液压控制回路（精选八篇）
液压控制回路 篇1
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.
液压基本回路试题 篇2
一、选择题
1、卸荷回路（A）。
A.可节省动力消耗，减少系统发热，延长液压泵寿命
B.可使液压系统获得较低压力
C.不能用换向阀实现卸荷
D.只能用滑阀机能为中间开启型的换向阀
2、速度控制回路一般通过改变进入执行元件的（B）来实现对液压缸运动速度的控制。
A.压力
B.流量
C.功率
3、将单活塞杆式液压缸的左、右两腔接通，同时引入压力油，可以使活塞获得（C）
A.慢速移动
B.停止不动
C.快速移动
二、判断题
1、换向回路、卸荷回路都属于速度控制回路。（×）
2、压力调定回路主要由溢流阀等组成。（√）
液压控制回路 篇3
1控制回路分析
单液压缸控制是基础,下图为电磁换向阀控制单液压缸的伸出缩回、伸出停留缩回控制。液压系统模型为液压缸活塞的伸出和缩回主要是靠改变液压油的流动方向来实现,而液压油的流动方向的改变靠电磁换向阀换向实现。所以,对液压缸运动方向的控制就是控制电磁换向阀。
2 PLC控制
使用PLC控制液压系统,相关技术资料包括液压系统原理图、I/O地址分配、PLC外部接线图、梯形图程序。该系统有两个按钮(启动按钮SB1、停止按钮SB2)、两个行程开关(液压缸缩回到位SQ1、液压缸伸出到位SQ2)、两个电磁换向阀(1YV、2YV)。
3 PLC控制仿真
基于Automation Studio的PLC控制仿真如图1-1所示。
4结论
采用PLC控制的某液压控制回路,使系统趋于模块化, 减小了液压系统和设备的体积, 其工作性能稳定且并对各I/O(输入 / 输出) 的指示简单、明了, 极大的缩短了其安装、调试、改制和后期维护该液压控制系统和设备的所需时间。有效的克服了手工接线、安装、改动利用继电器控制 系统所需要花费的大量时间及人力、物力的不足,也克服了继电器控制系统的可靠性不高、控制不灵活、响应速度有时过慢等缺点。用PLC对某液压系统进行控制, 可以有利于改善工人所处的劳动环境,降低噪音增加效率并实现节约能源,最主要是提高了该液压系统的性能,延长了液压设备的使用寿命,大大提高了自动化程度好生产率, 尤其是改变某些动作在该液压控制系统时,只需要对程序的梯形图进行调整就可以实现,方便快捷,易于操作。
液压控制回路 篇4
Matlab语言在仿真方面有很大的优势, 但它不能脱离Matlab集成环境工作, 且编写界面的功能比较浅。而VB虽然简单、易用能迅速有效的编制程序界面, 但它又没有Matlab那样强大的科学计算功能。若能实现VB对Matlab的控制, 就可将VB与Matlab的优势充分发挥出来。
2 Active X自动化
Active平台是Microsoft的世界观。其基本思想是:使用Active X控件, 来构筑包括从与用户交互和适应COM的事务处理监视器到Web服务器、全部实现自动化的机构。Active X平台包括两大部分:自动化服务器和自动化客户。
自动化服务器提供了能让自动化客户使用的功能。也就是说, 提供对象的应用程序或DLL叫做服务器 (Server) , 而使用它的应用程序或DLL则叫客户 (Client) 。Active X automation总是在两个应用程序之间安排对话, 但这个对话不是双向的, 对话双方也不平等。客户机开始对话, 服务器响应客户机。Active X automation的代码在客户机上运行而这个代码所控制的动作由服务器执行。图1为在一个典型Active X automation中客户机与服务器之间的相互关系。
3 使用Matlab Active X Automation对象的方法
在VB应用程序内创建了Matlab Active X对象以后, 就可以使用这个对象所包含的各种方法来实现对Matlab的调用。Matlab.Application对象含有6个方法, 下面简要的介绍它们的用法。
3.1 Execute (command as string) 方法
执行本方法将调用Matlab执行一条Command字符串的Matlab命令, 同时返回一个字符串表示命令的执行情况。
3.2 Get Full Matix方法
该函数从指定的Matlab工作空间中获取一维或二维数组。其中, Name是提取数组的名称, Workspace表示包含数组的工作空间, 一般指定为“base”, 即Matlab默认工作空间。Pr和Pi分别是包含所提取数组的实部和虚部。
3.3 Put Full Matrix方法
该函数用来将VB程序中的一个一维或二维数组传送到Matlab中的一个矩阵变量中。
3.4 Void Minimize Connand Window () 方法
该函数将Matlab命令行窗口最小化。
3.5 Void Maximize Connand Window () 方法
该函数使Matlab命令行窗口最大化。
3.6 Void Quit () 方法
该函数为关闭并退出Matlab。
4 VB和MATLAB在比例位置控制回路的应用
Matlab支持Active X自动化技术, 能被任何作为Active X的控制程序所控制。对比例阀回路进行动态仿真, 分析其结果, 有助于设计人员对回路进行修改和完善。本模块采用的方法是:
a.用VB编制与用户进行交互的界面窗口, 包括用户信息的输入和仿真结果的显示;
b.实现VB与Matlab之间的通讯, 把VB中用户输入的参数传到Matlab工作空间;
c.在Matlab中建立回路数学模型, 根据用户输入进行仿真。
对于工程中模型比较复杂的问题, 利用自动化, 只需花费很少的精力, 便可以在自己的应用程序中执行Matlab命令, 向Matlab中输入和提取数据。使软件的编写更快捷。下面是使用MATLAB的控制系统工具箱对比例位置控制回路的应用, 在VB中得到仿真曲线。
如下代码完成将参数传送到Matlab工作空间并实现仿真的功能:
结束语
通过液压比例位置控制回路, 我们体会到在VB中使用和操作MATLA B所带来的便捷和强大的功能。这种多种语言混合编程, 能相互取长补短, 提高了软件的整体性能, 又节约了宝贵的开发时间和精力。
摘要：本文在分析了MATLAB和VB开发语言各自优缺点的基础上, 通过阐述和使用ActiveX automation技术, 实现了MATLAB和VB的数据交换与集成开发。二者的优点使比例位置控制回路软件开发变得更加简洁、高效。
关键词：Visual Basic,MATLAB,ActiveX自动化,比例位置控制回路
参考文献
[1]张志涌等.MATLAB教程[M].北京:北京航空航天大学出版社, 2001.
[2]龚沛曾等.Visual Basic程序设计教程[M].北京:高等教育出版社, 1998.
液压同步回路专利申请分析 篇5
液压系统作为先进的执行控制系统已经广泛应用于各个行业中, 在液压系统中同步控制系统是不可或缺的一部分, 如履带式挖掘机的行走机构、起重机伸缩臂同步伸缩机构等都有同步要求, 但是高精度多执行机构的同步问题一直是本领域的一个难题, 尤其是在配重或重载不平衡的工况下, 同步要求显得尤为重要。
液压同步回路是液压系统最重要的回路之一, 其是指在各类机器、设备、装置中, 实现同步运行功能, 由液压元件、管路按一定规律组合, 并以液流介质传递, 控制驱动两个以上的执行器产生相同的线位移或角位移。
液压同步回路分为等同模式和主从模式, 常见的有:机械液压同步回路、节流调速同步回路、同步阀同步回路、液压缸串联同步回路。以下就针对国内外关于液压同步回路专利申请的状况进行分析。
数据库的选择和检索
液压同步系统在IPC中的分类号为F15B11/22。根据数据库收集的文献量以及分布特点对中文和外文数据库进行选择, 中文库选择CNABS (收录了自1985年至今在中国申请的全部专利文献) , 外文数据库选择虚拟数据库VEN (SIPOABS、DWPI组成) , 考虑到液压同步系统的分类号较准确, 本文以分类号为主, 关键词为辅检索, 检索截止日期为2015年12月8日。
液压同步系统专利申请量整体情况
中文库专利申请情况
如图1所示, 在中文库检索得到的最早的液压同步系统的专利出现在1985年 (CN85103699) , 1985-2005年间一直处于稳定上升阶段, 而2006-2010年间申请量显著增加, 到2011年后申请量激增。图1也恰好反映了我国在液压同步领域的发展概况, 由于重工业起步较晚, 早期液压同步系统的研究甚少。而2006-2010年我国正处于经济飞速增长的阶段, 同时也是工业飞速发展的阶段, 液压领域逐渐被重工业企业重视起来, 到了2011年后, 我国许多重工企业掌握的技术已经在世界范围内领先, 以三一重工、徐州重型机械及中联重科为主要代表。
外文库专利申请情况
从图2可知, 国外早在1921年就已经对液压同步系统进行了研究 (US19210484266) 。从1960年开始, 申请量增长较快, 1971-1980年间的申请量达到高峰, 而从1981年后, 申请量逐渐下降, 目前降至最低点。可见, 国外对液压同步回路的研究高峰期在1971-1990这20年间, 同时也是液压领域发展最快的时间段, 液压动力装置逐渐取代机械动力装置。而后申请量的逐渐下降也代表了液压同步回路技术逐渐趋于成熟。相比图1显示的信息, 我国目前正处于液压同步回路专利申请的高峰期, 落后其他发达国家30年左右的时间, 以全球专利申请的发展趋势, 我国液压同步回路专利申请量同样会在5~10年后逐渐下降。
向主要国家和地区申请量
下图为液压同步回路专利申请向主要国家和地区申请量的百分比, 向中国专利局的申请量占了全球总申请量的16.7%, 以目前我国液压同步回路的发展状况, 这一数据还会不断增加。向日局的专利申请量达到了33.3%, 这也侧面反映了日本液压领域的发展状况, 其重工业发达, 其中以日立建机、株式会社小松制作所、三菱重工、川崎重工等为主要代表。向美局和欧局的申请量相差不大, 也几乎与中国局持平。
图4为液压同步回路专利申请主要来源国分布。来源国的分布从一定程度上代表了各个国家或地区在该领域的发展状况。由图可知, 以日本为优先权的专利申请达到了31%, 可见日本在液压领域的技术处于领先地位;美国次之, 达到了21%, 以卡特彼勒和伊顿等企业为代表, 美国在液压同步领域的技术也相当领先;以中国为优先权的专利申请为16%, 而欧洲仅为13%, 可见, 中国在液压同步领域的发展迅速, 值得一提的是, 三一重工已经强势进入美国市场, 而其进入美国市场的主要依靠即为专利布局。
国内主要申请人及掌握的主要技术
国内液压同步系统申请人主要以徐州重型机械有限公司和三一重工为代表。
国内目前掌握的技术主要以节流调速同步和同步阀同步控制为主, 以徐州重型机械有限公司为例, 其于2007年申请的专利 (CN200720046838X) 中将双缸的同步伸缩改进为由同步控制阀控制, 主要由两个电磁换向阀、梭阀和液控单向阀构成, 通过压力传感器监测油缸的内腔压力反馈至电磁阀, 但结构复杂且成本高;后于2011年的专利申请 (CN2011104193353) 提出以分流集流阀控制双缸同步, 同时增设同步控制方向阀, 通过分流集流阀的分流和集流功能分别实现油缸同步外伸和回缩, 但分流集流阀的精度直接影响双缸的同步, 其于2012年申请的专利 (CN2012100034992) 中提出了对传统分流集流阀的改进, 根据双缸同步起或落时承受的负载大小不等而产生的不同步性, 通过在分流集流阀中设置节流元件消除同步误差;但实现分流集流阀功能时由于被切断的油路进油量非常小, 系统会憋压溢流导致发热, 基于上述问题, 申请人在后又提出了一种实现双缸同步独立控制的油路系统 (CN2012100424654) , 在分流集流阀下游设置双缸同步独立控制阀, 使单缸控制时分流集流阀的一路油路直接进入油箱, 防止憋压溢流。
徐州重型机械对液压同步回路的专利申请均为双缸或多缸并联, 根据徐州重型机械有限公司专利申请的特点, 将其专利申请分为两类:基于分流集流阀和基于方向控制阀, 如表1所示。
综上, 徐州重型机械有限公司对双缸同步回路的研究延续性较强, 在后申请均是对其在前申请的改进, 主要集中于基于分流集流阀的液压同步回路。
三一重工以双缸的串联同步技术为主, 其于2010年的专利申请中 (CN2010102016218) 将两个活塞杆油缸首尾相连实现串联同步控制, 2011年进行了改进 (CN201120330272X) , 在双缸串联的基础上, 设置连接换向供油模块, 实现串联油缸的单独控制, 适时补油;但串联油缸易泄漏而导致精度差, 其在后来的专利申请中主要以分流机构的同步控制方式为主, 如2012年的CN2012101070885和CN2012105812285、2013年的CN201320074171X, 均以分流机构的形式对液压同步控制系统提出了改进;以串联油缸或分流机构的同步控制方式实时性始终不高, 三一重工于2013年又提出了 (CN2013102328181) 以两个液压缸为基准液压缸, 通过检测随动液压缸的压力反馈至控制单元, 实时控制随动液压缸控制阀的开度, 调节进油量实现同步。可见, 三一重工早期集中于串联同步, 而后集中基于分流机构的并联同步, 相比徐州重型机械有限公司, 其并联同步的研究较晚。
国外主要申请人及掌握的主要技术
国外申请人以日立建机 (HITACHI) 和卡特彼勒 (CATERPILLAR) 最具代表性。
以日立建机为例, 早在1982年提出的专利申请 (JP特願昭57-165041) 就已经通过换向阀将双缸或三缸并联实现同步了, 并于1984年对并联油缸同步提出了改进 (JP特願昭59-52162) , 采用同步缸将工作缸并联, 液压油分别通过同步缸的两腔进入工作缸实现同步控制;但由于作为同步缸并联形式的油缸精度较差, 其在1980年提出的专利申请 (JP特願昭55-9381) 首次提出了利用分流集流阀通过调节阀过流截面积来控制双缸实现同步;日立建机早期有关液压同步系统回路的专利申请主要集中于等同模式的同步控制方式, 精度也主要取决于分流集流阀或换向阀的精度, 同步性不能完全保证, 所以于1995年提出了主从模式的液压同步控制方式 (JP特願平7-21908) , 其通过设定目标流量, 检测并修正马达的负荷流量使之达到目标流量实现双马达同步;再后来的专利申请主要是对该同步控制方法的改进, 如2005年的专利申请 (JP特願2005-287052) , 检测负荷误差超出规定范围时, 调整负载的高度使负荷或流量调整为设定值。
根据日立建机的专利申请的特点, 将其液压同步回路专利申请作了分布比较, 如表2所示。
日立建机的研究集中于采用方向控制阀控制的同步回路, 虽然其对分流集流阀的液压同步回路研究非常早, 但之后对其改进并不多。此外, 其他部分还包括机械液压同步回路、安全阀溢流形式的同步回路、仅对油缸进行改进的液压同步回路以及液压同步回路控制方法等, 可见, 日立建机对液压同步回路的研究涉及面广而全面。
卡特彼勒有关液压同步的专利申请主要集中于双缸并联后的同步控制, 早在1974年就提出了对双缸并联同步的改进 (US19730394192) , 通过节流孔使进入双缸的流量同步, 属于早期的分流集流阀, 但仅有分流功能;后于1978年提出了利用并联双缸的先导控制阀实现同步的控制方式 (US19770804195) , 先导控制阀能够根据油缸的反馈的压力调整通路, 达到双缸同步;于1996年提出专利申请中 (US19960593776) 通过微处理器收到的反馈信号控制并联双缸前的电磁换向阀, 实现精确的同步控制;于2006年的专利申请 (US20060484155) 中提出了利用溢流阀在设定压力时的溢流回油, 使超前液压缸前的油路溢流, 实现双缸同步运行。
结束语
国外对于液压同步系统回路的研究起步较早, 主要采用等同模式的同步, 早期集中于对油路连接结构或关系的改进, 后期集中于对控制方法的改进。而国内主要集中在油路连接结构或关系的改进, 以等同模式为主, 而对控制方法的改进较少, 这是因为主从模式的液压系统结构及油路复杂, 需要反馈与被反馈装置, 同时配以电气系统来实现, 这与目前液压机械追求的整体结构简单轻便的发展的路线相悖。目前等同模式的研究重点已不是如何设置油路关系来达到精确的同步, 而是出现误差时如何调整, 现在主要采取的措施是对超前的执行机构停止供油, 使落后的执行机构与超前执行机构并行, 而通常液压油路中只有一个供油系统, 超前执行机构的油路同样会被供以等同流量的液压油, 所以在切断超前执行机构的供油时系统容易产生憋压溢流进而导致油路发热等问题。因此, 如何解决超前油路的合理回油避免系统憋压溢流是目前的技术难点, 另一方面, 无论是等同模式还是主从模式, 均会涉及电气控制系统的连接, 因此如何实现反馈信号的准确传递及精确误差信号是未来发展的重点。
液压控制回路 篇6
“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。
液压控制回路 篇7
同步回路指两个或两个以上的液压执行机构 (液压缸或液压马达) , 在相同时间内运动保持相同位移 (液压缸) 或转角 (液压马达) 的回路。对于同缸径与杆径的液压缸和等排量的液压马达而言, 位移/转角同步则其运动速度相同, 理论上控制每个液压缸或者液压马达的进/出流量使其一致, 则可实现液压缸或液压马达同步控制的目的。但在液压同步系统中, 尽管液压缸的有效工作面积相等, 但是由于运动中所受负载不均衡, 摩擦阻力也不相等, 管路的长度不一致, 泄漏量的不同、油缸的有效行程、制造上的误差以及油缸的安装精度等, 不能使液压缸同步动作。同步回路的作用就是为了克服这些影响, 补偿它们在流量上所造成的变化。在连铸设备中为了满足其工况要求, 很多液压系统采用了液压同步控制回路。例如:引锭杆对中、扇形段夹紧油缸升降、两缸驱动辊升降、移载机升降、中间罐车液压升降、推钢机平移、堆垛机升降、废料台车升降、扇形段在线远程辊缝自动调整等。
2 连铸设备液压同步回路
2.1 节流阀控制的同步回路
在连铸机切割后辊道的引锭杆对中装置液压系统中采用了节流阀控制的同步回路。工艺上要求送引锭杆时, 引锭杆收存装置小车将引锭杆放到辊道上, 然后使用引锭杆对中装置将引锭杆在辊道上对中。保证引锭杆准确地送到结晶器下部, 工艺上仅对引锭杆位置有严格要求, 对对中时间没有严格要求。综合考虑采用节流阀控制的同步回路来实现引锭杆对中液压缸的同步, 只需手动调节各个节流阀使其阀口开度基本一致。节流阀控制的同步回路除了用在引锭杆对中上, 还用于扇形段夹紧油缸升降、两缸驱动辊升降等液压控制回路中 (如图1) 。
节流阀控制的同步回路适用于同步要求不是很高、负载稳定、流量较小或者同步功能可以通过机械结构进行缓冲的场合, 特点是控制简单, 投资成本非常低, 但效率比较低, 同步精度一般低于5%~10%。
2.2 调速阀控制的同步回路
在连铸机精整区移载机工位中, 由于板坯在输送过程中难免会出现偏斜、不居中的情况, 而四个油缸设置是均匀的, 如果不设置调速阀保证同步, 将会导致偏载油缸受力不均匀, 速度不一致, 发生板坯滑落、油缸卡死、设备损坏等故障。调速阀的原理是在节流阀的出口处安装了一个压力补偿器, 由于压力补偿器不断的起到压力补偿的作用, 流量就能保持一致, 为了能在两个方向控制流量, 在流量控制阀下面安装了一个整流叠加板。由于移载机在工艺上对时间和位移都有较高的要求, 综合考虑采用调速阀控制的同步回路来实现移载机升降液压缸的同步 (如图2) 。
调速阀调节同步回路适应于同步要求较高、且要求速度基本不受负载影响、流量不是很大的回路, 调速阀调节同步回路结构简单, 并且可以调速, 但是由于受到油温变化以及调速阀性能差异等影响, 同步精度较低, 一般在5%~7%左右。
2.3 同步马达控制的同步回路
连铸机中间罐车升降框架工艺上要求四个升降缸必须保证升降同步, 精度要求很高, 才能保证中包中钢水在升降过程中平稳, 不至溢出发生事故。综合考虑采用同步马达控制的同步回路来实现中间罐车升降液压缸的同步, 同步马达控制的同步回路除了用在中间罐车升降上, 还用于推钢机平移、堆垛机升降、废料台车升降等液压控制回路中 (如图3) 。
同步马达调节同步回路适应于同步要求较高、且要求速度基本不受负载影响、流量变化大的回路, 同步精度较高, 一般在2%~5%左右。但是同步马达的内部压力损失比较大, 且其结构决定了系统回路回油管上必须有0.3~0.5MPa的背压, 同步马达调节同步回路应用于重载液压系统中。
2.4 伺服阀配合液压缸位置传感器控制的同步回路
连铸机扇形段在线远程辊缝自动调整工艺上要求四个夹紧缸必须保证升降同步, 精度要求非常高, 才能保证辊缝的精度和铸坯的厚度精度, 实现动态轻压下 (如图4) 。
伺服阀配合液压缸位置传感器控制的同步回路的同步精度非常高, 位置精度可达0.1mm甚至更高, 能够时刻保持同步, 而且频响可以达到较高的水平, 但是投资成本非常高并且控制方式比较复杂。
3 结论
以上四种液压同步回路为连铸设备中运用较多的同步回路, 根据不同的工艺要求、控制精度、投资成本等因素, 综合考虑选用适当的同步控制方式来满足工艺要求, 做到安全可靠、经济实用。
参考文献
[1]解通护.液压同步回路在连铸机上的应用.工程建设与设计, 2005 (5) .
掩护式支架平衡千斤顶液压回路分析 篇8
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
[1]刘国柱.矿用液压支架带压浮动控制系统[J].煤矿机械, 2008 (4) :109-111.
[2]王伟.两柱掩护式支架平衡千斤顶控制方式的分析[J].煤矿机械, 2009 (1) :168-170.
[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.
