例換向閥處于左位時，壓力油p2進入液壓缸的有桿腔，在無桿腔沒有開鎖之前閉鎖壓力進一步提高，根據液壓缸活塞的平衡力方程式：液壓鎖開鎖天津科技 2016年6期2016-06-28
- 礦用自卸車舉升液壓系統建模與仿真
出口接通舉升缸無桿腔，舉升缸伸長，驅動貨箱翻轉。第二級缸伸出時，舉升油缸有桿腔的油液通過平衡閥，使得貨箱翻轉過程更平穩。當需要貨箱保持在某一個位置時，DT1、DT2均斷電。舉升終點時，貨箱觸發限位開關，停止舉升。貨箱要回落時DT1、DT3通電，舉升泵出口與舉升缸有桿腔連通，強制舉升缸活塞桿縮回。2 多級液壓缸的運動模型在礦用自卸車舉升液壓系統建模過程中，對兩級舉升液壓缸的處理主要基于液壓缸的連續性方程和液壓缸與負載力平衡方程［1］，方程式如下：式中：V1、機械工程師 2015年3期2015-11-09
- 液壓機托料支架液壓缸自行運動問題淺析
放置，液壓缸在無桿腔腔側固定，有桿腔活塞桿與負載相連。液壓閥為力士樂“O”型機能比例閥，型號4WRZ10E50-7X/6EG24N9K4/A1D3M，比例閥的A口接液壓缸的無桿腔，B口接液壓缸的有桿腔。比例閥的P口直接與液壓泵的高壓出口相連接。當液壓泵供壓，該比例閥處于中位時，液壓缸活塞會慢慢伸出，出現自行運動的情況。后將該液壓缸進行排氣，該現象依然出現。為此，將比例閥電信號插頭拔去后，對其進行了以下參數測試：圖1 托料支架液壓缸簡圖（1）主泵壓力10MP鍛壓裝備與制造技術 2015年1期2015-06-07
- 某重型起重機支腿鎖故障診斷與改進
壓油從支腿油缸有桿腔的導向套處滲漏出來的情況發生。從圖1所示的工作原理可看出：如果支腿油缸的無桿腔進高壓油時，假設雙向支腿鎖連接在油缸有桿腔的閥芯未打開，則會在有桿腔產生高壓，而該高壓將閥芯打開了，則打開的瞬間產生較大的沖擊，若閥芯在高壓下仍然打不開，則會損壞油缸內部的密封件。1.支腿油缸 2.支腿鎖 3.換向閥圖1 支腿原理圖1.2 現場測試為了找到在油缸伸出時產生刺耳異響的原因，筆者在有桿腔接入了壓力傳感器及手持式壓力曲線記錄儀，實時記錄了在油缸伸出過液壓與氣動 2015年1期2015-04-16
- SY210C8M挖掘機鏟斗聯多路閥液壓系統的研究
在左位，鏟斗缸有桿腔進油，鏟斗實現外擺為挖掘動作做準備，當鏟斗主控閥閥芯移到右位時，鏟斗缸無桿腔進油，活塞桿伸出， 鏟斗開始挖掘作業。 當鏟斗內收進行挖掘的過程中，鏟斗合流閥3處于斷開狀態，液壓泵后泵的部分或全部輸出壓力油與液壓泵前泵輸出的壓力油進行合流經鏟斗主控閥的右位供給鏟斗缸大腔，提高挖掘效率；當鏟斗外擺實現卸載的過程中，鏟斗合流閥3處于通路狀態，后泵的流量則不再與前泵合流。防反轉閥4的作用是防止當挖掘負載壓力過大時可能出現的鏟斗活塞反向動作。1.鏟液壓與氣動 2015年9期2015-04-16
- 翻車機液壓控制系統常見故障仿真研究
缸伸出，液壓缸有桿腔的油液經節流閥和液壓鎖回油箱。溢流閥的調定壓力為80 bar。當靠車缸壓靠到位，觸發靠車板上的限位開關發出訊號，電液換向閥斷電中位工作，由液控單向閥將油液鎖死在靠車無桿腔內。然后，翻車機開始翻轉靠車缸承受車皮和物料的部分重力，使無桿腔壓力升高。在翻車機翻轉160°后，翻車機回轉到原位。隨后，電液換向閥左位工作，靠車缸無桿腔液控單向閥反向開啟，靠車缸縮回。支路上的液控單向閥反向開啟由兩個電磁換向閥共同控制。如圖1所示。圖1 靠車液壓系統簡液壓與氣動 2015年9期2015-04-16
- 正流量液壓挖掘機動臂回路流量特性分析
要是由動臂油缸有桿腔的液壓力和工裝機構自重共同作用產生的轉動力矩，該轉動力矩不僅受到動臂油缸有桿腔液壓力和工裝機構本身自重的影響，而且還受到工裝機構自身幾何參數的影響。阻力矩主要是由動臂油缸活塞與缸筒內壁產生的摩擦力和其他摩擦力共同作用產生的。圖1為動臂機構圖，根據工裝機構的幾何關系和力矩平衡原理建立如下數學模型。（1）動臂油缸的力臂：（2）動臂油缸的總長度：（3）工裝機構、動臂整體運動的動態平衡方程為：其中：F為動臂缸的作用力；J為工裝與動臂整體的轉動慣機械工程與自動化 2014年1期2014-10-22
- 液控單向閥在鎖緊回路中的控制特性研究
:A1為液壓缸無桿腔面積;A2為液壓缸有桿腔面積;F為液壓缸的軸向負載 (向右為正，向左為負);p左腔為液壓缸左腔壓力;p右腔為液壓缸右腔壓力。設液壓缸速比=φ，液壓缸負載使無桿腔產生的壓力=p，則式 (1)改為:F1.1 無桿腔進油，有桿腔回油當換向閥換至右位，液壓缸向前 (活塞桿伸出的方向)運動時，與有桿腔出口相連的液控單向閥(圖2中左邊)需反向開啟。若忽略液控單向閥閥芯及控制活塞的摩擦力、液控單向閥的彈簧力和閥芯的重力 (此3項都很小)，對圖1液控單機床與液壓 2014年13期2014-06-04
- 一套油系統兩臺機快速閘門同時提門情況分析
─→壓力油進入有桿腔，無桿腔油液經CT3 排回油箱─ →充水閥開啟 (300mm)主令控制裝置 (開度測控儀) 自動控制停泵 ─→壓力鋼管充水，充水至快速閘門前后平壓，人為投入平壓把手(平壓把手投入延時30min后動作)，再次啟動空載泵組7～10s后CT1失電，CT3、CT54 得電 ─→壓力油進入有桿腔，無桿腔油液經CT3 排回油箱 ─→閘門提至全開位主令控制裝置 (開度測控儀)自動控制停泵溢流7～10s 后復歸 ─→泵站PLC、機旁UB7盤、監控系統閘中國水能及電氣化 2014年2期2014-04-16
- 爐門升降液壓回路故障分析與改進
自由流入升降缸有桿腔，無桿腔液壓油通過單向節流閥3 和換向閥2 回到油箱。當有桿腔壓力能克服爐門重力時，升降缸縮回，爐門上升。當換向閥2b 得電，壓力油通過單向節流閥3 進入升降缸無桿腔，此時平衡閥6 仍鎖住，有桿腔油壓力與爐門重力平衡，爐門不動作。當無桿腔壓力pa達到2 MPa 時，平衡閥6 預開啟，當pa從2 MPa 逐漸增大至5 MPa 時，平衡閥6 逐步開啟直至完全打開。此時有桿腔卸壓，液壓油通過單向閥5 流向換向閥2 的P 口，構成差動回路，升降機床與液壓 2014年20期2014-03-18
- 基于SimulationX的挖掘機高壓斗桿缸緩沖裝置的仿真與試驗研究
缸結構1.1 有桿腔緩沖裝置及其原理分析斗桿缸有桿腔緩沖裝置如圖2所示。緩沖套的外徑與端蓋孔內徑為間隙配合，緩沖套的內孔與活塞桿之間也為間隙配合，緩沖套可以沿著活塞桿徑向做小范圍的移動。圖2 有桿腔緩沖裝置結構圖緩沖套在有桿腔緩沖中起主要緩沖作用，其基本結構如圖3所示。緩沖套外圓上開有3 個均布的斜切面，斜切角為1°，這是其緩沖作用的關鍵部位之一。圖3 有桿腔緩沖套結構示意圖緩沖套左端面是光整平面，有一個斜度為15°的倒角。有桿腔緩沖中另一個重要的結構是緩機電工程 2014年3期2014-01-22
- 裝載機轉斗缸外負載力變化特性的測定*
為式中，p1為無桿腔油壓，MPa;A1為活塞面積，m2;p2為有桿腔油壓，MPa;A2為有桿腔有效作用面積，m2;m為作用于活塞上的當量質量，kg;b為液體黏性阻尼系數，N·s/m;f為活塞與缸、活塞桿與油封間摩擦力，N;x為活塞位移，m;v為活塞速度，m/s;a為活塞加速度，m/s2。轉斗開始卸料至轉斗及物料重心越過動臂與轉斗鉸接點前，轉斗缸外負載力F2可表示為而當轉斗及物料重心越過動臂與轉斗鉸接點后，轉斗缸外負載力F3則可表示為式(2)、式(3)符號意金屬礦山 2013年9期2013-08-22
- 液力驅動注聚泵旋轉式配流閥結構與分析
個動力端液缸的無桿腔連接；油口4～6為配流閥低壓油的輸出口，分別與3個動力端液缸的有桿腔連接；油口7～12為配流閥的回油口，油口7～9分別與3個動力端液缸的無桿腔連接，油口10～12分別與3個動力端液缸的有桿腔連接。圖2 配流閥油路連接示意2.2.2 工作過程通過配流閥閥芯的轉動來控制泵動力端的3個液缸的油流，使其分別驅動液力端的3個活塞右行，或左行，實現泵排液、吸液。閥芯的油槽位置相差120°，使泵排液均勻?，F以1＃液缸活塞的工作過程為例進行分析。1）排石油礦場機械 2013年8期2013-07-08
- 推土機快降閥改進設計研究
是通過節流閥使有桿腔壓力升高，推動閥芯打開，使有桿腔和無桿腔聯通，實現快降過程。在鏟刀提升、支車等動作的過程中，節流閥處會產生壓力損失，增加能耗。為解決該問題，本文在原有快降閥的基礎上并聯2 個管路，以避免節流閥處產生的壓力損失及能耗。2 改進前推土機快降閥工作機理推土機鏟刀提升管路中，油液由泵出發，經過工作閥的控制將油液輸入鏟刀提升油缸中，使油缸伸長和收縮，完成鏟刀的下降和提升。油液進入無桿腔，使油缸活塞桿伸長，鏟刀下降。油液輸入有桿腔，使油缸活塞桿收縮建筑機械化 2013年2期2013-06-18
- 沖擊氣缸的數學建模與動態仿真
蓄氣腔、中蓋、有桿腔、無桿腔及活塞等部分組成，蓄氣腔通過中蓋上的噴口與無桿腔相通，噴口面積同活塞面積比約1∶9?；钊跉庠磯毫Φ淖饔孟绿幱谏舷尬恢?，封住噴口，氣源向蓄氣腔充氣，同時有桿腔排氣，由于噴口的面積小，當蓄氣腔壓力比有桿腔壓力大得多時，活塞才開始移動，活塞離開中蓋的瞬間，噴口打開，蓄氣腔內的壓縮空氣經噴口以聲速流入無桿腔，則氣壓作用在活塞上的面積突然增大，于是活塞高速向前沖擊。當活塞桿運動到下限位置時，電磁閥換向交換氣流方向從而驅使活塞桿回程完成一機床與液壓 2013年7期2013-03-31
- 一種移動磨削裝置液壓系統設計
N，按此式計算有桿腔面積A 及液壓缸直徑D則:計算得有桿腔面積A=4 996 mm2，液壓缸直徑D=87.5 mm，為使系統更安全可靠，取D=100 mm。2.3 液壓油缸提升和下降速度計算2.3.1 最大向上提升速度式中:v為油缸提升速度;q為進入液壓油缸的流量;A為液壓油缸的有效面積。缸徑D=100 mm，桿徑d=36 mm，流量q=10 L/min時算得:vu=0.024 m/s2.3.2 最大向下移動速度D=100mm，流量q=10 L/min時算機床與液壓 2013年2期2013-03-16
- 表孔液壓啟閉機啟門失敗原因分析及處理