螺旋压力机新型过载保护装置的结构探讨

摘要：提出了一种适用于螺旋压力机的新型蓄能缓冲型过载保护装置新结构。探讨了其原理和设计计算方法以及在机器力能与效率测试中的应用。

关键词：螺旋压力机；过载保护装置；结构；新型

螺旋压力机虽然也属于定能量输出型锻压机械，但它与锻锤相比在工作原理上也有着显著的区别：锻锤是由动力源把能量直接转化为锤头的动能而实施打击；而螺旋压力机则是动力源把能量先转化为飞轮的转动能然后再通过螺旋副间接转化为滑块的压力能。两者比较，螺旋压力机有以下几个显著特点：①滑块行程速度比较低，通常为0.165m/s～0.7m/s；②在能量转换过程中由于螺旋副中摩擦的存在，传动效率必然有所降低；③由于滑块行程速度低，不利于多次连续压力成形。因此为适应单次压力成形的需要，公称能量通常是锻锤的两倍以上。

由于公称能量大，使螺旋压力机对于过载保护的需要更加迫切，因此飞轮打滑的过载保护便早已在该类设备上得到广泛使用，并且也已经有了许多成熟的经验。但在长期的使用中也暴露了若干缺点有待改进。例如由于摩擦材料的摩擦系数难以准确确定，摩擦功的计算不但复杂，而且误差也大，给调试和生产增加了额外困难；根据文献[2]提供的资料，实测与计算结果相差竟达数倍之多；摩擦材料又是易损件，经常更换不但增加成本，也影响生产；此外，力能测试不但需要浪费许多压塌块，而且也不够准确，等等。因此，对现有螺旋压力机的飞轮打滑过载保护装置的升级改造尤显必要，本装置就是在这样的技术背景下产生的。

1 结构原理

根据螺旋压力机的上述特点而设计的本装置如图1所示。

它是一个专用的小型气液蓄能缓冲器,可直接安放在滑块内（安放在底座内也未尝不可）。由于滑块的行程速度低，基本不存在回程冲击问题，因此取消了回程节流阻尼，从而使得其结构更加简单可靠。缓冲柱塞的上端与螺杆相连接（内部结构仅供参考，不作推荐）。其工作过程如下：在内腔封闭的条件下，预先通过充气补油接口向腔内充氮气至初始压强pc≈140kg/cm2（由气源厂的实际情况而定），然后在同一接口根据需要的缓冲压力Ph由充油泵向内充油至预紧压强py，这样就形成了一个被预紧了的蓄能缓冲垫。当工作压力Pi≤Ph时，缓冲柱塞不工作；当Pi＞Ph时，则缓冲柱塞向下行程压缩气垫吸收能量，从而达到过载保护的目的。工作行程完了，缓冲柱塞随螺杆的返程而复位并带动滑块一起回程。

图1 螺旋压力机新型过载保护装置结构原理

为了防止在热锻时滑块温度的变化引起内部氮气压强py波动从而导致缓冲压力Ph的不稳定，本装置特在放油路上增添了一个小流量的高压溢流阀。这样，当滑块温度升高导致内部氮气压强升高时，通过溢流阀的溢流而降压；而当滑块温度降低后氮气压强降低时，则可通过压力传感器发出信号控制充油泵自动补油来确保py的相对稳定。

为确保安全，本装置内腔的调压介质推荐采用阻燃油。

上述方案中的“溢流-补液”稳压方式和阻燃油也同样适用于文献[1]中的锻锤过载保护装置。

2 设计要点

本装置仍按最恶劣工作条件（全能量无锻件空压）来设计。由于实际工况多半是有锻件变形的正常压力加工，所以按此条件的设计结果是足够安全的。

2.1 缓冲压力Ph的确定

螺旋压力机有公称压力P0和最大工作压力Pm两个主要力学参数，这表明其主要工作范围应在P0以内，但也允许在必要时达到Pm值（故强度设计应顾及Pm）。因此本装置Ph的确定主要以P0为依据，但同时也应该能调整到Pm。需要特别指出的是，就本装置的设计而言，都能满足要求，而且如果按Pm作为缓冲压力的话，则由于此时机器吸收的弹性变形能更多，所以本装置所要吸收的缓冲能反而降低，缓冲行程也更小了，从而使本装置的结构更加紧凑。但与此同时，蓄能缓冲器的预紧油压强py将有所提高，机器的受力将增加，强度的安全系数也有所降低。所以缓冲压力Ph的设定和调整虽然对于本装置来说是方便灵活的，但是用户在使用时应当权衡利弊，谨慎处理。基本的原则是：在尽量满足具体工艺对象成形的条件下，Ph值应取得越低越好，这样既能确保成形，又能更好地满足机器和模具的强度需要，一举两得。

2.2 缓冲压力能Eth的确定

由于螺旋副中摩擦的存在，螺旋压力机在无锻件全能量空压条件下的能量平衡方程为：

E1=Ei+Eti+Emi

式中：E1——机器的公称能量；

Ei——任意压力Pi时的机器弹性变形能；

Eti——任意压力Pi时的本装置所吸收的缓冲压力能。Eti≈Pi△Bi，其中△Bi为本装置的缓冲行程，可由上端预留的间隙B的变化测得。Pi为本装置的缓冲预紧力，可由调整预紧油压强py获得。由于在缓冲过程中py有少许波动，它与氮气腔的原始容积有关，精确计算应考虑修正，后面的简化计算均未作考虑；

Emi——与缓冲压力能Eti相对应的螺旋副摩擦功。

假设螺旋副的传动效率为ηm，即ηm=Eti/（Eti+Emi）,由此可导出：

Emi=[（1-ηm）/ηm]Eti，代入前式可得：

Eti=（E1-Ei）ηm

根据文献[1]，工作压力为Pi时对应的缓冲压力能：

Eti=E1[（E1-Ei）/E1]ηm=E1[（P12-Pi2）/P12]ηm=E1ηiηm同理，当缓冲工作压力为Ph时对应的缓冲压力能：

Eth=E1[（E1-Eh）/E1]ηm=E1[（P12-Ph2）/P12]ηm=E1ηhηm

式中：ηi——工作压力为Pi时与机器弹性变形能Ei相对应的传动效率；

ηh——缓冲压力为Ph时与机器弹性变形能Eh相对应的传动效率。

最大压力P1可由小能量空压法测算而得：

P1=Pi（E1/Ei）1/2

3 实例计算

为便于对本装置计算方法的理解，本文特以文献[2]和文献[3]所提供的630型螺旋压力机的资料对其中的若干主要设计参数作出初步的简化计算（计算中的所有数据仅供参考，不作推荐）。

3.1 根据文献[2]计算

文献 [2]提供的已知条件为：公称能量E1＝7200kg·m；公称压力P0=630t；极限冲击压力（最大压力）P1/P0=2.19，故P1=2.19×630=1380（t）；缓冲压力Ph/P0=1.12，故Ph=1.12×630=706（t）；螺杆的螺旋升角α=13°8′。

需要说明的是，极限冲击压力P1和缓冲压力Ph与公称压力P0的比值在文献原文中明显遗漏了小数点，本文作了更正。

3.2 参数计算

3.2.1 工况1，缓冲压力Ph＝706t（文献[2]）（1）本装置需要吸收的缓冲压力能：

Eth=E1[（P12-Ph2）/P12]ηm

式中：ηm——螺旋副的传动效率。本装置制成后可参照后面4.3节的方法测算；作为简化计算，可近似参考由斜楔机构所推导的关系式ηm=1／（1＋2μcotα）计算，其中μ为机构的摩擦系数，根据实际工况可在一定范围内变动，此处设μ=0.04；α为斜楔角，相当于螺杆的螺旋升角，此处为13°8′。代入得ηm≈0.75。于是，代入全部已知数据后便得到：

Eth=7200×[（13802-7062）／13802]×0.75≈3980 （kg·m）

（2）缓冲柱塞的上端直径主要考虑与螺杆的连接需要，这里暂取小径d=覬40cm，下端直径D= 覬50cm，其环形面积用于承受预紧压力Ph=706t，故其承受的压缩应力：

бy=（706×1000）/[（π/4）×（502-402）]≈1000（kg/ cm2），很安全。

（3）为达到此预紧力，柱塞大径D面上的油压预紧压强：

py=（706×1000）/[（π/4）×502]≈360（kg/cm2）,属于一般高压范围。

（4）柱塞的缓冲行程：

△Bh=Eth/Ph=3980/（706×1000）≈0.56（cm）

（5）一次缓冲行程所需油的体积：

△Vh=（π/4）×D2×△Bh=0.785×502×0.56≈1099（cm3）=1.099（L）

（6）为减少缓冲时的压力波动，暂以15△Vh来确定氮气腔压缩后的体积Vh=15×1.099≈16.5（L）

（7）氮气腔的初始容积V0可按等温条件下的压缩比来确定：

V0=（360/140）×16.5≈42.4（L）

（8）滑块工作温度的影响：

由理想气体的状态方程可知，为确保氮气缓冲压强py的相对稳定（即恒压条件），则它的体积与它的绝对温度成正比。假设滑块的初始绝对温度为t= 273+27=300（K），最终绝对温度为400K，则氮气的最终体积v=（400/300）×Vh=（400/300）×16.5=22（L）,相应地氮气体积增量为22-16.5=5.5（L），此数据也即为溢流阀的排油体积。此时氮气缓冲时的压缩比β= 22／1.099=20＞15，说明在这种情况下，本装置氮气的压力波动更小，因而缓冲性能反而更好。

3.2.2 工况2，缓冲压力调至最大压力Pm＝1000t（文献[3]）

（1）本装置所要吸收的缓冲压力能：

Etm=E1[（P12-Pm2）/P12]ηm=7200 [（13802-10002）/ 13802]×0.75≈2564（kg·m）＜Eth

（2）本装置上端环形面积上的压缩应力：

бym=1000×1000/[（π/4）（502-402）]≈1415（kg/cm2）＞бy

（3）本装置所需的油压预紧压强：

pym=1000×1000/[（π/4）×502]≈510（kg/cm2）＞py

（4）柱塞的缓冲行程：

△Bhm=2564/（1000×1000）≈0.002564（m）=0.2564 （cm）＜△Bh

（5）一次缓冲行程所需油的体积：

△Vhm=（π/4）×502×0.2564≈503（cm3）＜△Vh

（6）按等温条件下的压缩比大致确定此时氮气腔的体积：

Vhm=V0/（510/140）≈42.4/3.64≈11.65（L）＜Vh

（7）缓冲时氮气的压缩比为：

β=Vhm/△Vhm≈≈（11.65×1000）/503≈23.2＞15,说明在此条件下氮气的压力波动更小，因而缓冲性能更好。

由于在计算缓冲压力能时忽略了预紧油压力波动的影响，计算结果稍有偏差。

从以上分析计算可知，本装置的结构设计在技术上是可行的。

4 扩展应用

本装置除了具有过载保护的安全功能以外，还具有一个非常有用的扩展功能，即机器的力能和分类传动效率的测定。

应当指出：由于受氮气腔原始容积V0的影响，缓冲变形时工作压力Pi会随充油压强py的波动而波动。为了提高测量精度，后面在缓冲能量计算时Pi 和py都应当采用在缓冲变形过程中的平均值。

4.1 工作压力的测定

需要测试的工作压力Pi可在公称压力P0和最大压力Pm之间根据需要任意设定并由改变充油压强py而得到。

Pi=py×（π/4）×D2

式中：D——柱塞大端直径。

4.2 工作能量的测定

实际输入的飞轮最大能量E1可通过实测飞轮转速ω后计算得到：

ω=υ/r

式中：υ——飞轮外周线速度，可通过电测法得到；

r——飞轮半径。

E1=（1/2）Jω2

式中：J——飞轮转动惯量,应当由设备计算书给出。

4.3 机器分类传动效率的测定

我们可以把本装置的缓冲变形模拟地理解为锻件的塑性变形，那么就可以把Eti理解为有用功：Eti≈Pi×△Bi。测量△Bi的变化，如果△Bi=0，则说明机器刚性不足，飞轮的输入能量E1全部被机器的弹性变形所吸收，测试压力没有达到Pi的设定要求，即Eti=0，所以此时机器的总效率η为0；如果△Bi＞0，则说明测试压力达到了Pi的设定要求，于是机器的传动总效率：

η=（Pi△Bi）/E1，可代入测试数据直接算得。

由前面已经推导过的Eti=Pi△Bi=E1ηiηm代入得：

η=（E1ηiηm）/E1=ηiηm，于是螺旋副的传动效率：

ηm=η/ηi。根据文献[1]，ηi是工作压力为Pi时与机器弹性变形能Ei相对应的传动效率，可由下式算得：

ηi=（P12-Pi2）/P12

式中：P1——实际输入能为E1时的最大压力，前已指出P1可由小能量空压法测算得到。为提高测试精度，此处Pi应为缓冲变形终了时的实际压力。

这样，就可以通过测量和计算E1、P1、Pi和△Bi等数据，方便地计算出所要求的机器力能参数和分类传动效率。

5 结论

根据螺旋压力机的特点而设计的本装置构思合理，结构简单，克服了原来飞轮打滑过载保护装置的缺点。实例计算也证明了本装置的结构设计在技术上是可行的。同时，本装置也为该类设备的力能和分类传动效率测试提供了一个更加简单而又方便的方法，可避免老方法的压塌块浪费。它将对未来该类新老设备的设计和改造具有重要的参考价值。

参考文献：

[1]朱成康，范常荣.锻锤过载保护装置的原理及结构探讨[J].锻压装备与制造技术，2016，51（6）.

[2] 杜桂春.国内外螺旋压力机两个主要设计参数比较分析[J].辽宁师专学报，2005，7（2）.

[3]JB/T 1194.1-2011，电动螺旋压力机型式与基本参数[S].

Structural discussion about new overload protection device for screw press

ZHU Chengkang,FAN Changrong
（Jinan Foundry and Metalforming Machinery Research Institute Co.,Ltd.,Jinan 250306,Shandong China）

Abstract：A new kind of energy storage buffering type overload protection device which is suitable for the screw press has been put forward in the text.The principle and design calculation method have been discussed,as well as the application in machine force and efficiency test.

Keywords：Screw press;Overload protection device;Structure

中图分类号：TG315.6

文献标识码：B

DOI：10.16316/j.issn.1672-0121.2017.02.013