压路机螺纹插装阀泄漏原因分析及防松措施

压路机螺纹插装阀泄漏原因分析及防松措施

油压机动态压路机的动态压路机经常出现故障。泄漏点如图1所示，是1插销1和2插销1以及阀的结合部分。为此采取了多种措施,如:更换密封圈,更换插装阀品牌及规格,更改插装孔密封面角度,降低泵溢流压力等对多起漏油现场的照片进行分析发现,漏油插装阀的拧紧标记线均出现错位现象,如图2所示,说明此时插装阀已松动,而当插装阀出现松动后,起主要密封作用的O形圈支撑面将出现间隙,在高压油的不断冲击下,O形圈易被挤出损坏,从而引起漏油振动压路机钢轮的振动由振动液压系统控制,该系统内液压元件长期承受高压冲击和振动。以下从螺纹插装阀受力和螺纹防松的角度,分析其松动原因和应采取的措施。1螺钉插座阀的张力分析1.1安装预紧力计算根据螺纹拧紧力矩与预紧力的关系可知,当插装阀安装时,其螺纹的预紧力为式中:F出现漏油的插装阀其螺纹尺寸为1.2低频双振工况下插装阀所受的作用力该压路机振动液压系统工作原理如图3所示,溢流压力设定为40MPa,振动阀组上溢流阀设定压力为32MPa,其中插装阀1和插装阀2侧面进油口与阀块E口和F口相通,底部进油口与阀块的M口相通。当插装阀1和插装阀2均失电时,前、后振动马达串联,压路机为双振工况,且当液压油从阀块E口流入,经过前、振动马达后从F口流出时为低频双振工况,此时系统工作压力最高。以下将主要分析低频双振工况下插装阀所承受的冲击力。实际测试压路机低频双振工况下阀块E口和M口的压力发现,由于振动轮存在惯性,在起振过程中,E口压力会达到系统溢流压力40MPa,M口达到振动阀组溢流阀设定压力32MPa,在这一瞬间,插装阀1所受液压冲击力最大,其侧面入口压力等于阀块E口压力40MPa,底部压力等于阀块M口压力32MPa,实际测试曲线如图4所示,插装阀1受力如图5所示。由图5可知,该工况下插装阀1所受轴向冲击力:由式(2)可知,插装阀1所受的总轴向冲击力大于其安装时螺纹的预紧力,且由于压路机的施工特点,在工作时需要频繁起振和停振,插装阀1将频繁受到该液压冲击力的作用,易使其预紧力逐渐下降而产生松动。1.3插装阀预紧力计算当插装阀不受轴向冲击力作用时,由胡克定律σ=E×ε可知,插装阀满足以下公式:式中:A同样,对于阀块上的螺纹孔来说,其预紧力:式中:F在插装阀工作过程中,其所受轴向液压冲击力F与螺纹预紧力方向相反,假定此时由于力F所引起的插装阀螺纹段的压缩量为ΔL′,则其总伸长量为ΔL由插装阀的受力平衡可知:由式(6)、式(7)和式(8)可得:而由于不同钢材的弹性模量相差很小,即E由式(10)可知,当插装阀承受轴向冲击力F时,为了使安装螺纹仍有足够大的预紧力F2螺纹插装阀所受轴向冲击力的降低为了增大初始预紧力F经与厂家技术人员沟通,且通过厂家试验确认,该插装阀允许的最大拧紧力矩实际为135N·m。因此后续对该插装阀的装配力矩控制为115±5N·m。经计算,当装配力矩为115N·m时,插装阀螺纹预紧力F另外,为了降低螺纹插装阀所受轴向冲击力,对振动阀组上溢流阀选用4种不同的设定压力:25MPa、28MPa、30MPa和32MPa进行对比测试,发现降低其设定压力对实际施工参数影响较小,而对插装阀所受轴向冲击力影响很大,经对比后将阀组上溢流阀设定压力改为28MPa,此时插装阀所受总轴向冲击力最大为:由式(11)可知,采用以上两项措施后,理论上可大大增加插装阀的防松能力。经实际验证,增大插装阀装配力矩至115±5N·m和降低阀组上溢流阀设定压力至28MPa后,在后续3年生产的同系列压路机中,再未出现该类插装阀漏油故障。3影响螺纹插装阀振动的其他因素对于不同方向载荷对螺纹松动的影响,国内外有大量技术人员进行过研究,发现侧向交变载荷比轴向交变载荷更易引起螺纹松动为了减少振动工况下侧向交变载荷对螺纹连接的影响,应尽量使插装阀竖直布置,同时可对振动阀组采取适当的减振措施。4插装阀之膜装置改进由于振动压路机在施工过程中,振动阀组上插装阀所受冲击力很大,且承受侧向交变载荷,易导致插装阀螺纹连接松动而引起漏油故障。为了避免插装阀松动漏油,可从以下几个方面进行改进:(1)增大插装阀拧紧力矩,即在获得插装阀厂家的认可下,适当提高拧紧力矩。(2)在实际施工参数允许的情况下,适当降低阀组溢流阀的设定压力。采用前两项措施对本文所述插