液压回路设计（精选十篇）
液压回路设计 篇1
随着液压功率匹配控制技术的不断发展, 液压内部系统的电路高质量和功率高效率已经得到业界的认可和肯定。目前高效液压功率匹配回路适应控制技术, 一般是由功率系统和匹配系统进行同步运作, 主要是由负载功率匹配传感控制与流量适应控制两部分组成。负载功率匹配传感控制因为由于液压泵输出的压力、流量与负荷所需要的压力、流量不匹配 (至少不能总是匹配) , 从而在系统的非执行元件上造成较大的压力、流量损失。因此, 设法实现液压泵与负载的功率匹配控制, 以提高系统效率, 是液压系统节能的一种有效方法。流量适应控制是由于用液压比例方向节流阀、减压阀、直流直线测速传感器等元件设计了液压比例闭环速度控制系统, 对发动机纵向进给装置的速度进行控制。高效液压功率匹配回路适应控制技术融合了发动机的高性能和高效率的节能优点, 不但可以提高机械液压动力驱动系统效率, 还可以降低机械系统能耗损失, 促使发动机加快技术的进一步研究开发, 不断提高自身的系数指数和循环作用。
驱动系统发动机在液压系统节能中的一个有效应用是将高效液压功率匹配回路的动能和位能, 以压力能和动力能的形式进行有效的回收和利用, 根据系统的系数变化而形成连续不断的循环效果, 从而减少液压系统能量损失和发热作用。因为进行有效的回收和利用, 可以帮助液压系统在日后的节能工作中更好地节约成本和资源, 不但可以减少浪费, 还可以增加能量的转换。而在高效液压功率匹配回路工作时, 由于各类液压元件 (变量泵、安全阀及执行元件等) 和电压管路中存在压力损失、容积损失和机械损失等, 这些损失不但构成了高效液压功率匹配回路的能量损失, 还会导致高效液压功率匹配回路工作效率的降低。高效液压功率匹配回路工作效率的好坏, 循环的快慢, 对液压设备的性能发挥产生着重要的影响。
在发动机整个功率工作过程中, 系统所负载所需的压力大小、流量多少是变化的。而系统的系数改变则直接影响着发动机的功率改变, 要提高系统的工作效率就要提高发动机的功率匹配效率, 必须尽可能使每个元件部分在正常的工况下进行变量泵的输出压力、流量输出、负载压力和流量输入相匹配, 较好的办法就是采用压力补偿控制、负载传感控制及两者综合作用的压力负载传感控制和能量转换补偿控制。显然, 消除高效液压功率匹配回路中专用节流传感元件的能量损失, 会使液压系统效率进一步提高。数控变量泵功率匹配节能系统, 着眼于消除液压系统中的溢流阀和节流阀的能量损失。
通过高效液压功率匹配回路的研究、分析, 提出发动机-变量泵-负载三者之间功率相互协调匹配的节能控制方案。将发动机、变量泵和负载作为一个动态系统全面研究, 利用机械液压系统压力和发动机动力两个方面来有效实现发动机与液压泵之间的功率匹配控制和发动机的油门定位控制。另外, 还可以利用改变发动机的变量数量和液压系统的排量数量来进行调节系统内部元件运动速度的回路, 称为机械液压系统容积调速回路。这种液压系统容积调速回路因为具备效率高、发热少和循环快的特点, 一般适用于电压大、功率大和匹配大设备的液压系统。
大中型工程机械液压系统在采用高效液压功率匹配回路进行联合调速中, 必须对于初进速度要求的快慢进行后进速度进程的快慢, 再采用限压式变量泵节流调速回路进行分隔;针对在后进速度进程的快慢变化的情况下, 配合调节初进速度要求的快慢, 再采用稳流式变量泵节流调速高效液压功率匹配回路进行节流;对于初进速度要求的快慢和后进速度进程的快慢同步进行的情况下, 机械液压系统的供油压力要求恒定情况下, 一般采用恒压变量泵节流调速高效液压功率匹配回路进行循环。
为了有效解决大中型工程机械液压系统存在的动力不足、功率不够的不足, 可以依据操作人员进行手柄位置信号的定位, 而高效液压功率匹配回路中必须有序控制变量泵输出流量按一定的比例分配到各个负载区域, 实现发动机-变量泵-负载的功率匹配。而液压系统内部的运作与发动机功率匹配系统性能不仅受发动机、液压元件自身性能的影响, 外界的条件因素也起着影响作用, 还取决于各部分元件参数之间是否达到合理的匹配程度。在阀控液压发动机的发展过程中, 液压系统地经历了节流阀控系统、负荷传感 (阀控) 控制系统到泵控系统的过程。负荷传感的优点是按需要向系统提供流量, 基本无溢流损失, 降低能源消耗, 减少系统发热, 达到节能环保作用。阀控液压发动机系统与阀控液压系统相比较耗能更低, 尤其是电子泵控系统与电控发动机的匹配, 加入各种的参数设定, 从而达到低耗能的目的。
阀控液压发动机工作部分液压系统是靠几组差动液压缸来驱动的, 由于差动液压缸两腔面积不相等, 在动作时, 差动缸有杆腔与无杆腔所需要的油液流量也不相等, 因此, 要想实现用一台液压泵闭式直接控制差动缸回路, 必须满足液压泵的两个工作油口的输出油液不相等, 从而对差动缸两腔的流量进行补偿。将发动机、变量泵、多路阀和负载作为一个整体, 采用协调控制策略, 准确地对发动机-泵和泵-负载环节的功率进行协调, 提高了系统功率利用率, 减少了系统能量损失;设计了阀控液压发动机直线行走同步控制回路。阀控液压发动机功率匹配控制系统, 是以变量泵的工作压力为依据, 通过微机的计算可实现自动。但是由于阀控液压系统本身存在的不可避免的节流损失问题, 在增大系统装机功率的同时, 导致阀控液压发动机出现燃油使用量大、耗油高、排放差、液压系统发热量大、效率低等问题。
摘要：文章针对发动机极限载荷保护问题, 在分析其实现机理的基础上, 利用以单神经元PID自适应控制为基础的功率匹配方法, 建立了基于转差率的控制模型, 当外负载变化时, 控制器根据转速感应信号较好地调整液压泵的排量, 使发动机与液压泵基本实现功率匹配, 从几方面分析了发动机无须功率储备即可稳定可靠运行。
关键词：极限载荷保护,单神经元,极限载荷控制,功率匹配
参考文献
[1]罗勇.一种高效液压功率匹配回路[J].贵州工业大学学报 (自然科学版) , 2004 (5) .
[2]张或定.功率匹配液压回路——一种高效率节流调速液压回路[J].工程机械, 1979 (1) .
[3]李西红.基于单神经元PID的履带起重机功率极限载荷控制[A].自主创新实现物流工程的持续与科学发——第八届物流工程学术年会论文集[C].2008.
液压回路设计 篇2
油缸液压回路设计与组装实验
实验指导书
重庆工学院汽车学院机电液控制实验室 2008年1月
学生实验守则
1．学生应按照实验教学计划和约定的时间，准时上实验课，不得迟到早退。
2．实验前认真阅读实验指导书，明确实验目的、步骤、原理，预习有关的理论知识，并接受实验教师的提问和检查。
3．进入实验室必须遵守实验室的规章制度。不得高声喧哗和打闹，不准抽烟、随地吐痰和乱丢杂物。
4．做实验时必须严格遵守仪器设备的操作规程，爱护仪器设备，服从实验教师和技术人员指导。未经许可不得动用与本实验无关的仪器设备及其它物品。
5．实验中要细心观察，认真记录各种试验数据。不准敷衍，不准抄袭别组数据，不得擅自离开操作岗位。
6．实验时必须注意安全，防止人身和设备事故的发生。若出现事故，应立即切断电源，及时向指导教师报告，并保护现场，不得自行处理。
7．实验完毕，应主动清理实验现场。经指导教师检查仪器设备、工具、材料和实验记录后方可离开。
8．实验后要认真完成实验报告，包括分析结果、处理数据、绘制曲线及图表。在规定时间内交指导教师批改。
9．在实验过程中，由于不慎造成仪器设备、器皿、工具损坏者，应写出损坏情况报告，并接受检查，由领导根据情况进行处理。
10．凡违反操作规程，擅自动用与本实验无关的仪器设备、私自拆卸仪器而造成事故和损失的，肇事者必须写出书面检查，视情节轻重和认识程度，按学院有关规定予以赔偿。
重庆工学院
说
明
1.同学可以登录学校的“实验选课系统”（从学校首页登陆：syxk.cqit.edu.cn或从数字校园登录），自己进行实验项目的选择。希望同学们能在每个实验项目开放的时间内尽早进行实验预约（预约时间必须比实验上课时间提前3天），因为学生数量比较多，如果某实验项目开放的时间内同学未能进行实验预约，则错过该实验项目的实验机会，补做就要在该实验项目下一次开放时进行。
2.在学期末因无法完成规定的实验项目个数，该门课程就必须重修。3.如有什么问题，同学可以拨打电话62563127联系李鑫老师。
油缸液压回路设计与组装实验
一． 实验目的
为了提高综合运用各科知识的能力，结合机电传动控制，液压传动与气压传动课程所学的内容，通过对组合机床动力滑台液压系统的分析，结合现有的液压元件，设计出能实现机床的一个典型运动轨迹的运动方案。通过对该液压系统的组装、调试,使之最终能够实现预期的运动轨迹。
通过本实验，要求熟悉常用液压元件的性能和使用方法，油缸的速度控制、定位控制的基本方式，进行一次小型工程设计、制作训练。锻炼大家的动手能力，以及分析和排除故障的能力。
二． 实验背景简介
组合机床是由通用部件和某些专用部件所组成的高效率和自动化程度较高的专用机床。它能完成钻、镗、铣、刮端面、倒角、攻螺纹等加工和工件的转位、定位、夹紧、输送等动作。
动力滑台是组合机床的一种通用部件。在滑台上可以配置各种工艺用途的切削头，例如安装动力箱和主轴箱、钻削头、铣削头、镗削头、镗孔、车端面等。在组合机床液压动力滑台上可以实现多种不同的工作循环，其中一种比较典型的工作循环是：快进-〉一工进-〉二工进-〉死挡铁停留-〉快退-〉停止。完成这一动作循环的动力滑台液压系统采用限压式变量叶片泵供油，并使液压缸差动联接以实现快速运动。由电液换向阀换向，用行程阀、液控顺序阀实现快进与工进的转换，用二位二通电磁换向阀实现一工进和二工进之间的速度换接。
三． 实验要求
1． 熟悉液压元件，电气元件，基本油路的构成。
2． 能根据提供的元件设计一个液压系统的动作循环，可参照油缸 “快进-〉一工进-〉二工进-〉停留-〉快退-〉原位停止”的速度控制和往复位移控制方案，也可自行选题。
3． 掌握液压元件的工作原理及连接方法，完成基本油路的设计及组装。
4． 完成一个从方案设计、油路设计到油路组装、连接以及系统调试、优化等涵盖工程设计实施全过程的训练。
四． 实验原理：
本实验要求同学根据如下液压系统的动作循环设计液压系统原理图
图
1、液压系统的动作循环
五． 实验器材和设备
1.机电液综合实验台 一台
2.液压泵站（含油箱、液压泵、电动机、三位四通阀、溢流阀、液压表）一套 3.五通接头 若干
4.油管（含快换接头）若干
5.油缸、三位四通换向阀，溢流阀 各一个 6.两位两通换向阀，节流阀 各二个
六． 实验步骤及内容
（一）检查、熟悉实验器材和设备：
熟悉实验台上的所有实验器材和设备的性能、用法,本次实验不涉及电气连接。（1）液压泵站：我们采用的液压泵站包含油箱、液压泵、电动机、溢流阀、液压表。液压泵站的输出油压可以通过溢流阀进行调节，在实验中我们的油压一般限制在2MP-3MP之间。
（2）油管、五通接头、油缸、三位四通换向阀，两位两通换向阀，节流阀等都是用快换接头连接的，操作十分方便、连接可靠。具体的连接方法实验指导老师会讲解。
（二）设计组装油路：
（1）油路设计：进行基本油路的设计（压力回路、换向回路和调速回路、液压站）和根据图1所示液压系统的动作循环设计液压系统原理图，经指导老师检查确认。根据同学所设计液压系统原理图，找齐搭建液压回路所需的液压元件。
（2）基本油路的组装：根据自己设计的基本油路进行基本油路的组装。
（3）参看原理图一一连接液压元件：从液压泵站供油口开始连接，注意连接快换接头一定要连接到位，否则在实验中漏油。对三位四通换向阀要找准其P、T、A、B口。
实验完成之后，拆除油路，将液压元件清点无误后，放回原处，并通知指导老师检查。
七． 实验结果及分析：
1、谈谈你在油路组装调试过程中的心得体会。
2、绘制设计的液压系统回路图
3、实验之后，你认为自己设计的液压系统回路有哪些地方需要改进，请详细说明。
八． 预习要求
1． 复习组合机床动力滑台液压系统的工作原理。
2． 设计并绘制基本油路图：液压站基本回路、换向回路、调速回路。3． 复习实验中用到的液压元件的工作原理及用法。
液压回路设计 篇3
关键词:辅助;建模;三维;模拟
中图分类号:TP274+.2文献标识码:A文章编号:1007-9599 (2010) 09-0000-02
Computer-Aided Design in the Application of Hydraulic Circuit
Hao Pengliang
(Shengyang Oil&Gas Transportation Sub-Company,Shenyang110031,China)
Abstract:Along with calculator technical development,CAD (Computer Aided Design,CAD)gradually in engineering design has been widely used, and gradually replace the traditional manual design.SolidWorks software is the world's first Windows-based development of 3D CAD systems,it is powerful,easy to use in this paper,a hydraulic circuit system of Making Animation of CAI to introduce examples of modeling steps SolidWorks software,simulation and re ndering functions are used.
Keywords:Aid;Modeling;Three-dimensional;Simulation
在传统的设计中,有创造性的思维劳动,有综合的分析与判断,也有复杂的计算和精密的绘图等,工作量很大而且有很多重复性的繁琐劳动,要由设计者来完成所有环节的工作,设计效率很低。随着计算机技术的发展,计算机辅助设计(Computer Aided Design, CAD)逐渐在工程设计中得到了广泛的应用,并逐步替代了传统的手工设计。SolidWorks软件是在总结和继承了大型机械CAD软件的基础上,在Windows环境下实现的第一个机械CAD软件。SolidWorks软件为了完善其强大的功能,在内部设置了数个插件。如高级渲染软件PhotoWorks、特征识别软件FeatureWorks等。
一、液压回路的设计
顺序动作回路作为多执行元件控制回路的一种,其功用在于使几个执行元件严格按照预定顺序依次动作。通过控制因素,顺序回路可分为压力检测,位置检测,流量检测和时间设定四种。
其中,压力控制顺序动作回路 利用液压系统工作过程中的压力变化来 使执行元件按顺序先后动作. 使执行元件按顺序先后动作,是液压系统独具的控制特性,有很强的典型性。因此,我们在进行典型液压回路CAI制作时,选择压力控制顺序动作回路作为蓝本。
图1-1即为选定的压力控制顺序动作回路简图。其具体的工作过程是:当按下启动按钮,电磁铁1Y得电,左侧液压缸活塞开始前进。到右端点后,回路压力持续升高,压力继电器1K动作,使得电磁铁3Y得电,右侧液压缸活塞开始前进。按下返回按钮后,1Y和3Y失电,4Y得电,右侧液压缸首先退回到原位,之后回路压力升高,压力继电器2K动作,使2Y得电,左侧缸后退返回原位。
二、液压原件的选择
(一)液壓缸的选择
根据CAI课件演示的基本原则和要求,并根据双作用式单杆活塞缸的基本构造,拟确定本设计实例中的液压缸组成元件有:缸底、法兰、Yx型密封圈、钢筒、活塞杆、O型密封圈、导向套、缸盖、防尘圈、活塞、螺栓、连接螺钉。
(二)液压缸主要尺寸确定
本次设计条件参数
F = 800 N
v = 100 mm/s
P = 210 bar = 22050 Pa
L = 300 mm
液压缸主要尺寸的确定
1.缸筒内径D,通过计算取D为220 mm。
2.活塞杆外径d。因为无法确定该液压缸的速度比λv,故根据活塞杆受力状况来确定活塞杆直径d。由经验公式,取d=0.5D,则d=107.5mm,取d为110mm。
3.缸筒长度s。缸筒长度L由最大工作行程长度L加上各种结构需要来确定,
即:s=L+B+A+C
其中,L为活塞的最大工作行程;B为活塞宽度,一般为(0.6-1.0)D;A为导向套滑动面长度,当D>80mm时,一般取(0.6-1.0)d;C为其他长度(隔套)。
导向套滑动面长度A=(0.6-1.0)d
故取:A=80mm
活塞宽度B = (0.6-1.0) D
故取:B=120 mm
选择液压缸缸筒长度:s=500 mm
4.最小导向长度H。根据经验,液压缸的最小导向长度H= =125mm
又因为导向长度H不够,所以需要在活塞杆上增加一个导向隔套K来增加H值。
隔套K的宽度C:C=H- (A+B)=25mm
(三)齿轮泵的选择
在本设计中,选用CB-B2.5型齿轮泵作为制作实例。
而根据实际需要和演示效果的考虑,确定本设计中制作的CB-B2.5齿轮泵的整体结构中,包括的零件有:弹簧挡圈、压盖、轴承、后盖、键、齿轮、泵体、前盖、螺钉、密封座、密封环、长轴、短轴和圆柱销,并包含卸荷沟。
(四)液压缸其它部分的设计
1.缸筒和缸盖的连接,选用常用在铸铁制缸筒上的法兰连接。
2.活塞与活塞杆的连接,选择螺母连接作为本例液压缸中活塞与活塞杆的连接形式。
3.密封装置。根据本例中的具体需求,选用O型圈密封的方式。
三、建模
根据上文的装配体分解结构,再把分解出的零件以三维建模的思路继续分解成具有相加减关系的各种特征,从而通过“草图绘制——特征建模”的方法制作各种零件。由于具体的建模步骤属于SolidWorks软件的基本操作过程,且较为简单,故在这里不做过多的描述。
唯一值得一提的是各种密封元件的建模方法。由于O型密封圈、Yx型密封圈等元件的外形特点不甚规则,因此利用普通的“拉伸”、“切除”方法难以制作出符合要求的实体。
为解决这一问题,我们首先应该分析出相应密封圈的截面形状,并在一参考平面A上精确绘制出截面的草图。然后在垂直于参考平面A建立的参考平面B上绘制一个通过截面草图的圆。最后可利用“扫描”功能,在建模模式下完成密封圈实体的制作。
四、压力控制顺序动作回路CAI的制作
因为压力控制顺序动作回路装配体所包含的所有零件文件,均是制作的零件实体的简图。因此这一建模过程与上面两种元件的建模相比,更为简单。
但是,CAI课件的核心是把传统教学中的“静”,转化为现代教学中的“动”,因此,如何制作出符合要求的压力控制顺序动作回路演示动画,成为了关键。在制作动画之前,首先要根据零件本身的特点和演示的要求,拟定出动画脚本。
本例中,以对顺序回路的人工操作为界限,可以将整个机构运动分为两大步——按启动按钮之后的动作和按返回按钮之后的动作。因为两个步骤之间并非自动过渡,而是需要人工干预,因此演示动画需要两段来分别表示它们。
因为在压力控制顺序动作回路中,不同的动作过程中有不同的元件受到物理作用,且这些元件之间没有实际机构相连接,因此我们需要在不同的动作过程中根据实际情况不断地调整设定的物理量。因此我们在上文将动画演示分为两大部分的基础上,再将它们分解成不同的视频片断。具体结构如图4-1所示。
图4-1 CAI演示结构图
通过对物理模拟量的不断调整,我们即可同其它动画设定过程一样,通过动画向导在指定的时间范围内制作回路动作的模拟动画。根据上述脚本制作出数个视频片段。最后利用视频编辑软件,如Premier等将所有片段根据脚本进行合成,即可制作出压力控制顺序动作回路的两部分动作的演示动画。
利用编程软件编制相应程序,使得这种人工干预能够切实地体现到CAI课件的演示过程中去,将更加有益于提高演示的效果。
在这里,选择VB6.0作为编程工具,主要使用了MCI控件实现该程序。程序的界面如图4-3所示。在本程序中,通过点击“启动”、“后退”按钮来控制回路两种工作过程视频的播放,以模拟出整个动作过程中的人工干预效果。
程序的源代码如下:
Option Explicit
Private Sub Command1_Click()
Dim mciCommand As String
mciSendString "close MyAVI", vbNullString, 0, 0
mciCommand = "open " + "ok1.avi" + " alias MyAVI"
mciCommand = mciCommand & " parent " & Picture1.hWnd & " style child"
mciSendString mciCommand, vbNullString, 0, 0
With Picture1
.ScaleMode = vbPixels
mciCommand = "put MyAVI window at 0 0 " & _
.ScaleWidth & " " & .ScaleHeight
mciSendString mciCommand, vbNullString, 0, 0
End With
mciSendString "play MyAVI", vbNullString, 0, 0
End Sub
Private Sub Command2_Click()
Dim mciCommand As String
mciSendString "close MyAVI", vbNullString, 0, 0
mciCommand = "open " + "ok2.avi" + " alias MyAVI"
mciCommand = mciCommand & " parent " & Picture1.hWnd & " style child"
mciSendString mciCommand, vbNullString, 0, 0
With Picture1
.ScaleMode = vbPixels
mciCommand = "put MyAVI window at 0 0 " & _
.ScaleWidth & " " & .ScaleHeight
mciSendString mciCommand, vbNullString, 0, 0
End With
mciSendString "play MyAVI", vbNullString, 0, 0
End Sub
Private Sub Form_Unload(Cancel As Integer)
mciSendString "close MyAVI", vbNullString, 0, 0
End Sub
5 結论
通过液压回路系统CAI演示动画的制作实例说明了计算机辅助设计(CAD)在工程设计中的广泛的应用, CAD技术的发展推动了计算机图形图像和现代化机械工程的发展,它提高了设计者的设计效率、缩短了设计周期。CAD技术已经成为工业设计、机械制造业等工程领域不可或缺的重要技术。
参考文献
[1]王茹,雷光明.AUTOCAD计算机辅助设计(土木工程类).北京:邮电出版社,2010
[2]胡仁喜.solidwork2008中文版标准实例教程.北京:机械工业出版社,2010
液压回路设计 篇4
在机械工业中, 传统普通车床仍占有相当比例, 其中部分车床采用液压系统来控制刀具的自动切削加工, 机床电气控制部分多应用继电器—接触器控制来实现, 这类系统元器件多, 体积大, 连线复杂, 可靠性和可维护性低, 故障率高, 工作效率低。随着计算机技术、电子技术等的发展, 计算机控制技术在液压传动控制中也得到了广泛的应用。以计算机技术为核心的PLC (可编程序控制器) 具有抗干扰性强、运行可靠等诸多优点, 在工业自动化领域已被广泛应用[1]。本文即是利用PLC控制技术, 对传统液压回路进行系统控制设计, 变传统电气控制为PLC控制。
1车床液压控制系统的工作原理
1.1 车床液压控制回路的液压元件构成
车床液压控制回路主要由以下原件组成:1个夹紧液压缸用于夹紧工件和卸下工件, 1个横向进给液压缸带动刀具横向进给, 1个纵向进给液压缸带动刀具纵向进给, 6个电磁换向阀控制进给液压缸的前进与后退, 2个调速阀控制进给液压缸的进给速度, 1个双联泵提供液压油输出, 另外采用3个单向阀控制液压油流动方向, 2个减压阀和1个压力继电器监控液压回路的油压。
1.2 车床液压控制回路的工作原理
车床液压控制回路如图1所示, 其作用主要是能够控制车床完成一个完整的切削加工过程, 且工作过程是一个循环, 分为8个步聚:①装件夹紧;②横快进;③横工进;④纵工进;⑤横快退;⑥纵快退;⑦卸下工件;⑧原位停止。各步骤的切换分别由行程开关SQ1、SQ2、SQ3、SQ4、SQ5、SQ6、SQ7控制, 具体工作循环见图2。行程开关主要用于控制液压回路中6个电磁换向阀电磁铁的通电与否, 进而改变液压油流向, 影响液压缸动作顺序, 以完成切削过程。电磁换向阀中电磁铁的通、断电情况见表1。
(1) 装件夹紧。
接通液压回路电源, 按下启动按钮SB1, 电磁铁6YA、7YA通电, 5YA不通电, 两阀右位接入液压回路, 双联泵左侧高压小流量泵提供高压液压油, 保证夹紧力;此时夹紧液压缸右腔进油, 活塞左移, 完成工件的夹紧。
(2) 横快进。
活塞左移到一定位置, 完成工件的夹紧动作后, 压下行程开关SQ1, 此时电磁铁6YA、1YA通电, 7YA断电。6YA通电使得工件一直处于夹紧状态, 直到卸下工件的步骤完成为止;7YA断电使双联泵右侧低压大流量泵提供大流量液压油, 提高进给速度;1YA通电使该阀左位接通, 横向进给液压缸下腔进油, 带动刀具快速进给, 实现横快进动作。
(3) 横工进。
当横向进给液压缸到达切削加工区域时, 压下行程开关SQ2, 此时电磁铁1YA、3YA、6YA、7YA通电。1YA通电使横向进给液压缸继续进给, 3YA通电使该阀左位接通, 此处油路切断, 液压油从其右侧调速阀经过, 从而减低横向进给液压缸进给速度, 完成横向工进, 对工件进行横向切削加工。
(4) 纵工进。
横向切削加工完成, 横向进给液压缸到达一定位置时, 压下行程开关SQ3, 此时电磁铁1YA、2YA、3YA、4YA、6YA、7YA通电, 2YA、4YA通电使两阀左位接通, 纵向进给液压缸右腔进油, 回油从调速阀经过, 液压缸进给速度慢, 带动刀具进行纵向切削加工, 完成纵工进动作。
(5) 横快退。
纵向切削加工完成后, 进给液压缸压下行程开关SQ4, 此时电磁铁2YA、4YA、6YA仍通电。7YA断电使双联泵右侧低压大流量泵提供大流量液压油, 提高进给速度;相对前面加工步骤, 1YA、3YA断电使两阀右位接通, 横向进给液压缸上腔进油, 回油绕开调速阀, 直接回油至油箱, 带动刀具进行横向快速后退。
(6) 纵快退。
横快退完成后, 液压缸压下行程开关SQ5, 此时电磁铁2YA、4YA断电, 使两阀右位接通, 纵向进给液压缸左腔进油, 回油亦绕开调速阀, 直接回油至油箱, 带动刀具完成纵向快速后退动作。
(7) 卸下工件。
纵快退动作完成后, 液压缸压下行程开关SQ6, 此时电磁铁5YA、7YA得电, 6YA断电。7YA通电使双联泵左侧高压小流量泵提供高压液压油, 保证卸下工件动作平稳进行;6YA断电、5YA得电使该阀左位接通, 夹紧液压缸左腔进油, 活塞右移, 撤消夹紧力, 放开工件, 完成卸下工件动作。
(8) 原位停止。
卸下工件后, 活塞杆退回原位, 压下行程开关SQ7, 此时所有电磁铁都断电, 液压系统恢复原始停止状态。
2PLC控制的液压回路控制系统设计
PLC (Programmable Logic Controller) 是一种专为工业环境应用而设计的数字运算操作的电子装置。它采用可以编制程序的存储器, 用来在其内部存储执行逻辑运算、顺序运算、计时、计数和算术运算等操作指令, 并能通过数字式或模拟式的输入和输出, 控制各种类型的机械或生产过程。PLC具有自己的特点:①可靠性高, 抗干扰能力强:PLC由于采用现代大规模集成电路技术, 采用严格的生产工艺制造, 内部电路采取了先进的抗干扰技术, 具有很高的可靠性, 例如三菱公司生产的F系列PLC平均无故障时间高达3×105 h;②配套齐全, 功能完善, 适用性强:现代PLC大多具有完善的数据运算能力, 可用于各种数字控制领域, 目前已经渗透到了位置控制、温度控制、CNC等各种工业控制中;③易学易用, 深受工程技术人员欢迎:PLC作为通用工业控制计算机, 接口容易, 编程语言简单, 容易掌握;④系统的设计、建造工作量小, 维护方便, 容易改造;⑤体积小, 重量轻, 能耗低[2]。
本设计采用三菱FX2N-32MR型PLC进行控制设计。
2.1 液压回路控制系统硬件设计
系统中输入信号由行程开关及按钮产生, 其中按钮SB1控制系统启动, 按钮SB2控制系统停止;输出信号主要控制液压回路中的7个电磁阀。PLC硬件具体输入输出分配见表2。
2.2 液压回路控制系统软件设计
根据前文所述的控制要求, 可绘制出PLC梯形图, 见图3。
3结束语
将传统的液压回路继电器—接触器控制系统变为PLC控制系统, 可充分利用PLC控制的优点, 增加控制的灵活性。让电磁阀与计算机相联接, 可实现数据处理的自动化, 使得自动化程度提高。PLC控制系统具有很好的柔性, 特别是改变工艺路线时, 只需改变控制程序, 不需重新安装系统元件, 不需改变电气控制柜中继电器硬接线逻辑, 投资较少, 灵活性大大提高, 故障率低, 使用起来更加方便[2]。
摘要：介绍了一种车床的典型液压控制回路, 给出了液压控制回路图及其工作原理, 然后利用PLC进行液压控制系统设计, 提供了硬件及软件设计方案。
关键词：液压控制回路,可编程序控制器,设计
参考文献
[1]孙小权.基于PLC的液压实验台控制系统改造设计[J].应用科技, 2006, 33 (11) :23-25.
小型挖掘机液压回路分析 论文1 篇5
毕业设计说明书(论文)
设计(论文)题目: 小型挖掘机液压回路分析 专 业: 班 级: 学 号: 姓 名: 指导教师: 2015年 11 月 1
日
目 录
第一章 概论.......................................................1 1.1前言......................................................1 1.2 小型液压挖掘机简介........................................3 1.3挖掘机国内外发展趋势及研究现状............................4 1.3.1 国外发展情况........................................4 1.3.2 国内发展情况........................................5 1.4本文拟达到的要求..........................................5 第二章 挖掘机液压基本回路分析.....................................6 2.1 限压回路..................................................6 2.2 卸荷回路..................................................7 2.3 缓冲回路..................................................8 2.4 节流调速回路..............................................9 2.5 节流限速回路.............................................10 2.6 行走限速回路.............................................11 第三章 挖掘机液压系统的设计......................................12 3.1挖掘机的功用和对液压系统的要求...........................12 3.2挖掘机液压系统分析.......................................13 3.2.1挖掘机的液压系统原理图.............................13 3.2.2液压系统工作原理简述...............................15 3.2.3液压系统特殊部件作用...............................17 第四章 液压元件的计算与选择......................................18 4.1 液压元件的计算..........................................18 4.1.1液压缸内径.........................................18 4.1.2缸筒壁厚...........................................19 4.1.3缸筒壁厚验算.......................................19 4.1.4活塞杆计算.........................................19
4.1.5活塞杆强度计算.....................................20 4.1.6确定液压系统的工作压力.............................20 4.1.7确定液压缸的主要参数和工作压力.....................20 4.1.8确定液压马达的排量和工作压力.......................21 4.1.9计算液压缸与液压马达的流量.........................21 4.2液压元件的选用...........................................21 4.2.1液压阀的选用.......................................21 4.2.2辅助元件的选用.....................................22 4.2.3液压缸的选择.......................................23 4.2.4液压泵的选择.......................................23 4.2.5液压马达的选择.....................................23 4.2.6发动机的选择.......................................23 总 结............................................................25 展 望............................................................26 致 谢............................................................27 参考文献.........................................................28
摘 要
本次毕业设计课题是小型液压挖掘机的液压系统和工作装置。设计思路是根据液压挖掘机各部分的动作要求，参照同类型其他液压挖掘机来设计。工作装置结构图和液压系统图采用CAD绘制。
小型液压挖掘机主要由结构件、覆盖件、工作装置、行走装置、回转装置、液压系统、动力系统、电器系统等部分构成,最关键核心的是液压系统和动力系统。本文对小型液压挖掘机做了简要介绍，分析了液压挖掘机的主要动作，并根据动作要求设计了挖掘机的液压系统和工作装置。同时对回转装置、行走装置和各液压缸的参数进行初步估算。此液压系统采用液压先导控制，性能可靠，操纵强度低。
关键词：挖掘机；液压系统 ；液压
第一章 概 论
1.1前言
图1.1 挖掘机液压部分
挖掘机的液压系统是挖掘机上重要的组成部分，它是挖掘机工作循环的动力系统。挖掘机的工作环境恶劣，且动臂和底盘动作非常频繁，因此要求液压系统工作稳定，平均无故障时间长,如图1.1。因此，液压系统的性能优劣决定着挖掘机工作性能的高低。液压技术的发展直接关系挖掘机的发展，挖掘机与液压技术密不可分，二者相互促进。液压技术是现代挖掘机的技术基础，挖掘机的发展又促进了液压技术的提高。挖掘机的液压系统复杂，可以说目前液压传动的许多先进技术都体现在挖掘机上。挖掘机的液压系统都是由一些基本回路和辅助回路组成，它们包括限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流调速和节流限速回路、行走限速回路、支腿顺序回路、支腿锁止回路和先导阀操纵回路等，由它们构成具有各种功能的液压系统。随着科技的进步，挖掘机的液压系统将更加复杂，功能更加多样且便于操作控制，工作效率高，耗能少，先进的液压系统会使挖掘机在工程领域发挥更大的作用。
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液压挖掘机是一种多功能机械，目前被广泛应用于水利工程，交通运输，电力工程和矿山采掘等机械施工中，它在减轻繁重的体力劳动，保证工程质量。加快建设速度以及提高劳动生产率方面起着十分重要的作用。由于液压挖掘机具有多品种，多功能，高质量及高效率等特点，因此受到了广大施工作业单位的青睐。液压挖掘机的生产制造业也日益蓬勃发展。
挖掘机液压传动紧密地联系在一起，其发展主要以液压技术的应用为基础。由于挖掘机的工作条件恶劣，要求实现的动作很复杂，于是它对液压系统的设计提出了很高的要求，其液压系统也是工程机械液压系统中最为复杂的。因此，对挖掘机液压系统的分析设计已经成为推动挖掘机发展中的重要一环。
目前液压技术的研究和发展动向主要体现在以下几个方面：（1）提高效率，降低能耗。（2）提高技术性能和控制性能。
（3）发展集成、复合、小型化、轻量化元件。（4）开展液压系统自动控制技术方面的研究与开发。（5）加强以提高安全性和环境保护为目的研究开发。（6）提高液压元件和系统的工作可靠性。（7）标准化和多样化。
（8）开展液压系统设计理论和系统性能分析研究。
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1.2 小型液压挖掘机简介
图1.2 小型挖掘机
业界对小挖没有比较明确的定义，一般认为标准斗容量在0.25m以下或者整机重在13T以下的挖掘机都是小型挖掘机，如图1.2。在公路养护、园林绿化、小区建设、市政工程及农田建设等土方量分散、作业空间狭窄的工况下，小型挖掘机以其体积小、机动性好等优点受到广大用户的青睐。
近几年来，我国的经济活动建设带动了以挖掘机为代表的工程机械行业的快速发展，小挖作为其中一个重要力量也取得了迅速的发展。小挖以其价格便宜、功能多样、机动灵活、作业效率高等优势，逐渐成为挖掘机这个子行业版块的主力军，受到大家的青睐。
小型液压挖掘机价格低、质量轻、保养维修方便，具有独特优势。小型液压挖掘机体积小，机动灵活，非常适用于城镇的各种管道开挖、基础施工、公用事业以及房屋维修等作业。其紧凑的体积、特殊的设计使其能够在大型挖掘机无法施工的第3页
环境中进行作业。由于有相关的液压动力系统，小挖能够安装许多辅助作业工具。尾部旋转半径为零的设计应用，使得小型挖掘机在作业空间有限的环境下作业时挖掘机操作人员无须考虑施工现场是否有障碍物阻碍挖掘机的转动，从而使操作人员能够更专心于铲斗的操作，这也防止了施工现场周围建筑物以及挖掘机自身的损坏。小型挖掘机的动臂与机身铰接的设计，使其能够在一个很大的范围内进行摆动。使得挖掘机在周围有障碍物时也能避开障碍物进行作业而无需经常移动机身。同时，这也使得挖掘机能够便于在墙壁或是围墙的旁边进行挖掘作业。小型液压挖掘机便于各个施工现场间的转移，无需大型拖车或是重型卡车来进行运输，小型的运输工具就可将其运载。不但能够方便运输，还可以大大降低机器的运输费用。
小型工程机械在市政工程、交通等施工中发挥较大优势并得以迅速发展。小型挖掘机在这些工程中为节省人力、物力做出了较大贡献，满足了城市各种作业要求，在城市狭窄的工作空间内能够最大限度地发挥其生产能力，逐步成为城市施工中具有代表性的施工机械。
从全球范围看，小型挖掘机市场已处于成熟发展期，需求稳定并呈缓慢上升趋势，中国的小型挖掘机产业仍处于市场导入和发展的初级阶段，需求持续快速增长。小型挖掘机的发展主要依赖于城市建设的发展，由于城市的改造、建设施工较多，要求施工时间短、施工机械对周围环境影响小、安全、低污染、回转半径小、便于运输以及具有与城市景色相协调的外观。
1.3挖掘机国内外发展趋势及研究现状
1.3.1 国外发展情况
国外小型挖掘机的生产始于二十世纪70年代，1985年以后，由于技术的不断成熟，这种产品得到了快速发展。目前国外小挖产品在可靠性、操作的流畅性和舒适性等方面已经非常完美，而且其驾驶室里美观的内饰及舒适的质感也可与家用轿车媲美。
国外专业生产小挖的公司主要分布在美国、日本、欧洲等国家，比较有代表性的公司比如日本的久保田、小松、洋马等，美国的凯斯和山猫，德国的英孚和英国的JCB等。
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目前国外的小挖主要向着以一机多用的多功能化、以提高操作性能的智能化、以功率匹配控制的节能化、以有限元分析的可靠性设计、以基于微电子技术的智能监控系统设计和以符合人机工程学的驾驶室设计等方向发展。
1.3.2 国内发展情况
目前国内已形成1.5T至13T全系列规格型号的小型挖掘机，在国内占据了大部分市场份额，而且出口量在逐年攀升，其中国内生产小挖比较著名企业的是玉柴和山河智能。现阶段国内小挖的技术水平相比于国外来说还有很大差距，主要体现在整机的功率匹配、操作的稳定性和精确性、产品质量的可靠性以及人性化设计等方面。
现阶段处于仿制后自主提高阶段，生产的大部分是标准型小挖，缺乏自主创新开发能力，特别是在核心液压元件和动力方面受制于人，大部分配件都需要进口。而且很多技术都来自于较成熟的大中型液压挖掘机，在动力匹配和技术创新方面有待进一步突破，特别是国产液压元件要替代进口液压元件还得不断努力。
1.4本文拟达到的要求
本文设计的小型液压挖掘机斗容量为0.23m，整机重量为6吨。挖掘土壤级别为Ⅲ级以下。本文主要对由动臂、斗杆、铲斗、连杆机构组成的工作装置和液压系统进行设计，设计的工作装置和液压系统要能满足挖掘机基本动作要求，并能完成复杂的复合动作。本文主要的设计内容包括小挖工作装置的总体设计和机构挖掘力分析，液压系统的整体设计和设计完成后对关键液压元件进行设计计算并校核。
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第二章 挖掘机液压基本回路分析
图2.1 挖掘机液压控制回路
基本回路是由一个或几个液压元件组成、能够完成特定的单一功能的典型回路，它是液压系统的组成单元。液压挖掘机液压系统中基本回路有限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流回路、行走回路、合流回路、再生回路等，如图2.1。
液压系统基本回路是由一个或者几个液压元件有机连接而成的、能够完成特定动作的典型液压回路，它是挖掘机液压系统的组成单元。液压系统是由基本回路组成的一个有机整体，主要包括限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流调速回路和节流限速回路、行走限速回路、支腿顺序回路和锁紧回路等。
2.1 限压回路
限压回路是用来限制系统压力的，使压力值不超过其一调定值。限压的目的有两个：
一、限制系统的最高压力，避免液压系统和液压元件因过载而损坏，通常用安全阀来实现限压，安全阀设置在液压泵出油口附近油路上；
二、保证系统中某部分的压力保持定值或不超过特定值，通常用溢流阀来实现。溢流阀在调定系统压力
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时，其多余的流量最终通过此阀流回到油箱，因此溢流阀阀口是常开的。
限压回路不仅能限制系统压力，对系统进行卸荷，还能保证挖掘机正常工作。如图2.2所示来说明限压回路的工作原理，当换向阀l处在中位时，液压泵与主回路断开，处于不工作位置；若换向阀处于左位时，液压泵与主回路接通，液压缸上有负载W，则液压缸无杆腔会受到很大的闭锁压力，当此压力很大的话，就有可能损坏管路和液压元件，因此，液压缸的进出油路处都要安装溢流阀2和3。当闭锁压力大于溢流阀的调定压力时，溢流阀2和3就都打开，液压油流回油箱，从而实现卸荷；换向阀处于右位同理。溢流阀的调定压力与液压系统的压力无关，通常溢流阀的调定压力越大，液压缸的闭锁力就越大，对挖掘机的作业就越有利，但过高的压力则会损坏管路和元件，所以一般情况下，高压系统限压阀的压力调定值通常为系统压力的125%上下，若是中高压系统的话比125%还要高。
1.换向阀 2、3.溢流阀 4.液压缸
图2.2 限压回路
2.2 卸荷回路
卸荷回路是设计是为了让挖掘机在不工作时液压泵能以最低的功率运行，从而
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减少发动机的燃料消耗。液压挖掘机卸荷回路通常有换向阀中位卸荷回路（2.2(a)）和穿越换向阀卸荷回路图2.3(b)两种。
在换向阀中位卸荷回路中，通常采用中位机能是M型的三位四通换向阀，当挖掘机不工作时，换向阀处于中位，进油口和出油口联通，油液经过系统能各个换向阀后流回油箱，实现卸荷功能。这种回路通常用于高压的串联液压系统，结构简单，但受系统冲击影响大而且操作很不稳定。
在穿越换向阀卸荷回路中，换向阀采用的是带有过油通路三位六通换向阀，当挖掘机不工作时，换向阀处于中位，液压油液依次经过换向阀通路以最低压力流回油箱，最终实现卸荷。这种回路常用于高压并联系统，受液压换向冲击小，操作时比较平稳而且工作可靠。
（a）换向阀中位卸荷（b）穿越换向阀卸荷
图2.3 卸荷回路
2.3 缓冲回路
当挖掘机的上转台在满斗情况下回转或者在启动、突然间换向和制动时会对液压系统产生很大的液压冲击，从而产生振动和噪音，损坏液压元件。挖掘机的缓冲回路就是为了解决这个液压冲击问题而设置在回转回路中的，原理是挖掘机液压系
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统中回转马达中的高压油压力过大时和低压油路连通，而且还能对马达进行补油。如下图2.4所示为几种比较常见的缓冲回路。
（a）直动缓冲阀式（b）并联缓冲阀式（c）成对单向阀式
1.高压油路 2.低压油路 3、4.缓冲阀 5、6、8、9.单向阀 7.换向阀
图2.4缓冲回路
如图（a）中所示，缓冲阀3和4安装在回转马达的两个油路1和2上，正常工作状态下缓冲阀处于关闭状态。当出现马达停转这种情况时，在高压油路1上的压力油油压会升高，压力油则会打开缓冲阀3流回油箱，实现卸载和消除液压冲击；若马达反转时，不仅缓冲阀3会卸载和消除液压冲击，同时单向阀6打开从油箱吸油对马达进行补油，而且补油量很大。通常缓冲阀的调定压力要低于系统工作的最高压力。
如图（b）中所示，两个缓冲阀是并联在高低压油路1和2之间的，当回转马达停止转动或者反转时，高压油路的高压油就会经过缓冲阀留到低压油路，实现卸荷和消除液压冲击，同时在发转时还能通过单向阀进行补油，但补油量较少。
如图（c）中所示，由四个单向阀5、6和8、9成对的并联在回路里，只有一个缓冲阀3，当马达停转时，高压油先经单向阀5留到缓冲阀3把3打开实现卸荷和消除液压冲击，若马达反转时还可经过单向阀9补油。
2.4 节流调速回路
在定量系统中为了改变执行元件的流量通常是利用带有可变截面的节流阀来实现节流调速的，按照节流阀安装位置不同，节流调速回路一般分为两种：进油节流调速回路，如图2.5（a）和回油节流调速回路，如图2.5（b）。
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（a）进油节流调速回路（b）回油节流调速回路 1.定量泵 2.液压缸 3.节流阀 4.溢流阀 5.换向阀 6.滤油器
图2.5节流调速回路
（a）进油节流调速回路。液压泵前面有过滤,6，液压泵后面安装有溢流阀4和节流阀3，节流阀3和液压泵串联安装在高压油路上，液压油先经节流阀和换向阀再进入液压缸左侧，然后液压缸往右移。如果外负载变大，导致液压缸大腔压力变大，节流阀两端压差减小，流过节流阀的压力油减少，最后液压缸右移速度变慢；若外负载变小，同理可知，活塞缸移动速度变快。这种回路由于油液先经过节流阀，油温会升高，发热量大，泄露会增大，而且工作不稳定，效率低。
（b）回油节流调速回路。与进油节流调速回路想比，主要是节流阀安装在了回油路上，其他工作原理相同。由于节流阀安在了回油路上，油液经过节流阀后直接流回油箱，冷却效果好，而且工作较稳定，效率高。
2.5 节流限速回路
节流限速回路是在液压挖掘机的回油路上安装单向节流阀，从而来保证挖掘机
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工作装置安全作业的，如图2.6所示。动臂缸、斗杆缸和铲斗缸三个液压缸的回油路上都有单向节流阀，可以防止动臂等因自重而下降速度过快而导致危险的发生。
图2.6 节流限速回路
2.6 行走限速回路
为了防止履带式液压挖掘机下坡时因自重而加速行走导致溜车和行走马达吸空，常在液压系统加入行走限速回路，对行走马达进行限速和补油，如图2.7所示。
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1.换向阀 2、3.压力阀 4、5、6、7.单向阀 8、9.安全阀 10.行走马达
图2.7 行走限速回路
当换向阀处于左位1时，行走马达10顺时针转动。若履带式挖掘机下坡时，挖掘机超速行走马达超速旋转，则马达左边油路油压将下降，从而使压力阀3的截面开口变小，经过压力阀3的油液流量将减少，从而实现回油节流，达到限制挖掘机速度的目的；挖掘机行走马达吸空时，进油侧油路上的压力油不够，单向阀7将打开，从油箱里吸油进行补油。若行走马达发生故障停转时，进油侧的油液压力过高，安全阀9将打开，高压油经过安全阀9流回油箱，实现卸荷。当换向阀处于2位时，同理。
第三章 挖掘机液压系统的设计
3.1 挖掘机的功用和对液压系统的要求
挖掘机主要用来开挖堑壕，基坑，河道与沟渠以及用来进行剥土和挖掘矿石。他在筑路，建筑，水利施工，露天开采矿作业中都有广泛的应用。
液压挖掘机的液压系统是由动力元件(各种液压泵),执行元件(液压缸.液压马达),控制元件(各种阀)以及辅助装置(冷却器.过滤器)用油管按一定方式连接起来组合而成。它将发动机的机械能,以油液作为介质,经动力元件转变为液压能,进行传递,然后再经过执行元件转返为机械能,实现主机的各种动作。由于液压系统的功能是传递,分配和控制机械动力,因此是液压挖掘机的关键部分。，液压挖掘机的液压系统都是由一些基本回路和辅助回路组成，它们包括限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流调速和节流限速回路、行走限速回路、支腿顺序回路、支腿锁止回路和先导阀操纵回路等，由它们构成具有各种功能的液压系统。
液压挖掘机的工作过程,包括作业循环和整机移动两项主要动作。
挖掘机一般工作在施工场合,因此工作环境恶劣,这就要求挖掘机的液压系统和执行元件要有足够的强度和非常好的密封性能。由于挖掘机的动作频繁,因此,液压
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元件和管路要能够承受频繁的液压冲击,以保证挖掘机能够长时间安全稳定的工作。设计出便于操作，更加人性化，工作效率高，耗能少的挖掘机，才会在工程领域发挥更大的作用。
3.2 挖掘机液压系统分析
要了解和设计挖掘机的液压系统，首先要分析液压挖掘机的工作过程及其作业要求，掌握各种液压作用元件动作时的流量、力和功率要求以及液压作用元件相互配合的复合动作要求和复合动作时油泵对同时作用的各液压作用元件的流量分配和功率分配。
3.2.1 挖掘机的液压系统原理图
挖掘机的液压系统原理图如下：
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图3.1 液压原理图
Ⅰ、Ⅱ.多路阀组 Ⅲ.先导控制阀组
1.斗杆液压缸 2.动臂液压缸 3、4.左右行走马达 5.铲斗液压缸 6.回转马达 7.限速阀 8、9、10.多路阀组 11.梭阀 12—合流阀 13、14、15.多路阀组 16.压力表 17、18.液压泵 19.冷却器 20.滤油器 21.蓄能器 22.齿轮泵 23.节流阀 24、25、26、27、28、29.先导控制阀
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3.2.2液压系统工作原理简述
如图3.1所示，图中Ⅲ是低压控制回路，Ⅰ和Ⅱ是高压控制回路。通过低压回路对高压回路进行控制，这样能使操作者更安全便捷的控制挖掘机动作。
主机启动后，当先导控制阀组Ⅲ不工作时，液压泵17、18提供的压力油分别通过多路换向阀组Ⅰ、Ⅱ以及限速阀7返回油箱。齿轮泵22为先导控制油路供压，压力过大时则压力油通过溢流阀流回油箱。
先导控制阀26、27中的电磁铁6Y、7Y同时通电，来自齿轮泵22的压力油控制多路换向阀组Ⅱ中的10、13换向阀，液压挖掘机左右行走马达开始工作，使挖掘机移动到工作位置（先导阀26、27单独控制时液压挖掘机单侧行走）。
到达工作地点后，通过控制先导控制阀24、25、28中的电磁铁调整液压挖掘机斗杆、动臂和铲斗液压缸，使铲斗调整到合适的切削角度。
调整好铲斗工作位置后，先导控制阀24中的电磁铁1Y通电，斗杆液压缸伸出，完成挖掘动作。
挖掘完成后，先导控制阀25中的电磁铁4Y通电，动臂油缸伸出，使动臂提升到指定位置。
控制先导控制阀29使机身回转，令铲斗回转到指定卸载位置。先导控制阀中28中的电磁铁10Y通电，铲斗油缸收回，完成卸载（复杂的卸载动作需要斗杆、动臂和铲斗液压缸的复合动作）。
卸载结束后，控制先导控制阀29使机身反方向回转。同时斗杆、动臂、铲斗液压缸配合动作使空斗置于新的挖掘位置。
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图3.2 小挖操作位置
如图3.2是小挖上的座位，在这里通过操作杆和脚踏板可以对小挖进行控制，对左边的操作杆移动，操作杆向下接通先导控制阀1Y，操作杆向左接通先导控制阀2Y，控制斗杆液压缸，如图3.3。
图3.3 斗杆液压缸控制回路
操作杆向右接通先导控制阀3Y，操作杆向上接通先导控制阀4Y，控制动臂液压缸，如图3.4。
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图3.4 动臂液压缸控制回路
右边的操作杆移动，控制挖掘机的回转马达以及铲斗液压缸，操作杆向下接通先导控制阀9Y，操作杆向左接通先导控制阀10Y，控制挖斗挖掘，如图3.5。
图3.5 铲斗液压缸控制回路
操作杆向右接通先导控制阀11Y，挖掘机工作室向左边旋转，操作杆向上接通先导控制阀12Y，挖掘机工作室向右边旋转，如图3.6。
图3.6 回转马达控制回路
两个踏板分别控制左右履带行走马达，左边踏板向上踩接通5Y，控制左侧履带前行，左边踏板向下踩接通6Y，控制左侧履带后退。右边踏板向上踩接通7Y，控制右边履带前行；右边踏板向下踩接通8Y，控制右边履带后退，如图3.7。
图3.7 左右行走马达控制回路
3.2.3液压系统特殊部件作用
限速阀：两组多路换向阀采用串联油路，其回油路并联。油液经过限速阀7流
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回邮箱。限速阀7的液控作用着由梭阀11提供给的17、18两油泵的最大压力。当挖掘机下坡行走出现超速情况时，油泵出口压力降低，限速阀7自动对回油路进行节流，防止溜坡现象，保证液压挖掘机安全。
合流阀：多路换向阀组Ⅱ不工作时候通过合流阀，液压泵17输出的压力油经过合流阀进入多路换向阀Ⅰ。以加快动臂或斗杆的移动速度。
蓄能器：保持先导油路油压稳定和熄火后提供油压还能完成几个动作的控制。节流阀：防止动臂、斗杆、和铲斗发生因重力超速现象，起限速作用。缓冲阀：用于缓冲惯性负载所引起的压力冲击。
节流阀：进入回转马达6内部和壳体内的液压油温度不同，会造成液压马达各零件热膨胀程度不同，引起密封滑动面卡死的热冲击现象。为此，在液压马达壳体上设有两个油口，一个油口直接接回油箱，另一个油口经节流阀与有背压回路（背压单向阀）相通，使部分回油进入壳体。由于液压马达壳体内经常有循环油流过，带走热量，因此可以防止热冲击的发生。此外，循环油还能冲洗壳体内磨损物。
第四章 液压元件的计算与选择
4.1 液压元件的计算
液压元件的性能分析包括：液压缸内径，缸筒壁厚，活塞杆强度，液压缸的工作压力，液压马达的排量和工作压力，液压缸与液压马达排量。
4.1.1液压缸内径
由《机械设计手册》表知铲斗油缸内直径：
D=式中 F—液压缸负载 P—系统压力
D—液压缸内径 取液压缸负载为：F=231.853KN
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4FgP
代入数据得D=186.4mm。参考液压缸系列尺寸取D=200mm。对斗杆缸:
D=
4FgP= 231.674mm 取D=200mm 4.1.2缸筒壁厚
缸筒的壁厚对于液压系统的稳定性和安全性有很大的影响，所以对它的设计非常重要。查《机械设计手册》得：
0c1c2 0Pmax*D
2*[]其中： Pmax--缸内最高工作压力MPa
[]--缸筒材料许用应力MPa C1--为缸筒外径公差余量m C2--腐蚀余量m 代入数据0=24 由D1:020得，查《机械设计手册》知D1=225mm。
4.1.3缸筒壁厚验算
额定工作压力应低于一定极限值以保证工作安全。
0.35*s(D1D2)PnD1材料选2G330-450，S =330 N/mm2 得Pn=30.8Mpa 选定系统工作压力为28Mpa，可以满足要求。
24.1.4活塞杆计算
dD1 第19页
其中数比由《机械设计手册》表选取＝2再由表得d=150mm。
4.1.5活塞杆强度计算
P*4*106＝105.4N/mm2 2*d式中 P：活塞杆作用力N；
d:活塞杆直径m,=100~110N/mm2
4.1.6确定液压系统的工作压力
在不考虑能量损耗的情况下，系统的功率为：
PpQ10（KW）
式中 P――液压泵的出口压力Pa； Q――液压泵的输出流量m3/s。
由上式可知，当系统传递的功率一定时，提高系统的工作压力就可减少系统中通过液压元件的流量，从而减小相应各液压元件以及整个液压系统的结构尺寸和质量。因此，目前液压挖掘机液压传动多采用中高压和高压系统。根据以上内容对此液压系统的工作压力取P＝28Mpa。
4.1.7确定液压缸的主要参数和工作压力
液压缸的有效工作压力Pg是指液压缸用于克服外载荷所需要的那一部分压力，其数值为：
pgpbpjph式中
pb――液压泵出口压力Mpa；
Ah（Mpa）Aj
pj――进油管路压力损失Mpa;
ph――回油背压力Mpa；
Aj,Ah――液压缸进油腔和回油腔有效工作面积m2。
上式中的压力损失pj，包括压力油从液压泵出口流过管道和各种液压元件（主要是阀类元件）时的压力损失。比较仔细的计算要在管路装配图画出之后才能进行。
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初步计算时，可参考同类液压挖掘机的经验数据来确定，可取pj＝3MPa～4Mpa。
4.1.8确定液压马达的排量和工作压力
液压马达的排量由给定的数值可知q=140mL/r，液压马达的有效工作压力pm按下式计算：
pm＝pb－pj－ph
式中的压力损失，可按前面介绍的经验数据确定。回油背压力ph的数值应根据马达所需的背压力来确定。
根据液压马达驱动的最大载荷力矩Ｍ、排量q、有效工作压力pm、最高转速nmax和最低稳定转速nmin以及系统工作条件等，即可选择液压马达的型号和规格。
4.1.9计算液压缸与液压马达的流量
通常根据最大移动速度和最高转速来计算液压缸和液压马达的流量。(1)液压缸所需流量：
QmaxAgvmax
（m3/s）
式中 Ag――液压缸的有效工作面积m2；
vmax――液压缸的最大速度m/s；
(2)液压马达所需流量：
Qmaxq0max1v（m3/s）
式中 q0――马达的理论排量mL/L；
max――马达的最高转速rad/s； v――马达的容积效率。
4.2液压元件的选用
4.2.1液压阀的选用
（1）溢流阀.溢流阀的基本功能是限定系统的最高压力，防止系统过载或维持压力近似恒定。本系统中选用二级同心先导式溢流阀，安装在泵的出油口处，用来恒定系统压力，防止超压，保护系统安全运行。
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（2）过载阀.安装在液压缸和行走马达的管路上，防止超载，用来保护液压系统和工作的液压缸和行走马达。
（3）单向阀.系统中多处要用到单向阀，也是必不可少的元件，它用来防止油液倒流，从而使执行元件停止运动，或保持执行元件中的油液压力。还可是保持一定的背压。
（4）换向阀.在系统中要用到两组四联换向阀，每个阀为三位四通换想阀。在系统中换向阀的主要作用是改变压力油进入执行元件的方向，进而实现不同的动作要求，在三位四通的换向阀中，左右阀位要求能够进回油，中间的阀位要求禁止油液流通，以达到执行元件动作达到要求后停止或悬停在任意位置。
4.2.2辅助元件的选用
（1）油管.由于系统工作压力高，所以在系统中没有相对运动的管路中选用无缝钢管，它能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，装拆方便，所以适合用在高压管道。在系统中有相对运动的压力管道选用高压橡胶管。
（2）管接头.在采用无缝钢管的管路中，管接头采用锥密封焊接式管接头，他除了具有焊接头的优点外，由于它的O形密封圈装在锥体上，使密封有调节的可能，密封更可靠。工作压力为34.5MP工作温度为-25到+80摄氏度。在橡胶管的接头处选用扣压式胶管接头，安装方便，与钢丝编织胶管配套总成，适合在油温为-30到+80摄氏度的环境工作。
（3）密封装置.在液压系统中密封装置非常重要，它是用来防止工作介质泄露及外界灰尘和异物的侵入，以保证系统建立起必要的压力，使其能够正常工作。密封装置应满足在一定的压力.湿度范围内具有良好的密封性能。密封装置和运动件之间的摩檫力要小，摩檫系数要稳定，抗腐蚀能力强，不易老化，工作寿命长，耐磨性好，磨损后在一定程度上能自动补偿，结构简单，使用维护方便，价格低。其于以上几点，在有相对运动且有摩檫的元件上使用Y型密封圈，其截面小，结构紧凑。且Y型密封圈能随压力增高而增大，并能自动补偿磨损。在相对摩檫不严重或无相对摩檫的元件上用O型密封圈，其结构简单，容易制造，密封性能好，摩檫力小，安装方便。
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（4）滤油器.在液压系统中，不允许液压油含有超过限制的固体颗粒和其他不溶性赃物。因为这些杂质可以使间隙表面划伤，造成内部泄露量增加，从而降低效率增加发热。这些杂质还会使阀芯卡死，小孔或缝隙堵塞，润滑表面破坏，造成液压系统故障，胶状物和淤渣等杂质，将会引起元件粘着，酸类还将加速运动件的腐蚀因此要采用滤油器对油液进行过滤，以保证油液质量符合标准。因此选用网式滤油器安装在泵吸油管上，这种滤油器压力损失不超过0.04*10五次方MPa，以满足泵的流量，清洗方便。
4.2.3液压缸的选择
液压缸在液压系统中有着重要的地位，是整个液压系统的起始循环点，所以对液压缸的选择很重要，根据以上计算的结果，对液压缸的选择就明确了，选择材料为2G330-450的内径为100mm壁厚为21mm的液压缸。
4.2.4液压泵的选择
液压泵的选择时根据液压系统工作压力（即液压泵出口压力）来选定液压泵的形式，选择液压泵的额定压力要比系统压力大25％以上，使液压泵由一定的压力储备，在这为了经济考虑，选择液压泵的额定压力为35Mpa的液压泵。型号为：2ZBZ140的液压泵。
4.2.5液压马达的选择
根据关于液压马达的计算，计算所得的液压马达的参数（液压马达的排量、液压马达的工作压力、液压马达的流量）来选择。型号为：ZM732的液压马达。
4.2.6发动机的选择
发动机是液压挖掘机的核心部件，对挖掘机的要求高，对发动机的要求也就高。选发动机先确定发动机的功率。
液压挖掘机用柴油机驱动，柴油机的功率必需能够充分满足主机工作过程中的动力要求。发动机功率Pf根据系统方案确定，在变量系统中，考虑使用情况的最大限度，可取发动机的功率为：
Pf＝（1.0～1.3）P（KW）式中 P――液压泵的输出功率KW。
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在定量系统中，由于发动机功率利用低，一般为60％左右，损失功率全部转变为热量，因此，确定发动机功率时可以取得低一些，对于双泵双回路定量系统，发动机功率可取为：
Pf＝（0.8～1.1）P（KW）
计算时，发动机功率可按以上两式计算，或将两式合并得：
Pf＝17.7+92.7q（KW）式中 q――液压挖掘机的标准斗容量m3。得此液压挖掘机的发动机功率为：
Pf＝17.7+92.7*1.6＝166.02KW 此时可根据发动机功率选择发动机的型号。
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总 结
在本次毕业设计之中，我对液压挖掘机的液压系统做了简单的设计，以其主要的液压元件为研究的对象，进行计算和分析，然后又根据这些得出的结论对液压元件分析，总结之后再对液压系统中的液压元件选型。
从液压缸的计算开始，液压缸的工作压力，液压马达的排量和工作压力，液压缸与液压马达排量，发动机功率的系统计算，根据这些计算得到的数据，对液压缸，液压马达，液压泵等进行选择。
液压元件的选定是液压回路设计的基础，对液压马达，液压泵的回油路的设计是根据所选定的液压元件来设计的。
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展 望
现在挖掘机的研发生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展，这就对液压系统的密封性能提出了更高的要求。本次液压系统的设计用到了很多液压领域的知识，在这个过程中也学到了很多办公软件和绘图软件的知识。
在本次毕业设计中，我感觉我做的还有许多需要完善的地方，有些地方的设计不够合理，还有许多没有做到的部分，例如：发动机具体型号的选定，和液压阀的选择，因为我能找到的资料有限，一些具体的原始数据无法找到，所有只能做到此。我希望在我以后的工作中能找到这些数据和资料来完善我的这个设计。
本次设计内容中可能会有一些谬误和欠缺，希望各位老师指正，也请各位老师见谅。
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致 谢
在设计完成之际，我向给予我莫大帮助的老师和同学，大学三年一直默默支持和关心我的亲人和朋友，表达由衷的感谢。
感谢老师，在设计上他给予我精心的指导，他严谨的治学态度，渊博的学识，深邃的思想和远见卓识，引导我一步一步进入复杂的设计中去。我的设计是在导师的悉心指导下完成的，从设计选题、资料收集、设计框架、一直到最后定稿，他都倾注了大量的心血，在此谨向导师表示诚挚的谢意。
同学的热情鼓励与互相帮助、领导的亲切关怀以及亲朋好友的大力支持使我最终完成学业，再次向关心和支持我的所有老师、同学和领导表示深深的谢意。
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参考文献 高衡.张全根.液压挖掘机；中国建筑工业出版社.1981年 2 张利平.现代液压技术应用；化学工业出版社.2004年 孔德文.赵克利.徐宁生.液压挖掘机；化学工业出版社.2007年 4 成大先.机械设计手册；化学工业出版社.1993年 5 何存兴.液压元件；机械工业出版社.1982年 张利平.液压传动系统及设计；化学工业出版社.2005年 7 高衡.张全根.液压挖掘机；中国建筑工业出版社.1981年 8 张利平.现代液压技术应用；化学工业出版社.2004年
液压回路设计 篇6
1.1限压回路。限压回路用来限制系统压力, 使之不超过某一调定值, 以保护元件和管道免遭损坏。
通常是通过溢流阀来实现的。限压回路除起保护作用以外, 还保证了机械的正常作业。图1 (a) 所示是反铲工作装置的限压回路, 动劈缸4当换向阀1中位时, 处于不工作位置, 若斗齿上外载荷为F, 动臂缸中腔受有很大的压力, 此压力可能极大, 使元件和管道损坏, 因此, 液压缸进、出口油路上各装限压阀2和3, 当闭锁压力大于限压阀调定压力时、阀2或3打开, 实现卸荷。从作业要求出发、限压阀的调定压力愈高, 闭锁力愈大, 对机械作业愈有利。
1.2限速回路。限速回路如图1 (b) 所示用来保证机械安全作业。大型液压挖掘机为了防止作业时动臂、斗杆和铲斗因自重失速, 下降过快。在其工作液压缸回路上均装有节流阀, 如图1 (b) 中的1、2、3。使其下降速度受节流限制, 中、小型挖掘机一般只在动臂缸大腔回路上装有单向节流阀。
2回转机构制动回路和缓冲补油回路
回转机构运动时惯性大, 启、制动频繁, 工作条件恶劣, 因此, 常采用某些特殊回路来保证工作安全, 保护液压元件。
2.1制动回路。回转机构常采用液压制动、机械制动和机液制动。液压制动是通过切断液压马达进、出口油路, 在回油路上产生很大的液压而实现迅速制动, 制动力大, 然而由于电动机的内洞。液压制动不能持久。将回转电动机两个油口封闭进行制动的最简单的形式, 但制动时产生剧烈冲击, 产生压力大, 从而使回转机构产生的振动也大, 机械制动和机液制动具有制动平稳, 作用可靠等特点。图2 (a) 所示是换向阀中位浮动, 由脚踏板进行机械制动的方式, 当换向阀中位时, 回转电动机两油口都通油箱, 整个回转机构呈浮动状态, 操纵脚踏泵, 活塞t在缸体2内转动, 使制动缸7与脚踏之间的油路呈封闭状态、继续推动活塞左移, 制动缸7内油压增大, 制动电动机。左移越多。制动力越大, 放松踏板, 活塞在弹簧作用下右移复位。
图2 (b) 是换向阀中值节流的机液制动回路。换向阀3中位时虽呈H形通路, 但由于有a、b、c三个节流孔。制动时, 回转电动机2的两个油口既没有完全回油。也没有完全封闭.电动机虽然继续转动, 但有一定液压制动作用, 在利用机械制功, 准确定位。
2.2缓冲补油回路。为减轻液压制动时过大的冲击, 常在电动机进、出口的两个油路1、2L各装有灵敏的缓冲限压阀, 正常情况下, 此两阀关闭, 当电动机突然停止或反转时, 高压油路的压力油经缓冲阀泄回油箱、低压油路则由补油回路经单向阀进行补油, 从而消除了液压冲击, 缓冲阀的成对布置, 可使两个方向上均起作用, 缓冲阀的调定压力与主溢流阀压力相等或略低, 使启动力矩与制动力矩基本一样。
3轮式液压挖掘机的转向回路和支脚伸缩回路
3.1转向回路。轮式挖掘机的转向回路是一种随动系统, 要求执行元件的运动跟随控制元件的动作, 因此, 在执行元件和控制元件之间要有反馈, 常见的有机械反馈系统和液压反馈系统两种。该系统中车轮或车架都是直接由转向液压缸来进行偏转的。转向液压缸中活塞的位置既与方向盘的转角相对应, 同时又与车轮或与车架的偏转角相对应。相对中间位置来说, 转向液压缸———腔中的油量变化 (流进或流出, 是与一定的方向盘转角和车轮或车架的偏转角相对应的, 如方向盘转△Ω, 油量变化为△V与之对应的车轮或车架的偏转角为△β, 在方向盘转向轴上直接装一只转阀, 转阀和阀套与计量电动机的转子机械地连接在一起。方向盘的转向轴则与转阀的阀芯连接。转动方向盘△Ω, 转阀被打开, 在压力油流到转向液压缸之前先通过计量电动机, 当流量到达△V, 相应于车轮或车架偏转△β角时, 自动将转阀关闭, 系统回复到中位。当转阀在中位时, 液压泵输出的油波经过阀套、阀芯中的通道回油箱。计量电动机进出口被封闭, 转向液压缸的两腔进出口亦被封闭, 车轮停留在已获得的偏转角位置上。现以向右转向为例说明机械反馈过程。方向盘沿实线方向转动△Ω角, 此时, 因计量电动机进出油口封闭且暂且不动, 而阀芯随方向盘转动, 即转阀输入信号△Ω, 阀被接通, 液压系输出的油液经阀芯中的相应通道进入计量电动机, 迫使计量电动机转子旋转排出的油液经转阀进入转向液压缸相应的胶室、推动活塞偏转车轮, 而液压缸另一腔排油回油箱q在计量电动机转了旋转时, 经连接轴带动阀套亦沿实线方向转动, 当转角达到△Ω时, 即计量电动机产生的反馈信号消除了阀芯相对阀套的输入信号△Ω时, 阀套与阀芯重新处于相对的中位。油液不再流入计量电动机, 车轮停止偏转, 这种结构位车辆安装布置方便、紧凑, 操纵省力。当发动机熄火或液压供油系统出现故障时, 能继续维持转向时, 计量电动机起手动作用。
液压内反馈转向系统, 其特点是:控制阀用液压方式与计量电动机连接。转动方向盘时, 在计量电动机的控制管路中形成一个压力差, 该压差作用在控制阀的阀芯端面上, 迫使阀芯由中间位置移到工作位置上。主泵输出的油液通过控制阀和计量电动机流入转向液压缸相应腔, 转向液压缸另一腔排油经过控制阀流回油箱。转向液压缸活塞推动转向梯形迫使车轮偏转实现转向。当方向盘停止转动后, 计量电动机控制管路中的压力差消失而使转向控制阀芯两端压力保持均衡, 转向控制阅芯在定心弹簧的作用下又复原到中间位置。停止了转向液压缸和车轮的运动。
计量电动机控制由主泵输入转向液压缸的流量, 主泵输出的油液同时也作用于控制阀的另一端, 由此产生了液压内反馈。所谓内反馈。就是在转向油路内部自身实现反馈作用, 不另设反馈油路、所以该系统是具有液压内反馈的单路液压转向系统。
3.2支腿回路。轮式挖掘机为了保证主机的稳定性, 其支腿收放应有—定的顺序, 而且要求工作时不软腿, 因此常设有锁紧回路。支腿的动作顺序是:后支腿缸伸出———前支腿缸伸出———前支腿缸缩回———后支腿缸缩回。这个顺序是由顺序阀来实现的。压力油进入液压缸的大腔, 后支腿伸出, 回油经过液压锁、单向阀、换向阀流回油箱。后支腿全部伸出以后, 油压升高, 使顺序阀开启, 油液通过液压锁进入液压缸的大腔, 前支腿伸出。支脚伸出后, 液压锁 (单向阀) 将其锁定。由于其单向阀 (液压锁) 阀芯为锥形, 所以锁紧作用可靠且结构简单。当换向阀处在一定位时, 压力油进入液压缸的小腔, 前支腿缩回, 前支腿缩回后, 顺序阀开肩, 油液进入液压缸小腔, 使后支腿缩回。
参考文献
[1]李永旭.液压挖掘机工作装置与液压系统设计的研究[C].同济大学, 2006.
液压回路设计 篇7
“开式系统是当今液压技术中最常用的回路系统,有利于实现集成化、模块化、通用化和标准化;而闭式回路则大多用于以液压马达驱动车辆行走装置和混凝土输送罐等连续旋传工作部件的传动。
各具特色的系统构成
开式回路系统的构成
采用开式回路的液压系统的基本构成中,由动力机拖动的输入端液压泵直接从油箱中吸油,它所输出的压力油经过一个换向阀或一组多路阀控制通断和流向之后,供给液压缸或液压马达等输出端的执行元件。而执行元件的回油仍经换向阀或多路阀流回油箱。在这样的系统中的工作油液按照上述顺序每循环一周都要在油箱中与外界空气接触,“开式”即以此得名。
开式系统是当今液压技术中最常用的回路系统,尤其在固定设备上的工业液压装置中,几乎全部采用开式系统。其主要原因之一是这种系统能够比较方便地用一个或一组公共液压动力源(液压泵站)向众多控制阀组和执行元件供能,有利于实现集成化、模块化、通用化和标准化。从技术层面上说,这种系统的高低压区域界限明晰,设置液压油的滤清、冷却、排气等方面的设施都比较方便,也比较容易在系统中设置那些只允许在背压(即回油压力)较低的条件下工作的各种阀类元件和其他附件。
闭式回路系统的构成
与开式系统不同,闭式回路基本液压系统中,作为输入元件的主液压泵(通常是变量的)油口并不直接从油箱内吸油,而是与作为执行元件的定量或变量的液压马达的进出油口直接相联,构成一个对称的封闭回路。另由一个从油箱吸油的补油泵经过单向阀组和溢流阀使这个回路始终维持一个基础压力(补油压力)。如果略去内部机构的工作原理的分析,而把一个带闭式液压系统的静液压驱动装置作为一个“黑箱”或“灰箱”来研究,它可以被视为等效于一根输入、输出端之间略带滑转差,并可以在正反两个旋转方向双向传递动力的的柔性传动轴。
闭式回路大多用于以液压马达驱动车辆行走装置和混凝土输送罐等连续旋传工作部件的传动,但某些以等速液压缸作为执行元件的系统有时也采用闭式液压回路,如在新型飞机上用于操控舵机和起落架收放机构的电动静液压执行器(EHA)和车载混凝土输送泵等。
“闭式回路液压系统兼具同等明显的优缺点,这成为设计者采用或避开该系统的根源。
优缺点同等显著的闭式回路
优点
与开式回路相比,闭式回路液压系统优点显著。
第一,闭式液压回路的变量泵本身兼有调节流量和改变流向的双重功能,可连续调节液压马达输出轴的转速和旋转方向,无须像开式回路那样在主油路中再设置换向阀,因此主回路简约通畅,工作介质的流动损失较小。
第二,由可双向变量的变量液压泵和可双向旋转的液压马达构成的闭式液压回路是一个对称和可逆的系统。除了输出正转矩驱动外,还能吸收负转矩实现动力制动,可在很大程度上取代摩擦元件构成的常规行车制动系统,操控方式也更加符合人机工程的要求。
第三,主回路中的工作介质始终在等于或高于补油压力的正压状态下运行,补油系统亦可作为本身的变量装置和其他液压系统的控制压力油源。
第四,主回路与液压油箱之间的循环流量一般为主回路内最大流量的20%～25%或更少,所需的液压油箱容量较小,仅为同等功率的开式回路系统的1/3以下,更便于在安装空间有限的车辆与行走机械上应用。
缺点
第一,需要一套比较复杂的补油系统,必要时尚需附加冲洗系统,元件数量较多且增加了部分功率消耗。
第二,主回路中的工作介质的压力增减循环频率高,与液压油箱中储油的交换比例低,工作介质容易老化。不过随着液压油性能水平的提高,这个缺点现今已不再是严重的问题。
第三,原则上一台(组)液压泵只能为一台或一组功能相关并互相耦合的液压马达供能,而难以用同一泵组为几组独立动作的执行器用户供能。
第四,主回路中的所有元器件和管路系统都需要能承受高压,冷却和滤清装置设置一般只能设置在压力较低的补油系统或壳体泄漏油的回油系统中,它们的通过流量有限,作用效能较低。
“今后进一步提高静液压驱动装置的效率的途径之一,可能是将补油、冲洗系统与变量调节系统分开,按照各自的工况要求优化相关的系统参数。
独特而不可或缺的补油系统
静液压驱动装置所特有的补油泵现多采用结构简单的低压内齿轮泵或摆线齿轮泵,通常集成在主回路变量液压泵的后盖内,与主液压泵同轴驱动。之所以普遍采用内齿轮泵或摆线齿轮泵作为补油泵,除其结构紧凑外,还因其可容纳直径较粗的驱动轴,便于继续向后传输动力。有些具有整体式无级变速器形态的静液压驱动装置的补油泵并不直接由主变量驱动轴驱动,而是由变速器内的另一根时常转动的轴驱动,转速也不一定与主变量泵相同。除了安装位置的原因外,这种方式往往还出于优化补油泵转速的考虑。
闭式回路系统的补油系统原本是一个由跨接在补油泵出口和油箱(等效于补油泵吸油口)之间的补油溢流阀或冲洗溢流阀稳压的恒压系统。早期的变量泵的壳体内体积和空间宽松,随着静液压驱动装置功率密度的大幅提高,主变量泵和变量马达的结构日趋精细紧凑,变量液压缸也必须瘦身,不得不以提高补油压力的方式来补偿维持所需的调节力。时下典型的静液压驱动装置的补油压力已提高到了2.0～2.4MPa,采用某些控制形式时甚至更高达3.2MPa,已经显著超过了为防止系统气蚀和保证系统刚性所需要的基础压力值(一般0.08～1.2MPa已足够,当系统中装有对背压有要求的内曲线马达等时最多1.6MPa)。
单从控制变量机构的要求来说,补油压力提高了以后可以相应地减小对变量机构流量的需求,并有利于提高变量响应速度。然而,事实是补油泵排量并未因用于变量机构的流量需求的下降而显著减小。过高的补油压力不仅使补油系统本身带来的附加能耗增加、效率下降,而且在最高工作压力不变的条件下,补油压力提高的同时也过分增加了主回路的背压,势必减小闭式回路液压系统的有效工作压差,并因之降低了主变量泵和液压马达等功率传输元件的工作效能和实际功率密度。
静液压驱动装置中的补油系统在保证闭式回路系统正常工作的同时,也造成了不可小视的附加功率和功能损失。这说明,目前把补油、冲洗和变量控制的供能系统简单“捆绑”在一起的习惯做法,在控制补油系统能耗方面的考虑还是比较粗放的。作者认为,今后进一步提高静液压驱动装置的效率的途径之一,可能是将补油、冲洗系统与变量调节系统分开,按照各自的工况要求优化相关系统参数。例如降低前者的压力,为后者专设一个压力较高而流量较小、必要时带有蓄能器以应对快速响应要求的控制油源等。这样在系统效率和最大输出转矩等方面,或许还能再抠出几个百分点的收益。
“在输入转速和输出端马达排量恒定的条件下,液压驱动系统原则上有两大类控制输出转速的方式,即阀控方式和泵控方式,它们调节的对象都是改变主回路中的流量。
牵动转速的传动比调节
一套静液压驱动装置本身所能够主动和实时调节的参数是其输入和输出转速之间的传动比。一般情况下,车辆与行走机械的行驶速度是人们的预期目标值。人们通过改变原动机转速(等于静液压驱动装置的输入转速)和传动比来控制静液压传动装置中作为输出元件或执行元件的液压马达的转速,进而控制与之相关的车辆行驶速度。
在输入转速和输出端马达排量恒定的条件下,液压驱动系统原则上有两大类控制输出转速的方式,它们调节的对象都是改变主回路中的流量。对于开式和闭式回路皆如此。
第一种是阀控方式,或称节流型控制或液阻型控制,本质是通过控制设于主泵系统中的节流元件的开度大小来控制输往液压马达的流量。第二种是泵控方式,即一些俄文文献中所称的“容积式调节”。其基本特征是通过改变液压泵的某些机械性质的结构参数来控制其输出流量,实质是采用了可调节排量的变量泵。目前,开式液压系统仍是阀控和泵控并存的局面,而采用闭式回路液压系统的现代静液压驱动装置则绝大多数都采用泵控方式调节主回路中的流量。
与阀控系统只从相对恒定的输入流量中截取一部分供给执行元件,多余的溢流回油箱的方式不同,泵控系统从油源开始其主回路的流量就是“按需产出”。由于没有多余流量的溢流损失,泵控系统的能耗比阀控系统明显减少,尤其在小流量、高压力工况下的效率要比阀控系统高出许多。但是构成泵控系统的变量液压泵的结构远比阀控流量阀更为复杂和昂贵,可调部件如柱塞变量泵中的斜盘、缸体和滑动曲柄等的体积、质量以及相关的惯性力和摩擦力较之阀控系统中的调节阀芯都要大得多,所以它的响应较慢,调节装置自身动作的功率需求较大,元件和控制系统的成本都较高。这些特点使其更适合应用于对效率要求严格的连续运转的传动装置中。
对于静液压驱动技术而言,“容积式调节”的称谓似乎更为全面,因为很多情况下对液压马达也要进行排量调节,而目前似乎还没有人采用与“泵控”相对应的“马达控”这样比较拗口的术语。
提高静液压驱动装置效率的基本原则之一,是尽量不要在主回路系统中设置具有较大液阻的阀类元件和滤油器等辅助器件,也应尽量避免在主回路中的高压侧引出除了必要的压力检测和反馈信号油口以外的旁通回路。前者会引起附加的压力损失,后者则会导致有效流量的损失,两者都会导致系统效率的下降并对调节品质有不利的影响。
闭式回路系统中的主泵输出的流量是难以分配给其他必要的辅助和控制系统的,泵控的闭式回路主系统通常只能专司传输功率流的任务,其他的调节和控制任务尚需由较小功率的辅助泵供油的阀控系统完成。因此几乎所有的静液压驱动系统中都包含了泵控和阀控两种系统,在以泵控为主的闭式回路系统中,阀控系统仍然是不可缺少的补充。
“油液混合动力系统凭借其更高的功率密度和更为成熟的元件,相对于油电混合动力系统具有更好的节能减排效果和更低的全寿命使用成本,而不再拘泥于恒压网络的二次调节液压系统正是油液混合动力传动链中的核心技术之一。
节能显著的二次调节液压系统
自德国汉堡联邦国防工业大学的H.W.Nikolaus在1977年注册了一项新的液压动力传动系统的专利以后,德文名为“Sekund·rgeregeltenAntriebssystem”的液压系统的汉译名称“二次调节液压系统”,在中国的液压业界就成为了以连接在带有液压蓄能器的恒压回路系统内的变量液压马达组构成的特定系统的专用术语。其实这个系统的本身既具有传统意义上的二次调节,也包含了一次调节的内容,即供能系统中的恒压调节。
二次调节液压系统符合在主回路系统中没有液阻较大的阀类元件的要求,属于前述容积调节的范畴。虽然在这一系统中作为动力传输元件的液压泵和液压马达的低压端油口都与液压油箱连接,但它用以输出旋转动力的变量液压马达却可以直接在马达和泵工况之间转化,具备在由输出转速和转矩坐标轴构成的四个象限中作功和吸能运转的能力。在外特性和适合应用的领域方面,与具有对称和可逆特点的采用闭式回路的静液压驱动系统具有许多共同之处,而与泵及马达同样与油箱直联的开式回路的液压系统的区别则较大。
该系统的独特之处是在一个公共的恒压网络中通过对于输出元件(变量液压马达)的排量控制实现在所需输出转速下对于负载的转矩和功率需求的匹配。这种配置方式很像电力系统中的公共市电网以恒定的电压统一供电,各用户自行连接和独立调节所装设电器的数量、输出转速、加热功率和照明亮度等使用参数的情况。相对于传统的闭式回路静液压驱动装置,二次调节液压系统的主要优点体现在多执行元件支持能力和通过回收终端的多余能量实现节能这两个方面。
然而二次调节液压系统所存在的一些缺点,如调节控制系统比较复杂并且具有不安定性;需要使用能够双向变量的液压马达,可选择的布局安装方式亦较为有限;不可能为克服几秒钟的峰值载荷预留巨大的排量储备;需要通过增大马达排量来提高输出转速,功能与结构相悖,不能充分发挥马达原有的的调速范围和功率容量;难以用于调节往复作用的液压缸等。
目前,二次调节液压系统主要应用在一些需要输出旋转动力但负荷具有明显周期变化的工业设备中,并以其节能效果好、装机功率小和调节品质高等优势,在冶金、采油、锻压和造纸等行业和一些动力传动装置试验检测设备中,为液压传动技术继续占有一席之地。在行走液压领域的应用则主要在需要多个执行元件同时独立动作而又有明显的回收负载势能效果的大型起重设备的卷扬绞盘等工作部件上。中国农机院液压所曾于20世纪80年代后期研制过一台采用这一技术,且可用电缆遥控的滑移转向式装载机样机,创新思维十分超前。
液压回路设计 篇8
一、液压马达制动回路的基本要求
1. 限压的需要
这里液压马达用于双向回转, 如图1所示, 当三位四通换向阀左侧电磁铁得电时, 压力油经P口通至A口, 同时B口通T口回油, 从而驱动液压马达正向旋转;反之, 当三位四通换向阀右侧电磁铁得电时, P通B同时A通T回油驱动液压马达反向旋转。
鉴于液压马达的性能要求, 驱动液压马达的液压油工作压力必须限制在所使用的液压马达的额定压力范围内, 同时由于对液压马达运行平稳性的要求, 故图1中A、B两个油路中都必须设置限压阀或恒压阀。
2. 减缓液压冲击和补油的需要
如图1所示, 液压马达从旋转状态转为停止状态时, 即三位四通换向阀从任一得电状态转换为失电状态时, 液压马达不会立即停止, 依然会由于惯性继续旋转, 此过程中液压马达即转换为油泵将驱动侧的油液排至回油侧, 此时三位四通换向阀阀芯已快速回至中间位置, 令A、B、P、T油路互不相通, 导致驱动侧压力迅速转变为负压, 若不予即时补油可能会损坏液压马达;同时回油侧压力迅速升高产生液压冲击, 该液压冲击若不予以减缓限制也会损坏液压马达。故图1中A、B两个油路中都必须设置限压阀和补油阀。
3. 液压马达液压制动回路的基本需要
通过以上分析可知, 如图1所示, 双向液压马达液压制动回路的基本组成必须包括限压补油组件。限压补油组件可以由多种方式实现, 在此涉及的限压补油组件构成是由带有单向阀的先导式顺序阀和由先导式溢流阀与单向阀组成的溢流桥两种方式。
二、钳杆旋转结构原理及存在的设计缺陷
1. 先导式顺序阀结构及工作原理
先导式顺序阀结构原理如图2所示, 先导式顺序阀的主阀和先导阀均为滑阀式结构, 压力油进入先导式顺序阀作用在主阀芯下端, 同时压力油一路经管道进入先导阀左端, 作用在滑阀的左端面上, 一路经阻尼孔进入主阀芯上端, 并进入先导阀的中间环形部分。当进油口p1压力低于先导阀的调整压力时, 主阀芯关闭, 先导式顺序阀出油口p2无油流出。一旦进油口p1压力超过先导阀的调整压力时, 进入先导阀左端的压力就克服调整弹簧压力将滑阀推向右边, 此时先导阀的中间环形部分与先导式顺序阀出油口p2沟通, 压力油经阻尼孔、主阀芯上腔、先导阀流向出口。由于液阻的存在, 主阀芯上腔压力低于进油口p1压力, 主阀芯移动, 使先导式顺序阀进出油口p1和p2沟通。
2. 钳杆旋转结构及工作原理
该100kN/250kN·m有轨锻造操作机钳杆旋转由低速大转矩径向液压马达后置驱动, 减速器输出轴小齿轮与位于空心轴上的大齿圈啮合, 将旋转动力传递到空心轴上, 空心轴与钳杆螺栓连接为一体, 从而带动钳杆旋转, 可实现钳杆绕轴线做正、反方向360°连续旋转, 液压控制采用三位四通比例换向阀控制。液压马达型号INM4-800, 额定压力25MPa。按常规生产锻件规格需要, 两个先导式顺序阀压力均调整为16MPa。液压系统如图3所示, 液压马达由两个带单向阀的先导式顺序阀 (将顺序阀的出油口接至油箱) 实现双向制动:当三位四通比例换向阀回中位时, 液压马达在惯性力作用下, 使一侧压力升高, 此时由该侧的先导式顺序阀限压减缓液压冲击。液压马达制动过程中另一侧呈负压状态, 由先导式顺序阀附带的单向阀从油箱吸油补充, 从而实现液压马达制动。
3. 原设计的缺陷分析
原设计将先导式顺序阀的出油口p2接至油箱, 当进油口压力高于先导阀的调整压力时, 利用先导式顺序阀的工作原理使进油口p1压力通过出油口p2卸油回油箱降低并稳定进油口p1的压力。从而使先导式顺序阀实现溢流恒压和安全限压防止过载的功能, 理论上可以实现液压马达液压制动回路限压、恒压和补油功能, 但在实际应用中其缺陷却不容小视。
100kN/250kN·m全液压有轨锻造操作机, 原设计由带有单向阀的先导式顺序阀组成的液压马达液压制动回路, 控制钳杆旋转液压马达运行, 投产后频繁出现钳杆旋转液压马达油缸爆裂故障, 导致液压马达内部元件严重损毁, 影响设备运行。经细致检查分析, 确定液压马达质量及选型不存在问题, 原因在于, 带有单向阀的先导式顺序阀作为钳杆旋转液压马达限压补油组件的设计存在先天性缺陷。
先导式顺序阀的先导阀采用的是滑阀结构, 在顺序阀中, 滑阀结构的阀芯理论上只要克服阀芯与阀体的摩擦力以及先导阀调整弹簧的弹力就可以移动, 然而在实际应用中, 由于阀芯几何形状的偏差以及阀芯与阀体的不同轴, 在中、高压控制油路中, 当阀芯停止一段时间后或换向时, 阀芯在液压操纵力作用下不移动, 或液压操纵力消除后, 先导阀调整弹簧不能使阀芯复位, 这种现象称为液压卡紧现象。阀芯的卡紧现象是由于阀芯所受径向力不平衡所造成, 它会使阀芯移动困难, 液压动作失灵。因为几何形状以及装配精度不可能达到理想状态, 所以径向力不平衡问题就是普遍存在的现象, 只能设法减小而不能完全消除, 与小直径滑阀阀芯相比大直径滑阀阀芯更容易出现问题。
从以上分析可知, 由于先导式顺序阀主阀芯和先导阀阀芯均采用的是滑阀结构, 而且主阀芯的直径远大于先导阀阀芯的直径, 因此先导式顺序阀最易出现的故障现象是先导阀阀芯卡滞, 由于先导阀阀芯卡滞导致顺序阀超压时不能及时卸压, 产生的液压冲击压力远远超出液压马达所能承受的额定压力值, 出现液压马达损坏现象。
三、液压制动回路改进及比较分析
1. 改进措施
液压元件检查的结果证实了上述结论, 因而采取了改进钳杆旋转液压马达液压制动限压补油组件的措施。在液压马达和三位四通比例换向阀等液压元件不做改动的前提下, 将钳杆旋转液压马达液压制动回路改为溢流桥式液压制动回路, 如图4所示。由四个单向阀和一个先导式溢流阀构成的溢流桥组成了液压制动限压补油组件, 当三位四通比例换向阀回中位时, 液压马达在惯性作用下有继续转动的趋势, 它此时所排出的高压油经单向阀由溢流阀限压, 另一侧靠单向阀从油箱吸油。该回路中的溢流阀既限制了换向阀回中位时引起的液压冲击, 又能够使液压马达平稳制动。而且溢流桥出入口的四个单向阀, 除构成制动回路外, 同时起到了液压马达的自吸补油作用。
2. 先导式溢流阀的结构与工作原理
先导式溢流阀由主阀芯、主阀弹簧、阀体和先导阀等组成 (图5) , 压力油进入先导式溢流阀直接作用在主阀芯上, 同时经阻尼孔及控制管道作用在主阀芯上端面和先导阀的先导锥阀上。当系统的压力低于弹簧所调定的压力值时, 锥阀关闭, 主阀芯两端所受液压力相等, 主阀芯在弹簧的作用下压向阀座, 使P口与O口不相通。当系统压力超过弹簧的调定值时, 先导锥阀打开, 压力油通过阻尼孔、管道、先导锥阀、回油管道流回油箱, 此时由于液流通过阻尼孔的流动, 造成主阀芯两端的液压力的不平衡, 这个压差超过弹簧的作用力而使阀芯移动, 从而打开P和O的通道, 实现溢流。理想状态下无论溢流量的多少, 先导式溢流阀P口的压力始终保持调压弹簧所调定的压力值。
先导式溢流阀的主阀弹簧比较软, 刚度小, 在很小的外力作用下即可被压缩, 主阀芯的位移量大小, 对系统的压力影响较小。先导阀的结构尺寸较小, 其锥阀的承压面积亦较小, 调压弹簧不必选用刚度较强的弹簧, 因而使调节压力比较轻便。阻尼孔起到增加主阀芯上下移动的阻尼, 可以起到稳定主阀芯的作用。
3. 溢流桥式液压制动回路与先导式顺序阀液压制动回路的比较
两阀的外形相似;主阀芯结构相同, 均为滑阀结构;结构与工作原理相似;出现故障的几率相差不大。
先导式溢流阀的先导阀芯为锥阀结构, 而先导式顺序阀的先导阀是滑阀结构, 相比之下锥阀结构在超压打开和复位的灵敏性能上明显优于滑阀结构。先导式顺序阀常见的故障为滑阀阀芯卡滞引起不卸压或卸压慢, 严重降低系统超压或瞬间超压造成液压冲击时保护液压马达的功能, 而先导式溢流阀常见的故障是由于先导阀封闭不严使系统不上压, 很少出现系统超压和瞬间超压造成液压冲击时损坏液压马达的情况。
溢流桥式液压制动回路组件由四个单向阀和一个先导式溢流阀组成, 表面上看共五个故障点, 但因为单向阀不易出现故障, 故实际使用中仅有一个故障点, 而先导式顺序阀液压制动回路由两个带单向阀的先导式顺序阀组成, 共有两个故障点。
溢流桥式液压制动回路常见故障为先导式溢流阀的先导阀封闭不严出现系统不上压或压力低, 液压马达正反两个方向均出现相同的故障现象———不转或转矩低, 此故障出现时不会损害液压马达, 而先导式顺序阀液压制动回路常见故障现象为, 由于任一侧先导式顺序阀的先导阀阀芯卡滞造成液压马达工作压力过高或不能缓冲液压冲击, 进而损坏液压马达。
两种液压制动回路出现的故障虽然都会影响到设备的正常运行, 但先导式顺序阀出现故障后多数会损坏液压马达;而先导式溢流阀仅经过清洗或更换新阀即可排除故障, 所以溢流桥式液压制动回路常见故障造成的损失、停机修复时间及修理成本相对小得多。
掩护式支架平衡千斤顶液压回路分析 篇9
掩护式液压支架的平衡千斤顶起着调节顶梁和掩护梁角度, 调整顶梁与顶板的接触状态, 调节顶梁合力支撑点的位置, 使支架处于合理的工作状态等作用。目前这种支架在实际使用过程中普遍存在着平衡千斤顶随立柱升起接顶压实时, 平衡千斤顶活塞腔增压使安全阀频繁开启现象。此外, 在实际操作中, 由于工人对平衡千斤顶操作方式不当, 导致平衡千斤顶两腔供液不足, 不能正常发挥支架的支护特性, 这也是平衡千斤顶及其连接耳座损坏的重要原因。
1平衡千斤顶浮动双向锁控制回路[1,2,3]
1.1 平衡千斤顶浮动双向锁控制回路的工作原理
神华集团神东矿区的ZY12000/25/50D液压支架最先使用浮动双向锁控制回路替代普通双向锁控制回路, 浮动双向锁控制回路如图1所示, 从立柱换向阀到单向锁间引出液控口, 把该液控口连接到双向锁外控口。浮动双向锁中低压锁的调定压力为18 MPa, 平衡千斤顶安全阀调定压力为46.2 MPa。当操纵立柱换向阀升立柱时, 其控制液同时打开浮动双向锁中的高压锁, 此时, 平衡千斤顶在浮动双向锁低压锁调定压力限下工作。立柱接顶压实过程中, 平衡千斤顶活塞腔增压, 当达到浮动双向锁调定压力时, 低压锁打开, 平衡千斤顶及时卸压, 这样在井下频繁升柱时, 平衡千斤顶安全阀就不会开启, 同时低压锁起作用, 浮动双向锁带压浮动, 确保平衡千斤顶具有一定的调整顶梁保持水平状态的作用力, 也防止了因操作原因而使支架“打高射炮”, 从而影响支架的支护性能。立柱水平接顶压实后, 来自立柱升柱控制液消失, 浮动双向锁维持普通双向锁功能。
1.2 平衡千斤顶浮动双向锁控制回路可行性分析
在AMESim仿真软件Sketch模式下分别构建普通双向锁和浮动双向锁控制回路模型, 仿真阶段为从立柱开始升柱到顶梁水平接顶压实过程。在此过程中, 换向阀处于中位, 高压锁打开, 因此普通双向锁模型中的双向锁用两个普通单向阀代替, 而在浮动双向锁模型中将高压锁去掉, 只连接低压锁。
在Parameters模式设定系统各元件参数如下:泵的流量为400 L/min;平衡千斤顶缸径和杆径分别为Φ230 mm和Φ160 mm;安全阀调定压力为46.2 MPa;低压锁调定压力为18 MPa;平衡千斤顶最大推力1 200 kN。在run模式下仿真运行, 得到安全阀阀口压力变化对比曲线, 如图2所示。从仿真结果可以看出, 在平衡千斤顶活塞腔增压过程中, 普通双向锁回路达到安全阀开启压力并卸载, 而浮动双向锁回路安全阀未达到开启压力。
2平衡千斤顶两腔自动补液控制回路
2.1 平衡千斤顶及其连接耳座损坏原因分析
到目前为止, 已有许多文献对二柱掩护式支架的支护特性及其平衡千斤顶的问题进行了论述, 但还是没有找到有效解决该问题的方法。从现有资料和现场实际中可以看出, 平衡千斤顶的损坏有多方面的原因, 如:平衡千斤顶的定位尺寸不合理, 造成平衡千斤顶的行程与采高不相匹配;平衡千斤顶连接耳座强度与刚度不足;支架操作工对平衡千斤顶的操作方式和维护也在很大程度上影响着平衡千斤顶的寿命。从平衡千斤顶液压控制回路来考虑, 现有平衡千斤顶的控制回路无法保证活塞腔和活塞杆腔自动充满压力液体, 从而导致平衡千斤顶难以形成足够的推拉力, 不能实现掩护式支架的设计支护特性。故有必要设计一种自动补液回路来解决该问题[4]。
2.2 平衡千斤顶两腔自动补液控制回路
自动补液控制回路如图3所示, 它是在原有平衡千斤顶控制回路基础上增设的一个自动补液控制系统, 该控制系统由一个液控三位三通换向阀和两个单向阀组成, 其工作原理如下:液控三位三通换向阀的调定压力与平衡千斤顶两腔安全阀调定压力相同, 当平衡千斤顶活塞腔受压, 安全阀开启卸载时, 液控三位三通换向阀处于左位, 高压液体经单向阀给平衡千斤顶活塞杆腔供液, 使之充满压力液体;当平衡千斤顶活塞腔安全阀关闭, 液控三位三通换向阀处于中位;反之, 当平衡千斤顶活塞杆腔安全阀开启, 液控三位三通换向阀处于右位, 高压液体经单向阀给平衡千斤顶活塞腔供液, 使之充满压力液体;当平衡千斤顶活塞杆腔安全阀关闭, 液控三位三通换向阀处于中位。该回路不影响平衡千斤顶液压回路的手动操作。
2.3 掩护式支架承载能力区模型的建立
液压支架的承载能力区, 是指在某一特定的工作高度下, 支架顶梁所承受的外载荷Q与其在顶梁上的作用位置x间的变化关系。通常选取顶梁与掩护梁的铰接点为坐标原点, 沿顶梁长度方向为横坐标轴, 以垂直于顶梁长度方向的外载荷Q为纵坐标轴, 建立液压支架承载能力区的平面曲线, 如图4所示。根据掩护式支架力学和运动学分析可得出掩护式支架承载能力区的方程式为[5]:
。 (1)
其中:Q1、Q2、Q3分别为平衡千斤顶受最大拉力、立柱受最大工作阻力、平衡千斤顶受最大压力时支架顶梁所承受的外载荷随其在顶梁上的作用位置x的变化关系;a1、a2为支架主平衡区起点和终点位置;RLmax、RTmax分别为平衡千斤顶最大拉力 (为负) 和最大推力 (为正) ;Rmax为立柱最大工作阻力的合力;L为顶梁长度;S1为掩护梁与顶梁铰接点P到平衡千斤顶的距离;S2为掩护梁与顶梁铰接点P到立柱的距离;S3为连杆瞬心O1到立柱的距离;L8为P点到顶梁的距离;μ为顶梁与顶板之间的摩擦系数;K为顶梁倾角系数。
2.4 平衡千斤顶两腔自动补液控制回路可行性分析
现以DBT24319支架为例分析平衡千斤顶两腔压力对二柱掩护式支架承载能力区的影响。
已知支架所处高度H=4 000 mm, 立柱最大工作阻力Rmax=8 638 kN, 根据运动学和力学计算公式并在MATLAB编程环境下编制CZNLQ.M程序进行仿真分析, 不同工况下的仿真结果如图5所示。不同工况条件下对主平衡区的影响见表1, 其中, 宽度和面积百分比均为与额定推拉力工况下主平衡区宽度和面积相比所得比值。
从以上分析结果可以看出, 支架在平衡千斤顶活塞腔和活塞杆腔没有充满压力液体情况下工作时, 其主平衡区宽度分别为额定主平衡区宽度的30.9%和41.2%, 主平衡区面积为额定主平衡区面积的31.1%和41.1%;而支架在平衡千斤顶自动补液系统下工作时, 主平衡区宽度可达到额定主平衡区宽度的69.9%, 而主平衡区面积可达到额定主平衡区面积的70%。由此可见, 在顶梁发生偏转之前保证平衡千斤顶两腔充满压力液体, 可以使支架对外载荷变化的适应性增强, 承载能力增大。
3结语
通过对平衡千斤顶安全阀频繁开启原因和平衡千斤顶及其连接耳座损坏原因分析, 分别在AMESim和MATLAB环境下对平衡千斤顶浮动双向锁控制回路和平衡千斤顶两腔自动补液控制回路两种优化设计方案进行了可行性分析, 为平衡千斤顶液压控制回路的优化改造提供了切实可行的依据。
参考文献
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[3]李聚领, 杨卫书.平衡补偿双向锁的可行性探讨[J].煤矿机械, 2009 (3) :68-170.
[4]寇子明.液压支架动态特性分析与检测[M].北京:冶金工业出版社, 1996.
几种液压卸荷回路的性能比较 篇10
1 液压传动系统的卸荷回路
液压系统的卸荷回路主要是液压泵的卸荷,包括流量卸荷和压力卸荷两种方式。流量卸荷主要是使用变量液压泵,使变量液压泵以最小流量运转仅为补偿泄漏量,此种方法较为简单,但效率不是很高,液压泵仍处于高压的状态。而压力卸荷方式是使液压泵在零压的状态下运转。这里主要介绍压力卸荷回路。
1.1 采用换向阀的卸荷回路
采用中位机能为M,H,和K型的三位换向阀,当换向阀处于中位时,液压泵可方便地实现卸荷。图1所示为采用M型中位机能的电磁换向阀的卸荷回路,当换向阀左位工作时,液压缸前行伸出;换向阀右位工作时,液压缸后退缩回。当换向阀处于中位时,液压缸停止工作,液压泵输出的压力油经换向阀的中位流回油箱。
采用中位机能为O,P和Y型的三位换向阀,需要在液压泵的旁路上并联一个二位二通电磁控制阀,这样当换向阀处于中位时,二位二通电磁阀给电,液压泵输出的压力油经二位二通阀的右位流回油箱,实现液压泵的卸荷如图2所示。
这两种卸荷回路在实际使用中缺点是切换时压力冲击大,同时回油路中需要放置一个普通的单向阀,以使系统能保持0.3MPa左右的背压压力,供操纵控制油路之用。换向阀卸荷回路方法简单,但是在阀换向时易产生冲击现象,适用于低压、小流量和平稳性要求不高的情况。
1.2 采用溢流阀的卸荷回路
采用溢流阀实现的卸荷回路,在回路中必须要并联一个二位二通阀构成复合阀,同时溢流阀的结构为先导式,只有这样搭配,才能时液压泵实现卸荷。图3所示为采用先导式溢流阀远程控制口的卸荷回路。其工作原理为:当液压回路需要换向时,将二位二通电磁阀接先导式溢流阀的远程控制口,液压泵输出的压力油经先导溢流阀的外控口流回油箱,使液压泵实现卸荷。这种卸荷回路换向时冲击力较小,卸荷压力也较小。但是这种回路容易产生较大的振动和噪音,主要是因为二位二通电磁阀在切换时,管中残留的空气会引起压力脉动。这种卸荷回路有一定的滞后现象适用于远程控制泵的卸荷场合。
1.3 采用顺序阀的卸荷回路
采用顺序阀控制的液压卸荷回路,主要是利用油路压力的高低变化来操纵顺序阀的开启,使液压泵通过液控顺序阀卸荷。因此应考虑到主油路压力变化对控制油路压力的影响,以免出现液控顺序阀误动作,影响液压泵卸荷。
图4为采用液控顺序阀的卸荷回路,其工作原理是当三位换向阀处于中位时,液压缸停止工作,此时液压泵向蓄能器供油,压力逐渐升高,达到液控顺序阀的额定调定压力值时,液控顺序阀被打开,液压泵发生卸荷。这种回路主要采用小容量液压泵,实现短期大量供油,减少能量损耗。这种卸荷回路适用于高压大流量的情况。
2 结束语
不同的卸荷回路在选择使用时也有不同的要求,如选用二位二通电磁阀应能通过泵的全部流量,即液压阀的额定流量要大于或者等于液压泵的额定流量。针对不同液压系统出现的工作条件,我们应该合理的选用液压的卸荷回路,避免出现回路不卸荷或者卸荷效率不高的情形。只有这样才能充分提高液压系统的工作效率。
摘要：液压系统中卸荷回路的功能是在液压泵驱动电动机不频繁启闭的情况下,使液压泵在功率损耗接近于零的情况下运转,以减少功率损耗,降低系统发热,延长泵和电机的寿命。主要介绍了不同类型的液压卸荷回路的性能特点。
关键词：液压,卸荷回路,性能特点
参考文献
[1]宋正和.液压与气动技术[M].北京:北京交通大学出版社,2010
[2]成红梅.卸荷回路的设计和运行[J].煤矿机械,2006,6:948～950
