對包液壓系統原理_故障分析及改進
(1)對包液壓系統
某SLD-140型水平連鑄機組采用全液壓驅動，其中間包對包采用液壓傳動。對包液壓控制系統原理圖如圖Q所示，該系統使用疊加式集成控制方式，具有兩級壓力控制。對包時，中間包未接觸結晶器之前，使用系統額定工作壓力p=7.0MPa進行工作；中間包快接觸結晶器時，馬上進行壓力轉換，系統壓力減至p2=1.5～2.0MPa。當電磁閥2的電磁鐵1DT通電時，壓力油經電磁閥5→疊加式單向閥3→電磁閥2→疊加式單向調速閥1→分流集流閥8，經精密調速閥6、7旁路調整后，分別進入兩缸的無桿腔，推動液壓缸精確同步前行，從而帶動中間包快速前行，開始對包；當中間包快接觸結晶器時，電磁閥5的電磁鐵3DT通電，壓力油經電磁閥5→疊加式減壓閥4，工作壓力減至設定壓力，由于單向閥3的截止作用，壓力油繼續前行，進入液壓缸無桿腔，又由于減壓閥的液阻作用，使液壓缸慢速前行，從而帶動中間包緩慢對上并貼緊結晶器，完成中間包對包過程；當電磁閥2的電磁鐵2DT通電、電磁閥5的電磁鐵3DT斷電時，壓力油經電磁閥5→疊加式單向閥→電磁閥2進入兩缸的有桿腔。推動液壓缸后退，從而帶動中間包后退，完成中間包退包過程。
(2)系統故障分析
該系統投入使用后，發現系統工作很不正常。當減壓閥設定壓力p2 =1. 5MPa時，中間包對包前行的（3DT斷電狀態）速度非常緩慢，達不到設計要求；而3DT通電處于減壓狀態時，中間包前行的速度又比較正常。經過跟蹤分析，發現系統故障的根源出在疊加式減壓閥這個環節上。
圖R(a)所示為疊加式減壓閥的結構圖，其工作原理為：壓力油經A孔進入，經節流口①由通道A′孔流出，A′腔油液壓P經通道②和小孔c作用到反饋活塞1上，使活塞1向左移動。由于作用力和反作用力的相互性，主閥芯2向右移動，壓縮調節彈簧3，在彈簧力的作用下，主閥芯2處于一個平衡位置，從而使節流口①開口一定，壓力油經節流口①的節流作用，工作壓力由P1減至設定壓力P2。
對減壓閥主閥芯進行受力分析，如圖R(b)所示，忽略摩擦力和液動力的影響，主閥芯平衡穩定時：
FA =fk (4-5)
式中 FA——負載壓力反饋作用力，FA =p2A；
fk——設定彈簧作用力，fk=(ΔX+X)K。
由此得出減壓閥的數學模型：
（4-6）
式中 P2——負載腔壓力，
K——彈簧剛度；
X——彈簧預緊量；
ΔX——主閥芯位移；
A——反饋活塞截面積。
對式(4-6)進行數學變換：
ΔX=（p2A）/K-X (4-7)
從式(4-7)可以看出：
①隨著p2增高，ΔX增大，主閥芯右移；
②如果K變小，ΔX增大，主閥芯右移。
由此可得出以下幾點結論。
①當p2較高，K較小時，ΔX較大，當ΔX1≤ΔX≤ΔX2時主閥芯2右移，關閉節流口①，壓力油從A′→A的通道截止，油流不通。也就是說，壓力設定適中，彈簧剛度適合，即減壓閥適合系統要求，并調整得當，則減壓閥具有單向性：從A→A′減壓，從A′→A截止。
②當X較大，K較大時，致使0≤ΔX＜ΔX1時，主閥芯右移，但不足以使節流口①關閉，通道A′→A仍然溝通，也就是壓力設定過高，而彈簧剛度不合適，使減壓閥的單向作用失去，即從A→A′減壓，從A′→A回流。
③當X很小，而P2很高，K也較小，此時ΔX很大，使得ΔX> ΔX2時，主閥芯右移，關死節流口①，而使A′腔與T腔溝通，系統溢流。也就是說，設定壓力很低，彈簧剛度也較小，而負載壓力很高時，減壓閥的單向性能也失去，即從A→A′減壓，而A′→A回流時，A與T溝通溢流，起到壓力沖擊保護作用。
由以上分析可以看出，減壓閥的單向性是隨工況變化而變化的，不宜在系統中突出使用其單向性。
如系統原理圖Q所示，當電磁閥5處于常態時，壓力油(p=7.0MPa)經電磁閥5及單向閥3從A腔倒回減壓閥，由于減壓閥設定壓力(p=1.5MPa)較低，即設定彈簧預緊量較小，而系統壓力較高，致使減壓閥的A腔與T腔溝通，系統處于溢流狀態，壓力油旁通回油箱，因而進入液壓缸的壓力油流量不夠，致使液壓缸前行緩慢。
(3)系統改進
該系統在設計上存在缺陷，必須在減壓閥后面的A通道上加一個單向閱，彌補減壓閥的單向作用隨工況變化而變化的不足之處。此系統中，中間包運動的速度不高且平穩，不存在太大的壓力沖擊，加上單向閥后，即使減壓閥的壓力沖擊保護性能消失也不會影響系統的正常運行。
改進后的系統用一個疊加式雙單向閥替換原系統中的疊加式單向閥3。系統經改進后，一直運行正常。
若沒有疊加式雙單向閥，也可利用雙液控單向閥，撤除其液控功能而改造成一個雙單向閥，裝在系統上。