大型立式軸流泵運行安全可靠性分析及改造

張 宇， 李 揚， 仇建春

(1. 江蘇省太湖地區(qū)水利工程管理處， 江蘇 蘇州 215128； 2. 江蘇省江都水利工程管理處， 江蘇 揚州 225200； 3. 揚州大學(xué) 水利科學(xué)與工程學(xué)院， 江蘇 揚州 225009； 4. 河海大學(xué) 水資源高效利用與工程安全國家工程研究中心， 南京 210098)

江都水利樞紐是國家南水北調(diào)東線工程的源頭工程，以四座大型電力抽水站為核心，江都第四抽水站(江都四站)是其中規(guī)模最大的泵站，采用大型立式軸流泵，兼具流量大、可靠性高和運行維護(hù)方便等優(yōu)點，發(fā)揮著調(diào)水、排澇、通航和發(fā)電等綜合效益[1-2].江都四站的安全有效運行關(guān)系重大，經(jīng)過長期運行在機(jī)組大修時發(fā)現(xiàn)，葉輪外殼鑄鐵件部分氣蝕嚴(yán)重，鑲嵌不銹鋼開裂，葉輪密封漏油等故障，經(jīng)過維修處理解決了已發(fā)生的故障.為避免軸流泵故障頻發(fā)，需要對其進(jìn)行可靠性驗證，而力學(xué)特性分析是評價結(jié)構(gòu)安全的重要途徑.關(guān)于軸流泵的力學(xué)性態(tài)研究，其結(jié)構(gòu)內(nèi)部湍流流態(tài)特征分析尤其重要[3-5].軸流泵內(nèi)部流態(tài)十分復(fù)雜，一般為三維非穩(wěn)定湍流，并可能伴隨分離、二次流、氣蝕、葉尖泄漏等流動現(xiàn)象[6].嚴(yán)重時，非穩(wěn)定流態(tài)還會引發(fā)機(jī)組振動，并導(dǎo)致軸承磨損、泵站效率降低、縮短機(jī)組的零部件壽命等問題[7-8].因此，如何準(zhǔn)確地模擬和分析軸流泵內(nèi)部湍流流態(tài)特征，并根據(jù)流態(tài)數(shù)值模擬結(jié)果對軸流泵進(jìn)行力學(xué)特性分析，對指導(dǎo)軸流泵的安全有效運行具有重要意義.在研究和分析軸流泵內(nèi)部湍流流態(tài)特征方面，國內(nèi)學(xué)者已取得一定的研究進(jìn)展[9-13].但是，不少關(guān)于軸流泵流態(tài)的模擬研究忽略了分子粘性系數(shù)的影響，這種假定在模擬離開壁面一定距離的高雷諾數(shù)(Re)流態(tài)區(qū)域適用.但是，在與壁面相鄰近的低雷諾數(shù)區(qū)域，分子粘性系數(shù)影響相應(yīng)較大，不容忽視.

本文采用壁面函數(shù)法模擬壁面附近區(qū)域的流動，基于對數(shù)分布律對壁面附近低雷諾數(shù)區(qū)有效擴(kuò)散系數(shù)和k、ε邊界條件進(jìn)行了定義，采用有限差分法對低雷諾數(shù)湍流模型進(jìn)行求解，并對軸流泵的湍流流態(tài)和軸流泵受力特性進(jìn)行了數(shù)值分析.在此流態(tài)模擬分析結(jié)果基礎(chǔ)上，結(jié)合三維空間有限元數(shù)值模擬技術(shù)，采用材料力學(xué)中提到的第四強(qiáng)度理論，對軸流泵進(jìn)行剛強(qiáng)度校核分析.通過對軸流泵調(diào)節(jié)拉桿和葉片表面進(jìn)行受力分析，結(jié)合軸流泵的流態(tài)模擬分析結(jié)果，對拉桿的調(diào)節(jié)力和驅(qū)動力進(jìn)行了求解.以江都四站軸流泵為研究對象，將所提方法用于三種工況下該結(jié)構(gòu)的力學(xué)性態(tài)研究和分析，驗證了江都四站軸流泵力學(xué)性態(tài)的安全性.經(jīng)過排查分析，葉片、調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)拐臂受力均在正常范圍內(nèi)，而液壓站外置、葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜、管路接頭多等造成滲漏油等故障頻發(fā).

1 立式軸流泵故障分析處理

1.1 葉輪外殼氣蝕故障與分析處理

江都四站2008年進(jìn)行主機(jī)組更新改造后共安裝7臺2900ZLQ30-7.8型軸流泵，配套TL3400—40/3400同步電動機(jī)，總裝機(jī)容量23 800 kW，設(shè)計流量210 m3/s，泵站設(shè)計揚程7.8 m.2016年在運行中發(fā)現(xiàn)1號主水泵葉輪發(fā)生金屬碰擦音，停機(jī)后開展水導(dǎo)檢查，發(fā)現(xiàn)葉輪外殼內(nèi)嵌不銹鋼出現(xiàn)裂縫，垂直方向長度約為7 cm，水平方向約為1 m，如圖1所示.不銹鋼下方空鼓，不銹鋼上下兩側(cè)鑄鐵件部分產(chǎn)生大量的氣蝕坑，經(jīng)分析主要由于葉輪在運行中產(chǎn)生氣蝕，首先破壞了鑄鐵部分，隨著運行時間不斷延長，不銹鋼與鑄鐵件部分的接觸面逐漸因氣蝕而脫離，空鼓的不銹鋼與葉輪碰擦產(chǎn)生裂縫.經(jīng)查其余6臺機(jī)組葉輪外殼鑲嵌不銹鋼下方均出現(xiàn)大量氣蝕坑，暫未出現(xiàn)不銹鋼空鼓碰擦現(xiàn)象.

圖1 葉輪外殼內(nèi)嵌不銹鋼裂縫Fig.1 Cracks of stainless steel embedded in impeller shell

葉輪外殼鑲嵌不銹鋼開裂的處理采取返廠進(jìn)行受損部件重新鑲嵌的方式進(jìn)行解決.針對所有機(jī)組出現(xiàn)了鑄鐵件氣蝕的故障，通過對氣蝕面進(jìn)行清理后，采取環(huán)氧樹脂粘接填補(bǔ)，再進(jìn)行磨平處理的工藝流程進(jìn)行修復(fù).

1.2 受油器發(fā)熱抱死故障與分析處理

2019年7號主機(jī)拉桿上方受油器浮動瓦與調(diào)節(jié)桿抱死，嚴(yán)重發(fā)熱燒損，葉片失去角度調(diào)節(jié)功能，操作油管受損面如圖2所示.停機(jī)后檢查發(fā)現(xiàn)葉輪密封老化導(dǎo)致漏油，滲漏部位如圖3所示.受油器在運行中由于調(diào)節(jié)桿與浮動瓦一直處于相對運動中，當(dāng)油供給不及時，導(dǎo)致調(diào)節(jié)桿與浮動瓦之間缺少油進(jìn)行潤滑，銅制的浮動瓦受熱膨脹，進(jìn)一步抱死調(diào)節(jié)桿，以致燒損失去調(diào)節(jié)功能.對7號主機(jī)受油器燒損部件進(jìn)行更換，葉輪密封漏油則返廠更換密封件.通過維修的方式可以延長葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的使用時間，但并未解決故障多發(fā)的根源問題.

2 軸流泵可靠性分析

針對四站葉輪外殼氣蝕、調(diào)節(jié)桿抱死、葉輪密封漏油等故障的發(fā)生，本文在進(jìn)行維修的基礎(chǔ)上需要進(jìn)一步對系統(tǒng)的可靠性進(jìn)行安全判定，排查出故障隱患部位并進(jìn)行維修乃至改造.本文采用計算流體動力學(xué)(computational fluid dynamic，CFD)技術(shù)分析四站立式軸流泵的力學(xué)性態(tài)，研究其可靠性.

圖2 操作油管受損面Fig.2 Damaged surface of operation oil pipe

圖3 葉輪密封滲漏部位Fig.3 Leakage part of impeller seal

CFD技術(shù)是目前解決三維流動問題的重要方法，該技術(shù)通過數(shù)學(xué)方程描述物理現(xiàn)象，采用相對簡單的代數(shù)方程組實現(xiàn)數(shù)值模擬計算，以求得復(fù)雜流體流動的近似值[14-18].CFD數(shù)值模擬技術(shù)主要運用流體力學(xué)基本控制方程，包括連續(xù)性方程、能量/動量守恒方程.

對于湍流模型，本文選用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型(standardk-ε)，并采用SIMPLE算法實現(xiàn)流體速度和壓力的代數(shù)修正.由于湍流模型一般為高Re數(shù)模型，適用于離開壁面一定距離的湍流區(qū)域，對于高Re數(shù)模型區(qū)域，分子粘性系數(shù)μ很小，可忽略不計.對于靠近壁面的粘性底層，Re數(shù)很低，有必要考慮分子粘性的影響.

一般情況下，低雷諾數(shù)湍流模型和壁面函數(shù)是計算靠近壁面區(qū)域建模的有效方法.其中，低雷諾數(shù)模型較為復(fù)雜，需要在粘性底層中布置較多的節(jié)點；而壁面函數(shù)法可以將與壁面相鄰的第一個節(jié)點布置在旺盛湍流區(qū).使用壁面函數(shù)法可以有效降低計算消耗，但是該方法對于受粘性力影響的區(qū)域，如粘性底層及過渡區(qū)等是無法解決的.因此，壁面函數(shù)法對于壁面附近區(qū)域的流動更為適宜，該方法可以有效地確定擴(kuò)散系數(shù)和k、ε邊界條件，其主要步驟如下：

1) 假設(shè)在壁面附近粘性底層以外的區(qū)域，無量綱速度分布服從對數(shù)分布律，其表達(dá)式為

(1)

(2)

(3)

式中，k為湍動能.

2) 在劃分網(wǎng)格時，把第一個內(nèi)節(jié)點P布置到對數(shù)分布律成立的范圍內(nèi)，即配置到旺盛湍流區(qū)域.

3) 一個內(nèi)節(jié)點與壁面之間區(qū)域的渦粘性系數(shù)μt按下式確定，即

(4)

式中，uW為壁面上的速度.因此可導(dǎo)出第一個內(nèi)節(jié)點上μt的計算式.在第一個內(nèi)節(jié)點上與壁面相平行的流速滿足對數(shù)分布律，即

(5)

式中，E為與表面粗糙度有關(guān)的常數(shù)，E=9.8.

將式(4)、(5)相結(jié)合，得到節(jié)點P與壁面間的湍流粘性系數(shù)為

(6)

式中，μ為分子粘性系數(shù).可以看出，上述算法成功的關(guān)鍵在于準(zhǔn)確確定壁面上的渦粘性系數(shù)μt.

4) 對第一個節(jié)點P上kP和εP的確定方法做出選擇.kP值仍可按k方程計算，其邊界條件取為?k/?y=0(y為垂直于壁面的坐標(biāo)).P點的ε值可通過代數(shù)方程求解，本文采用按混合長度理論計算，即

(7)

3 故障排查與解決

通過軸流泵內(nèi)部流動模擬分析、葉片強(qiáng)度計算、調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)受力分析、葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)故障分析等方面逐步排查立式軸流泵的故障隱患.

3.1 軸流泵內(nèi)部流動模擬分析

3.1.1 計算模型

本文以軸流泵裝置為分析對象，數(shù)值計算區(qū)域如圖4所示，其中包含進(jìn)水流道、葉輪(4個葉片)、導(dǎo)葉部分(7個導(dǎo)葉片)和出水流道.為了計算軸流泵裝置內(nèi)部的流動，將整個流動區(qū)域劃分為轉(zhuǎn)子區(qū)域和定子區(qū)域.考慮到轉(zhuǎn)子區(qū)域附近的流動規(guī)律復(fù)雜，為有效模擬流場變化，在進(jìn)行網(wǎng)格剖分時，將轉(zhuǎn)子所處區(qū)域剖分得較密集一些，而流動相對穩(wěn)定的定子區(qū)域則剖分得較稀疏，以構(gòu)建合理的網(wǎng)格剖分區(qū)域，最后剖分得到的網(wǎng)格如圖5所示.

圖4 計算區(qū)域示意圖Fig.4 Schematic diagram of calculation area

圖5 軸流泵裝置三維有限元網(wǎng)格Fig.5 Three dimensional finite element mesh of axial flow pump device

3.1.2 邊界條件

2) 出口邊界條件.對于不可壓流動，假設(shè)出口邊界條件滿足充分發(fā)展，且邊界參數(shù)對上游無影響.出口的各項參數(shù)則可外推求解，且各參數(shù)沿流線方向梯度為0，即

(8)

式中：φ為湍動能函數(shù)方程；n為垂直于壁面的局部坐標(biāo).

3) 周期性條件.假設(shè)轉(zhuǎn)輪流道的進(jìn)口和出口延伸段滿足周期性邊界條件，即

φleft=φright

(9)

式中，φleft和φright分別為單周期流域進(jìn)口與出口左右側(cè)節(jié)點內(nèi)的通量變量值.

4) 固壁條件.對于固體邊壁，本文采用粘性流體無滑移條件，脈動速度為0，時均速度也為0，ε設(shè)定為較小的有限值.

3.1.3 三維湍流流場模擬分析

基于江都四站軸流泵實際運行情況和前期設(shè)計資料的分析，對軸流泵在不同葉片角度、不同流量的工況下進(jìn)行三維湍流流場分析.在分析過程中，坐標(biāo)原點取在葉輪中心，始終以軸流泵裝置出口處的靜壓力為參考壓力，其值為0.

根據(jù)實際工作要求，本文研究分析三種工況，三種工況的葉片角度分別為4°、-2°和-6°，對應(yīng)的泵送流量Q分別為42、35和31 m3/s，泵轉(zhuǎn)速n均為150 r/min.按照上述模擬方法，可計算得到三種工況下的流線分布和靜壓分布，如圖6～8所示.圖中顯示的壓力為對應(yīng)位置的相對壓力，計算得到的葉輪和導(dǎo)葉表面靜壓分布可為下一步軸流泵受力特性分析提供技術(shù)支撐.

3.2 軸流泵葉片強(qiáng)度計算分析

采用三維空間有限元模擬技術(shù)對軸流泵葉片進(jìn)行強(qiáng)度計算分析，假定葉片為線性定常系統(tǒng)，且為線彈性體，其實體建模如圖9所示.在對模型進(jìn)行網(wǎng)格剖分時，葉片選用十節(jié)點線性應(yīng)變四面體單元剖分，可得葉片網(wǎng)格剖分模型如圖10所示，共有節(jié)點27 980個，單元總數(shù)為15 477.葉片所受荷載包括自重、水壓力和葉片旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力等，其中自重和離心力作用在整個葉片結(jié)構(gòu)上.葉片樞軸和輪轂采用剛性連接，即在葉片樞軸與軸套接觸面上節(jié)點的6個自由度均設(shè)為0.在進(jìn)行強(qiáng)度校核時，采用第四強(qiáng)度理論的Von Mises Stress進(jìn)行校核.

由此可計算得到三種工況下的葉片應(yīng)力和應(yīng)變，如圖11～13所示.可以看出，葉片最大變形在輪緣的進(jìn)水和出水側(cè)處，應(yīng)力集中在葉片根部，應(yīng)力最大值分別為36.52、24.79和20.60 MPa.葉片材料為ZG0Cr13Ni4Mo，材料水中疲勞極限σ為171 MPa，因此，葉片最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的水中疲勞極限，實際運行工況下葉片均在安全極限下運行.

3.3 軸流泵調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)受力分析

圖14為軸流泵調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)工作受力示意圖.由圖14可以看出，軸流泵的拉桿受力主要包含自重和葉片表面上的壓力，因此，葉片表面的受力分析就顯得尤為重要.可調(diào)節(jié)葉片會受到水壓力、離心力及機(jī)械摩擦力等外力所組成的力矩作用，調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)必須克服這些力矩才能改變?nèi)~片安裝角度，從而適應(yīng)工況變化.

圖6 葉片角度為4°，流量為42 m3/s時的流場速度和靜壓分布

圖7 葉片角度為-2°，流量為35 m3/s時的流場速度和靜壓分布

圖8 葉片角度為-6°，流量為31 m3/s時的流場速度和靜壓分布

對于軸流泵葉片所受的水力矩，可通過對軸流泵裝置的流場分析得到，三種工況下的葉片水力矩Mh分別為11 341、3 083和-3 624 N·m.葉片的離心力矩由于離心力方向與葉片轉(zhuǎn)動樞軸不共面，由此形成對葉片轉(zhuǎn)軸的作用力.旋轉(zhuǎn)角速度、葉片幾何尺寸及葉片安放角等是影響該力矩的主要因素.據(jù)此可計算得到葉片轉(zhuǎn)角為+4°、-2°、-6°時的葉片離心力矩Mc分別為8 332.09、7 706.03和6 669.23 N·m，離心力矩隨著葉片角度增大而增大，并且葉片離心力矩表現(xiàn)出葉片向關(guān)閉方向旋轉(zhuǎn)的趨勢.

圖9 葉片實體Fig.9 Blade entity

圖10 葉片計算區(qū)域網(wǎng)格圖Fig.10 Meshing of blade calculation area

圖11 葉片角度為4°，流量為42 m3/s時的葉片應(yīng)力和應(yīng)變分布圖

圖12 葉片角度為-2°，流量為35 m3/s時的葉片應(yīng)力和應(yīng)變分布圖

圖13 葉片角度為-6°，流量為31 m3/s時的葉片應(yīng)力和應(yīng)變分布圖

圖14 軸流泵調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)工作受力示意圖Fig.14 Schematic diagram of working force of regulating mechanism in axial flow pump

葉片所受的摩擦力矩主要由葉片與軸套、葉片與卡環(huán)之間的摩擦力產(chǎn)生，而摩擦阻力大小受葉片受力狀態(tài)影響，準(zhǔn)確分析葉片受力才能得到較合理的摩擦力，由此分析得到的葉片與軸套以及葉片與卡環(huán)之間的作用力，用以準(zhǔn)確計算葉片轉(zhuǎn)動時需要克服的正壓力，即得到葉片上的摩擦力，進(jìn)而得到葉片調(diào)節(jié)需要克服的摩擦阻力.由此可計算得到三種工況下的葉片摩擦力矩分別為1 540、1 448和1 457 N·m.

Qqlq=±(Mh+Mc)+Mt

(10)

式中：Qq為轉(zhuǎn)臂上的驅(qū)動力；lq為轉(zhuǎn)臂長；Mh為葉片水力矩；Mc為葉片離心力矩；Mt為摩擦力矩.在計算時，驅(qū)動力Qq對葉片產(chǎn)生的驅(qū)動力矩為Mp=Qqlq，主要用于克服Mh、Mc和Mt.當(dāng)調(diào)節(jié)桿下移時，葉片角度減小，式(10)則可取正號；反之，取負(fù)號.

圖15為曲臂連桿機(jī)構(gòu)的受力示意圖，該機(jī)構(gòu)是軸流泵的主要調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu).圖15中，φ為葉片轉(zhuǎn)臂與水平位置的夾角，并規(guī)定自水平線開始算起，順時針為正；垂直于連桿位置的偏轉(zhuǎn)角為β.

圖15 連桿機(jī)構(gòu)受力示意圖Fig.15 Schematic diagram of force of linkage mechanism

設(shè)連桿長為l，葉片在調(diào)節(jié)過程中，則有

lqcosφ+lsinβ=lq

(11)

若不計連桿的兩個鉸鏈的摩擦損失，則整個軸流泵的拉桿調(diào)節(jié)力可表示為

(12)

式中，Z為葉片個數(shù).

據(jù)此可計算三種工況下葉片調(diào)節(jié)所需的調(diào)節(jié)力，當(dāng)拉桿上移時，式(10)中取負(fù)號，三種工況對應(yīng)的拉桿調(diào)節(jié)力分別為-16.79、69.39和134.29 kN；當(dāng)拉桿下移時，式(10)中取正號，三種工況對應(yīng)的拉桿調(diào)節(jié)力分別為51.98、-36.28和-101.06 kN.拉桿調(diào)節(jié)力均在最大允許調(diào)節(jié)力300 kN的安全范圍內(nèi).

3.4 葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)故障分析與改造

通過以上計算可知，軸流泵的葉片強(qiáng)度、曲臂連桿機(jī)構(gòu)受力均在安全范圍內(nèi)，運行穩(wěn)定可靠.系統(tǒng)故障多發(fā)于葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的滲漏油、受油器發(fā)熱抱死等，其根本原因在于葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)油路控制部分的復(fù)雜結(jié)構(gòu)：1)采用外供油系統(tǒng)，多臺主機(jī)的葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)共用一套液壓站，導(dǎo)致管路接頭多，滲漏隱患點多，當(dāng)局部滲漏量過大時影響相關(guān)機(jī)組葉片調(diào)節(jié)；2)受油器的機(jī)械機(jī)構(gòu)導(dǎo)致浮動瓦與調(diào)節(jié)桿之間一直處于相對移動摩擦的狀態(tài)，一旦液壓油潤滑不到位就會導(dǎo)致金屬結(jié)構(gòu)因摩擦大量發(fā)熱，進(jìn)而膨脹抱死，導(dǎo)致葉片調(diào)節(jié)失靈.圖16為原油壓調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)系統(tǒng)圖.

針對以上問題，江都四站開展了內(nèi)置式葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)改造，很好地解決外置式葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的問題，如圖17所示.1)將微型液壓站內(nèi)置于油缸內(nèi)，解決了外置式液壓站管路接頭多、滲漏點多的隱患；2)上置式的油缸、調(diào)節(jié)桿與大軸、葉片同步旋轉(zhuǎn)，解決了原受油器基座不轉(zhuǎn)，浮動瓦和調(diào)節(jié)桿轉(zhuǎn)動導(dǎo)致的發(fā)熱問題；3)每臺機(jī)組單獨一套液壓站系統(tǒng)，各臺機(jī)組之間相互獨立，單臺機(jī)組葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)故障不影響其他機(jī)組.1號主機(jī)組葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)更新改造后于2020年投入運行，累計運行1 451.4臺時，未發(fā)生滲漏油現(xiàn)象.

4 結(jié) 論

江都四站針對運行中發(fā)生的葉輪外殼鑲嵌不銹鋼開裂、鑄鐵部分嚴(yán)重氣蝕、葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)抱死、葉輪密封老化漏油等故障進(jìn)行維修處理的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步對軸流泵力學(xué)性態(tài)展開了研究分析，通過流體動力學(xué)對三種葉片角度下的軸流泵內(nèi)部湍流狀況進(jìn)行了模擬，重點分析了軸流泵的流場速度和靜壓分布.在此分析結(jié)果基礎(chǔ)上，采用三維空間有限元技術(shù)，對軸流泵葉片展開數(shù)值模擬和受力分析，并對葉片強(qiáng)度展開了校核，結(jié)果顯示葉片最大應(yīng)力均遠(yuǎn)小于葉片材料的水中疲勞極限.最后對軸流泵調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)展開了受力分析，由此計算了各工況下拉桿上移和下移時的調(diào)節(jié)力，計算結(jié)果顯示拉桿調(diào)節(jié)力均在安全允許范圍內(nèi).通過逐步排查最終確定了液壓站外置和系統(tǒng)油路復(fù)雜是滲漏油故障多發(fā)的根源.在對故障機(jī)組進(jìn)行維修的基礎(chǔ)上，通過每年一臺機(jī)組進(jìn)行內(nèi)置式葉片調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)改造，逐步消除滲漏油等隱患.

①連接底板 ②調(diào)節(jié)桿 ③底座 ④聯(lián)軸器 ⑤活塞桿⑥油缸 ⑦下高壓油管 ⑧上高壓油管 ⑨集電環(huán) ⑩儲油箱 角度傳感器 激光傳感器 電磁換向閥 液控單向閥 電機(jī) 液壓站 碳刷 回油管 高壓油管 進(jìn)油管 導(dǎo)向軸 活塞 外罩 轉(zhuǎn)子主軸 主電機(jī)上蓋