高中压缸范文（精选7篇）

高中压缸 第1篇

在汽机高中压缸上温度点进行测量, 监视汽缸的温差, 对于避免因温差过大引起汽缸的变形和热应力, 保障高中压缸的安全可靠运行具有重要的作用。N300-16.7/537/537型一次中间再热两缸两排汽凝汽式汽轮机是高中压合缸, 高压部分设计为双层缸。 该型汽轮机高中压缸上温度测点共设计有WRNK2-291, D=5, L=5000mm, K分度铠装双支热电偶36支。高中压缸壁温、法兰温度32支, 高缸排汽温度2支, 第一级温度1支, 高压内外缸夹层挡板前温度1支。其中从内缸引出温度测点13点, 下部3点, 上部10点, 属于隐蔽工程, 在安装时具有较大的难度。东汽厂在设计双层内缸下部壁温时考虑在内缸下部不吊走情况下拆换热电偶, 而内缸上部壁温则考虑在外缸上部吊走情况下拆换热电偶。因此, 如果安装不当, 将产生以下严重后果:

1) 温度测量不准, 热应力计算错误。

2) 热电偶损坏, 更换困难。内缸上部壁温更换需割除高压进汽导汽管, 高压外缸揭盖, 严重影响生产。

2 工程中存在的问题

1) 员工安全问题。

2) 热电偶在内外缸夹层的固定方式。热电偶在夹层内受汽流的冲刷, 若固定不当, 热电偶在夹层内剧烈摆动, 热电偶端面不能与缸体很好的接触, 造成测温误差, 另外热电偶引线与缸体磨擦, 容易造成热电偶损坏。

3) 内缸上热电偶通过卡套接头从外缸法兰堵板处引出。密封用的卡套设计为不锈钢, 不容易压紧, 又由于热电偶的反复拉扯、以及运行过程中的热膨胀问题, 易发生泄漏。

3 改进措施

某电厂在新建2300MW机组工程中, 制定出一套完整的施工方案, 加强过程控制。施工程序、方法如下:

检查双支热电偶36支及相应测温装置型号规格符合设计, 外观无损伤, 热电偶性能检定合格, 并作好相应编号标识。配合热机进度, 当内缸吊出摆放在平台上时, 检查核对各测点位置, 清除测孔内杂物, 检查测孔深度、螺纹尺寸, 核对内外缸相对位置, 法兰接座和法兰堵板 (法兰罩) 的连接, 并根据各法兰引出点的数量在法兰堵板上钻孔, 所有准备工作就绪。

3.1 双层内缸下部引出温度测点安装

1) 双层内缸下部壁温考虑在内缸下部不吊走情况下拆换热电偶。内缸下部壁温采用法兰接座固定, 法兰接座正对外缸引出孔并稍伸出外缸。在外面用法兰罩固定密封。

2) 当机务试装内缸下部时即可将测温装置 (法兰接座) 装在内缸上, 当内缸缓缓放下时检查核对是否正对外缸引出孔。

3) 内缸下部壁温装置法兰接座伸出外缸 (可以紧卡套接头) 即可在内缸完全放下时在外缸下安装。将热电偶自工作端依次穿过法兰罩、密封垫、隔板式卡套接头, 检查所穿顺序无误, 将卡套接头上于法兰接座上, 热电偶穿过卡套接头插入被测孔, 顶紧被测表面, 同时用并紧螺母并紧卡套。

4) 考虑外缸法兰罩的深度、隔板式卡套接头在热电偶上的位置 (注意留一弧度) 上紧卡套螺母 (密封用, 紧时用力适度, 不可压坏O型圈) , 再托起法兰罩, 穿出卡套接头, 用并紧螺母压紧密封。

5) 摆正外缸法兰罩不锈钢齿形垫, 并涂上高温密封胶, 托紧法兰罩, 抵紧外缸即可进行外缸法兰罩的压接, 对称而顺序的上紧法兰螺栓。上紧法兰螺栓应分数次进行。

3.2 内壁温热电偶安装

1) 双层内缸上部壁温安装考虑在外缸上部吊走情况下拆换热电偶在外缸上采用三个法兰堵板引出, 第一个法兰堵板上钻φ16孔4个, 引调节级温度及左侧法兰壁温;第二个法兰堵板钻φ16孔5个, 引内缸上部壁温及右侧法兰壁温;第三个法兰堵板钻φ16孔1个, 仅为中压第一级后上半内壁温。

2) 采用φ16X3不锈钢热工短管 (L=50mm) 点焊于内缸上, 每隔300mm一道, 热电偶穿过其中, 既可以起到固定热电偶的作用, 又可以保护热电偶不受汽流的冲刷, 同时热工短管不可能脱落。

3) 热电偶自工作端依次穿过隔板式卡套螺栓、固定用热工短管、卡套接头, 将热电偶按所作标识对应安装。热电偶顶紧被测表面, 上紧卡套接头, 用并紧螺母并紧卡套, 所有接头紧固完毕。

4) 用万用表检查每支热电偶的性能完好并将热电偶整理齐、圈好。

5) 内缸上部吊入安装紧固好, 高中压外缸上部吊至内缸上部1.2米时, 在空中暂停, 经起重及机务人员认可, 并做好防护措施, 保证行车制动, 并在外缸接合面上用300X300mm枕木支撑。

6) 检查内缸上所有工作结束, 将测温热电偶统一拉紧, 依次穿入不锈钢齿形垫、法兰堵板、并紧螺母。确认隔板式卡套螺栓在热电偶上的位置, 将法兰堵板 (连同隔板式卡套螺栓) 抬起100 mm (可作为预留弧度) , 并作好标记, 上紧堵板下卡套螺母。摆上已涂高温密封胶的不锈钢齿形垫, 将法兰堵板放下, 注意热电偶在卡套处不得有应力。上紧每支热电偶的卡套螺栓并紧螺母。再对称而顺序地紧法兰堵板螺栓, 紧固法兰堵板。

7) 热电偶引出安装紧固完毕后, 需将热电偶圈好成捆固定, 并在热电偶引出口处加装防护罩, 填入保温材料。

8) 再次检查热电偶的性能, 做好标识, 安装结束。

4 结束语

汽轮机高中压缸平衡盘漏汽试验研究 第2篇

由于高中压合缸汽轮机具有结构紧凑、制造成本较低、热膨胀特性好等优点，目前从125 MW至600 MW级大容量汽轮发电机组普遍采用高中压缸合缸结构[1]。

汽轮机为高、中压缸合缸结构时，高、中压缸之间由中压缸进汽平衡盘汽封分隔。由于来自调节级后轴封和主蒸汽导汽管漏入高压缸夹层的混合蒸汽，有一部分通过中压缸进汽平衡盘汽封漏至中压缸第一级静叶后，这股蒸汽与再热蒸汽混合，使进入中压级组蒸汽温度和焓值降低[2]。由于混合后的蒸汽温度无法测量，以中压主汽门前参数为初参数计算得到的中压缸效率比实际值偏高。

蒸汽在汽轮机高中压缸膨胀时热力过程线如图1所示[3]。当不考虑高中压缸间汽封漏汽对中压缸的影响时，其膨胀热力过程线为:0-1-2-3-4-5-6，当考虑高中压缸间汽封漏汽对中压缸的影响时，其热力膨胀线为:0-1-2-3-4'-5'-6'[2]。

高中压合缸和通流部分反向布置的结构可以大幅度平衡转子的推力，但难以避免高中压缸间漏汽。尽管一般中轴封的汽封片数较多，但由于漏汽点和汇入点之间的蒸汽压差较大，中轴封处的轴径也较大，因此这部分漏汽量通常较大。新投运机组的设计值一般在10～20 t/h，约占再热蒸汽流量的2%[4]。

中轴封处转子的挠度最大，一般机组在经过多次起停后，特别是出现过振动故障后，中轴封的汽封片均会受到较大的磨损，因此在实际运行中中轴封漏汽量一般远远高于设计值。

目前，国内外学者对许多类型汽封内工质的三维流动及传热特性进行了研究，并建立了数学模型，但对中间分隔轴封的研究相对较少[5]。为了解各容量、类型机组中轴封平衡盘漏汽情况，山东建设集团技术中心组织人员开展相关机组平衡盘漏汽率试验的研究工作。

1 测试方法

由于结构原因，这部分漏汽量无法直接测量，通过变汽温法可以间接测得这部分蒸汽流量。在主蒸汽、再热蒸汽参数基本接近情况下，可以认为高中压缸间轴封漏汽量和中压缸实际内效率是不变的[6]。通过改变主蒸汽温度或再热蒸汽温度，中压缸第一级前混合后蒸汽温度会发生变化，中压缸排汽温度也随之改变，中压缸效率计算值也会发生相应变化。根据高中压缸间轴封漏汽量和中压缸效率计算值的关系，利用轴封漏汽点流量和热量平衡方法，可通过计算得到高中压缸轴封漏汽量。

在额定工况下，分别降低主蒸汽和再热蒸汽温度，保持其他条件和参数不变，通过简化热力试验的方法测得主蒸汽、调节级后、高压缸排汽、再热蒸汽、中压缸排汽等参数。假定高中压缸间轴封漏汽量与再热蒸汽流量之比为某一值，计算出中压缸入口混合蒸汽焓及实际中压缸效率。取不同的比率可以得到不同的实际中压缸效率，从而在两个变汽温工况分别得到一条漏汽率-效率曲线，且两条曲线必有一交点，分别对应实际高中压缸间轴封漏汽率和实际中压缸效率。同时本方法试验和计算比较简单、通用，也可以作为电厂监视高压缸前轴封间隙变化及其完好程度的措施。

2 试验实例

某厂汽轮机为东汽660 MW超临界空冷机组，高中压合缸结构。在4 VWO阀位工况下进行变汽温法平衡盘漏汽试验，结果见表1。

4 VWO工况通过分别改变主、再热蒸汽温度，得到两条曲线交点为4.73%;额定参数得到的曲线在降主汽温和降再热汽温两条曲线之间，先与降再热汽温曲线相交，然后又与降主汽温曲线相交，两点分别为3.71%和4.73%。最终结果得到高、中压缸平衡盘汽封漏汽率为4.26%，见图2。

根据变汽温工况绘制曲线，计算得出中压缸实际效率为87.47%，偏离名义效率2.47%。

3 不同机组试验结果对比分析

结合对部分电厂开展的检修前、后热力性能试验，山东建设集团技术中心对高中压合缸机组同步开展了中轴封平衡盘漏汽率试验，试验数据统计情况如表2。

注:中压缸名义效率为未考虑平衡盘漏汽影响因素下的计算值，中压缸实际效率为考虑平衡盘漏汽影响因素下的计算值。

从表2可知，由于高中压合缸机组中轴封平衡盘漏汽影响，由此计算得出的中压缸实际效率普遍低于中压缸名义效率约0.5%～3.5%，对缸效率及热耗的影响较为明显。经统计，中轴封平衡盘漏汽率每增加1.0%，影响汽轮机热耗率增加约0.22%～0.26%[4]。

4 原因分析

(1)汽封磨损。平衡盘汽封位高中压转子中间，此处转子挠度较大，机组经频繁启停及长期运行，平衡盘汽封会受到较大磨损，造成平衡盘汽封间隙变大，漏汽量增大(见图3)。

(2)高压进汽插管泄露。机组经过长期运行，高压缸会产生一定的变形，受高压缸变形影响，高压进汽插管密封可能会产生泄漏，泄漏的蒸汽会汇入平衡盘汽封使平衡盘汽封漏汽量增大。随着机组日常运行负荷的调整，进汽插管长期承受较大的交变应力作用，不仅对密封会造成一定程度损伤，某厂还曾出现过高压插管断裂事故。目前高压插管密封较多采用活塞环密封、钟罩密封、叠片式密封等形式(见图4)，其中叠片式密封效果较好。

5 措施建议

(1)对平衡盘汽封进行检查更换、间隙调整。

(2)对高压插管密封进行检查、调整、更换。

6 试验评价

(1)A厂#2机组利用检修机会对中轴封汽封、高压进汽插管密封进行了检查修复工作，修后平衡盘漏汽率下降明显，由16.4%下降至5.43%。

(2)F厂#3机组于2001年投产，投产后满负荷高排温度始终维持在328～334℃，高于设计值15～20℃，对经济性影响明显。后利用检修机会将高压插管活塞环式密封改造为叠片式密封，改造后相同负荷及进汽参数下，高排温度下降到315.5℃，比改造前降低12.5℃，基本达到设计值水平，插管泄露得到很好控制，节能效果显著。密封改造示意图如图5。

(3)G厂#1机组高中压缸过桥汽封进行布莱登汽封部分改造，改造后平衡盘漏汽率由7.87%下降至5.86%，机组热耗率同比下降23.03 kJ/kW·h[7]。

7 结论

(1)高中压合缸机组中轴封漏汽率高于设计值情况较为普遍。

(2)变汽温法是间接测取汽轮机平衡盘漏汽率较为简单实用的方法，可为高中压前轴峰运行状况监测提供数据支持。但试验时应严格满足各项试验要求，以获得相对准确的结果。同时本方法试验和计算比较简单、通用，也可以作为电厂监视高压缸前轴封间隙变化及其完好程度的措施[6]。

(3)汽封磨损及高压进汽插管密封泄露是造成中轴封平衡盘漏汽率超标的主要原因，通过加强对上述部位的检查、修复及改造，可以达到降低漏汽率及节能降耗的目的。

摘要：对高中压合缸汽轮机组,平衡盘漏汽是影响机组经济性的原因之一。通过对不同容量及类型机组开展平衡盘漏汽试验,得出高中压合缸机组中轴封漏汽率高于设计值情况较为普遍,变汽温法也是测量平衡盘漏汽率的简单有效方法。结合不同机组检修及改造经验,指出影响平衡盘漏汽的原因,并提出整改建议,达到节能降耗目的。

关键词：高中压合缸,变汽温法,平衡盘漏汽,布莱登汽封,高压插管,叠片式密封

参考文献

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高中压缸 第3篇

汽轮机高、中、低压缸效率变化对热耗率的影响, 是由制造厂改变高、中、低压缸速度系数方法, 用额定工况的设计参数进行汽轮机及热力系统整体热平衡计算确定的。

1 预备知识 (小偏差法简介)

文献[1]中介绍的方法是根据额定工况下的设计平衡图, 采用小偏差法确定缸效率与热耗率关系。“小偏差法是表示某种现象的关系式的线性化的一种方法, 其原理是当过程的某些参数与原始参数偏差不大时, 用已知的微分关系式, 相当正确地求得这些偏差量之间的关系。”

现实生活中, 的很多物理过程都是非线性的。分析非线性系统的物理过程是非常困难的, 如果把非线性系统的数学模型, 在精度要求许可的情况下, 近似为线性的数学模型, 则对工程上的问题有着事半功倍的效果。小偏差法就是一个典型的可以把非线性问题近似转化成线性问题的重要方法。小偏差法的原理如下:

设有一个非线性的函数:

把式 (1) 展开为泰勒级数为

近似地略去式 (2) 等号右边第二项及以后高阶各项之后, 式 (2) 变成下面的形式

当一个函数有多个变量时, 如下式 (4) 所示:

同时考虑多个变量的变化时, 式 (4) 可以写成下面的小偏差形式

这就是多个变量的小偏差基本方程的形式。当其它参数不变, 给其中任意一个参数一个微小的变化量时, 可以根据式 (5) 计算出该参数的变化对函数变化的影响量。

2 机组概述

以某引进型国产1000MW机组为例, 来进行该机组热耗率的计算, 并在计算出热耗率的基础上计算高、中压缸效率变化对机组整体效率的影响。该机组的参数见下图1[2,3,4,5]:

另外机组主蒸汽流量为2729.51 t/h, 焓值为3493.7k J/kg。再热蒸汽流量为2187.89 t/h, 再热蒸汽焓值为3670.6k J/kg。W代h。L代表高压缸前轴封内部漏汽, 流量为5.77 t/h。L1代表高压缸后轴封内部漏汽, 流量为5.14 t/h。A代表主汽门门杆漏汽, 0.98t/h。低压缸排汽流量为1523.52 t/h。3上汽厂方法3.1热耗率计算以引进型国产1000MW机组为例, 采用下面的公式计算该机组的热耗率[6]: (6) 式中:分别为高、中压缸进汽流量, kg/s分别为高、中、低压缸折合流量, kg/s:分别为高、中、低压缸等熵焓降, k J/kg:分别为高、中、低压缸效率 (此效率包括主汽门、调门及临时滤网等节流损失) :分别为机械效率和电机效率, 的乘积取0.984。折合流量定义为: (7) (8) (9) 式中:各段抽汽焓, k J/kg各抽汽流量, kg/s用小偏差方法求各缸效率变化和热耗率变化关系3.2高中压缸效率变化 (绝对值变化) 引起的热耗率变化高压缸绝对效率变化引起的热耗率变化 (10) 中压缸绝对效率变化引起的热耗率变化 (11) 低压缸绝对效率变化引起的热耗率变化 (12) 整机效率的变化 (13) 从式 (10) ~式 (13) 中不难发现, 这种方法是用折合流量的概念先算出来热耗率, 然后根据高中低压缸效率的变化, 分别计算效率变化对机组热耗率的影响, 最后再把这些计算的结果加起来。根据这些公式该机组在高压缸效率变化1%、中压缸效率变化1%、低压缸效率不变的情况下, 对机组热耗率的影响为0.2 9%。变化的基础上, 假定各缸效率变化对机组整体效率的影响是线性的, 对机组整体效率变化的简单分析计算。前文提到, 蒸汽的流动完全是非线性的, 如果简单把高压缸效率变化对整体效率的变化的影响量、中压缸效率变化对整体效率的变化的影响量和低压缸效率变化对整体效率变化的影响量, 代数相加, 这样在物理现象的解释上也是行不通的。我们不能说, 整体效率的降低或升高, 是因为高压缸效率的降低或升高引起的, 也不能说是因为中压缸或低压缸效率的降低或升高引起的。这种解释只是很表象的解释。例如, 汽轮机转子振动大是因为质量不平衡引起的, 质量不平衡是因为叶片断裂围带脱落引起的, 但是对于一个刚运行了一个月的新机组来说, 为什么会出现叶片断裂呢?深层次的原因我们还是没有弄清楚, 是因为叶片材质的问题, 汽轮机制造安装方面的问题?蒸汽品质的问题, 还是其它方面的问题, 这些还都没弄清楚, 如果再安装上叶片, 还会不会出现这个问题, 这些都没弄清楚。机组整体的效率不高, 我们通过计算发现某个缸的效率低下, 这个缸的效率低下, 我们不能只研究这个缸的问题, 要通过缸效率低下这个现象, 继续再往深的研究这个问题。4上成套方法4.1热耗率计算热耗率的计算用式 (14) 计算[7] (14) 式中:分别为高、中、低压缸的折算理想热降 (考虑重热) :分别为高、中、低压缸的内效率。针对再热凝汽式机组的热耗与各部分内效率的关系式: (15) 对再热凝汽式机组, 可取β=0.70~0.7 5。式中:分别为高、中、低压缸的出力。其中锅炉吸热量采用文献[1]中提供的计算系统吸热量的公式: (16) 式中:是冷凝器中的蒸汽流量:是蒸汽初焓:是凝结水焓:是经再热器的流量:是再热器出口的蒸汽焓:是再热器汽量和焓:, 是中低压缸第j级的蒸汽抽汽量和焓:是各对应于的相对流量。文献[1]中机组功率的计算用下式进行: (17) 吸热量除以功率即是热耗。4.2高中压缸效率变化对热耗的影响 (18) β是中压缸效率变化引起的修正因子, 对再热式凝汽机组, β=0.70~0.75。根据这些公式, 在高压缸效率变化1%、中压缸效率变化1%的情况下, 计算结果为对热耗的影响为0.19%。5热工院方法=++ (19) 式中:是各级相对流量:W汽轮机当量内功率:R汽轮机当量吸热量:各级等熵焓降:H、I、L代表高、中、低压缸:i代表级:G凝结水[8]。这种方法虽然考虑了各级的效率和等熵焓降, 提高了准确性, 但是这样也要求收集到更多的资料, 要有关于各透平级的等熵焓降的资料还要各透平级的流量资料。由于这些资料暂时不可得, 所以没有进行计算。6 ASME PTC 6S提供的方法在用上面的方法或者别的方法计算出机组热耗之后, 可以根据ASME PTC6S中提供的方法计算高中压缸效率变化对机组热耗的影响。高压缸效率变化与机组热耗率变化关系[9]: (20) 中压缸效率变化与机组热耗率变化关系: (21) 式中:是整机功率, k W:是高、中压缸有效焓降, k J/kg:是热再热至低压缸排汽有效焓降, k J/kg:是进高压缸流量, kg/s:是进再热器流量, kg/s:LF是损失系数, 由ASME PTC 6S中图9.2中查得。根据式 (20) ~ (21) 的计算, 在高压缸效率变化1%, 中压缸效率变化1%的情况下, 机组整体效率变化0.22%。 (下转246页)

注:图1中, 各数字代表的是该处的焓值, 单位为k J/kg。

7 分析

7.1 结果分析

从表1中可见, 除了热工院方法需要汽轮机级组的具体参数外, 其它三种均不需要汽轮机级组的具体参数。另外, 其余三种的计算趋势均是:当高中压缸效率减小的时候, 机组热耗率的变化趋势也是减小的。最后, 三种方法的计算结果均在0.20%左右。

7.2 准确性

这四种方法分别提出了计算高中压缸效率变化对热耗影响的公式, 根据这些公式可以定量分析高中压缸效率变化对热耗的定量影响。这些公式的提出都是建立在小偏差法的思路基础上。小偏差法的思路是用“等效”线性系统来代替非线性系统, 这种等效线性系统仅在一定范围内是正确的。小偏差法是以中国常用的线性化方法。

汽轮机的汽流流动是一个完全的彻底的非线性系统。用这种等效线性系统近似代替, 在变化较大的情况下是不合适的。

但是具体在变化多大的情况下, 就可以用小偏差法来代替, 还需要进一步的研究决定。

7.3 热耗的计算

在定量分析高中压缸效率变化对热耗影响的计算中, 首先要计算当前情况下的热耗。在热耗计算时, 不但可以采用前文所述的各种方法, 还可以使用等效热降法、循环函数法、凝汽法、简捷计算法等各种方法。在该例中使用等效热降法计算热耗的结果是7303.0k J/kg, 和热平衡图的7309.8k J/kg相比, 误差小于0.5%。

摘要：文章介绍了西安热工研究院、上汽厂、上海成套院、ASME PTC 6S提供的定量分析高、中压缸效率变化对机组整体性能影响的方法。选择某超临界1000MW纯凝机组为例, 用上述方法分别进行计算, 并对这几种方法进行比较分析。在此基础上, 提出分析高、中压缸效率变化对机组效率影响上的几点新建议。

关键词：高压缸,中压缸,效率,超超临界,机组,性能,汽轮机,热耗

参考文献

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液压缸常见故障分析 第4篇

1 液压缸的泄漏

由于活塞密封件损坏, 导致活塞与缸筒之间形成缝隙, 一般将液压缸的泄漏分为内泄漏和外漏两种情况。内泄漏主要影响液压缸的出力情况、运动速度和工作平稳性等现象;外漏会造成对环境的污染。液压油从进油腔经过缝隙向出油腔泄漏, 造成内泄。油温过高, 导致活塞杆密封件产生热变形, 使密封件在油压的作用下变形, 活塞杆与支承套之间形成缝隙, 液压油从进油腔经过缝隙向外界泄漏, 造成外泄漏。另外, 密封件与液压油不相容而变质, 使密封件老化变形, 失去密封作用, 造成内、外泄漏。

液压缸泄漏的原因:

1.1 密封件的结构形式与材质影响液压缸的泄漏

密封件的结构形式有多种多样, 应根据油缸的应用压力、活塞杆的往复速度、油缸工作的温度等选取不同的材质。如果密封材质太软, 液压缸工作时密封件极易挤入密封间隙中而损伤, 造成液压油的泄漏。

1.2 密封槽与密封件接触表面的质量对泄漏的影响

尺寸精度低、表面粗糙度及形位公差较低, 将导致密封件的损伤, 产生液压油的泄漏。

1.3 密封件磨损与安装对泄漏的影响

密封件的安装位置要求具有较高的尺寸精度和形状位置精度。密封件的磨损和在装配过程中造成的损伤, 是造成液压油泄漏的一个主要原因。

1.4 密封件的失效对泄漏的影响

密封件工作环境温度较高, 将加速密封件的老化, 导致密封件失效而泄漏。当液压系统受到污染, 含有颗粒物的液压油作用在密封件的运动表面上将产生研磨作用, 导致密封件过度磨损而产生泄漏。

1.5 液压缓冲阀磨损对泄漏的影响

对于含有缓冲阀的液压缸, 液压缓冲阀阀芯与阀座的磨损是液压缸泄漏的原因。

1.6 活塞杆弯曲、拉伤、变形对泄漏的影响

缸筒中心线与活塞杆中心线不同心, 活塞杆在往复运动中偏磨造成液压缸过渡磨损而泄漏;液压缸两端铰接孔中心线与活塞杆中心线不垂直, 导致活塞杆两端受力不在同一直线上, 因而容易造成活塞杆受侧向力弯曲变形;液压缸两端铰接孔铰销间隙过大, 活塞杆在往复运动中会变形弯曲。工作时活塞杆暴露在外面, 容易粘附粉尘、砂粒、金属屑等, 活塞杆往复运动, 造成活塞杆表面拉伤, 从而加速密封件的磨损, 导致泄漏的发生。

2 液压缸出现爬行

液压缸作为液压系统中的执行元件, 以直线往复运动或回转摆动的形式, 将压力能转化为机械能输出.液压缸在低速运动时出现跳跃式时停时走的运动现象, 称之谓爬行现象这种现象对于重载、高精度的液压缸的影响尤为明显.发生这种现象的主要原因有:

2.1 液压缸运动机构刚度低, 形成弹性系统, 储存能量和释放能量所产生的时间差造成运动的间歇性;

2.2 系统制造、装配精度差, 使摩擦力增加, 受力情况不好;

2.3 液压缸内工作介质混有空气, 使工作介质

刚度降低, 形成弹性体, 在液压系统动作过程中很容易产生液压缸的跳跃, 从而导致设备损坏;

2.4 液压系统使用时间过长, 零部件变形造成液压缸局部接触处的摩擦力改变

在保证活塞与缸体、活塞杆、缸盖等部件的制造精度、装配精度且工作介质空气很少的情况下, 活塞缸体间的摩擦力成为液压缸爬行现象的主要原因。

3 运行中的不正常响声

液压缸产生的不正常响声主要是相对运动表面的摩擦声和流体声, 金属摩擦声尖利刺耳, 流体噪声为“嘶嘶”的尖叫声。不正常响声产生的主要原因有:金属面之间的润滑油膜破坏或接触压力过高, 滑动面缺少润滑油及密封圈压缩量过大, 活塞上的尼龙支承环与缸壁间的间隙太小或支承环变形过量, 液压缸内进入了空气, 液压缸的内泄漏等。

4 液压缸的速度逐渐下降甚至停止

液压缸速度的逐渐下降达不到规定数值即所谓液压缸的欠速。液压系统所使用的油液, 不像空气那样具有很大的可压缩性, 输往液压缸的油液在中途不会因为负载阻力的增加而被压缩, 液压缸的速度也不会发生变化, 在正常的情况下, 液压泵输送来的液压油, 如果全部进入液压缸, 则液压缸按与此流量相当的速度进行动作。所谓液压缸欠速, 大多是由于输送的压力油, 在油路的中途流回油箱, 或者被其它油路锁消耗, 而工作液压缸得不到应该供给的流量造成的。有时也会由于漏油或液压缸带动的负载有问题等原因出现这种现象。严重时液压缸的速度将下降为零, 即停止动作。

因此, 要对液压缸在运动过程中出现的问题及时确定处理, 减少维修时间。

摘要：液压缸作为液压传动系统的主要执行部件, 在运动过程中所出现的各种问题, 直接影响到整个液压系统的工作效率。因此, 对液压缸故障的分析, 可以有效地减少运动中不必要的维修时间。

关键词：液压缸,泄露,爬行,欠速

参考文献

[1]程绪鹏, 解宁.液压缸低速爬行分析[M].天津理工大学学报, 2006 (5) :70-72[1]程绪鹏, 解宁.液压缸低速爬行分析[M].天津理工大学学报, 2006 (5) :70-72

[2]李壮云.液压元件与系统[M].北京:机械工业出版社, 2005[2]李壮云.液压元件与系统[M].北京:机械工业出版社, 2005

[3]袁美荣.液压缸泄漏原因及维修[J].改装与维修.2006 (6) [3]袁美荣.液压缸泄漏原因及维修[J].改装与维修.2006 (6)

[4]嵇光国.液压系统故障诊断与排除.北京:海洋出版社, 1992.7[4]嵇光国.液压系统故障诊断与排除.北京:海洋出版社, 1992.7

[5]齐英杰.液压设备故障分析.哈尔滨:黑龙江省出版社, 1986[5]齐英杰.液压设备故障分析.哈尔滨:黑龙江省出版社, 1986

高压液压缸受力变形研究 第5篇

1 高压液压缸简介

1.1 液压缸主体结构

该种核电辅具所用液压缸为柱塞式液压缸, 它是一种单作用式液压缸, 靠液压力实现一个方向的运动。其中一种液压缸的主体结构如图1所示:

其结构主要由三部分组成:

(1) 活塞。材料为30CrNiMo8V, 力学性能如下:抗拉强度Rm840-940N/mm2;屈服强度Re≥640 N/mm2;断后伸长率A5≥12%;冲击功KV≥45J;硬度248-278 HB30

(2) 缸体。材料为42CrMo, 力学性能如下:抗拉强度Rm560-760N/mm2;屈服强度Re≥360N/mm2;断后伸长率A5≥12%;冲击功KV≥45J;硬度166-225 HB30

(3) 缸盖。材质为42CrMo, 材料力学性能如下:抗拉强度Rm840-940N/mm2;屈服强度Re≥640N/mm2;断后伸长率A5≥12%;冲击功KV≥45J;硬度248-278 HB30

1.2 液压缸的工况及结构分析

液压缸的工作压力P=92.0MPa, 设计最大压力为Pmax=100.0MPa。在辅具的使用过程中, 液压缸工作频繁, 工作压力过大。在高压状态下需要较长时间保压。

图1所示的液压缸其主要配合面为活塞与缸体的两个配合面, 其配合均为间隙配合, Φ360H7/f7配合的最大间隙:Xmax=0.11mm, 最小间隙:Xmin=0.056mm;Φ180H7/f7配合的最大间隙:Xmax=0.093mm, 最小间隙:Xmin=0.05mm。

液压缸工作时, 高压腔为下腔, 活塞高压区域面积S1=19075.5mm2。缸体高压区域面积缸体底部:S2=S1=19075.5mm2, 缸体四周:S3=1130.4h (mm2) 。其中h为液压缸工作过程中活塞的位移, 单位mm。

2 传统高压液压缸的受力变形分析

高压液压缸安装时缸体固定, 在下腔中通入高压液压油, 由活塞带动拉杆向上移动从而实现核电现场的工作要求, 并且在高压作用下需要保压一段时间。由于该种辅具应用场合的特殊性, 所以对液压缸的设计结构及制造精度具有很高的要求。

2.1 高压液压缸的受力分析

液压缸工作时在下腔中通入高压液压油, 工作压力可达92MPa。下腔活塞的主要受力面为120尺寸面得下端面, 缸体受力面为缸体底部以及缸体四周与液压油的接触面。在整个液压缸的受力面上各部位压强相同。

活塞下端面受力:F1=PS1=1754.9KN

缸体受力:缸体底面受力:F2=F1=1754.9KN;缸体周边受力:F3=PS3=1040h KN

由以上分析可知, 液压缸在工作过程中高压腔的受力均比较大, 在如此大的压力作用下, 活塞、缸体必然产生弹性变形, 从而导致活塞、缸体的几何结构发生变化。

2.2 高压液压缸主体部件的变形分析

在压力作用下, 由弹性变形而引起的活塞、缸体的几何结构变化是一定的, 即活塞向被压侧弯曲, 直径变大;缸体外圆面向外扩张, 直径变大;缸体底面向外弯曲。现对如图1所示的液压缸在受力状态下的变形进行模拟分析, 模拟压力为92MPa, 以确定液压缸各组件的变形情况。

活塞的变形如图2、图3所示, 缸体的变形如图4所示。活塞Φ360f7部分在径向的变形位移为0.10mm, 其数值已接近两者配合的最大间隙0.11mm;缸体Φ360H7尺寸面在径向变形位移为0.18mm, 在高压腔以外的部分, 缸体变形逐渐递减。活塞Φ360f7部分在竖直方向上的变形位移为0.20mm, 缸体在竖直方向上的变形位移各位置不相同, 底部最小, 变形位移为0.059mm, 向上逐渐增大, 在高压腔上液面处达到最大值0.11mm, 以后逐渐递减。

活塞Φ360f7部分在径向和轴向的变形直接影响到活塞与缸体的配合性质, 由于缸体Φ360H7尺寸面在高压腔以上的部分径向和轴向的变形位移很小, 而活塞的变形位移相比缸体变形大的多, 所以液压缸在工作过程中活塞轴向运动会与缸体产生刚性接触, 将缸体内壁划伤, 照成液压缸内泄严重而不能达到设计要求压力, 并且不能保压。

活塞Φ180f7部分在径向向内收缩, 变形位移分别为0.02mm;轴向向下拉伸, 变形位移为0.003mm。缸体Φ180H7尺寸面在径向收缩, 变形位移为0.09mm, 轴向上翘, 变形位移为0.056mm。沿轴线向下, 缸体的以上两个变形位移逐渐减小。由于活塞向内收缩的变形位移比较小, 并且缸体向外扩张的变形位移亦较小, 所以Φ180H7/f7配合面上的变形位移对配合要求不会产生大的影响, 亦不会造成缸体与活塞之间的刚性接触而产生表面划伤。在选取密封圈压缩量足够的情况下不会导致液压缸在Φ180H7/f7的配合面处发生泄露。

3 结论

3.1 关于液压缸材料的选取

选取材料是设计高压液压缸的重要环节, 首先要考虑构件抵抗破坏的能力, 即强度要求。其次还要考虑构件抵抗变形的能力, 即刚度要求。原因是抵抗破坏的能力仅仅是保证了构件在外力的作用下不会被破坏, 而没有考虑在外力作用下构件本身几何结构的变化。刚度要求充分考虑了构件在外力作用下保持本身几何结构的能力, 保证构件本身几何结构的变化在允许的范围内。

构件的变形量与其材料的性能具有直接的关系, 材料本身抵抗变形的能力与材料的三个弹性常量, 即弹性模量E、泊松比μ以及剪变模量G有关, 对于各向同性材料三者之间的关系为[1]

E=G/2 (1+μ)

在零件材料的选取过程中, 要充分考虑零件材料本身的力学性能, 选取E、G值较大的材料, 从而保证零件的刚性得到加强。

3.2 关于液压缸零部件的结构

由以上的分析可知, 液压缸在工作过程中由于受到高压油的压力作用, 活塞、缸体均会产生不同程度的变形。变形可以直接影响到活塞与缸体之间的配合性质, 甚至会使活塞与缸体之间形成刚性接触。配合性质发生变化必然导致密封件的压缩量产生变化, 导致密封失效;活塞与缸体发生刚性接触必然导致配合密封面的划伤, 导致密封失效, 产生内泄。所以在进行液压缸的设计过程中要合理设计各零部件的结构, 一方面增加零件的刚性, 一方面减小零件产生变形导致的密封失效。

参考文献

船用活塞式液压缸故障分析 第6篇

关键词：活塞式,液压缸,故障,预防

0 引言

液压缸是液压系统的执行元件, 它将液压能转换成机械能, 通常实现往复直线运动, 输出推力和速度。按照结构形式不同, 液压缸分为活塞式、柱塞式和转叶式三大类。在登陆舰上用的液压缸主要是前面两种, 用于大门、吊桥和斜坡板液压系统的执行元件。在工作中, 液压缸难免出现故障, 影响系统的正常工作。如果不知道故障的原因并进行有效排除, 将会影响舰艇的技战术性能的发挥。本文重点探讨登陆舰活塞式液压缸的常见故障、预防措施和维修对策。

1 活塞式液压缸常见故障原因和处理措施

1.1 泄漏。

泄漏是液压缸较为常见的故障, 其主要原因有装配不良、密封件质量问题、活塞杆和沟槽加工质量差、油温过高和油液黏度过低等。

1.1.1 装配不良。

液压缸的装配不好导致泄漏, 主要体现在四个部分:一是端盖装偏, 活塞杆与缸筒不同心, 使活塞杆伸出困难, 加速密封件磨损;二是液压缸与工作台导轨面平行度差, 使活塞伸出困难, 加速密封件磨损;三是密封件安装差错, 如密封件划伤、切密封唇装反, 唇囗破损或轴倒角尺寸不正确, 错装或漏装密封件;四是密封压盖安装有偏差, 紧固螺钉受力不匀。这类问题的处理是拆开检查, 重新安装, 及时更换密封件。

1.1.2 密封件质量问题。

密封件出现质量问题, 主要是因为保管期太长, 密封件自然老化失效;保管不良, 变形或损坏;胶料性能差, 不耐油或胶料与油液相溶性差;品质量差, 尺寸不对, 公差不符合要求。处理方法就是更换合适的密封件。

1.1.3 活塞杆和沟槽加工质量差。

一是活塞杆表面粗糙, 活塞杆头部倒角不符合要求或未倒角;二是沟槽尺寸及精度不符合要求。比如设计图纸有误, 沟槽尺寸加工不符合标准, 沟槽精度差, 毛刺多等。这类问题, 要按照要求倒角、去毛刺、修正尺寸。

1.2 活塞移动“别劲”。

活塞移动“别劲”是由于加工精度不高和装配质量不高引起的。加工精度不高主要表现在:缸筒孔锥度和圆度超差, 活塞杆与活塞同轴度差, 活塞杆弯曲, 液压缸内孔直线性不良 (鼓形锥度等) , 缸内锈蚀、拉毛。可以通过检查零件尺寸, 更换无法修复的零件来排除。可以通过校正二者同轴度, 校直活塞杆, 镗磨修复, 重配活塞, 轻微者修去锈蚀和毛刺, 严重者必须镗磨等达到预期效果。

装配质量不高表现在:活塞、活塞杆与缸盖之间同轴度差, 液压缸与主机运动部件平行度差, 活塞杆与导向套配合间隙过小。可以严格按装配工艺装配来排除, 按要求重新装配, 另外检查配合间隙, 修刮导向套孔, 达到要求的配合间隙。针对液压缸端盖密封圈压得松紧不当, 双活塞杆两端螺母拧得太紧, 使其同度不良, 可以调整密封圈, 使它不紧不松, 保证活塞杆能来回用手平稳地拉动而无泄漏;同时螺母不宜拧得太紧, 一般用手旋紧即可, 以保持活塞杆处于自然状态。

1.3 缸内进入空气产生振动。

缸内进入空气的原因有:新液压缸, 修理后的液压缸或设备停时间过长的缸, 缸内有气或液压缸管道中气未排净;缸内部形成负压, 从外部吸入空气;从缸到换向阀之间管道的容积比液压内容积大得多, 液压缸工作时, 这段管道油液未排完, 所以空气也很难排净。建议采取以下措施:一是空载大行程往复运动, 直到把空气排净;二是先用油脂封住结合面和接头处, 若吸空情况有好转, 则把紧固螺钉和接头拧紧;三是可在靠近液压缸的管道中取高处加排气阀。拧开撑气阀, 活塞在全行程情况下运动多次, 把气排完后再把排气阀关闭。

1.4 活塞移动不动作。

活塞移动不动作除了活塞移动“别劲”的原因外, 还有液压缸结构上的问题, 体现在:活塞端面与缸筒端面紧贴在一起, 有效工作面积不足, 故不能启动, 和具有缓冲装置的缸筒上单向阀回路被活塞堵住。可以在端面上加一条通油槽, 使工作液体迅速流向活塞的工作端面, 和缸筒的进出油口位置应与活塞端面错开等达到排除的目的。

2 活塞式液压缸故障预防

液压缸故障既有本身零件加工、装配方面的原因, 也有系统使用不当的原因, 所以要从源头上预防故障发生, 就要从系统的安装、使用与调试方面考虑。严格执行安装要求, 遵守使用注意事项, 做好液压系统的调整。

2.1 严格执行安装要求

安装时, 要选好场地, 保证安装、装配场地的清洁, 对液压缸等重要元件的安装应有足够的维护空间, 以便于清洗和避免外部物体的碰撞和灰尘杂质的侵入外, 同时还要注意以下几点:

2.1.1 进行耐压试验。

安装前对液压缸等一些重要元件进行耐压试验。试验压力可取工作压力的2倍或最高压力的1.5倍。

2.1.2 清洗元件。

如果液压缸等元件放置时间较长, 应该多次进行清洗。对于管路通常进行两次清洗。第一次试装后拆下管路, 用20%的硫酸或盐酸进行酸洗30～40分钟, 然后用10%的苏打水中和15分钟, 最后用温水清洗, 干燥后涂油以备安装。通过清洗后管内部的残存金属粉末、锈、密封材料、丝线、油漆和涂料等。

2.1.3 联接牢靠, 防止泄漏。

各个联接处应牢靠密封, 不能松动漏油。液压缸内部元件的安装固定时, 应用力适当, 防止拧紧力过大使元件产生变形而造成漏油或零件不能滑动。同时不能损坏密封装置, 必须清除破坏密封零件的尖角, 避免使用锐利的安装工具。

2.1.4 进行内部清洗。

液压缸安装好之后, 应进行内部清洗。清洗采用液压工作油或试车油, 清洗时温度在50～80℃, 开始要间歇运转, 然后长时间运转4～12小时。清洗时在回油路上设置滤油器, 清洗到滤油器不再有杂质时为止。

2.2 遵守使用注意事项

在使用系统时, 要熟悉系统的性能、动作原理, 检查油面, 保证系统有足够的油量, 选好合适的油管, 并能正确操作外还应该注意以下事项:

2.2.1 定期检查, 定期换油, 保持液压油的清洁。

这里需要注意几点。第一, 灌油 (或换油) 时应清洗油箱, 油液要用120目的滤网过滤。第二, 油液要定期检查更换, 一般半年至一年左右换一次。第三, 在冬季, 应注意油箱外露的金属处有凝结水进入油箱。第四, 如采用钢管输油, 应把管在油中浸泡24小时, 生成不活泼的薄膜后再使用。

2.2.2 随时清除系统中的气体, 以防止产生振动和引起油液变质。

具体要求:回油管要插入油面以下, 防止带气体进入油内。及时清洗滤油器, 防止吸油阻力增大而把溶解在油中的空气分离出来。油箱的油面应至油标刻线, 吸油侧与回油侧用隔板隔开。液压缸等重要机械上加装排气装置。

2.2.3 系统油温要保持适当。

一般液压机械在35～60℃合适, 如果系统的油温异常上升, 可能因为:油的粘度太大;系统效率太低, 元件容量小, 流速过高等;油箱容积小或散热不好;油质变坏, 阻力增大;冷却器性能不好。

2.3 做好液压系统的调整

液压系统的调整是整个系统的调整, 它能够使液压缸保持良好工作情况, 对预防液压缸发生故障, 具有很重要的作用。在调整液压系统以前, 首先应熟悉液压系统的各种操作和调整手柄的位置、旋向等, 并且需要检查各液压元件的联接是否正确可靠, 油箱中是否有足够的油液等。当外部检查没有问题时, 然后进行空载试车。

先起动主泵, 液压泵运转正常后, 需调整压力控制元件。一般首先调整系统压力控制阀溢流阀, 从压力为零时开始, 逐步提高压力, 使之达到规定压力值然后依次调整各个回路中的压力控制阀。流量控制阀要从小到大逐步调整。同步运动液动机流量控制阀应同时调整, 要保证运动的平稳性。

空载试车正常后即可开始负载试车。负载试车时应检查液压缸是否能完成预定的工作任务, 工作过程是否良好, 有无振动、冲击、噪音、爬行和油液温升过高等不良现象。

参考文献

[1]关子杰著.《润滑油与设备故障诊断技术》, 中国石化出版社, 2007年版, 第12页.

液压缸试验台电控系统设计 第7篇

液压油缸是液压传动系统的一个重要执行元件, 它可以将液压能转变为直线往复运动的机械能, 它结构简单, 工作可靠, 在机械系统中得到了广泛应用。液压缸性能的好坏决定了整个液压系统的性能, 因此对液压油缸的各项性能检测就显得尤为重要。传统的液压缸测试主要采用手工操作的方式, 不仅劳动强度大, 而且工作效率低, 测试数据精度也不高。针对这些问题, 本文设计了一种计算机控制的液压缸试验台, 保留了手动控制的同时增加了计算机自动控制方式, 便于从传统控制方式到自动控制方式的过度。

2 试验台的结构和功能

本液压试验台主要由三大部分组成:液压系统, 电气控制系统, 数据的采集与显示系统, 通过本试验台可以完成液压油缸的出厂检验, 包括对油缸的启动压力测试、往复性能测试、耐压测试、泄露量测试和报表打印等。

2.1 液压系统

液压系统主要包括液压油箱总成1套、液压油泵及电动机组3台套、压力调节和压力输出及回油总管系统、测试接口管路及液压阀。通过高压软管, 将被测油缸接入液压管路, 系统中每台油泵的出口压力可以通过接入的溢流阀进行手动调节, 压力大小主要采用机械式压力表进行测量和显示。

2.2 电气控制系统

电气控制系统的核心为计算机和PLC, 可以分别通过试验台面板和人机界面对每台液压泵的起、停控制, 过载保护, 液压缸的加载控制, 故障报警等功能。由于电机的容量比较大, 控制中采用Y-△启动方式。另外, 通过对相关电磁阀的控制可以实现对液压总管压力的加载或卸载, 控制油缸连杆的伸出或缩回等功能。控制方式有手动操作和计算机控制操作两种。

2.3 数据采集与显示系统

显示系统由试验台操作面板显示和计算机人机界面显示组成。系统中数据的采集主要是通过各个传感器来完成的, 传感器获取的数据分别传送至数字显示单片机和数据采集卡, 分别用于试验台操作面板数字显示和人机界面显示。试验台面板上除了有7个压力表和4个数码表外, 还指示了系统中电动机及溢流阀的工作状态, 报警状况等。在上位机界面中, 系统元件的工作状态则由数据采集卡不断更新显示。

3 电气控制系统设计

3.1 设计方案

在整体的设计中, 选用计算机和PLC作为控制的核心, 采用主从式控制方式。即计算机作为上位机进行集中的监控, 通过软件完成可视化人机界面的设计、数据库的建立、报表的打印等功能;PLC作为下位机, 完成对现场数据的不断采集和输出控制。上位机和PLC之间通过RS232转RS485转换接头连接, 整个系统方案的原理框图如图1所示, 为了实现上位机的实时监控, 各个传感器的数据通过数据采集卡传送至计算机。另外传感器的数据也要传送到单片机, 以便于试验台面板上的数字显示。

3.2 主要设备的选型与设计

3.2.1 上位机

按照控制系统的要求计算机采用Intel的双核处理器E7400, 配联想17寸方屏显示器;数据采集卡选用研华生产的PCI-8333多功能模入模出接口卡, 不仅使用方便而且转换速度快。传感器现场采集的数据经数据采集卡传送至计算机, 上位机的人机操作界面利用面向对象的Visual Basic 6.0集成环境设计, 选择其中的串行通信控件MSComm与PLC进行数据交换, 上位机的操作界面如图2所示。

为了形象地反应出试验中油泵及溢流阀的状态, 界面中模拟出了液压系统的示意图, 如图2右上部分所示。液压系统中电机、溢流阀、油缸等的状态, 传感器的读数都可以实时地显示出来, 起到监视的作用。在控制方面, 人机界面可以设定试验相关的参数, 点击按钮直接完成相关的试验, 并保存试验数据。

3.2.2 下位机

下位机PLC选用西门子的S7-200性价比较高的CPU224, 它集成了14个数字量输入点, 10个数字量输出点, 由于I/O点不能完全满足系统监控的要求, 硬件上还扩展了一个数字量输入模块EM221和一个数字量输出模块EM222, 它们分别集成了8个输入、输出点, 保证系统可靠性的同时也留有一定余量, 便于系统后期的更新和拓展。其中, 使用输入点20个, 输出点15个, 主要起控制作用的I/O分配如表1所示, 另外还包含了滤器堵塞、油温高、油位低等参量的输入与输出。

3.3 试验过程的控制

手动操作方式中, 只需通过试验台上的按钮或动作开关按照一定的流程选择相应动作, 就可以进行试验, 试验中注意观察现场动作, 另外, 还要记录相关的参数和实验结果。

利用计算机进行控制时, 先要做好一定的试验准备, 比如在人机界面中输入油缸参数, 往返次数, 耐压时间等, 一旦选择开始进行某个试验, 计算机可以自动完成并且记录试验数据。

4 结论

本试验台通过某液压缸生产厂的实际运行证明系统运行稳定, 降低了操作人员劳动强度的同时也提高了生产效率和自动化程度, 有一定的实际意义。

摘要：针对传统的液压缸测试效率低、精度差等缺点, 设计了一种计算机控制的液压缸试验台, 不仅精度高, 而且操作方便, 性能可靠, 通过实际的应用, 体现了它的优越性。

关键词：液压缸,PLC,自动控制

参考文献

[1]张晓东.液压缸试验台计算机控制系统的设计[J].机械工程与自动化, 2010, (4) .