某液壓頂升裝置故障分析及仿真驗證

米雙山，付久長，韓翠娥

(軍械工程學院四系，河北石家莊050003)

在裝備的維護和封存中，維護人員常需要將車輛頂起，使用傳統的手動千斤頂進行頂升，不僅無法滿足現代戰場對裝備快速維護的需要，而且會消耗維護人員的體力。液壓頂升裝置的出現替代了傳統的手動頂升。該頂升裝置不僅降低了維修保障人員的勞動強度，而且提高了工作效率。由于液壓頂升裝置主要用于大型設備的頂升，所以頂升過程中的穩定性就顯得至關重要。液壓頂升裝置是否穩定運行直接關系到維修保障能否順利開展，關系到裝備和維修人員的安全。

作者對某型液壓頂升裝置在出廠調試時出現的故障進了理論分析及仿真驗證，并提出了故障解決方案，最終取得了良好的效果。

1 液壓頂升裝置的結構組成及工作原理

液壓頂升裝置實物如圖1所示，主要包括油箱、動力組、疊加閥組、油管、兩個三級液壓缸、承載裝置小推車，其中，動力組包括電機、齒輪泵和手動泵。

圖1 液壓頂升裝置實物

液壓頂升裝置液壓原理圖如圖2所示。當需要頂起裝備時，向右扳動三位四通換向閥，電機帶動主泵通過濾油器從油箱中吸入液壓油，經單向閥、三位四通手動換向閥的左位、液控單向閥、左側單向節流閥的單向閥后同時進入兩個三級液壓缸的下腔，推動活塞逐級向外伸出，進而將裝備頂起。同時，三級液壓缸上腔油液經過右側單向節流閥的節流閥、手動換向閥左位流回油箱，完成裝備的頂升過程。在電機損壞、主泵損壞或系統斷電的情況下，可由操作者操作手動泵完成上述頂升操作。

圖2 液壓頂升裝置原理圖

當需要裝備回位時，向左扳動三位四通換向閥的操作手柄，主泵輸出的油液經過單向閥、手動換向閥的右位，一部分通過右側單向節流閥的單向閥進入三級液壓缸的上腔，另一部分進入液控單向閥的控制油口，使其閥芯開啟。活塞在壓力油和裝備自重的作用下逐級收回。同時，三級液壓缸下腔的油液經過左側單向節流閥的節流閥、液控單向閥和手動換向閥的右位流回油箱，完成裝備回位。調整左側單向節流閥的開口大小即可調整裝備的下降速度，使得裝備能夠平穩下降。

2 液壓頂升裝置故障分析及仿真驗證

2.1 液壓頂升裝置故障現象

液壓頂升裝置的執行元件為三級液壓缸。理論上，多級液壓缸在伸出時，應該按照活塞的有效工作面積由大到小依次伸出(即按照一級缸、二級缸、三級缸的順序伸出)，收回時按照活塞有效工作面積由小到大依次收回。但該液壓頂升裝置在出廠調試時，三級液壓缸在伸出過程中會隨機出現二級缸先于一級缸伸出的情況。在進行頂升試驗時，若二級缸先伸出，裝備在被逐漸頂起時會出現二級缸突然收回的現象，與此同時一級缸突然伸出，整個三級液壓缸總高度下降，裝備隨之下落。由于頂升裝置的負載多為重型裝備，頂升的無預兆突然下降不僅可能對裝備造成損傷，而且嚴重威脅到現場工作人員的安全。

2.2 頂升故障理論分析

下面對液壓頂升裝置的這一故障現象進行理論分析，以找出可能的故障原因。

首先對液壓頂升裝置進行初步檢查。根據頂升裝置壓力表的顯示，頂升裝置供油壓力并不存在問題，而且3 個液壓缸都能伸出和收回。由此初步判斷，頂升裝置的供油回路沒有問題。故障應該出在三級液壓缸上。通過檢查三級液壓缸發現，其結構并不存在問題，故排除結構故障。下面對三級液壓缸在伸出過程中的受力進行分析，以找出影響三級液壓缸伸出順序的因素。

當三級液壓缸在正常狀態下順序伸出時，一級缸伸出并帶動二、三級缸上升(一級缸行程內)，此時整體受力為:

(m1+ m2+ m3)g + FC01= pπ(D1/2)2×106

其中:FC01為外缸筒與一級缸密封摩擦力(N)，計算公式為:FC01= fΔpπ(D1b1k1+ D2b2k2)×106(標準公式，公式內各值含義不再贅述);

Δp=p－p1，p1為出油口壓力，這里默認為0，所以Δp=p;

m1、m2、m3為分別為一、二、三級油缸的質量(kg);

p 為進油口壓力(MPa);

D1、d1分別為一級缸的外徑和內徑(m)。經計算可以得出:在正常情況下，當三級液壓缸進油口壓力達到0.032 MPa 時，三級液壓缸即可正常伸出。

故障情況下，一級缸未發生移動，二級缸伸出并帶動三級缸向上移動，這里以二級缸和三級缸為整體進行受力分析:

式中:FC12為一級缸與二級缸密封摩擦力(N);

D2為二級缸外徑(m)。

經計算，在故障情況下，三級液壓缸進油口壓力為0.041 5 MPa。在此情況下，一級缸受力為:

將進油口壓力p 代入上式對一級缸進行受力分析發現，一級缸兩端受力已不再平衡，即:

理論情況下，一級缸應該向上移動，但故障的實際情況是一級缸并未發生移動，即一級缸仍處于受力平衡狀態。所以只有FC12減小或FC01增大才能出現這種情況。這里進行極限假設，將FC12的值減小到最小值0，發現:

顯然，此情況下一級缸仍會向上運動。因此，只有當FC01增大時，才能保持故障狀態即一級缸靜止不動。經計算，此時的FC01為574 N。顯然，這已超過三級液壓缸密封環摩擦力的正常值。所以，故障很可能是由于三級液壓缸的一級缸與外缸筒之間的密封圈造成的。

2.3 頂升裝置故障仿真驗證

通過理論分析，基本確定了頂升裝置的故障原因。為了對理論分析進行驗證并進一步研究故障機制和故障發生過程，作者使用仿真軟件AMESim 建立了液壓頂升裝置的仿真模型(如圖3所示)，并進行了仿真。

圖3 液壓頂升裝置仿真模型

圖4 顯示了無故障的頂升裝置三級液壓缸的位移曲線，可以看出:在正常情況下三級液壓缸各缸會逐級伸出，到達各自的伸出極限后，停止運動。同時，三級液壓缸的下一級缸要比上一級缸的運動速度更快。

圖4 頂升裝置三級液壓缸位移曲線

經理論分析，初步認定頂升裝置的故障是因為外缸筒與一級缸之間密封圈摩擦力過大造成的。作者對頂升裝置進行故障仿真，設定頂升裝置的外缸筒與一級缸之間的摩擦力分別為96.7，336，574，812 N。圖5 和圖6 分別為一級缸和二級缸在以上4 種摩擦力作用下的位移曲線，可以看出:當摩擦力超過574 N時，一級缸前59 s 無動作，二級缸先于一級缸伸出。由于二級缸油腔面積小，所以故障狀態下三級液壓缸初始伸出速度要快于正常狀態下的伸出速度;當t =59.8 s 時，一級缸快速伸出，同時二級缸收回。仿真結果與故障現象一致。從圖6 可以看出:三級液壓缸頂升高度下降了0.047 m，雖然下降不多，但由于重型裝備的慣性力，0.047 m 的突然下降足以對裝備造成嚴重影響。一、二級缸的仿真曲線對頂升裝置的故障進行了再現，同時表明:一級缸與外缸筒密封圈摩擦力過大的確是造成頂升裝置故障的原因。

圖5 一級缸位移曲線

圖6 二級缸位移曲線

下面，通過對三級液壓缸負載壓力和進油口壓力的仿真，進一步研究故障發生的內部機制。

由圖7 可以看出:當二級缸開始對裝備進行頂升時，負載壓力逐漸上升。這也就造成了如圖8所示的三級液壓缸進油口壓力的上升。三級液壓缸進油口壓力的上升增大了一級缸的推力，一級缸在較大的推力作用下克服了靜摩擦力與自重迅速伸出。一級缸的快速伸出導致整個進油口的壓力迅速下降，圖8 的仿真結果證明了這一分析。由圖8 可以看出:故障情況下，當進油口壓力到達峰值后，迅速下降。因此導致支承負載的二級缸在沒有足夠壓力支承的情況下，迅速被負載壓下。正是二級缸油腔內液壓油被壓回并迅速補充到一級缸的油腔內，才使一級缸在系統流量沒有發生改變的情況下具有如此快的伸出速度。三級液壓缸進油口壓力反映了故障發生瞬間進油口復雜的壓力變化，解釋了液壓頂升裝置故障的發生機制和發生過程。

圖7 三級液壓缸負載壓力曲線

圖8 三級液壓缸進油口壓力曲線

經理論分析及仿真驗證，確定一級缸與外缸筒摩擦力過大是造成故障的原因。通過返廠更換密封圈并嚴格把關三級液壓缸的裝配，液壓頂升裝置故障得到排除。

3 結論

通過對液壓頂升裝置的理論分析及仿真驗證，確定頂升裝置的故障原因為外缸筒與一級缸密封圈摩擦力過大，同時證明了理論分析與仿真驗證相結合的液壓系統故障診斷方法的可行性。雖然在簡單液壓系統中，這種方法的成本和時間優勢并未能很好地體現，但是對于大型復雜液壓系統和拆卸困難易損的液壓設備，此方法卻具有很強的實用價值。

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