液压伺服系统研究（精选12篇）
液压伺服系统研究 篇1
摘要：阐述了液压模锻锤的结构及工作原理。通过动量定理建立了全液压模锻锤液压缸的数学模型,为设定打击能量和打击次数的大小提供了依据,同时为实现模锻锤运行过程的精确控制提供了理论参考。并对锤头速度、位移、动能变化情况进行了试验仿真,通过仿真分析为其进一步实现模锻锤打击工序和打击能量的数控化和柔性化奠定了基础。
关键词：机床技术,液压系统,模锻锤,数值模拟,仿真
1 引言
模型锻造是金属在外力作用下产生塑性变形并充满模膛而获得锻件的方法。模锻件尺寸精度高,机械加工余量小,锻件的纤维组织分布更为合理,可进一步提高零件的使用寿命。模锻生产率高,操作简单,容易实现机械化和自动化。液压模锻锤作为蒸—空模锻锤的升级换代产品,具有能量利用率高、节约能源、节约投资、便于实现自动化等优点,是目前应用较多的一种模锻设备[1~4]。
但是液压模锻锤也存在故障率较高,可靠性较差,噪声严重等问题,其原因主要是打击能量不可控制。当工件变形所吸收的能量小于锤头打击能量时,锤头的多余能量造成了上下锤头的对击,引起锤体剧烈振动,造成连接部位松动,引发疲劳断裂。所以建立全液压模锻锤液压缸的数学模型,实现打击能量的精确控制,可提高液压模锻锤的可靠性和能量有效利用,具有十分重要的实际意义[5~6]。
2 液压模锻锤原理
液压模锻锤自动化程度高,打击不同的工件时,只需稍微改变设置即可实现。模锻锤液压缸上腔为无杆腔,下腔为有杆腔,是上下腔双作用的单活塞杆液压缸,通过控制上腔压强来实现锤头的运动。
2.1 模锻锤液压系统结构
液压模锻锤液压系统一般是由动力元件、执行元件、控制元件、工作介质和辅助装置组成的,系统各部分组成一个有机联系的整体。液压系统动力元件为液压泵,工作介质为油;执行元件为单杆双作用液压缸,其上下腔均采用油压驱动,油压由油泵和蓄能器及差动回路联合控制,液压缸下腔始终连通蓄能器,控制系统只对液压缸上腔控制;控制元件为液压阀;辅助装置包括蓄能器、滤油器、油箱、热交换器、油管、管接头、压力表等。液压模锻锤液压系统结构如图1所示。
打击时,打击阀使上下腔连通,靠液压缸有杆下腔和无杆上腔面积差实现锤头快速运动。通过对打击阀的控制实现锤头的提锤、悬锤、打击、放锤等机械动作。
溢流阀4是一种液体压力控制阀,在模锻锤液压系统中主要起定压溢流作用和安全保护作用;节流阀5是通过改变节流截面或节流长度以控制液压油流量,在对模时此阀可以实现锤头微动;蓄能器6是液压系统中的一种能量储蓄装置,与液压缸下腔相通,它上腔充高压氮气,下腔充液压油。在锤头向下快速打击时,液压系统瞬时压力增大,蓄能器可以吸收这部分的能量,转变为气体压缩能储存起来,当提锤和打击阀开启,上腔进油时,又将气体压缩能转变为油压能,实现系统能量的暂时储存及释放,保证整个系统压力正常。打击阀7采用二位三通一进一出常开式换向电磁阀,通电时油路开启向油缸上腔进油,准备打击,断电时出油用以卸荷,迅速提锤,通过控制其进油路开启时间来实现打击能量的精确控制[7~9]。
1.油箱2.液压泵3.电动机4.溢流阀5.节流阀6.蓄能器7.打击阀8.活塞9.活塞杆10.锤头11.上模具12.下模具13.基座
2.2 液压模锻锤的工作原理
液压模锻锤根据锻件生产工艺随时调整打击次数和打击能量,控制系统通过控制电磁阀的通断,可以实现提锤、打击、悬锤等各种动作循环,也可以实现重打和轻打、单打和连打。图2为液压模锻锤控制系统流程图。
由图2可以看出,液压模锻锤工作过程主要包括以下几方面:
(1)启动油泵
按启动按钮,电机带动油泵启动,溢流阀进入工作状态,主油路升压,液压油进入油缸下腔和蓄能器下腔,准备提锤。
(2)打击
打击阀通电,进油路开启,来自油泵、蓄能器以及通过差动回路引来的下腔油的高压油进入上腔,实现锤头的快速下行。
(3)提锤
打击阀断电,上腔接通油箱回油,上腔卸压,锤头立即快速回程。锤头升至一定位置即可进行打击或放锤,锤头升至最上位置,将触动限位开关,停止提锤。
(4)悬锤
打击工序完毕,装入下一工件时,打击阀不通电,靠下腔油和蓄能器平衡油压实现悬锤。同时锤头设有安全销,以防事故和意外打击的发生。
3 液压缸模型的试验分析
打击能量对于液压模锻锤来说是最重要的参数之一,不仅是机械设计要实现的主要性能参数,而且是数据控制的关键所在。所以建立正确的液压模锻锤打击能量的数学模型,对于该设备进行打击能量及打击次数的程序控制具有重要意义。
3.1 液压缸的模型建立
液压模锻锤液压缸是单杆双作用活塞缸,上下两腔的有效工作面积不相等。考虑模锻锤的实际工作环境,由能量守恒定律对活塞进行受力分析。液压缸活塞的总受力由液压缸上腔对活塞的力F1、下腔对活塞的力F2、油液对活塞的阻力f以及活塞杆上外加负载Fg组成。它们的计算式如下:
F1=A2P2
F2=A1P1
f=DxVp(其方向为锤头运动方向的反方向)
由动量定理得液压缸活塞的运动方程:
由式(1)、(2)得液压模锻锤的液压缸活塞运动模型:
式中:M——液压缸活塞及活塞杆质量,kg;
A1——液压缸有杆腔活塞面积,cm2;
A2——液压缸无杆腔活塞面积,cm2;
Dx——液压缸活塞粘性摩擦系数,Ns/m;
Fg——活塞杆上外加负载,N;
Xw——锤头位移,mm;
Vp——锤头速度,m/s;
3.2 试验仿真
利用MATLAB/Simulink仿真软件,根据式(3)建立了液压缸运动时的非线性模型,实现了图形化交互方式下锤头打击及回程仿真的参数化设计,如图3所示。
本文设定液压模锻锤上腔活塞面积100cm2,下腔活塞面积A1=80cm2。活塞杆上外加负载Fg=100N。活塞粘性摩擦系数Dx=2Ns/m。液压缸活塞、活塞杆及锤头质量M=300kg。采用ode45法进行200s的仿真,通过添加示波器可以方便的观察上下腔压强以及液压缸活塞位置和速度输出随时间的变化的情况。输入信号为一系列阶跃信号,液压缸上腔的压强P上变化如图4所示。液压缸下腔压强P下始终为10MPa,如图5所示。由上下腔压强的变化引起的锤头运动速度变化情况如图6所示,锤头位置移动情况如图7所示,锤头的动能如图8所示。设定锤头向下运动的位移和速度为正方向。
参见图4~图8所示试验结果,可以作如下分析:
(1)从0到20时刻上腔压强为9MPa,下腔压强为10MPa,P上A2-Fg=P下A1,这时活塞受力平衡,锤头速度为0,处于静止状态。图8可以看出此段时刻锤头的动能为0。
(2)从20到70时刻上腔压强变为3MPa,活塞受的合外力方向向上,锤头由平衡状态位置开始向上提锤,速度由0变为-4m/s,锤头向上移动了200mm。图8可看出此段时刻锤头的动能为2400J。
(3)90到120时刻上腔压强升为19MPa,活塞受的合外力方向向下,活塞加速向下运动,锤头速度由0变为6.7m/s,锤头向下移动了200mm,回到初始位置。图8可以看出此段时刻锤头的动能为6600J。
(4)在140到190时刻上油腔压强为3MPa,活塞受的合外力方向向上,活塞上升提锤200mm,速度为-4m/s。图8可以看出此段时刻锤头的动能为2400J。
(5)从70到90时刻,120到140时刻,190到200时刻,上油腔压强都为9MPa,活塞受力平衡,活塞静止,速度为0。图8可以看出此段时刻锤头的动能为0。
4 结束语
对液压模锻锤工作原理进行研究,建立了液压缸的运动模型。通过对液压模锻锤打击过程运行状态进行仿真分析,为模锻锤设计提供了参数依据,降低了开发成本,为实际运行中设定打击能量的大小和打击次数提供理论依据;同时打击能量的精确控制能避免多余打击的能量,节能降耗,从而有望大大提高工作效率,实现能源的有效利用。
参考文献
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液压伺服系统研究 篇2
液压系统用油项目可行性研究
报告
液压油引就是利用液体压力能的液压系统使用的液压介质，在液压系统中起着能量传递、系统润滑、防腐、防锈、冷却等作用。对于液压油来说，首先应满足液压装置在工作温度下与启动温度下对液体粘度的要求，由于油的粘度变化直接与液压动作、传递效率和传递精度有关，还要求油的粘温性能和剪切安定性应满足不同用途所提出的各种需求。液压油的种类繁多，分类方法各异，长期以来，习惯以用途进行分类，也有根据油品类型、化学组分或可燃性分类的。这些分类方法只反映了油品的挣注，但缺乏系统性，也难以了解油品间的相互关系和发展。
质量要求：
(l)合适的粘度和良好的粘温性能，以保证液压元件在工作压力和工作温度发生变化的条件下得到良好润滑、冷却和密封。
(2)良好的极压抗磨性，以保证油泵、液压马达、控制阀和油缸中的摩擦副在高压、高速苛刻条件下得到正常的润滑，减少磨损。
(3)优良的抗氧化安定性、水解安定性和热稳定性，以抵抗空气、水分和高温、高压等因素的影响或作用，使其不易老化变质，延长使用寿命。
(4)良好的抗泡性和空气释放值，以保证在运转中受到机械剧烈报告用途：发改委立项、政府申请资金、政府申请土地、银行贷款、境内外融资等
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搅拌的条件下产生的泡沫能迅速消失；并能将混入油中的空气在较短时间内释放出来，以实现准确、灵敏、平稳地传递静压。
(5)良好的抗乳化性，能与混入油中的水分迅速分离，以免形成乳化液，引起液压系统的金属材质锈蚀和降低使用性能。
(6)良好的防锈性，以防止金属表面锈蚀。另：提供国家发改委甲、乙、丙级资质
可行性研究报告大纲（具体可根据客户要求进行调整）第一章 研究概述 第一节 研究背景与目标 第二节 研究的内容 第三节 研究方法 第四节 数据来源 第五节 研究结论
一、市场规模
二、竞争态势
三、行业投资的热点
四、行业项目投资的经济性 第二章 液压系统用油项目总论 第一节 液压系统用油项目背景
一、液压系统用油项目名称
报告用途：发改委立项、政府申请资金、政府申请土地、银行贷款、境内外融资等
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二、液压系统用油项目承办单位
三、液压系统用油项目主管部门
四、液压系统用油项目拟建地区、地点
五、承担可行性研究工作的单位和法人代表
六、研究工作依据
七、研究工作概况 第二节 可行性研究结论
一、市场预测和项目规模
二、原材料、燃料和动力供应
三、选址
四、液压系统用油项目工程技术方案
五、环境保护
六、工厂组织及劳动定员
七、液压系统用油项目建设进度
八、投资估算和资金筹措
九、液压系统用油项目财务和经济评论
十、液压系统用油项目综合评价结论 第三节 主要技术经济指标表 第四节 存在问题及建议
第三章 液压系统用油项目投资环境分析
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第一节 社会宏观环境分析
第二节 液压系统用油项目相关政策分析
一、国家政策
二、液压系统用油项目行业准入政策
三、液压系统用油项目行业技术政策 第三节 地方政策
第四章 液压系统用油项目背景和发展概况 第一节 液压系统用油项目提出的背景
一、国家及液压系统用油项目行业发展规划
二、液压系统用油项目发起人和发起缘由 第二节 液压系统用油项目发展概况
一、已进行的调查研究液压系统用油项目及其成果
二、试验试制工作情况
三、厂址初勘和初步测量工作情况
四、液压系统用油项目建议书的编制、提出及审批过程 第三节 液压系统用油项目建设的必要性
一、现状与差距
二、发展趋势
三、液压系统用油项目建设的必要性
四、液压系统用油项目建设的可行性
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第四节 投资的必要性
第五章 液压系统用油项目行业竞争格局分析 第一节 国内生产企业现状
一、重点企业信息
二、企业地理分布
三、企业规模经济效应
四、企业从业人数
第二节 重点区域企业特点分析
一、华北区域
二、东北区域
三、西北区域
四、华东区域
五、华南区域
六、西南区域
七、华中区域
第三节 企业竞争策略分析
一、产品竞争策略
二、价格竞争策略
三、渠道竞争策略
四、销售竞争策略
五、服务竞争策略
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六、品牌竞争策略
第六章 液压系统用油项目行业财务指标分析参考 第一节 液压系统用油项目行业产销状况分析 第二节 液压系统用油项目行业资产负债状况分析 第三节 液压系统用油项目行业资产运营状况分析 第四节 液压系统用油项目行业获利能力分析 第五节 液压系统用油项目行业成本费用分析
第七章 液压系统用油项目行业市场分析与建设规模 第一节 市场调查
一、拟建 液压系统用油项目产出物用途调查
二、产品现有生产能力调查
三、产品产量及销售量调查
四、替代产品调查
五、产品价格调查
六、国外市场调查
第二节 液压系统用油项目行业市场预测
一、国内市场需求预测
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二、产品出口或进口替代分析
三、价格预测
第三节 液压系统用油项目行业市场推销战略
一、推销方式
二、推销措施
三、促销价格制度
四、产品销售费用预测
第四节 液压系统用油项目产品方案和建设规模
一、产品方案
二、建设规模
第五节 液压系统用油项目产品销售收入预测
第八章 液压系统用油项目建设条件与选址方案 第一节 资源和原材料
一、资源评述
二、原材料及主要辅助材料供应
三、需要作生产试验的原料
第二节 建设地区的选择
一、自然条件
二、基础设施
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三、社会经济条件
四、其它应考虑的因素 第三节 厂址选择
一、厂址多方案比较
二、厂址推荐方案
第九章 液压系统用油项目应用技术方案 第一节 液压系统用油项目组成 第二节 生产技术方案
一、产品标准
二、生产方法
三、技术参数和工艺流程
四、主要工艺设备选择
五、主要原材料、燃料、动力消耗指标
六、主要生产车间布置方案 第三节 总平面布置和运输
一、总平面布置原则
二、厂内外运输方案
三、仓储方案
四、占地面积及分析 第四节 土建工程
一、主要建、构筑物的建筑特征与结构设计
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二、特殊基础工程的设计
三、建筑材料
四、土建工程造价估算 第五节 其他工程
一、给排水工程
二、动力及公用工程
三、地震设防
四、生活福利设施
第十章 液压系统用油项目环境保护与劳动安全 第一节 建设地区的环境现状
一、液压系统用油项目的地理位置
二、地形、地貌、土壤、地质、水文、气象
三、矿藏、森林、草原、水产和野生动物、植物、农作物
四、自然保护区、风景游览区、名胜古迹、以及重要政治文化设施
五、现有工矿企业分布情况
六、生活居住区分布情况和人口密度、健康状况、地方病等情况
七、大气、地下水、地面水的环境质量状况
八、交通运输情况
九、其他社会经济活动污染、破坏现状资料
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十、环保、消防、职业安全卫生和节能 第二节 液压系统用油项目主要污染源和污染物
一、主要污染源
二、主要污染物
第三节 液压系统用油项目拟采用的环境保护标准 第四节 治理环境的方案
一、液压系统用油项目对周围地区的地质、水文、气象可能产生的影响
二、液压系统用油项目对周围地区自然资源可能产生的影响
三、液压系统用油项目对周围自然保护区、风景游览区等可能产生的影响
四、各种污染物最终排放的治理措施和综合利用方案
五、绿化措施，包括防护地带的防护林和建设区域的绿化 第五节 环境监测制度的建议 第六节 环境保护投资估算 第七节 环境影响评论结论 第八节 劳动保护与安全卫生
一、生产过程中职业危害因素的分析
二、职业安全卫生主要设施
三、劳动安全与职业卫生机构
四、消防措施和设施方案建议
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第十一章 企业组织和劳动定员 第一节 企业组织
一、企业组织形式
二、企业工作制度
第二节 劳动定员和人员培训
一、劳动定员
二、年总工资和职工年平均工资估算
三、人员培训及费用估算
第十二章 液压系统用油项目实施进度安排 第一节 液压系统用油项目实施的各阶段
一、建立 液压系统用油项目实施管理机构
二、资金筹集安排
三、技术获得与转让
四、勘察设计和设备订货
五、施工准备
六、施工和生产准备
七、竣工验收
第二节 液压系统用油项目实施进度表
一、横道图
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二、网络图
第三节 液压系统用油项目实施费用
一、建设单位管理费
二、生产筹备费
三、生产职工培训费
四、办公和生活家具购置费
五、勘察设计费
六、其它应支付的费用
第十三章 投资估算与资金筹措 第一节 液压系统用油项目总投资估算
一、固定资产投资总额
二、流动资金估算 第二节 资金筹措
一、资金来源
二、液压系统用油项目筹资方案 第三节 投资使用计划
一、投资使用计划
二、借款偿还计划
第十四章 财务与敏感性分析 第一节 生产成本和销售收入估算
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一、生产总成本估算
二、单位成本
三、销售收入估算 第二节 财务评价 第三节 国民经济评价 第四节 不确定性分析
第五节 社会效益和社会影响分析
一、液压系统用油项目对国家政治和社会稳定的影响
二、液压系统用油项目与当地科技、文化发展水平的相互适应性
三、液压系统用油项目与当地基础设施发展水平的相互适应性
四、液压系统用油项目与当地居民的宗教、民族习惯的相互适应性
五、液压系统用油项目对合理利用自然资源的影响
六、液压系统用油项目的国防效益或影响
七、对保护环境和生态平衡的影响
第十五章 液压系统用油项目不确定性及风险分析 第一节 建设和开发风险 第二节 市场和运营风险 第三节 金融风险 第四节 政治风险
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第五节 法律风险 第六节 环境风险 第七节 技术风险
第十六章 液压系统用油项目行业发展趋势分析
第一节 我国液压系统用油项目行业发展的主要问题及对策研究
一、我国液压系统用油项目行业发展的主要问题
二、促进液压系统用油项目行业发展的对策 第二节 我国液压系统用油项目行业发展趋势分析 第三节 液压系统用油项目行业投资机会及发展战略分析
一、液压系统用油项目行业投资机会分析
二、液压系统用油项目行业总体发展战略分析 第四节 我国 液压系统用油项目行业投资风险
一、政策风险
二、环境因素
三、市场风险
四、液压系统用油项目行业投资风险的规避及对策
第十七章 液压系统用油项目可行性研究结论与建议 第一节 结论与建议
一、对推荐的拟建方案的结论性意见
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二、对主要的对比方案进行说明
三、对可行性研究中尚未解决的主要问题提出解决办法和建议
四、对应修改的主要问题进行说明，提出修改意见
五、对不可行的项目，提出不可行的主要问题及处理意见
六、可行性研究中主要争议问题的结论
第二节 我国液压系统用油项目行业未来发展及投资可行性结论及建议
第十八章 财务报表 第一节 资产负债表 第二节 投资受益分析表 第三节 损益表
第十九章 液压系统用油项目投资可行性报告附件 1、液压系统用油项目位置图 2、主要工艺技术流程图 3、主办单位近5 年的财务报表、液压系统用油项目所需成果转让协议及成果鉴定 5、液压系统用油项目总平面布置图 6、主要土建工程的平面图 7、主要技术经济指标摘要表
报告用途：发改委立项、政府申请资金、政府申请土地、银行贷款、境内外融资等
北京智博睿信息咨询有限公司 、液压系统用油项目投资概算表 9、经济评价类基本报表与辅助报表 10、现金流量表 11、现金流量表 12、损益表、资金来源与运用表 14、资产负债表 15、财务外汇平衡表 16、固定资产投资估算表 17、流动资金估算表 18、投资计划与资金筹措表 19、单位产品生产成本估算表 20、固定资产折旧费估算表 21、总成本费用估算表、产品销售（营业）收入和销售税金及附加估算表
液压系统原理性试验平台设计研究 篇3
关键词：多泵 管路 负载 油箱
中图分类号：TH122 文献标识码：A 文章编号：1674-098X（2015）08（b）-0049-02
在大型客机液压能源系统基本完成原理性设计（液压原理图）和主要元附件定型后，出于对设计验证和支持适航的要求，在进行机上功能试验和全机地面模拟试验（铁鸟试验）之前，对液压系统进行系统级试验。在试验台上安装各种测试传感器，通过测试结果分析比对，修改原设计方案，进而达到优化设计和适航验证的目的。目前国内尚无完善的类似原理性试验平台，民航飞机液压维修部件测试台也长期依赖进口；相关科研人员匮乏，自主创新能力不足；随着国家民用航空的发展，系统设计、集成与试验能力的重要性突显。
1 先进性和特色
多泵多体制液压系统原理性试验平台主要用于液压系统工作原理设计验证使用，希望通过本设备的研制，获得先进的飞机液压系统设计方法，研究对象丰富，研究内容齐全、包括多泵流量匹配特性、压力脉动特性、油箱蓄压器容积匹配特性、温升特性、管路振动特性及导管连接方法等。
试验平台主要具有以下几项特色：
（1）为液压系统设计提供原理性试验研究支撑。
（2）探索不同压力级别的液压系统特性。
（3）同一试验台同时模拟对称负载、不对称负载及大流量负载等多种负载。
（4）同一试验台上同时开展对压力脉动、管路振动、温升等特性分析。
（5）采用模块化设计方法，对泵源模块、负载模块、自增压回路等进行分块分析。
（6）通过实验台搭建过程，探索自增压油箱设计方法。
（7）为后续开展液压系统故障诊断及健康管理方法等研究奠定实验基础。
3 系统设计研究
液压系统包括了泵源模块、管路模块、负载模块、油箱模块和冷却模块等。液压系统图布局见图1。
3.1 泵源模块设计
泵源模块主要由液压泵Ⅰ～Ⅳ、压力油滤、回油油滤、壳体回油油虑、溢流阀、单向阀及阀块等元件组成。两组3 000 psi泵（泵I、泵III），泵I选用排量32 mL/rev，工作压力3 000 psi的柱塞泵；泵III选用排量16 mL/rev，工作压力3000psi的柱塞泵。两组5 000 psi级别泵（泵II、泵IV），泵II选用排量40 mL/rev，工作压力5 000psi的柱塞泵；泵IV选用排量16 mL/rev，工作压力5 000 psi的柱塞泵。全部泵都采用交流变频电机驱动，使得这四个泵可以满足试验所需求的高/低转速，不同压力和不同流量需求等各种工况。单向阀、溢流阀都选用插装式或管式连接，减少了安装空间，便于阀块安装，让系统更加美观。泵源模块液压原理图如图2所示。
2.2 管路模块设计
管路模块为一钢结构焊接框架，框架内部设置有各种滑动槽和定位孔，框架内固定管路的卡口（Z轴）、支架（X轴，Y轴）可在框架内组合移动，在三个方向上（X轴-Y轴-Z轴）满足管路安装固定要求，从而可以验证各种管路布置模式对管路振动的影响。管路末端安装有两个固定式的手动截止阀连接口，可以在不关闭系统的情况下对管路进行调整和更换。框架底端安装有滴油盘，可以收集系统运行和管路安装拆卸时泄漏的油液。管路模块结构见图3。
2.3 负载模块设计
负载模拟模块包括两路对称负载和一路不对称负载。对称负载采用比例流量阀与手动节流阀来模拟流量，流量2～120L/min连续可调，流量控制精度不大于±5%。不对称负载由电液伺服阀、单出杆液压缸组成，通过位置控制伺服系统模拟作动系统，对顶油缸采用力反馈伺服控制对不对称负载进行加载。通过对预选参数进行计算，选出对应伺服阀参数，考虑到伺服阀需要在5000 psi压力下进行工作（加载缸伺服阀）。选用最大工作压力为5000 psi，7MPa下额定流量150 L/min，阶越响应时间小于26 ms，滞环小于4%的电液伺服阀。配合PLC集成的PID控制，可以对作动器进行精确的位置控制和力加载控制（相应仿真说明见第四节）。
2.4 油箱模块设计
油箱模块主要由自增压油箱、蓄能器、优先阀、手动释压阀、阻尼调节阀、补油泵和油箱组成。蓄能器容积为5L，预充氮气压力为1000～1400 psig。设置手动释压阀，用以调节系统油箱油量容积和系统蓄压器容积匹配特性。设置优先阀用以优先稳定系统油源自增压压力，防止泵源吸油口出現吸空与空穴现象。设计油箱总容积40 L，注油量28 L，大腔直径310 mm，小腔直径50 mm，柱塞长度600 mm。自增压油箱、蓄压器、冷却器及相应阀块统一放置，油箱模块原理及布局如图5。
由于系统在进行不对称试验时需要对加载系统进行补油，所以这里在系统之外增加了一个单独的补油油箱，补油油箱体积为300 L，油箱上设置有吸油过滤器、回油过滤器、空气滤新器、液位计、温度传感器等设备。补油油箱三维图如6所示。
参考文献
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[2]陈淼林.管棚钻机液压系统设计[J].现代机械，2012（1）：31-34.
[3]晁建桃.液压隧道维修作业平台及液压系统的设计[J].工程机械，2013（1）：41-44，47，1.
液压伺服系统研究 篇4
1 全液压推土机液压系统组成及特点
全液压推土机是一种典型的牵引型机械, 其行驶驱动系统需承受各种变化剧烈、波动大的非平稳随机负荷。为适应这种载荷特点, 充分发挥推土机各部分性能, 合理匹配整个液压系统, 全液压推土机常采用由双变量泵和双变量马达组成的左右独立驱动的闭式变量液压系统。动力传递方式一般为分置式, 即发动机输出动力带动左、右液压泵, 经左右液压马达后传至各自的轮边减速装置, 经轮边减速后驱动左右履带使推土机行走。
全液压推土机传动系统中没有了离合器、变速器、中央传动等机械部分, 结构大大简化, 采用静液压传动, 靠流体的压力完成功率传递, 可以无级变速, 自适应性好, 噪音低。由于发动机功率利用充分, 传动效率比较高, 因此, 全液压推土机牵引性能好。全液压推土机在推土和运土速度区间能充分发挥其牵引力, 在任何速度下都能发挥发动机的功率, 具有良好的自动适应性, 因此, 作业效率明显高于其他形式的推土机。另外全液压推土机还有智能化高、操纵简单、整机使用寿命长、爬坡能力强、可以原地转向等特点。
2 液压系统额定压力的匹配
对于全液压推土机来说液压系统的工作压力是设计计算中最重要的参数之一, 只有系统压力合理选用与匹配, 液压元件才可能具有期望的工作寿命与可靠性, 才可能使液压元件的工作能力被充分利用并且有比较低的成本, 同时能保证液压系统有较高的传动效率, 从而有效的发挥推土机的动力性与经济性。因此对液压系统额定工作压力和最大工作压力的确定是十分必要和关键的。
由于液压系统至今还没有非常确定的方法来进行额定压力的标定, 以满足不同的使用工况, 因此本文对现有机器上的液压组件参数的匹配方法进行归纳总结, 并以此来确定推土机液压系统的额定压力。
1) 参照工程机械柴油机功率标定的方法来进行的压力匹配。由于液压元件与柴油机共同组成的动力驱动装置两者具有相同的载荷形式和寿命要求, 所以此种方法是可行的。将反映载荷波动的最大值与额定值之比程度的工程机械发动机的转矩适应性系数KM类比为液压元件最高压力与额定压力之比的程度, 同时将这样规定的额定压力看作与柴油机15min标定功率的额定转矩相对应。由此可得工程机械液压元件额定压力的选取原则:以最高标定压力为基准, 在满足波动载荷要求的压力适应性系数KP (KP=Pm/PH=1.4) 时, 求出相当于柴油机15min功率的额定压力PH, 再仿照15min功率和12h功率标定的方法将PH再降低20%, 作为工程机械传动系统使用的额定压力P′H。即有[1]:
2) 根据载荷特点进行液压元件的压力匹配。推土机载荷的特点是在切土和采土时工作阻力迅速上升到最大值, 并频繁出现峰值载荷, 在采土末期这种峰值可超出额定载荷的20%~40%, 在随后的运土工序中, 工作载荷一直保持较高的数值且呈现剧烈的波动性, 只有在运土工序末由于集土的损失, 阻力才稍有下降, 甚至有时推土机在卸土的时候由于铲刀插入所集的土壤当中而引起的载荷剧增, 峰值载荷会超过额定载荷的40%~60%, 设计中多按照1.6~1.8倍考虑, 所以[1]
式中P′H——系统额定工作压力 (MPa) ;
PH——元件额定压力 (MPa) ;
Pm——元件的最高标定压力 (MPa) 。
3) 据疲劳寿命分析, 将额定压力降低为2/3匹配, 这样才可能获得长的寿命, 所以有[1]
4) 从闭式液压系统的热平衡分析出发, 认为系统的功率损失变为热量, 这些热量最终通过补油泵补入的流量而排泄。补油泵排量约为主泵排量的20%~25%, 系统损失为30%, 热平衡方程如下[2]:
式中t2、t1分别为元件内油温 (取80℃) 和油箱温度 (取60℃) ;γ为油液容量, 取0.19kg/L;KV为油液定容比热, 取0.45×4.187KJ/kg K;∆P′H为持续工作压差。计算得∆P′H= (22.6~28.25) MPa, 取背压为2MPa, P′H= (24.6~30.25) MPa, 由于液压元件最高标定压力Pm=45MPa, 则有
综合以上分析, 取P′H= (0.5~0.6) Pm, 由推土机载荷的特点及液压系统压力匹配的条件可知, 推土机系统额定压力对应的额定牵引力与最高匹配压力对应的最大牵引力差值较小, 液压元件的最高匹配压力低于最高标定压力较多, 因此为了充分发挥元件动力性可适当提高额定压力P′H的值。而因P′H值的提高使元件寿命降低的效应可通过最高匹配压力的降低得到补偿, 所以在这里建议将P′H适当提高, 即取P′H= (0.55~0.65) Pm, 而通过对泵和马达效率的分析知在 (0.55~0.65) Pm压力附近泵和马达的效率也最高。
匹配时, 将“满铲时的平均载荷”作为推土机的额定载荷, 并将这一载荷与发动机额定功率相匹配。这种匹配可以使发动机在满铲时以及在大部分非满铲作业时间内输出较大的平均功率, 且保持低的油耗。这主要是从机器的动力性和经济性的有效发挥及提高动力装置的工作可靠性来考虑的。由于“满铲时的平均载荷”是一种短期载荷, 大于机器整个工作循环中的平均载荷, 因此, 动力装置的整体平均载荷小于其额定载荷, 这实质上是一种降额配置, 是提高传动装置在工程机械动态工况下使用寿命与可靠性的有效措施。因此将“满铲时的平均载荷”与液压传动装置系统的额定压力P′H及发动机额定功率工况相匹配。为保证推土机具有最大的作业生产率, 应将行驶驱动系统额定压力P′H对应的牵引力配置在其额定滑转率上。
3 液压系统最大压力的匹配
液压系统的最高压力, 即溢流阀的调定压力, 对液压系统的综合性能更好的发挥有着十分重要的意义。最高匹配压力也是以元件最高标定压力Pm为基准。由于推土机载荷循环中频繁出现高压, 为避免元件在最高压力下工作时间过长而影响寿命有必要降低最高压力的使用值, 但是如果配置的过低, 又会造成推土机工作时溢流过于频繁, 溢流使系统的能量损失巨大, 这种能量损失会造成液压油的急剧升高, 不利于系统的正常工作, 所以就要合理地匹配最高压力。
液压元件的实验方法标准规定Pm>1.25PH, 类似的有P′m>1.25P′H。结合以上的分析取P′m= (1.25~1.4) P′H, 所以有
为有效防止行走机构的全滑转, 避免传动装置的能量消耗, 将液压传动装置的最高匹配压力P′m所对应的最大牵引力和推土机的地面附着力相配置。
某全液压推土机液压元件采用德国力士乐公司的A4VG56变量泵和A6VE107变量马达, 泵和马达的最高标定压力均为45MPa。
根据上面的分析, 该全液压推土机的额定系统压力24.75MPa~29.25MPa;液压系统最高压力36.45MPa~40.95MPa。图1、图2是液压泵和液压马达效率与液压系统压力的关系。由图1可看出系统额定压力在24.75MPa~29.25MPa范围内, 液压泵在不同排量比的情况下, 其效率是较高的;由图2可看出系统额定压力在24.75MPa~29.25MPa范围内, 液压马达在不同排量比的情况下, 其效率也是比较高的。
表1为某全液压推土机的部分设计参数, 根据表中参数可以计算该推土机的牵引力。
全液压推土机切线牵引力计算公式为:
最大有效牵引力计算公式为:
由地面附着条件决定的切线牵引力为[3]:
由地面附着条件决定的有效牵引力为:
由式 (1) 、 (2) 可以得到某全液压推土机的最大切线牵引力约为146KN, 最大有效牵引力约为140KN。在系统额定压力26MPa, 马达在最大排量时的切线牵引力为100KN, 此时的有效牵引力约为94KN。其中ηM为减速机构效率, ηx为履带驱动段效率, 两个量都取0.97。
由式 (3) 、 (4) (式中附着系数ϕ取0.9) 可以算出某全液压推土机由地面附着条件决定的最
大切线牵引力 (附着力) 约为80KN, 最大有效牵引力约为74KN。
根据上面的计算可知某全液压推土机的最大牵引力基本可以达到设计要求, 且有比较好的寿命;系统额定工作压力确定的牵引力要大于由地面附着条件决定的牵引力, 这样可以保证机器遇到大的阻力时能够打滑, 从而可以使推土机有较高的生产率和工作稳定性。
4 总结
全液压推土机液压系统额定工作压力、最大工作压力的确定以所采用液压元件的最高标定压力为基准, 液压系统额定工作压力P′H与液压元件最高标定压力Pm关系为P′H= (0.55~0.65) Pm;液压系统最高工作压力P′m与液压元件最高标定压力Pm关系为P′m= (0.81~0.91) Pm。
通过以上关系选定的全液压推土机的液压系统额定工作压力和最大工作压力根据实际情况进行微调后基本可以满足设计的要求。
目前国内全液压推土机的研制还处于起步阶段, 对于液压系统压力的匹配研究比较少, 因此对其进行研究有重要的价值, 并且对全液压推土机整机性能的发挥具有重要意义。
参考文献
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[4]姜友山, 邹广德.全液压推土机液压马达选型研究[J].建筑机械化, 2009, (9) :45-48.
液压伺服系统研究 篇5
学院：机电工程学院
班级：
姓名：
学号：
液压动力滑台液压传动系统设计
一、设计要求
1.要求的工作循环：快进接近工件、工进加工、快退返回、原位停止。
2.给定的设计参数：快进、快退速度v1＝0.1m/s；工进速度v2＝0.1×10 -3m/s；静摩擦力Fs＝1960N；动摩擦力Fd＝980N；启动和制动惯性负载Fi＝500N；工作负载Fe＝32000N；启动、制动时间t＝0.2s；快进行程L1＝100mm；工进行程：L2＝50mm。
二、工况分析
1．由给定的设计参数，计算各工况负载见表1，其中，取液压缸机械效率ηcm＝0.9。
表1液压缸负载的计算
工
况
计算公式
液压缸负载F/N
液压缸驱动力F0/N
启
动
加
速
快
进
工
进
反向启动
加
速
快
退
F＝Fs
F＝Fd＋Fi
F＝Fd
F＝Fe＋Fd
F＝Fs
F＝Fd＋Fi
F＝Fd
1960
1480
980
32000
1960
1480
980
2178
1645
1089
35556
2178
1645
1089
2．计算快进、工进时间和快退时间。
快进
t1＝L1/v1＝100×10 -3/0.1＝1s
工进
t2＝L2/v2＝50×10 -3/(0.1×10 -3)
＝500s
快退
t3＝(L1＋L2)/v1＝(100＋50)×10-3/0.1＝1.5s
3．根据以上数据绘制液压缸F-t与v-t图，如图1所示。
图1
F-t与v-t图
三、确定液压缸参数
1．初选液压缸工作压力。由工况分析可知，工进阶段的负载最大，所以液压缸的工作压力按此负载计算。查找资料[1]表7-2，选p1=4MPa。为防止工进时突然发生前冲现象，液压缸回油箱应有背压，查找资料[1]表7-3，选背压p2=0.8MPa。为使快进快退速度相等，选用A1=2A2差动油缸。液压缸快进和快退时油管中压力损失设为Δp=0.5MPa。
2．计算液压缸尺寸。
则液压缸缸筒直径
查找[2]表42.4-2，取标准直径
D=110mm
因为A1=A2，所以
则液压缸有效面积为
3．液压缸工况计算。液压缸在工作循环中各阶段压力、流量和功率的计算结果见表2。绘制液压缸工况图，如图2所示。
表2
各工况下的主要参数值
工况
液压缸推力F0/N
回油腔压力p2/MPa
进油腔压力p1/MPa
输入流量q/L·s-1
输入功率P/kW
计算公式
快快进
启动
2178
——
0.88
——
——
p1＝
q＝Av1
P＝p1q
加速
1645
1.27
0.77
——
——
恒速
1089
1.16
0.66
0.5
0.33
工进
35556
0.8
4.12
9.5×10－4
3.9×10－3
p1＝
q＝A1v2
P＝p1q的快退
起动
2178
——
0.88
——
——
p1＝
q＝A2v1
P＝p1q
加速
1645
0.5
1.43
——
——
恒速
1089
0.5
1.30
0.45
0.59
图2
液压缸工况图
四、拟定液压系统图
1.调速方式。该液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止负载突变，在回油路上加背压阀。
2．液压泵的选择。从液压缸工况图可以看出工作循环主要由快进、快退行程低压大流量和工进行程的高压小流量两个阶段组成，qmax/qmin=0.5/(9.5×10-4)=526.3；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/500=0.005。因此在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者系统较简单，经济性好，且无溢流损失，系统效率高，温升较小，故选择限压式变量泵。
3．速度换接方式。采用二位二通电磁换向阀，控制由快进转为工进。与行程阀相比，管路较简单，行程大小容易调整。当滑台由工进转为快退时，回路流量较大，为保证换向平稳，可采用电液换向阀。
4.快速回路与工进转快退控制方式的选择。为使快进快退速度相等，选用差动回路作快速回路，换向阀选用三位五通阀。
5.综上所述，拟定液压系统图，如图3所示。
图3
液压系统图
1-限压式变量叶片泵；2-三位五通电液换向阀；3-二位二通电磁阀；4-调速阀；5、7、10-单向阀；6-压力继电器；8-液控顺序阀；9-背压阀；11-溢流阀；12-过滤器
其中，部分元件的作用如下：
压力继电器6：便于系统自动发出快速退回信号。
单向阀7：将工进时的进油路、回油路隔断，防止其相互接通，无法建立压力；
液控顺序阀8：防止滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接，阻止液压油在快进阶段返回油箱；
单向阀10：防止机床停止工作时系统中的液压油流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性；
液压系统工作原理：三位五通电液换向阀处于左位，二位二通电磁阀处于右位时，液压缸实现快进；当二位二通电磁阀处于左位时，油液从调速阀4通过，液压缸实现工进；到达终点时，三位五通电液换向阀处于右位，二位二通电磁阀处于右位，液压缸快退。三位五通电液换向阀处于中位时，液压缸停止运动。
五、选择液压元、辅件
1．选择液压泵
由表2可知，工进阶段液压缸压力最大，取进油路总压力损失为0.8MPa，则液压泵最高工作压力
故泵的额定压力
由表2可知，工进时所需流量最小，为9.5×10－4L/s，则变量泵的最小流量为
快进时所需流量最大，为0.5L/s，则变量泵的最大流量为
根据以上计算，查资料[2]表42.3-68，选用YBX-25型限压式变量叶片泵，该泵技术规格如下：
表3
液压泵参数
型号
排量调节范围
mL/r
额定压力
MPa
压力调节范围MPa
额定转速
r/min
YBX-25
0～25
6.3
2.0～6.3
600～1500
2．选择电动机
由表2可知，最大功率出现在快退工况。快退时，取进油路压力损失为0.4MPa,则
取泵的最大流量为q＝35L/min＝5.8×10－4m3/s，查找资料[2]表42.3-68取泵的总效率ηP＝0.72，则
根据以上计算结果，查找资料[3]表16-2，选用与上述功率和液压泵转速相适应的Y90L－4三相异步电动机，额定功率为1.5kW，满载转速为1400r/min。
3．选择其他元、辅件
根据系统的工作压力以及通过阀的实际流量，查找液压技术手册[2]和[4]，选择其他液压元件和辅件，其型号和参数见下表：
表4
其他元、辅件的选择
序号
元件名称
通过阀的最大流量
规格
额定流量
额定压力
MPa
型号
三位五通电液换向阀
6.3
35D-100B
二位二通电磁阀
610
6.3
22D-100BH
调速阀
<1
6.3
Q-6B
单向阀
6.3
I-100B
压力继电器
——
——
0.6~6.3
DP-63B
单向阀
6.3
I-63B
液控顺序阀
<1
6.3
XY-25B
背压阀
<1
6.3
B-10B
单向阀
6.3
I-63B
溢流阀
YF3-E10B
过滤器
6.3
XU-100×100
4．选择油管
管道尺寸根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定。液压缸的进出油管按输入、排出的最大流量计算。快进时流量最大，其实际流量为泵的最大供应量的两倍，达到66L/min，则进出油管可选用内径为15mm，外径为18mm的无缝钢管。
5．确定油箱容量
按经验公式计算油箱容量
V＝(5~7)qp＝6×1500r/min×25mL/r＝225L
参考资料
[1]官忠范主编.液压传动系统.北京:机械工业出版社，2004
[2]中国机械工程协会主编.中国机械设计大典.南昌:江西科学技术出版社，2002
[3]程志红，唐大方编著.机械设计课程上机与设计.南京:东南大学出版社，2006
液压伺服系统研究 篇6
关键词：注塑机；液压系统；系统设计
中图分类号：TH137 文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2013）17-0017-02
随着科学发展观的倡导，一系列环境保护政策得到落实，低耗节能的生产观念也逐渐开始受到人们的重视。但高能耗的注塑机对资源和能量的需求却比较高，因此，在注塑机液压系统设计中，一系列节能减耗、产品质量等问题就被列入了研究范围之内。以下就是注塑机液压系统设计中所要研究的问题。
1 注塑机液压系统产生能耗主要由以下三方面造成
（1）保压和锁模时，只需保持高的工作压力，只要极小的流量。（2）预塑以后的制品冷却，基本不需要系统压力和流量。（3）在实现多级注射和预塑工况，需要对不同原料的制品选用不同的速度，而此时液压系统压力最大。
2 能量损耗的分类
2.1 转换时的损耗
注塑机液压系统在作业时会有大量的能量损耗，这些损耗有的是由塑机内部的零件相互之间的摩擦引起的，这是由于零件加工精度引起的，在液压能进行能量转换时，不可避免地产生热能影响而造成液压内能量的减少。
2.2 能量输送损失
液压系统在进行能量输送时也会有一定的损失，和能量转换时的影响因素相似，能量输送也会因注塑机内零部件的连接方式、管道的形状和大小不同而损失一部分能量。
2.3 能量匹配损失
能量匹配损失是指在液压系统提供的能量与所需要的能量不合适时产生的能量损失，这种损失也被称为能量外漏，主要是由于注塑机的设计不规范和液压系统的液压元件不合适造成的。
3 降低能量损耗的策略
3.1 提高注塑机液压系统中零部件的效率
要想提高注塑机液压系统零部件的效率，就必须对零部件进行改善和革新，研究开发出新型的节能低耗零部件。比如在设计上采用耐磨损的零部件，定期对零部件进行清理，减少摩擦损耗。选取比较抗压的能量输送管道，使油液在管道中和流经管口时受到的压力最小，从而减少能源的外漏，节约能源。
3.2 降低液压系统的功率过剩
注塑机液压系统的功率过大也是一种能源的浪费，因此，在设计液压系统时，要制定出合适的功率，使其既能保证塑料制品的数量和质量，又能尽量减少能源的浪费，如注塑机伺服控制系统、变量泵系统、变频系统。
4 注塑机伺服控制系统和变量泵系统的研究与设计
注塑机变量系统和伺服控制系统是在传统注塑机的基础上进行的优化，其功能和加工工艺都和传统的注塑机有很多相似。但注塑机变量泵系统和伺服控制系统对能源的消耗比较低，提高了能源的使用效率，根据制品生产过程中的实际需要，准确、快速地实现按需供油。注塑机伺服控制系统具有的特点：（1）压力控制精度：先进、可靠的PID算法使系统压力波动±0.5bar，确保制品的高品质。（2）系统精度：射胶终点位置精度可达0.1mm，减少次品率。这也是其逐渐被广泛应用的重要原因。适应不同塑料制品的注塑要求，提高产品的合格率。
注塑机变量泵系统和伺服控制系统具有十分广阔的市场前景，其高效节能特点，有较高的控制精度和响应速度，所控制的压力和流量常连续变化，这些性能决定了所产出的塑料制品的市场竞争力，也是现代企业发展所追求的目标。
5 基于PLC注塑机液压系统的设计
PLC是用软元件控制注塑机液压系统的一种控制方式，其对于生产过程的控制在速度、温度、冷却等方面都表现出了很大的优势，而且液压系统程序的修改都比较容易操作和控制。在程序设计时，采用了线圈和出点有关的指令，系统内的任何操作都要依照这一指令。该程序具有很强的实用性，而且容易被掌握和操作。目前已有很多企业在电气控制采用了这一程序，事实证明，这一程序对于提高生产效率、降低塑料制品的废品率有很显著的成效。
6 注塑机液压系统的使用和维护
国内外的注塑机液压系统故障大约有70%是由于污染引起。液压系统内的液压油很容易被氧化，其氧化物会给液压系统带来一定的危害，比如增大零部件之间的摩擦系数、堵塞零部件连接处的缝隙等，最终导致液压系统故障的发生。因此，在设计注塑机的液压系统时，一定要考虑到生产使用的液压油，增加所用材料的承受能力，并在投入使用后对系统内的液压油定期进行检测，当期氧化程度过高时，一定要进行换油。经验证明，新的注塑液压机在使用一个月时一定要进行换油，投入正常使用后换油要适当，约为每年更换一次，这样才能将液压油对注塑机的损害程度降到最低。此外，滤油器的清洁也是至关重要的，每两个月就要对滤油器的清洁程度进行一次全面的检查，根据检查的结果决定是否要更换滤油器。此外，冷却器的选用要精确计算。
7 结语
要想提高注塑机的生产效率，延长注塑机的使用寿命，就要对注塑机的液压系统进行不断的优化设计，改进液压系统的零部件，提高零部件的可控性，稳定零部件的性能，这也是提高产品数量和质量、增加商业利益的唯一有效途径。
参考文献
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[5] 王孙安.工业系统的驱动、测量、建模与控制下册[M].北京：机械工业出版社，2009.
液压伺服系统研究 篇7
通常, 液压伺服系统应用在重载荷的情况下, 其液压泵的转速受系统和泄漏等方面的影响很难得到控制。而要得到精确的位移位置, 则大多采用电机系统代替液压系统, 不过电机系统本身的承载能力很小, 所以对液压系统的设计及控制与液压泵位移 (角位移) 之间的关系很重要。
1液压伺服系统
本文介绍的液压伺服驱动系统主要由液压比例调速阀、液压比例调压阀以及换向阀三个控制元件组成 (如图1) 。单片机控制器向液压伺服系统发出控制信号, 向电液比例压力阀4发出电流信号, 以电流的大小控制电液比例压力阀4输出压力的大小, 起到控制液压马达7输出扭矩的作用;根据单片机控制器接收到的反馈电压信号的变化率向电液比例调速阀9发出电流信号, 以电流的大小控制电液比例调速阀9输出流量的大小, 起到控制液压马达7转速的作用。控制电磁换向阀6的阀芯位置, 起到控制液压马达7转向和启停的作用。从而完成对液压伺服系统的控制。
1.溢流阀2.液压泵3.总压力表4.电液比例压力阀5.压力阀压力表6.电磁换向阀7.液压马达8.调速阀压力表9.电液比例调速阀10.电机11.滤油器12.油箱
2 AMESim软件介绍
AMESim是法国IMAGINE公司于1995年推出的专门用于液压/机械系统的建模、仿真及动力学分析的软件, 该软件包含了IMAGINE的专门技术并为工程设计提供交互能力。MESim为流体动力 (流体及气体) 、机械、热流体和控制系统提供一个完善、优越的仿真环境及最灵活的解决方案, 使用户能够借助其友好的、面向实际应用的方案, 研究任何元件或回路的动力学特性。还可以通过模型库的概念来实现, 而模型库可通过客户化来不断升级和改进。AMESim在航空航天工业汽车制造和传统液压行业等领域已得到了广泛的应用。
3 AMEsim仿真
根据液压伺服系统的原理图, 基于AMEsim仿真软件, 可得到如图2的仿真模型。
泵的转速1 450 r/min, 排量为10 m L/r;泵用电机转速1 400 r/min;溢流阀的调整压力为10 MPa;电液伺服阀各通路的流量为28.4 r/min, 阻尼比取0.7, 阀芯固有频率为135 Hz, 阀压降1 MPa;速度传感器的增益为0.01 r/min;信号放大器3的增益设置为0.01;信号放大器4的增益设置为40;马达的排量为27 r/min;负载的转动惯量为0.3;阶跃信号1设置为12, 则通过信号到力矩的转换, 就可以得到外加力矩12 N·m;将分段线性信号源2设置为在0~0.5 s内从0变化到400, 在0.5 s之后保持400不变;将分段线性信号源5设置为在0~0.5 s内从0变化到200, 在0.5 s之后保持200不变;其他参数设置为默认值。
仿真结果如图3所示, 仿真时间为6s, 即一个周期。
4结论
(1) 连接电磁换向阀的信号发生变化, 对液压油的流量也有一定的影响, 信号值给定越大, 油的流量也就越大, 因此应根据需要适当调节连接各个换向阀的分段线性信号。
(2) 由仿真结果可知, 系统对输入信号在可控范围内信号越大响应速度越快, 误差越小。对于电液伺服速度来说, 应该在保证误差的前提下, 尽量提高响应的快速性。
(3) 输入的线性阶跃信号的调整时间为0.5s, 0.5s后信号为恒定信号, 但系统没有立刻达到平衡状态, 说明液压系统有滞后现象, 所以时间参数要适当地设置。
(4) 电磁溢流阀在0.5s前调压是比例调压, 如果我们设定恰当的参数, 就可以按比例调系统压力。
摘要：设计了一种液压伺服系统, 并对此系统进行了AMESim仿真, 分析仿真结果, 得出该液压系统的性能指标, 为伺服液压系统的深入研究做了铺垫。
液压系统节能技术研究 篇8
液压传动具备功率密度大、调速范围宽、易于实现自动化等优点得到广泛应用, 但却存在“跑冒漏渗”、能量损失大、传动效率低等弊端。资料显示通常液压系统的工作效率只有70%左右, 大型工程机械中系统的燃油效率更是低于20%, 其中液压系统效率只有30%左右。在环境污染和能源短缺问题日益严重的背景下, 节能减排的问题引起人们越来越来的关注, 研究液压系统节能技术具有重要意义。
液压系统常见的能量损失形式主要包括溢流损失、节流损失、沿程损失、功率匹配损失及动势能能量损失等。其中沿程能量损失不可避免, 但可以通过优化管路布置选择高性能材料液压油管等方式减少损失值。其他几种能量损失形式都可以采用后续节能技术避免或有效减少, 从而实现高效、节能。液压系统多为复杂的机电液一体化系统, 液压节能技术发展受控制技术、电子技术、信息技术、计算机技术、新材料、新工艺等技术发展的影响, 需要系统地综合分析。传统的液压节能技术已经不断走向成熟, 本文简要介绍了复杂液压系统相关的变频调速技术、能量回收技术、混合动力技术在液压节能方面的应用。
1 液压系统节能技术
1.1 变频调速技术
溢流、节流损失是液压系统能量损失的重要组成部分, 在一些液压机械设备中, 系统压力、流量与负载特性不能自适应, 存在液压系统流量不匹配问题, 造成系统溢流损失增大, 系统运行效率底。传统的做法是用采用容积调速形式, 即用变量泵代替定量泵, 这种做法减少了溢流损失, 无节流损失, 具有一定节能效果, 但变量泵相对定量泵结构复杂、高成本、抗污染能力差, 而且只在工况与变量泵的特性曲线接近时节能效果才相对好, 因此, 部分设备为了保证性能、提高效率采用采用容积节流调速方式, 即变量泵、定量泵双泵供油的方式, 节能效果也不理想。
随着变频调速技术的不断发展, 采用变频电机驱动定量泵的液压系统设计方式应用越来越广泛, 如文献[1]采用变频调速设计方式, 实现了砌块成型机液压系统节能设计。采用变频调速技术实现节能设计的基本原理是, 液压系统的流量q与电机转速n、泵的排量V及容积效率 ηV成正比, 即q=n VηV/1000。采用变频电机与定量泵相结合的设计, 通过改变电机转速n实现流量控制。电机转速n=60f (1-s) /p, 其中:f为输入频率, s为转差率, p为磁极对数, 可见通过调节频率f调节电机转速, 实现系统流量与工况的适应匹配, 能够有效改善系统性能, 节能效果明显。
1.2 能量回收技术
液压系统回程时高压腔能量及执行机构动势能回收技术是实现液压系统节能的有效途径之一, 该技术以广泛应用于城市交通车辆、液压起重机等设备, 对工况复杂的工程机械设备效果更加显著。能量回收通常分为无储能装置和有储能装置两种类型, 无储能装置的回收主要应用于固定工况, 应用有局限性。有储能装置回收技术主要包括机械式、液压回收式、电气回收式[2]。机械式是将回收的能量转换为飞轮的动能, 并在需要的时候释放, 起辅助供油的作用, 在液压系统中已有应用, 但可控性能不理想。液压回收式主要是利用蓄能器实现系统压力和势能的回收, 该技术相对成熟, 更加适应作业工况多变的场合。如在工程机械领域山东重建GC228LC-8 型混合动力挖掘机, 应用蓄能器实现了挖掘机动臂势能和回转制动能量回收, 较传统方式整机节能10%~15%。美国卡特彼勒利用蓄能器回收了液压制动器大腔压力能及泵的冗余功率, 节能效果良好。国内高校也在积极研究液压能量回收技术, 如浙江大学、中南大学、吉林大学的学者们研究了液压挖掘机动臂能量回收相关课题, 已取得较好的成绩。电气回收式是指将要回收的能量转化成电能储存或直接输出, 这种形式节能效果好、可控性好, 但针对液压系统成本较高, 因此, 多在大功率设备中应用, 油电混合动力技术是较为有效的方式。
1.3 混合动力技术
混合动力即由两种及以上动力源共同提供动力的系统, 混合动力能够有效发挥各动力源自身优势, 以提高系统整体效率。混合动力技术产生于19 世纪末20 世纪初, 日本及欧洲工业发达国家混合动力技术研究起步较早, 国内也相续开展, 并取得了一定研究成果。国外新技术和新成果不断涌现, 从结构设计到控制策略已不断走向成熟, 该技术在汽车领域已经得到广泛应用, 近年工程机械领域的应用也再不断走向成熟, 前景可观。
按动力源组成不同, 混合动力可分为油电混合、油液混合及油气混合等多种形式, 在工程机械领域内由发动机和电动/发电机组成的油电混合应用最为广泛, 油电混合动力其节能主要体现在两方面, 一方面可以降低发动机装机功率, 并使发动机工作在高效工作区, 改善发动机燃油性能实现节能, 另一方面系统通过电动发电机能够有效回收系统执行机构的动、势能, 并将其储存在超级电容或蓄电池内实现节能。混合动力技术作为节能减排的有效手段之一得到不断发展, 被认为是最有发展前景的节能新技术。
2 结论
液压系统应用广泛, 研究液压节能技术对实现节能减排、提高效率具有重要意义。典型液压设备多具有机电液一体特性, 液压节能技术的受到机电相关技术发展的影响, 需要综合系统的考虑。传统的液压节能技术已经不断走向成熟, 本文简要介绍了复杂液压系统相关的变频调速技术、能量回收技术、混合动力技术在液压节能方面的应用, 为液压系统节能设计者提供了参考。
参考文献
[1]王永玲, 赵秋霞, 姚平喜.采用变频调速的砌块成型机液压系统节能分析[J].液压与气动, 2015 (3) :40-43.
液压支架网络控制系统研究 篇9
1系统功能分析
液压支架控制系统主要由主控制器和从控制器实现控制功能。
1.1主控制器
每套控制系统至少需要1个主控制器对所有从控制器及对应液压支架进行监控, 由主控制器把所得数据送至上一层网络直到监控室, 使地面工作人员及时了解井下工作状态。
1.2从控制器
每个液压支架配备1个从控制器, 根据液压支架的要求具有不同的功能, 以控制支架的所有动作。以应用程序为基础, 操作者通过从控制器按键操作给出的命令 (或根据采煤机位置主控制器发出的命令) 、传感器检测的实时值和用户设置的各种参数是系统进行控制的条件。控制系统发挥计算机网络控制技术优势, 赋予系统丰富的功能, 使支架控制方便、灵活、协调、安全, 尤其是应用程序修改的易行性和控制参数项目的多样及可调性, 可实现控制功能与工作面条件及生产工艺相匹配[1]。
从控制器的功能大致分为6个方面:①通过按键对单个支架单个动作的控制;②对单个支架几个动作的自动控制;③成组自动控制;④以采煤机位置为依据对支架自动控制;⑤闭锁及紧急停止功能;⑥信息处理功能。
2系统设计
该网络控制系统由3层网络组建 (图1) 。顶层是状态监控层, 中层是井下主控制器, 底层由每个支架的从控制器及其扩展的智能模块组成。
顶层网络由计算机、显示器、CP5611卡及相关配件组成, 主要显示主控制器和从控制器的工作状态, 操作人员通过计算机设定试验参数、发出相关命令以及完成存储、记录、打印数据等;中层网络由S7-200系列PLC及相关辅助电路构成, 主要监控各从控制器的工作状态, 实现工作参数设定、紧急制动及联动总控制等;底层网络由S7-200系列PLC、压力传感器、位移传感器、红外传感器、电液阀、HMI、电源模块、模拟量扩展模块、数字量扩展模块及相关辅助电路等组成 (图2) , 负责监测液压支架的压力、位移等状态, 控制液压支架的动作等[2]。
中层网络与顶层网络通过MPI电缆连接, 与底层网络采用网络连接器连接;网络底层之间同样采用网络连接器连接;网络连接器之间采用四芯屏蔽电缆连接;底层网络包括大量的从控制器、扩展模块、HMI、电磁阀、按钮、指示灯等, 其结构如图2所示。
3网络性能分析与计算
影响网络性能的因素有波特率、网络中的主站个数、主站和从站地址的选择、间隙刷新因子、最高站地址等。其中, 波特率和主站个数的影响最大。
(1) 从经济和效率两方面综合考虑, 波特率定为19 200。
(2) 为减少主站数目, 当从控制器执行主站操作后立即恢复到从站状态, 从而最大限度减轻网络主站负担。
(3) 定义固定主站地址时, 通过确保地址连续性减少网络负载。
(4) 由于支架控制方式变换周期较长, 只有遇到特殊情况时才会改变动作方式, GUF设置为10, 足以使系统做出反应。
(5) HAS的设置数值需根据系统中控制器的数量来确定。
4系统安全性设计
井下网络控制系统的安全性能要求主要有稳定性和突发性两方面。稳定性是指邻架控制、成组控制、联动控制等需要通过通信方式发出命令时, 要求网络通信及时准确地将命令发送至指定从控制器, 使得液压支架按照指令完成动作, 辅助采煤机顺利完成综采任务。突发性要求是指当某段电缆被压断、井下突然断电、大幅度电压和电流波动或出现其他不正常现象时, 网络系统依然能够保证工作面人员和设备的安全。其解决方案如下。
(1) 采用奇偶校验。
通过简洁的校验, 快速判断通信信息的准确性。
(2) 采用软件去抖动。
通过软件设计, 在每个通信命令发出后延时50 ms后再次确认, 可以减少意外操作或者外界不正常电压、电流干扰造成的误动作。
(3) 合理安装。
导线必须安装合适的浪涌抑制器, 可以避免浪涌, 保护设备;应避免将低压信号线和通信电缆与交流导线和高能量、快速开关的直流导线布置在同一线槽中;要成对使用导线, 用中性线或公共线与能量线或信号线配对;每隔50 m安装1个RS-485中继器, 进行网络隔离, 同时保证通信信号的强度。
(4) 连接环形网络。
在工作面的两端配置2个主控制器, 将整个网络首尾相连, 当一处断开, 整个网络仍然保持完整的通信。
(5) 多主控制。
通过软件设计, 让每个控制器必要时均可以通过操作进入主站模式, 控制相邻若干架支架的动作。
(6) 设置备用电源。
在主电源断电条件下, 通过电液阀独立电源供电1～2 h, 让操作人员手动调整支架, 保证支架支撑力, 安全等待再次供电。
(7) 高低压隔离。
具有不同参考电位的互联设备可能导致干扰电流流过连接电缆。干扰电流可能导致通信错误或设备损坏, 要确保所有由通信电缆连接在一起的设备具有相同的参考电位, 或彼此隔离, 以避免产生干扰电流。所有与PLC相连的低压电路与交流电路或高压电路之间采取隔离措施。
5结语
通过地面试验, 对系统的功能和稳定性进行了充分的测试, 系统可顺利实现现场所需的各种功能, 动作稳定可靠, 控制器间通信衔接平均用时930 ms, 可满足系统要求。试验中, 系统完成测试任务十几万次, 控制器之间通信稳定可靠, 在大功率变频器和变频电机的干扰下, 仍可稳定运行。
参考文献
[1]冯述虎.矿山信息系统组件化开发方法研究[D].北京:中国矿业大学 (北京) , 2004.
液压伺服系统研究 篇10
滑阀的线性化流量方程:
即qL=kqxv-kcpL
式中Xv———阀芯的位移量
Kq———流量增益系数
Kc———流量压力系数
Kp———压力增益
2 液压缸流量连续性方程
根据液体流量的连续性, 可写出流入液压缸控制腔的流量qL为:
式中AP———活塞有效面积
xp———活塞位移
Ctp———液压缸总的泄漏系数
βc———有效体积弹性模量
Vt———总压缩容积
力的平衡方程:
式中mt———活塞和负载折算到活塞上的总质量
Bp———活塞和负载的粘性阻尼系数
K———负载弹簧刚度
以上三式描述了阀控液压缸的动态特性, 对以上三式拉氏变换
3 建立系统数学模型
1) 输入偏差电压信号为:
2) 力传感器模型。由于系统的响应频率和力传感器的相应的频率相比可以忽略不计, 所以可以把力传感器简化为比例环节来近似计算。
式中Kf———力传感器总的反馈增益
3) 伺服放大器模型。液压缸的固有频率小于伺服放大器的固有频率, 故放大器可以简化为比例环节, 其输出的电流为:
式中Ka———伺服放大器的增益
4) 电液伺服阀的模型:
电液伺服阀动力元件的固有频率, 将直接影响到传递函数所采用的形式。在伺服阀的频宽与液压固有频率相近的情况下, 伺服阀可以近似地看作是二阶的振荡的环节。
如果伺服阀的频宽大于液压固有频率3~5倍时, 可以近似地认为是惯性环节。
当伺服阀的频宽大于液压固有频率5~10倍时, 可近似看成比例环节。
由前面三式求出:
式中Kce———总流量-压力系数Kce=Kc+Ctp
整理得:
进行简化, 通常负载的阻尼系数耳很小, 可以忽略不计, 则可简化为:
式中为液压弹簧刚度, 它是液压缸两腔完全封闭由于液体的压缩性所形成的液压弹簧的刚度。
如果满足
则可近似为:
式中ωm———负载的固有频率,
ωr———液压弹簧和负载弹簧串联祸合的刚度与阻尼系数之比,
ω0———:液压弹簧和负载弹簧并联祸合的刚度与负载质量形成的固有频率,
阻尼比:, 总压力增益:
简化得到系统简化开环传递函:
式中K0———系统的开环增益,
确定参数:
由于K≤Kh, 即负载的刚度远远小于液压弹簧的刚度, 液压弹簧和负载弹簧串联藕合的刚度与阻尼系数之比
液压固有频率
由于ωm≤ωh, 所以液压弹簧与负载弹簧并联祸合的刚度与负载质量形成的固有频率:
ω0≈ωh=85.15rad/s
阻尼比:
Kq、Kce、Ap已知, 求出系统的开环增益K0=0.99×103KaKsvKf
仿真选用伺服阀, 其固有频率为100 Hz, 远大于ωm, 故可以将其看成比例环节, 即Gsv (S) =1。系统开环传递函数为:
4 系统仿真
在MATLAB/Simulink中搭建输送带自动张紧装置的系统动态模型如图1所示。在仿真中凡当作单位负反馈, 即Kf=-1。另外取伺服放大器增益Ka=7.8×10-3, 伺服阀增益Ksv=1。
对其进行仿真, 当输入阶跃信号时, 系统闭环响应曲线如图2所示。
由图2看出曲线波动、震荡较大, 响应也相对比较慢。
加入PID控制器后, 通过反复的试验, 确定Kp、KD、KI的整定值Kp=10、KI=1、KD=0.05。最终得到了PID控制曲线, 如图3所示。
从仿真得到的曲线可以看出, 系统在受到冲击时, 能够及时作出反应来消除掉这个冲击, 符合实际要求。可见, 加入PID控制器后, 系统的性能得到了改善, 符合设计的要求。
摘要：首先对张紧装置物理模型进行了适当的简化, 分析其液压系统, 并对此建立数学模型, 建立了系统的控制方块图并推导了传递函数, 从而在Simulink环境下进行了仿真和PID校正。
液压伺服系统研究 篇11
关键词：高炉 泥炮 液压系统
前言
高炉泥炮是高炉生产的重点设备之一[1]，泥炮能否正常工作，直接关系到高炉的生产能否顺行。传统液压系统的设计主要考虑系统的工作能力、可靠性及成本，不太注意系统的效率[2]。系统的效率大多在50%左右，造成能量损耗过大，因此其节能的潜力很大。而造成液压系统效率低的根本原因是功率不匹配。提高液压系统效率的基本途径，是使系统的输入功率与执行元件的输出功率相匹配，功率匹配程度愈高，系统效率愈高。
本文针对山东钢铁莱芜分公司炼铁厂高炉泥炮液压系统的现状，介绍定量泵液压系统的功率匹配方法与节能途径。
1.液压传动的特点
①体积小、重量轻、单位重量输出的功率大；②在大范围内实现无级调速；③操纵控制方便，与微电子技术和计算机技术的结合已成为实现自动化的重要手段；④惯性小、响应快；⑤易实现过载保护，安全性好，采用矿物油作工作介质，自润滑性能好。
2.高炉泥炮液压系统设备简介
该液压系统使用40#抗磨液压油。加油时油液必须超过上部液位计刻度。运行前应确保液压站与油缸连接的管路经过清洗，以及液压油符合清洁要求。使用前点动电动机，确定电机旋转方向正确。本液压站泵组额定压力为20MPa，液压站37KW泵组采用手动变量柱塞泵，如系统需要采用较高压力，可人为调低油泵流量，调高溢流阀压力（最高压力不应超过25MPa），并在调整过程中注意观察电机电流不得超过其额定电流。
3.定量泵液压系统
定量泵液压系统是定量泵供油，用节流调速的方法调节执行元件的速度。其功率损失较大，效率低，但由于结构简单，成本较低，仍被各行业广泛地应用。造成定量泵液压系统效率低的根本原因是定量泵的输出压力、流量与负载所需的压力、流量不匹配，产生溢流、节流和卸荷能量损失。因此定量泵液压系统的节能途径就是尽可能的使系统的输入功率与执行元件的输出功率相匹配。
定量泵液压系统中单定量泵供油是最简单的回路。但这种回路只适用于恒压力、恒流量的载荷类型。如果用在多负载多速度的工作循环中，则效率在35%以下。因此，根据功率匹配的原理，对多负载多速度液压机械，可选用多泵驱动回路。图1是由三个定量泵组成的驱动回路，由控制阀4、5、6控制向系统供油，可得七种流量组合（若用四台泵，可组合出十五种流量），这种多泵驱动回路用于多负载、多种速度的液压机械， 比用单泵驱动， 可以节能50%以上。
1 高压小流量泵；2、3 低压大流量泵；4、5、6 程序控制器
在定量泵系统，采用恒功率调速的方法也可提高系统效率。恒功率调速的调速特性类似于恒功率变量液压系统，但成本较低。泵输出流量QS =const，泵输出压力油液P作用在压力自动控制节流阀的控制活塞S1和节流阀芯S2上。
当系统压力小于阀4的调定值时，即PS1≤PS2+kX0时，由于节流阀口未开，阀口通流面积a=0，经阀口的溢流量QL=0，因而进入执行元件的流量QC=QS-QL=QS，此时，执行元件具有最大速度。
当系统压力大于阀的调定值，即PS1>PS2+kX0 时，节流阀阀芯上移，阀口开启，a>0，部份液流经节流阀口溢流，进入执行元件的流量QC =QS-QL 4.结论 在山东钢铁莱芜分公司炼铁厂泥炮的液压系统中，存在一定的定量泵，而定量泵在运行过程中由于能源利用率偏低，造成管路中出现噪音和管路振动，室油温升高过快，大大缩短了备件的使用寿命，通过改造后，保证了高炉泥炮液压系统正常运行，为高炉的稳定顺行创造了良好的条件。 参考文献： [1]尹富荣.开铁口机雾化系统在衡钢高炉上的应用[J].金属材料与冶金工程，2011（4）：41-43 [2]张守喜.本钢新1号高炉移盖机和开铁口机改造实践[J].本钢技术，2011（5）：23-25 作者简介： 振动噪声对于液压系统来说是非常常见的。最近几年液压技术在不但提高, 由于各方面有着很大的优势, 所以使用率也非常高, 但是往往因为噪声的因素使得液压系统收到很多的困扰。能够提高使用的效率, 对人也会产生不良的影响。所以要采取有效的办法来进行控制, 对于方法来说, 对于系统来说, 能够进行一定的震动, 虽然有时候可以对工作产生积极的影响, 但是有的时候会造成负面的影响, 这样就会产生噪声, 能够和液压系统成为一类不同的物理现象, 但是其中不可分割, 还要根据相应的方式来进行节制的传媒。这些介质往往能够进行分类, 并且能够成为一种研究的内容, 可以根据课题进行专门的讨论。能够进行噪音的控制对于系统的长期维持来说是非常重要的, 能够将噪声的成因进行挖掘对于改善系统来说是非常重要的, 有着非常重要的现实意义。 1 液压系统振动与噪声源分析 1.1 机械振动与噪声分析 1.1.1 回转体不平衡引起的振动与噪声 在液压的系统中, 各种动机和马达都是高速运转的, 所以转动部件的部件是非常不平衡的, 就会犹豫不同的振动和转轴产生噪音。这对于液压系统来说是非常重要的, 能够在转动时发生很大的声响, 所以, 要合理控制这种噪音, 对于转动的部件进行严密的实验和考察, 就能够控制不平衡的情况出现。要尽可能避免共振。 1.1.2 电动机引起的振动与噪声 机械噪声、通风噪声和电磁噪声都是电动机产生的噪声。机械噪声有些是因为转子的不平衡产生的有些是因为轴承的安装不合理产生的。还有就是共振的噪声, 都是构成电机噪声的内容。 1.1.3 联轴器引起的振动与噪声 对于承受径向力和轴向力方面, 往往难以胜任。轴端并不容易安装带轮和齿轮等等。要进行联轴器的配合使用去完善州的驱动, 要是存在制造的原因, 那么就会存在轴度的偏差问题, 对于泵的转速来说, 要提高离心力就会使得加大联轴器变形, 变形大又使离心力加大, 这样下去就会造成一定的恶性循环。 1.1.4 管路引起的振动与噪声 现在的管路一般都是会引起振动和噪音的, 无论是压力动脉还是机械的震动。对于管路的方向以及截面的变化来说, 很容易产生噪音和震动。对于管路来说噪声是经常和结构尺寸等有关系的。各种固性都能够产生一定的频率。 1.1.5 液压泵的机械振动与噪声 液压泵往往随着功率的增加而增加, 能够产生的噪音也是随之不断增加的。所以功率是由相应的参数决定的, 因此噪声的产生原因和功率往往有着正比的关系, 能够引起噪声的最重要因素就是转速的问题。往往通过泵而生成更大的噪声因素, 所以, 要控制噪声, 就要注意震动功率。 1.1.6 液压阀的机械振动与噪声 如果用了不合适的阀门, 则也会产生噪音。因为有的时候, 阀芯和阀孔并不一定配置合理, 就会出现噪声, 如果过于紧的的话, 阀芯一动就会受到相关的阻碍, 内泄的情况就会比较严重, 就会产生很大的噪音, 所以装配要进行合理的控制才能够把握其中的间隙, 能让阀孔进行自由的移动, 这样就会使得额定压力匹配, 就会产生溢流的噪声。 1.1.7 液压缸的机械振动与噪声 液压缸的转向情况下也会引起压力的冲击出现, 能够产生波及到管道的某些机械形式的震动就会引起噪音。所以, 对于系统的设计来说要注意选择合理的液压缸, 安装的时候也要尽可能贴合实际需求, 要有精湛的工艺。能够加一个小型的储能器是最好的, 这样就能够减少脉动的情况, 能够减少噪声的出现。 1.2 流体振动与噪声分析 1.2.1 液压泵的流体振动与噪声 泵的压力往往也会引起噪声, 因为泵的流量和周期变化等等。气穴的现象也会引起, 所以, 压油的过程中就会产生很多周期性的变化, 流量方面也会有变化, 所以就会形成一定的液压振动, 能够向整个系统进行传播。这样就会形成压力的反射, 能够产生共振。这样就会产生很大的噪声, 因此与液压泵有着一定关系。 1.2.2 液压冲击产生的振动与噪声 运行液压的过程中, 往往由于很多因素造成压力的升高过于突然, 这样就会使得压力的峰值过于大, 能够产生液压冲击, 液压管道为弹性体。所以液压冲击就会显得有震动和噪声。这种情况下往往原件也会受到相应的损害。往往会使得液压的元部件受到一定的损失。 1.2.3 液压阀的流体振动与噪声 还有一个噪声源就是液压阀。液压阀往往也会引起很大的噪声, 主要是因为气穴引起的。能够形成阀门的告诉流射。这种情况下往往压力都比较大, 气穴的作用力比较强。能够产生一定的剪切流, 由于此才会产生高频的噪声。 1.2.4 管路的流体振动与噪声 由于液压的适应性比较特殊, 所以经常要改变一些元件的工作状态。管道的内部将会有很多的冲击波不断产生, 能够破坏泵的阀门结合, 这样就会产生油液的震动频率不断增多, 系统的噪声也就会越来越激烈。这种噪声可能相对来说频率小一些, 但是, 还是不容忽视。 1.3 气穴引起的振动与噪声分析 在液压系统的运行情况中, 往往会使得负压产生, 这样就会造成气穴的出现。很多的流量和压力都会导致输油量的不断下降。这样就能够让流速增加并且能够产生很多的气穴带来的噪声。 2 降低或消除振动与噪声的措施 2.1 想要降低噪音并改善这种状况, 主要的因素可以有很多, 其中可以采取以下的几种措施来进行 1) 选择电动机的时候选择低噪音的电动机。这样就能够减少相关的震动引起的噪声; 2) 能够选择比较小脉动的泵, 能够进行各种不同泵的选择, 这样就可以一定程度上抵制泵; 3) 能够将管道变成液压集, 这个能够减少相应的震动带来的噪声问题; 4) 橡胶管等可以改善脉冲引起的相关震动。液压软管是比较重要的; 5) 隔声罩可以被选择, 能够将液压的泵罩形成, 并且能够降低噪声的频率; 6) 可以设置一定的放气装置来抵制噪声。 2.2 降低或消除流体振动与噪声的技术措施 2.2.1 减少油液中的气体 能够减少相应的气体, 并且能够进行相应的封装, 内部的隔板可以一定程度上进行空气过滤器的实施, 能够通过吸油管进行控制。 2.2.2 液压元件的选型 能够选择适当的换向阀。这样就能够让交流的时间增加, 能够让冲击变小, 有冲击小的特点, 就能够一定程度上抵制噪音。直动的结构比较简单不会产生太大的压力, 但是会带来噪音和震动, 小流量的场合能够适合这种情况的出现, 所以, 选择合适的液压元件是非常重要的。 2.2.3 管路的减振降噪 在金属管的方面, 能够留有一定的空隙并且能够支撑起其中相应的间隔, 对于在油管之间进行支撑或者木垫进行减少震动的作用。能够让圆弧的结构成为一种过渡, 将集成块成为新的管路。 2.2.4 消除液压冲击 能够尽量避免冲击的带来的急剧变化, 能将变化的时间进行缩小, 这样就能够延长变化, 具体的措施就是能够将阀门的运动和部件的制动形成有时间的有序安排、减少流速以及部件速速。能够将安全阀进一步省级, 这样就能够让软管增加缓冲的装置, 系统的弹性也会进一步被增大。 2.3 降低或消除气穴振动与噪声的技术措施 能够消除相应的气穴现象, 主要的措施有: 1) 增加相应的油管直径, 能够避免让油管出现弯曲的情况。这样就能够减少相应的损失, 防止空气会渗入到其中去; 2) 能够经常清洗滤清器。防止发生阻塞的情况。在选择上, 也要选择合适的滤清器; 3) 要将泵的吸油高度降低, 能够将低压辅助油泵进行供油; 4) 应根据地区、季节温度变化避免相应的吸油不足情况, 选用不同牌号的液压油, 或采用预热的办法; 5) 要进行密封性的保存, 经常检查密封的情况, 或重新更换密封带或密封圈; 6) 尽量使吸油管和排油管隔开, 使用正确的配管方法。因为排油管中往往带有大量的气泡; 7) 保持良好地通风, 避免空气进入。 3 结论 振动和噪音对于液压系统来说是非常有害的, 但是偏偏又很常见, 所以我们要采取措施去改善这种噪声, 对现在的情况来说, 很多的震动和噪声情况不能够避免, 往往对于危害来说, 我们只能防止, 不能够完全避免。和相关的原件结构能够进行一定的设计, 并且和安装使用都存在着一定的关系。要正确认识振动和噪声的危害, 采取最佳的手段进行改善, 在液压系统设计和使用中尽可能采取有效的技术手段加以防控, 将其危害降到最低程度, 是非常必要的。对于液压系统的可持续发展也有着非常重要的意义。 参考文献 [1]叶劲松.液压系统中噪声的控制1J2.武钢技术, 2004, 42 (3) :13-16. [2]伍利群, 杨益梅.液压系统振动与噪声的原因分析1J2.机械研究与应用, 2006, 19 (5) :15-16. [3]曾晓华, 邢继峰, 彭利坤.六自由度运动平台液压系统振动和噪声的研究1J2.液压与气动, 2005 (1) :34-36. [4]李建宇.液压系统振动噪声产生原因分析1J2.液压与气动, 2006 (5) :76-78. [5]李艳.液压机液压系统振动与噪声的分析研究1J2.机床与液压, 2003 (1) :231-232.液压系统振动与噪声的研究 篇12