油动机设计规程

1油动机设计规程1、概述1.1本规程适用于本公司有关油动机的设计1.2在本规程中没有提到,或者没有详细规定的可以参照有关国际（ISO）标准和国家标准（GB）要求设计。1.3在设计新产品时，尽量采用成熟产品，成熟的部件和成熟的标准件、外购件。并尽可能按公司企业标准设计、生产制造，保证新产品的一次成功。2、油动机设计步骤2.1明确负载类型和大小:这项工作很重要,亦很复杂,尤其蒸汽力负载是一个变负荷,因此在原始资料收集时就要注意。根据我公司主要是服务于汽轮机控制系统，所以负载主要有蒸汽力负载，弹性负载，惯性负载、磨擦负载和阻尼负载、并计算出它们的大小。∑负载=最大蒸汽力负载+弹性负载+惯性负载+磨擦负载+阻尼负载2.2初步系统方案确定，画出液压系统图根据我公司产品的特点，我们优先考虑单侧进油的油动机，即开启力为液压力，关闭力为弹簧力。根据不同用途，可以选用开关式油动机和比例式油动机，开关式控制油动机不需要伺服阀，仅需电磁阀控制“开”与“关”方式。比例式油动机则需电液伺服阀和反馈位移传感器（LVDT），与控制装置中的放大器等构成闭环控制回路，能控制阀门停在任何一个位置。一般来说调门需要控制转速和功率，所以调门的油动机一般均是比例式油动机，同样，主汽门大多仅需全开全关，所以可用开关式油动机，但部分机组高压主汽门需要参与控制，或其他特殊要求，所以此时就需要比例式油动机。液压系统图中应包括油动机中的主要液压元件，如截止阀、滤油器、节流孔、伺服阀、电磁阀、快速卸载阀（DPV）、单向阀、油缸、LVDT等。2例：下图为典型的200MW汽机中高调油动机的液压系统图2.3主要液压元件的设计和选取下面对主要液压元件油缸、卸载阀、单向阀、伺服阀和位移传感器的设计计算和选取进行说明。2.3.1油缸的设计计算2.3.1.1油缸活塞直径D的确定油缸活塞直径D主要决定于负载的大小,所以必须首先要明确最大的负载为多少F负=F蒸+F弹+F摩+F惯+F阻由于阀门的质量一般较小,运动加速度不大，所以F惯就近似等于阀门的重量G阀、摩擦力和阻尼力因为难以计算和测定略去。F蒸可根据阀门结构尺寸和工况参数估算，对新建机组，应根据汽机厂提供的蒸汽力参数进行设计，对改造机组也应根据主机厂资料数据,然后进行估算校对。因此,我们就简化为FLmax=F负max=[（F蒸+F弹）max+G阀]×n其中：F负—油缸的负载力F蒸—作用在阀门上的蒸汽力F弹—阀门开时克服的弹簧力F摩—开阀门时阀杆系的摩擦力F阻—阀门运动时的阻尼力F惯—阀门运动时的惯性力3其中FLmax—油缸最大作用力，n为安全系数（提升力倍数）：取n=2.5-3(最小不得低于2)对于无予启阀的单侧油动机最大负载力(F负max),一般在阀门关死的位置即：(F蒸+F弹)max=F蒸(全关)+F弹(予紧力)有予启阀的阀门单侧油动机最大负载力，一般在予启阀开足、大阀刚开附近（ΔL）。取此时蒸汽力和弹簧力。此时：（F蒸+F弹）max=F蒸（ΔL）+F弹予紧力+KΔLK––弹簧刚度ΔL––阀门行程F弹予紧力按予紧力设计标准计算。由于我们公司的油源压力已规定为14.5MPa，故油缸的最大作用压力PL为PL=14.5-0.5=14MPa如果是推力油缸：()mmPFDPDFLLLLππmax2max24×=⋅⋅=如果是拉力油缸：计算出D尺寸后，应园整到我公司已有的规格品种，如果确实因尺寸等其中：D—油缸直径（mm）FLmax—油缸最大作用力（N）PL—油缸最大作用压力（MPa）2maxmax224)(4dPFDFPdDLLLL+⋅⋅==⋅−ππ其中：d—活塞杆直径（mm）一般可以先予定一个直径，此直径应该是我们公司已有的规格，然后在以后活塞杆计算时验算安全系数即可。4缘故无法选取已有标准规格，则可以另行设计。目前公司已有的规格有：φ51、φ64、φ83、φ102、φ125、φ152.4、φ178、φ200和φ260该系列活塞所配用的活塞环均已有标准成熟产品。注意：1）、以上计算均是活塞杆和阀门杆同一轴线状态来考虑的，如果不是同一轴线，则还要考虑杠杆比。2）、主机厂如果提供F负max时应以此值为主进行设计而后校核。3）、对于改造机组，还应校核原油动机提升力加上弹簧力后，转换到高压系统下的油动机油缸尺寸，设计油缸与校核计算油缸尺寸大小基本符合。2.3.1.2活塞的设计在具体设计中,活塞有二种形式，一种是活塞与活塞杆是一体的，另一种是活塞与活塞杆是各做成零件，二者组装后再进一步加工。这二种方式各有优缺点，一般说来，活塞直径在φ125之内都是整体式。活塞直径φ125以上，一般采用组装式，当然，如果活塞杆与活塞直径相差不多，则也可以设计成整体式。当油缸直径≤φ102时，活塞外园公差为g7，表面粗糙度为当油缸直径＞φ102时，活塞外园公差为f8，表面粗糙度为另外对于活塞杆比较长的（长径比L/d＞20），或活塞杆侧向力较大的（如有杠杆的），活塞外园公差允许为e8径向间隙一般为0.3-0.62.3.1.3活塞杆尺寸的确定活塞杆设计内容主要包括直径、长度和连接形式活塞杆直径主要是考虑强度和弯曲稳定性（对于推力油缸来说）。一般来说，在计算活塞面积时，都有个初定活塞杆尺寸，因此主要是强度验算。活塞环两侧与活塞槽配合为H8/f7即间隙为0.02~0.05活塞密封面表面粗糙度为)(2112dd−=Δ活塞活塞环或5A腔（mm）其中：FLmax—液压缸最大推力（或拉力）（N）σs—屈服强度（MPa）ns—安全系数，一般ns=2—4d—活塞杆直径（mm）对于推力油缸，当活塞杆较长时，并且LB≥(10-15)d时要进行稳定性验算(其中LB定义为活塞杆全部伸出时,活塞杆端部与负载连接点和液压缸支承点间的距离),具体方法可参考《新编液压工程手册》北京理工大学出版社第1405页。由于活塞杆与油缸的轴套有动密封，为了减少YX圈的品种，因此活塞杆直径应尽量采用目前已有的规格。目前活塞杆尺寸有：φ22、φ35、φ50、φ63.5、φ70、φ76、φ90和φ115。由于活塞杆需要一定的强度和硬度，又要防锈，所以目前我公司统一使用材料为40Cr棒料或锻件。热处理：淬火回火HRC28—32表面层淬火HRC50—60经加工后单面深度≥0.7mm表面镀硬铬HV≥750，加工后单面厚度0.03—0.05mm尺寸公差为f6（f7）,表面粗糙度活塞杆加工的基准为二端中心孔,便于活塞杆多工序加工的需要。活塞杆的头部一般为与外部连接接口，因此尺寸应绝对可靠，尤其是螺纹，必须注明公差要求。为防止运输中损坏，应加保护螺母。液压缓冲器一般设计在活塞杆上，目前我们公司采用的是变节流孔缓冲器，它由一段园锥体和一段园柱体组成，当园锥体快速进入油缸盖的园孔时，由于排油间隙突然变小，A腔压力升高，成为活塞运动的阻力，达到缓冲的效果。其缓冲效果决定于：①园锥体长度②园锥体和油缸盖园孔之间的间隙③园锥体的斜度根据目前的生产和使用情况，园锥体长度应小于、等于油缸全行程的1/4。另外：Δ-缓冲区（实际含义应是剩余缓冲区）是阀门已关闭时，活塞离油缸6max102−×⋅⋅≥ssLnFdσπ6盖的距离，我们一般取6.4mm，亦有少数为10mm和15mm的。因此园柱体的长度即为：Δ+（2~4）mm园锥体和油缸盖园孔的单边间隙愈小，缓冲效果愈好，但间隙太小后，容易园锥体和园孔壁磨擦卡死，因此我们应控制单边间隙不要小于0.10mm。园锥体的斜度对缓冲效果影响实际上也就是初始间隙大小的影响。当斜度小时，园锥体与油缸盖孔的缓冲开始时的间隙就小，缓冲效果就较明显。目前我们产品园锥体的锥度有几种：1：10、1：12、莫氏锥度No7和斜角3°等。※有关缓冲装置的设计可参考“新编液压工程手册”北京理工大学出版社P1410。同时可参照公司原有的结构及尺寸。2.3.1.3油缸的行程油缸行程的确定须根据阀门需要来定。第一种情况，由于阀门结构强度足够，或阀门要求自密封，此时油缸的行程应大于阀门的最大开度，且有10—15mm的富裕行程即:油缸行程=阀门最大开度+富裕行程（10—15mm）油缸极限行程（即二边碰缸）=油缸行程+Δ(缓冲区)其中缓冲区大小由结构来定，目前我们的油缸缓冲区大多为6.4mm少数为10mm、15mm的。第二种情况，由于阀门结构比较单薄，阀门最大开度时，油动机最大作用力对阀杆或阀门的结构可能引起损坏，故阀门限位要求限在油缸上，此时油缸的最大行程应小于阀门最大开度。一般为:油缸行程=阀门最大开度-2mm油缸的极限行程（即二边碰缸）=油缸行程+Δ(缓冲区)为了保证油缸的行程，通常要在油缸内装限位器，目前限位器有二种:一种是大限位套7另一种是小限位套今后尽量采用大限位套，因为小限位套结构和工艺复杂，且有松动的可能。2.3.1.4油缸缸筒的设计在油缸活塞面积和油缸行程已定的前提下,油缸筒的设计主要是缸筒厚度的计算。例：102油缸，根据目前缸筒的厚度验算其安全系数δ取7.5mmδ/D=0.07350.08其中δ—缸筒厚度（m）D—缸筒内径（m）Pmax—最高允许压力（MPa）[σ]—缸筒材料的许用应力（MPa）[σ]=σs/nσs为屈服强度(MPa)n—安全系数取n=1.5—2.5则2.5材料：38CrMoAlσs=850MPaPmax=21MPa铆死时当08.0≤Dδ[]()mDPσδ2max⋅≥时当3.0~08.0=Dδ[][])1max32−⎜⎜⎝⎛⋅−≥PDσσδ时当3.0≥Dδ[]maxmax33.2PDP−⋅≥σδsnDPσδ⋅⋅⋅=2maxDPns⋅⋅⋅=max2δσ95.5102.00075.08502max=×××=Pn8（MPa）再验算爆裂压力PE应大于耐压试验压力PT，对于我公司产品来说，额定工作压力为14MPa，因为小于16MPa，故取耐压试验压力PT=最高工作压力Pmax、也就是说要验证PE》Pmax此压力远远大于21MPa的耐压试验,因此这缸筒是安全的。目前我们公司油缸筒的材料为38CrMoAlA典型热处理：淬火、回火HRC28—32，内表面渗氮处理，精磨后渗氮深度0.3—0.5mm，表面硬度HV≥800内孔公差H8（H7）表面粗糙度为形状公差应优于IT7。2.3.1.5油缸螺杆强度设计油缸的前后头部(或端盖)夹紧缸筒的四根螺杆的强度应按螺杆最小截面积来计算,最小截面可能是螺纹内径；或是退刀槽内径；亦可能是扳手的地方。在具体设计工作中可根据受力和安全系数来决定螺杆直径，或是初定螺纹来验算安全系数。例如：①152油缸螺杆为M27，S螺杆=4.59cm2其中D1和D为油缸缸筒外径和内径σb为材料抗拉强度（MPa）取σb=1000MPa或其中：PH—额定工作压力MPaS活塞—活塞面积cm2S螺杆—螺杆面积σs—屈服强度MPan—安全系数（一般为n≥5）爆裂压力DDPbE1log3.2σ=MPaDDPbE05.137059585689.010003.2log3.21=××==σ[]活塞螺杆活塞活塞螺杆SPSnnSPSPSHssHH⋅⋅⋅=⋅⋅⋅=⋅⋅=σσσ4449径向密封的O型圈的过盈量为15~25%轴向密封的O型圈的过盈量为20~30%②102油缸，螺杆为M16、S螺杆=1.57cm2当油缸为拉力油缸（ZD102D）当油缸为推力油缸（ZD102A）对ZD102A油缸来说，此四个螺杆强度安全系数比5小一点，但考虑到油缸上还装有集成块，固定在前后端盖上，可以承担部分负荷。因此我们认为还是安全的。目前我们螺杆的材料为40Cr,淬火回火HRC为30~35,表面处理:镀锌钝化D.ZnDC10。2.3.1.6其他零件设计的要点1、轴套上Yx圈必须装2只，每只Yx圈后侧应装有聚四氟乙烯的挡圈，保护动密封不能外漏。Yx圈尺寸和密封槽尺寸可参考原结构。轴套材料为锡磷青铜，不得为钢。2、油缸筒与两端盖的静密封必须有二道，一道为径向密封，另一道为轴向密封。3、油缸上其他固定螺钉或螺母直径的选取时，其安全系数应大于5。（油593.54.1815.14850459.44.1812.15422=×××===ncmSπ活塞9.5625.14