液压平衡系统（共8篇）
液压平衡系统 篇1
1 问题的提出
在立式车床中, 由于结构形式决定, Z向进给运动需要克服重力, 当克服的重力过大时, 会加大伺服电机和丝杠的负载, 长期工作下, 将直接影响伺服电机和丝杠的使用寿命, 因此采用重力平衡系统是十分必要的。
图1是一种立式车床设计的包含卡盘动作和Z向负载平衡所设计的液压平衡系统。
此种平衡措施在实践使用中出现以下问题: (1) 液压站发热; (2) Z向在最高速全行程运动时, 造成卡盘压力有较大的波动, 以至于出现夹持力降为零、工件飞出的情况。
2 问题分析
问题1:液压站发热可能是由于溢流阀频繁使用引起。
问题2:可能是由于液压站流量不够引起。
查找原设计参数, Z方向需要运动的重量约1260kg, 平衡了总重量的80%左右, 即平衡重量约1008kg。Z向最快移动速度为14m/min, 全行程650mm, Z向驱动电机扭矩为22N·m, 油缸缸径为50mm, 双油缸平衡。
(1) 平衡压力P=M/S=1008kg/31.66cm2=3.18MPa
S-油缸活塞面积 (查油缸资料计算)
(2) 计算蓄能器补油量
充气时:PA=3MPa, VA=2.5L
蓄能时:P1=5MPa放能时:P2=3.4MPa由蓄能器公式P1V1.41=PAV1.4A
算得V1= (PAVA1.4/P1) 1/1.4= (3×2.51.4/5) 1/1.4=1.52L
补油量:V2-V1=2.0-1.52=0.48L
(3) 计算平衡所需要的流量:
V-油缸在Z向满行程下油量的变化;t-Z向在最大速度下运行满行程的时间。
1.液压站2.叠加式减压阀3.YN压力表4.球阀5.蓄能器6.叠加式单向阀7.叠加式溢流阀8.YN压力表9.叠加式电磁换向阀
通过计算发现, 此问题的发生与判断的一致, 是现有泵的流量26L/min不足以支撑油缸在极限状态下工作所需要的流量, 从而引发卡盘失压, 造成工件飞出。
3 液压平衡系统的改进
针对以上问题及其发生的原因, 考虑将平衡回路与卡盘回路分离开, 消除两者之间的影响, 基于此种思路, 对原有液压平衡系统进行改进设计。
在横梁平衡系统中, 扩大蓄能器的使用, 设计一个由蓄能器补充油量的封闭回路, 平衡横梁的负载, 液压站只负责保证卡盘回路油量的补充。
3.1 横梁平衡系统的设计
机床的参数不变, 油缸仍按原有型号使用, 选取25L蓄能器, 经过比对计算, 取工作状态下蓄能器气体在V1=20L时压力P1=3.18MPa, 此时横梁位于最低处, 当横梁移动至最高处时, 油缸的油流回到蓄能器中, 由蓄能器计算公式P1VA1.4=P2VA1.4
计算此时蓄能器的压力P2=P1VA1.4/V21.4=3.18×201.4/ (20-2.1) 1.4=3.71MPa
最大平衡重量G=P2S=37.1×31.66=1176kgf
平衡重量波动1176-1008=168kgf, 相对于蓄能器其他工作区间, 此时波动最小
扭矩波动:
计算电机负载波动
可以看出, 此设计完全满足现有机床的使用。
设计如图2液压平衡原理。
计算的蓄能器充油量V油=V容积-V气+V油缸+V管路=25-20+2.1+0.9=8L
蓄能器的氮气压力应当大于3.74MPa。
3.2 横梁平衡系统设计的优化
此横梁液压平衡系统在使用过程中, 油缸可能会发生漏油, 因此蓄能器需要二次补油, 在上述设计中的办法是先将蓄能器中的氮气释放完, 然后注入相应的油量, 再次补充氮气, 此过程中需要多次拆卸安装蓄能器, 十分不方便。
1.液压站2.叠加式减压阀3, 7.YN压力表4.叠加式电磁换向阀5.平衡油缸6.蓄能器8.蓄能器开关9.球阀
为了提高二次补油的可操作性, 考虑将液压站利用起来, 设计原理如图3。
1.液压站2, 10.叠加式减压阀3, 8.YN压力表4, 7.叠加式电磁换向阀5.平衡油缸6.蓄能器9.球阀11.叠加式单向阀
平时正常工作中, 通过阀断开两个回路之间影响, 需要补油时, 将横梁移动至最高处, 将液压站的压力调整至蓄能器最高工作压力, 然后通过液压站向蓄能器补油, 直到道压力平衡为止, 完成补油, 同时将控制过程集中在操作面板上, 大大降低了蓄能器二次补油的繁琐程度。
4 结论
通过对横梁液压平衡系统改进设计及优化, 解决了原有设计存在的问题, 取得良好的使用效果, 提高了平衡系统的可靠性, 降低后续维修的难度。
参考文献
[1]章宏甲, 黄谊.液压传动[M].北京:机械工业出版社, 1993.
浅析液压系统 篇2
关键词:帕斯卡阀液体密封
1 液压系统的总体介绍
液压系统是利用液体为介质把能量从动力源传递到消耗位置的动力传递系统。所有液压系统原理都基于帕斯卡定律,是以发现这个定律的帕斯卡的名字而命名的。这个定律表明在一个密封的容器里,如缸体或管子,受压液体向容器内表面所有方向施加大小相等的力。
在实际液压系统中,帕斯卡定律用以解释从系统中得到的各种结果。泵使流体在系统里流动,泵的吸入口接到液压油容器中,通常为液压油箱。当液压泵工作时,大气压压在油箱里液体上,利用压力差使液体流入泵里,通过泵之后把液体从油箱压到执行元件中,使执行元件做功。完成有用功的液体通过回油管路回到油箱中,以便于循环使用。
2 控制方式
液压系统中的高压液体由阀控制。多数液压系统运用三种控制方式:①流体压力控制;②流体速度控制;③流体方向控制。
在液压系统中压力容易控制。控制压力的主要方式是当达到需要的压力时,在泵和管道里设置一个装置来减少液体,泵只需提供足够的液体,补充系统中泄漏,这个装置一般采用泄压阀。
在液压系统中,设计者可以对泵的参数进行设计,以便利用泵的变量机构来改变所输出的高压液体的流量,从而使液压马达或其它装置获得不同速度。利用泵出口管道的节流调节,可以用节流阀的原理来控制液体流动,获得速度控制。
方向控制阀也称作二通阀、三通阀和四通阀等等,是根据它们的基本功能命名的。压力控制阀和简单的节流阀,通常采用二通阀,他们仅有通和断功能。三通阀可以有多种功能,这些和三通阀的油口有关。例如,在拖拉机上来自泵的高压流体可能传送到液压系统里驱动负载;在不需驱动时,三通阀将高压流体送到驱动输送机构的液压马达上。也可以用三通阀来控制单作用式液压缸(只能单方面施力)的运动。例如,当三通阀通时,它可以将高压流体导入液压缸,同时,该阀可以把液压缸中的液体导入液压油箱,因此,柱塞缸可以在重力或回程弹簧的作用下回到它的初始位置。四通阀有四个油口,压力油口控制流体连接到需要高压的地方,同时有一个油口从高压区排出多余的油液,排出的液体流回液压油箱。
3 执行元件
在液压系统中由泵排出的液体经由控制阀到液压马达。液压马达利用受压的流体作为它的能量源产生旋转的力和运动。液压马达跟泵的结构类似,只不过它的工作原理是相反的。
在要求直线运动代替旋转运动的地方是用液压缸,它由运动活塞和缸体构成。当活塞由高压流体驱动时,活塞杆传递力,推动负载移动一段设定的距离。当液压缸中的活塞运动受阻时,例如当活塞有负载,在液压缸中必然会产生一个相应的压力。受压液体的压力乘以活塞面积,就等于在活塞杆的末端产生的输出力。
活塞杆的速度取决于受压液体进入液压缸里的多少。可以控制油液流入液压缸的其中一端,在活塞杆上产生一个拉力或产生一个推力。在活塞上有密封装置,防止流体的泄漏。活塞的方向控制取决于流体进入液压缸的哪一端,当高压流体进入液压缸的一端时,流体一定从另一端流出,排出的流体又回液压油箱。
液压流体的压缩性是很小的。但是,如果必要的话,这种微小的压缩性可用来吸收由于微小的机械扰动而引起的系统压力变化。类似应用于气动系统的空气或气体有弹性,气动系统也有这吸收微振能力。
4 密封
液压元件的密封一般均為机械密封,目前的机械密封形式在产品的应用极为广泛,但和节约能源,随着生产技术水平提高的要求, 机械密封的应用前景更为广泛。机械密封的密封效果将直接影响整个机器运动,尤其是在石油化工领域,因为会存在易燃,易爆,易挥发,以及猛烈有毒等介质中的传播。机械密封如果出现泄漏,将严重影响生产的正常进行,更严重的还有可能出现一些重大的安全事故。在分析故障原因时,往往是从熟悉的机械密封自身方面查找原因,例如:机械密封的塑造是否合适,材料选择是否正确,包装表面数据型号印刷是否正确等等。
密封材料受热会引起材料变形和变质,降低密封性能,甚至损坏密封零件,因此在日常的液压设备使用中,要用合适的冷却方式降低密封温度。
5 小结
液压平衡系统 篇3
一、重力轴垂直滑板平衡装置作用
1. 提高重力轴运动的稳定性
在数控机床动态运动时, 提供与重力轴垂直滑板重量相等的平衡力, 减少了驱动伺服电机的驱动负载电流, 重力轴运动稳定性提高。一般重力轴垂直滑板上都安装主轴部件, 变速齿轮箱和主轴电机。若是五坐标数控机床, 还要加装AB摆角齿轮齿条传动机构或AC摆角蜗轮蜗杆传动机构。同时, 垂直滑板也要有足够的强度和刚性, 来保证加工过程的稳定性, 因此重力轴垂直滑板自身很重, 而且随重力轴垂直滑板向上升高, 其向下重力势能也就越大。故驱动重力轴的伺服电机的负载电流随着重力势能的变化而变化, 以产生足够的转矩, 以防止重力轴垂直滑板自由下滑。
在数控机床动态运动时, 特别是重力轴快速上下移动时, 产生的重力势能变化较大, 由此重力轴伺服电机的负载电流变化逆差也较大, 极易引起伺服单元和伺服电机过载报警和过流损坏。通过重力轴平衡装置, 可以抵消重力轴垂直滑板因位置差而带来的重力势能差, 极大减轻伺服电机的驱动负载电流, 提高了重力轴运动的稳定性, 减低对驱动伺服系统的配置要求。
2. 静态时防止重力轴滑板下滑
在数控机床静态停止时, 锁住重力轴垂直滑板的滚珠丝杠, 防止滚珠丝杠向下反转导致重力轴滑板自由下滑。为实现高精度和快速响应的加工速度, 数控机床均采用高精度的滚珠丝杠代替普通机床的梯形丝杠, 使主要直线运动机械传动部件由滚动摩擦代替滑动摩擦。但因滚珠丝杠螺旋升角>45°, 即滚珠丝杠轴向分力大于径向分力, 而不能像梯形丝杠那样可以实现静态自锁, 若无其他锁紧装置时, 易导致重力轴滑板下滑。故在数控系统闭电时, 采用电机抱闸或机械式气液抱闸等锁紧装置来锁住重力轴垂直滑板的滚珠丝杠。但在数控系统通电时, 重力轴随时都因加工程序要求而运动, 故电机抱闸或机械式气液抱闸等锁紧装置处于打开状态。此时, 只有依靠伺服驱动电机根据实际位置, 输出不同的转矩来克服重力轴滑板对滚珠丝杠的上下轴向驱动力, 保持重力轴滑板停在指定的垂直位置。通过重力轴平衡装置可以抵消重力轴滑板对丝杠的上下轴向驱动力, 从而减少伺服驱动电机静态负载和电流。
二、重力轴垂直滑板平衡装置形式
1. 链式重锤平衡装置
中小型三坐标立式加工中心, 因重力轴滑板质量不大且切削力不高, 一般采用链式重锤平衡。在立式加工中心Z轴床身后面悬挂一个与Z轴重力滑板重量约等的铸铁块, 二者用两根链条相连, 通过安装在Z轴床身顶部的链轮作为支撑和传动部件, 当Z轴伺服电机驱动Z轴重力滑板上下移动时, 悬挂的铸铁块与之反方向联动, 如杠杆般使两端悬浮平衡。链式重锤平衡装置是一种非常经济耐用且故障率低的平衡形式, 如图1所示。
2. 液压补偿平衡装置
对于重力轴滑板自身很重 (AB大摆角五坐标数控机床) 且为矩形镶钢贴塑导轨结构, 低速重载的数控机床上, 一般采用液压补偿平衡。液压补偿平衡系统由液压站, 液压平衡油缸, 蓄能器组件, 液压平衡补偿组件构成。液压平衡装置又分开式液压平衡和闭式液压平衡两种。目前, 闭式液压补偿平衡系统中广泛采用蓄能器, 按结构和应用场合不同分为皮囊式蓄能器, 活塞式蓄能器, 隔膜式蓄能器。开式液压平衡系统中, 广泛采用变量液压泵, 行程凸轮样板和可调溢流阀组合。二者的区别是蓄能器的容积大小和液压站是否始终运转工作。液压补偿平衡系统的平衡结构复杂, 且需定期检查和补偿液压值。结构简图见图2。
3. 大功率伺服电机直接带动重力轴工作形式
随着大功率伺服电机应用和伺服控制单元价格的下降, 某些机床生产厂家取消了重力轴垂直滑板上的平衡装置, 采用大功率伺服电机直接带动重力轴工作, 但主要应用在重力轴滑板自身不是很重且为直线滚动导轨结构, 高速轻载有电主轴的数控机床上。此类装置, 故障点多为伺服单元过流损坏和伺服电机的过载报警。
三、闭式液压补偿平衡系统计算和调试
一台五坐标AC摆角动龙门数控铣床, 重力轴滑板为Z坐标。已知垂直滑板和辅助部件重2t, 主轴部件重0.2t, 变速齿轮箱及主轴电机重0.5t, 摆角传动机构重0.5t。重力轴垂直滑板运动距离为800mm。快速进给速度10m/min。采用节能且可靠性好的闭式液压平衡系统, 选用两个单作用柱塞式液压缸分装在重力轴滑板两侧与之联动, 以提供液压补偿平衡力, 活塞杆直径36mm, 工作行程1000mm。结构可参考图2。
1. 重力轴液压补偿平衡压力的计算
(1) 重力轴垂直滑板重量计算。计算后, 整个重力轴垂直滑板装置重 (五坐标AC摆角) 3.2t。
(2) 液压平衡油缸压力计算。因为选用单作用柱塞式液压缸, 活塞两个方向作用力基本相同, 计算后, 平衡油缸有效作用面积10.173×10-4m2, 平衡油缸最小压力≈15.4MPa。
2. 液压平衡中的液压压力实际校对调整
将重力轴滑板移动到Z坐标工作行程上顶端, 用木块将重力轴滑板可靠支撑。把垂直驱动的滚珠丝杠副与重力轴垂直滑板脱开, 将百分表表针顶在重力轴垂直滑板下端, 对表调零, 以便观察重力轴垂直滑板向上顶的微小轴向移动。
启动液压系统, 利用控制液压动力泵出口压力的可调溢流阀, 逐渐增大液压平衡系统压力, 至前面计算的液压平衡油缸压力15.4MPa, 观察百分表表针没有发生变化, 说明计算值有误差。缓慢继续增大液压平衡系统压力到16MPa时, 顶在重力轴垂直移动滑板下端的百分表表针有0.05mm的向上移动量, 说明液压平衡系统中的实际液压压力至少为16MPa时, 才能为重力轴垂直滑板提供向上平衡力。按上述过程, 将重力轴滑板移动到Z坐标工作行程下顶端, 实测液压平衡油缸最大压力20MPa。
3. 蓄能器作用与工作原理
(1) 蓄能器的作用。蓄能器是闭式液压补偿平衡系统中的重要液压部件, 因为同重力轴垂直滑板相连接的液压平衡油缸, 随着重力轴滑板的上下移动位置不同而产生的重力不同, 必然同步引起液压平衡油缸工作容积和油液压力的不同变化, 即有压力差。因而在液压补偿平衡系统中, 要求有随重力轴垂直滑板行程内不同位置而产生不同压力要求的液压调节装置。但在密闭的液压补偿平衡系统中, 油液实际上是不可压缩的, 即不能储存液体压力能。故无法释放和补偿因重力轴滑板的上下移动而产生的液压平衡油缸油液压力差和容量差, 因此借助液压蓄能器来完成这一工作。
(2) 蓄皮囊式蓄能器的结构和工作原理。皮囊式蓄能器外部是由焊接或锻造而成的压力容器, 内部由油液和作为气密隔离件的皮囊构成。气体和液体被皮囊隔开, 皮囊里充氮气作为可压缩工作介质, 来储存液体。
皮囊周围的油液与密闭的液压回路接通, 重力轴滑板向下移动, 液压平衡油缸工作容积变小, 多出来的油液从平衡油缸被挤入皮囊式蓄能器油液部分, 进而压缩皮囊部分的气体体积, 来实现储存液体压力能的过程。因此, 液压补偿平衡系统中压力表所示油液压力, 会随重力轴滑板逐渐向下移动而逐渐增高。当重力轴滑板向上移动, 液压平衡油缸工作容积变大, 油缸内所需油量变大, 之前被压入蓄能器的油液会因皮囊部分产生的弹力, 将油液顶回液压补偿平衡系统中。此时, 液压平衡系统中压力表所示平衡油液的压力, 会随重力轴滑板逐渐向上移动而逐渐降低。
4. 蓄能器容量的计算
(1) 平衡油缸排油体积=垂向滑板运动距离×平衡油缸有效作用面积≈1.63L。
(2) 设蓄能器预充压力时的温度Tmin=25℃, Tmax=45℃。平衡油缸最小工作压力Pmin=16MPa, 最大压力Pmax=20MPa。蓄能器预充压力Ptmax=0.9×平衡油缸最小工作压力Pmin=14.4MPa。
(3) 在Tmin时, 蓄能器预充压力Ptmin=13.18MPa。
(4) 蓄能器理想气体容积V0=平衡油缸排油体积÷{ (Ptmin÷Pmin) 0.714- (Pmin÷Pmax) 0.714}=9.2L。
(5) 计算压缩比, 查修正系数Ca。Pmax÷Pmin=1.25, 查修正系数Ca=1.27。
(6) 计算实际气体容积V。V=蓄能器理想气体容积V0×修正系数×泄漏修正系数≈15.2L。根据样品手册选20L, 压力25MPa的蓄能器。
5. 液压补偿平衡系统中电机负载电流和液压压力调整要求
为达到理想的重力轴垂向滑板平衡运动配置, 必须将重力轴垂直滑板在其行程内连续运动, 综合调整电机负载电流和液压压力, 以保证其同步合理变化。
(1) 正方向 (I1和I4) 必须大于负方向 (I2和I3) 的电流值。若负方向的电流值大于正方向的电流值, 可能是液压平衡力过大, 造成电机用较大的负载电流才能克服液压上浮力使滑板向下运动。若液压平衡压力产生的液压上顶力超过了电机负载时, 会造成重力轴垂直滑板在移动中产生向上的不正常偏移, 引起重力轴垂直滑板伺服电机监控轮廓误差过大报警及伺服单元错误报警, 并使刀具在垂直方向无规律抬高, 工件加工后垂直方向尺寸误差增大, 即有失动的影响。
(2) 行程上下端点处正反方向轴移动的电流差值 (I1-I2, I3-I4) 应尽可能小。若其电流差值较大, 可能是液压平衡压力值过小或液压平衡元件 (蓄能器、变量液压泵或可调溢流阀) 调整或容量选型错误或损坏, 也极易引起重力轴垂直滑板伺服电机监控及伺服单元频繁报警。应缓慢提升液压平衡压力值, 使正反方向轴移动电流差值在0.3~1A即可。若液压平衡元件调整或容量选型错误或损坏, 应准确找到问题, 重新设计和更换故障液压元件。
(3) 行程上下端点液压平衡压力的差值 (M2-M1) 应在合理的范围内变化。定义行程上端点处液压平衡压力值为M1, 下端点处液压平衡压力值为M2。一般压力差值 (M2-M1) 的合理变化范围在0.8~4MPa。若压力差值<0.3MPa, 在闭式液压平衡系统内是因为蓄能器氮气压力不足或损坏, 蓄能器失去液压平衡力调整功能;在开式液压平衡系统内则因为变量液压泵变量架构损坏或行程凸轮样板和可调溢流阀组合机构失灵。若压力差值>0.4MPa, 在闭式液压平衡系统内是蓄能器设计容量不够, 满足不了液压平衡压力蓄压容积的要求, 需在原蓄能器基础上再并联一个足够容量的蓄能器即可解决此问题。在开式液压平衡系统内则是变量液压泵变量机构设置不正确或行程凸轮样板和可调溢流阀组合机构相关位置不正确。
6. 综合调整实例
仍以上文所述的五坐标AC摆角动龙门数控铣床为例, 将驱动伺服电机安装在垂直驱动滚珠丝杠上并与重力滑板牢固连接。移去支撑物, 将电流表连接在电机电源上, 检测并记录电机在垂直滑板行程上端和上端时的各自正反运动方向的启动电流, 记录相关数据。
行程上端, 正方向电流值I1=16A;负方向I2=6.18A, 液压平衡压力值M1=16MPa。
行程下端, 正方向电流值I3=6.2A;负方向I4=6.4A, 液压平衡压力值M2=20MPa。
如果数控系统是SIMENS 840D, 则可在数控系统中通过页面路径Start up→Machine data→Drive MD, 调出MD参数来监控电机绝对电流。
1719$MD-ABS-ACTUAL-CURRENT (反应电机绝对实际电流)
1722$MD LOAD (反应电机负载率)
进行驱动伺服电机的调整, 结果同上。
四、结论
重力轴垂直滑板补偿平衡装置调整和种类的开发, 对数控机床的静态摩擦重力的控制和动态运动响应效果的影响很重要。尤其在重载大型卧式数控镗铣床的加工过程中, 滑枕镗轴的自重挠度补偿平衡系统的好坏, 直接影响零件加工精度的高低。文中根据多年实践经验, 只是论述了大型立式数控机床的闭式液压补偿平衡系统的结构和计算。对于有自重挠度平衡和温度补偿的双重多维因素的研究和应用, 需从机械、液压气动、电气控制、传感器反馈控制、计算机软件等多方面综合计算测试和试验调整, 方可实现良好的平衡补偿效果。
摘要：几种重力轴平衡应用形式和利弊。以结构复杂且多应用在大型数控机床的闭式液压补偿平衡系统为例, 论述重力轴滑板液压补偿平衡系统中, 液压平衡油缸压力计算、校对及蓄能器容量计算过程, 电机负载电流和液压压力综合调试过程和注意事项。
挖掘机液压系统温升及热平衡研究 篇4
在挖掘机作业时,存在各种功率损失:液压泵、液压马达、液压缸的容积损失和机械损失;管路及各种液压阀的压力损失,节流损失,溢流损失和由摩擦引起的在液压缸活塞、发动机和液压泵上的摩擦功率损失,以及发动机功率与负载不匹配的损失等。据统计,柴油机的输出功率只有20%变为挖掘机的有用功,20%损失在车体和作业装置的运动中,大约60%的功率损失在液压元件和节流调速控制中[5]。所有这些损失几乎全部转化为热量。这些热量一部分散发到周围空间,大部分使油液及元件的温度升高[1]。油液温度过高对挖掘机的正常工作影响很大,一般规定液压用油的正常温度范围为15℃~65℃。据资料显示,当油温超过55℃后,温度每升高9℃,液压油的使用寿命缩短一半[6]。在合适的温度下,挖掘机保持液压系统的热平衡,对挖掘机的各机构的正常运行,各液压元件的动态和静态性能,挖掘机的效率及工作的可靠稳定性都有着重要的影响。
2 挖掘机液压系统组成及能量传递过程介绍
挖掘机液压系统的循环油路如图1。挖掘机工作时,发动机输出的机械能通过主泵转化为液压能,然后通过由选择阀、溢流阀、单向阀和节流阀等组成的主控阀控制液压流量的大小、方向,以使携带液压能的液压油作用于执行装置,转化为驱动工作装置、回转装置和行走装置及其他辅助装置的机械能,实现挖掘、回转、行走等各种动作,然后液压油通过主控阀流到油箱,完成一个工作循环,在液压油这个循环过程中,挖掘机液压回路会有各种功率损失,同时两次能量转化也会产生各种机械损失和容积损失,所有这些功率损失绝大部分转化为热量,功率损失和能量传递过程如图2,当不工作时,不经过执行装置,液压油从主控阀直接泄油到油箱。
3 液压油油温过高的原因和危害
3.1 液压油油温过高的原因[7,8]
挖掘机液压系统中比如压力损失、容积损失和机械损失等功率损失虽然是不可避免的,但不合理的设计和参数设置以及操作不当也会加剧功率损失,使油温迅速升高,严重时出现停机故障。
(1)系统泄漏严重导致容积损失以及加工、装配、安装精度低而造成的机械损耗:在选用的液压油黏度过低和溢流阀调定压力过高时,运动零件磨损加大,致使密封间隙扩大,密封功能失效致使泄漏增加,以及在各连接处和配合间隙等处内外泄漏,都会引起容积损耗。加工工艺差和装配精度低,密封件安装不当造成机械损耗,也会使油液迅速发热。
(2)系统卸荷回路工作不良:当溢流阀调定压力过低,使大臂提升、铲斗挖掘等作业过程经常处于停滞状态,液压油会在溢流阀所调定的工作压力下溢回油箱;当溢流阀调定压力过高时,液压油通过溢流阀狭窄的油路卸压或液压泵在调定过高的压力下过载工作,也会产生大量的热,油温会迅速升高。
(3)系统散热不良:油箱的容量和散热面积不足,油箱油面高度过低,油液循环过快;冷却水供应不足,冷却器污垢较多,散热面积小,散热效率低,油液通过时压力损失大导致温升。
(4)液压系统设计不合理:液压元件规格选用不合理,与液压元件额定流量相差较大;系统设计时存在不必要的回路以及不起作用的元件;管道直径、管路设计安装不合理;液压油规格选择不合理,油液黏度过大,节流方式设计不合理,工作过程中有大量压力损失,引起大量的液压损耗致使压力能转化为热能而使油液发热。
3.2 液压系统油温过高的危害
油温过高,液压泵和液压马达的滑动表面油膜破坏,导致磨损烧伤[1];液压油中部分空气溢出导致压力降低,产生气穴;液压油黏度降低,泄漏增加;泵和马达内阻增加,流量减少,摩擦增加,磨损加快。液压缸密封件早期老化,活塞热胀,容易卡死,控制阀内泄漏增加;过滤器的非金属滤芯早期老化。密封件的密封材质老化[1],液压系统常采用橡胶密封件,而橡胶密封件在高油温下容易老化变质,弹性降低,导致密封性能下降,甚至丧失其密封性能,造成液压系统严重泄漏[9]。正常配合被破坏,甚至导致运动副失效,造成产品故障或引起液压系统的控制精度降低[4],从而使挖掘机工作性能降低,工作效率下降。
4 液压系统热平衡计算
4.1 系统发热功率计算[2]
对发热功率的计算,可从两方面着手,其一是直接通过发热元件的能量损失计算其发热量,另一种是通过分析系统的输入功率和执行元件的有效输出功率来计算。前一种方法直接分析发热源,可针对性采取措施,减少发热量,面临的问题是要掌握每个元件的发热量,后一种方法相对简单,不考虑发热源,面临的问题是系统工况随时间变化的特性较难掌握。
4.1.1 按元件能量损失计算
(1)油泵功率损失引起的发热功率:P1=1000Pp(1-ηp)Pp:油泵的总输入功率,k W;ηp:油泵的效率,一般取0.8~0.85。
(2)溢流阀损失引起的发热功率:P2=16.7peqe
pe:溢流阀的调定压力,MPa;qe:通过溢流阀溢出的流量,L/min。
当溢流阀调定压力不适宜或其他工况原因,泵的全部流量流经溢流阀溢回油箱时,此时功率损失最大。
(3)阀的压力损失引起的热功率:P3=16.7∑△pviqvi
△pvi:通过阀的压力损失,MPa;△qvi:通过阀的流量,L/min。
挖掘机液压系统中阀件较多,这些阀件并不同时工作,要掌握每个瞬时各阀的工作情况比较困难。
(4)管路和其他功率损失:需要考虑的因素较多,但此损失数值相对较小,另一方面,管路也会散发一部分的热量,所有在计算时可以不计,一般可取能量的0.03~0.05倍,即:P4=(0.03~0.05)P。
(5)系统的总发热功率损失:P=∑Pi=P1+P2+P3+P4
4.1.2 按系统输入功率和执行元件有效输出功率计算
这种方法的基本思想是把液压系统当做整体的能量载体,发动机自油泵输入轴输入能量,执行元件(液压缸和液压马达)向外输出能量,两者之差即为系统的损耗即系统的发热量。则系统的发热功率按下式计算:
P入-系统的输入功率,即液压泵输入轴的输入功率,P入=M入n入/9549;M入-油泵输入轴的扭矩,N·m;n入-油泵输入轴转速,r/min;挖掘机有主泵和先导泵,一般由2~3台泵组成,应把每台泵的输入功率都计算在内。P出-系统的输出功率,对液压缸:P出=F·v/1000;对液压马达:P出=Mmnm/9549,F-液压缸外负荷,N;v-液压缸伸缩速度,m/s;Mm-液压缸输出轴扭矩,N·m;nm-液压马达输出轴转速,r/min。
以上二式中,如出现多个执行元件同时动作的情况,应对各执行元件分别计算。
4.2 液压系统散热功率计算
在液压系统中,各部分产生的热量,在开始时一部分由运动介质及装置本身所吸收,较少一部分向周围辐射,各部分所产生的热量、温度达到一定数值,散热量和发热量相平衡,系统即保持一定的温度不再上升[3]。系统的自然散热主要靠管路和油箱,管路的发热小且和散热基本平衡,通常只计算油箱的散热。
4.2.1 油箱散热计算
油箱的散热功率:Ps=αA△T
α-油箱散热系数,W/(m2·℃)W;A-油箱散热面积,m2;△T-系统温升,℃;△T=T2-T1(T1为环境温度,T2为系统达到热平衡时的温度)。
当系统达到热平衡时,系统的发热量等于散热量:Ps=P,若只考虑油温上升所吸收的热量和油箱本身所散发的热量时,系统的温度T随运转时间t的变换关系为:,当时间t→t∞时,系统的平衡温度为,C-油液的比热容,kg·℃;m-油液的质量,kg。
因为液压挖掘机受到结构限制,油箱不能太大,液压系统产热较多,油箱自然散热不能满足温升限制要求,通过引入冷却器达到热平衡的目的。
4.2.2 冷却器的散热功率[1]
(1)当液压系统处在长期连续工作状态时,为了不使系统温升增加,必须是系统产生的热量全部散发出去,根据热平衡公式,冷却器散热功率为:Pm=P-Ps
(2)冷却器散热面积:A=Pm/(k△t)
式中△t=(t1+t2)/2-(t1′+t2′)/2,△t-油和水之间的平均温差,℃;k-冷却器的传热系数,℃;t1-液压油进口温度,℃;t2-液压油出口温度,℃;t1′-冷却水进口温度,℃;t2′-冷却水出口温度,℃。
考虑到冷却器工作过程中由于污垢和铁锈的存在,导致实际散热面积减少,因此在选择冷却器时,一般计算出来的散热面积增大20%~30%。
(3)冷却器的冷却水吸收的热量应等于液压油放出的热量,即C′Q′ρ′(t2′-t1′)=CQρ(t2-t1)=H2
Q、Q′:油和水的流量,m3/s;C、C′:油及水的比热容,kg·℃;ρ、ρ′:油及水的密度,kg/m3。
按此方式计算的冷却水量,水在冷却器内的流速不应超过1~1.2m/s,否则需要增大过水断面面积。
5 结语
从挖掘机液压系统温升原因和危害以及液压元件产热和散热的热平衡计算分析中,为尽可能地减小温升,达到液压系统热平衡,在系统结构允许的情况下,油箱的容量和散热面积尽可能地大;阀规格的选择和管路的内径及管路的安装布置,在设计时要精心考虑。冷却器散热面积和冷却水量的合理确定,液压油黏度的正确选用,液压元件的加工质量达到要求,密封件松紧调整适宜,溢流阀调定压力值的恰当设定等,都可以减少功率损失,使产热减少,散热增强,挖掘机就能长久、高效、可靠地工作。
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液压挖掘机热平衡试验分析 篇5
1EC70液压挖掘机热平衡试验
试验开始前首先做以下准备:样机进行了50h的跑合试验;发动机转速和风扇转速调整在规定的范围内;液压油、燃油、冷却水等介质加到规定范围内;节温器固定在全开状态;温度传感器安装在冷却介质的流动部位;准备调整好计时器、热电偶温度计、转速表等试验仪器。选择在风速小于6m/s的晴天进行试验,试验中油门开到最大。
1)模拟挖掘及憋压试验:铲斗、斗杆、动臂的油缸全部伸出,处于最大负荷并模拟挖土动作,各动作行程终了时短时间憋压一次。试验开始时测一次温度,以后每30min测量一次。直至整机达到热平衡状态。
2)实际挖掘作业试验:选一个熟练的挖掘机司机操作,满斗作业,试验开始时测量一次温度,以后每隔30min测量一次,直至整机达到热平衡状态。
测量读数时尽可能在机器运行中进行,在运行中不能测量时停机后发动机转速降到怠速时测量,测量时间尽可能缩短,不超过1min。当互为连续的3个测点的温升均不超过±1℃即视为整机达到热平衡状态。试验结果见表1、2。
2试验结果分析
试验后按以下标准判定:
水温=实测值+(标准温度-实测大气温度)≤99℃
机油油温=实测值+0.8(标准温度-实测大气温度)≤120℃
液压油温=实测值+0.8(标准温度-实测大气温度)≤80℃
按照以上标准对试验结果进行分析,模拟挖掘憋压试验和实际挖掘作业试验热平衡温度基本一致,虽然符合标准,但是已接近临界温度99℃,而液压油温度也超过标准规定的温度80℃,发动机油的温度也超过标准规定的温度120℃。测试结果显示:除发动机水温外其余各项温度指标均超过标准值。这说明样机的散热系统设计存在问题,虽然超标不大,但当夏季环境温度很高时必然存在温度过高和报警现象。
从总体实测温度分析有3个现象值得注意:
1)发动机进气温度有逐渐上升的趋势。主要是由液压油散热引起的,进气温度过高会引起进气量下降,燃油燃烧不充分,发动机功率不足、冒黑烟等问题。造成这种现象有两个方面的原因:第一是油水散热器的布置方式,样机上是前后布置的,也就是说在发动机的水箱前装有一个油散热器。风扇吸入的冷却风首先到达油散热器,然后再通过水箱。这种结构的缺点是,冷却风通过油散热器被预热,预热后的冷却风再去冷却水箱,这样显然不能达到最佳的冷却效果。第二是进入油散热器的液压油管是先穿越发动机室后进入油散热器,液压油管和发动机进气管距离很近,一定程度上预热了发动机的进气温度。
经对水散热平衡计算校核,确定散热器能满足散热面积的要求,并提出建议和措施:①设计并列式复合散热器,这样水箱水与冷却空气的温差较大,提高了散热效果。②液压油管的设计沿发动机室底部布置。③水箱设计得再大一点,适当增加散热面积和散热功率。④增加风扇的直径,由460mm变为520mm,以增加散热器的进风量。
2)油底壳机油温度较高,发动机室温偏高。主要是发动机室空气流通不畅引起的,发动机室温偏高会引起电器元件和皮带的过早老化。建议和措施:①改变后机罩形状,取消圆弧设计,避免在发动机室内造成涡流现象,热风排风不畅。②在发动机室底板靠近风扇的一侧适当开孔,让冷却风能顺利流动带走热风。③中机罩上部适当开孔,增加排风。④左侧进风口长孔尺寸加长,数量增多,以减少进气阻力,增加散热器的进风量,利于进风。
3)液压油温度偏高,主要是系统设计不合理或散热器散热性能不良造成的。液压系统出现发热现象如不能及时处理,就会对系统产生极为不利的影响:泄漏增加、油液老化、液压元件磨损加剧,甚至报废等。我们对油散的散热面积重新进行了计算。
油散的计算主要是根据热交换量确定所需的散热面积,油散的散热功率H应等于系统的发热功率与油箱、管路等元件的散热功率之差,本计算不考虑油箱、管路等的散热,假设冷却进出风量足够。
式中,取进出液压油箱油的温差τ2-τ1=5℃;γ为液压油密度,kg/m3;c为油比热,J/kg·℃;Q为通过冷却器流量,L/min。
所需冷却器散热面积
式中,取污垢系数f=1.4,冷却散热系数K=5 0 W/m 2·℃。现有冷却器散热面积为1 7 m 2,故不能满足计算要求。建议和措施:①更换散热面积加大的散热器。②增大液压配管的通径,尽量减少节流发热。③尽可能的增大液压油箱的容积。④经常检查散热器是否堵塞,必要时清洗。
液压平衡系统 篇6
以全液压更换阳极装置中扭拔机构 (ATQH63/45-1500型拧头升降油缸) LHK型背压平衡阀为例, 分析其工作原理、调节方法, 总结平衡阀应用过程中常见的故障, 并提出相应的排除方法。
一、工作原理
要使液压缸承载时平稳下放, 就要在与运动相反方向设置相应的背压, 产生背压的典型平衡回路就是采用单向节流阀与液控单向阀组合的平衡回路。全液压更换阳极装置部分液压回路见图1。
(1) 当电磁换向阀B两端电磁铁11DT、12DT均未通电, 阀芯中间位置工作时, 进油路C断开, 拧头油缸下腔的油被拧头平衡阀中的单向阀m封闭, 并且此时油压稳定, 顺序阀n阻尼孔无法打开, 拧头油缸保持静止。
(2) 当电磁换向阀B右端电磁铁12DT通电, 此时阀芯右侧位置工作, 压力油通过电磁换向阀B直接进入拧头油缸上油腔, 拧头油缸下降, 下降初期由于下油腔油压较低, 下油腔液压油同时被顺序阀n和单向阀m封闭, 此时拧头平衡阀建立背压。随着上油腔不断进油, 下油腔油压不断提高 (单向阀m始终无法打开) , 下油腔压力达到某一数值时顺序阀n阻尼孔开启, 实现下油腔液压油经过电磁阀流回油箱。随着拧头油缸下油腔通过顺序阀阻尼孔的不断回油, 下油腔油压开始降低;当油压降至无法开启顺序阀压力时, 顺序阀再次封闭回油路, 以保证回油管路始终存在一定背压, 防止拧头下降过程中出现爬行、下滑现象, 达到稳速下降的目的。
(3) 当电磁换向阀B左端电磁铁11DT通电时, 此时阀芯左侧位置工作, 压力油经过电磁换向阀和单向阀m进入拧头油缸下腔, 上腔回油, 实现拧头稳定提升。拧头下降过程中, 拧头油缸下腔始终保持一定压力 (背压) , 这种压力、流量的调节是经过平衡阀阀芯的多次动作完成的, 平衡阀中顺序阀的开启仅取决于控制压力的大小, 与拧头油缸负荷无关, 因而在实际应用中可调节合适的回油路背压, 来控制拧头的下降速度 (图1中阳极升降油缸所应用的LHK型平衡阀工作原理与此原理相似) 。
二、调节方法
1. 阳极升降油缸平衡阀的调节
将电磁换向阀A电磁线圈电源插头插上。启动油泵, 阳极油缸空载升降几个行程, 在下降过程中若油缸振动则需将阳极油缸上平衡阀的调节螺钉拧紧, 直到不振动为止。阳极油缸上挂一块新阳极并作下降运动, 若油缸振动, 则需将阳极油缸上平衡阀的调节螺钉拧紧, 直到不振动为止, 停止下降。将阳极静止在空中, 观察阳极是否下滑, 继续拧紧平衡阀的调节螺钉, 直到不下滑为止, 并将调节螺钉上的背紧螺母背紧。若阳极油缸下降停止且有较大冲击和回弹现象, 说明平衡阀的背压调节过大, 应适当调小。同时调紧平衡阀正面上的调节螺钉, 延长平衡阀的关闭时间, 减小油缸的下降冲击。
2. 拧头油缸平衡阀的调节
拧头油缸平衡阀的调节螺栓内置在回油口内, 调节时需拆下回油管。
(1) 拧头油缸作下降运动, 若油缸振动, 则需将拧头油缸上平衡阀的调节螺钉拧紧, 直到不振动为止, 拧头油缸停止下降, 并将拧头机构静止在空中, 观察其是否下滑。
(2) 若下滑, 继续拧紧平衡阀的调节螺钉, 直到不下滑为上。
(3) 若拧头油缸下降停止有较大的冲击和回弹现象, 说明平衡阀的背压调节过大, 应适当调小, 同时调紧平衡阀正面上的调节螺钉, 延长平衡阀的关闭时间, 减小油缸的下降冲击。
三、常见故障分析与排除方法
(1) 阳极或拧头油油缸在下降过程中爬行运动, 并伴有振动噪声。油缸下降是负负载, 平衡阀的压力偏小, 在下降过程中, 造成油缸上腔及平衡阀控制口失压, 阀时开时停, 而使油缸爬行运动, 并伴有振动噪声。排除该故障需将油缸平衡阀的背压调大到油缸下降不振动为止。
(2) 油缸下降停止有冲击声, 油缸活塞回弹。油缸下降是负负载, 平衡阀的背压力调得过大, 平衡阀的关闭时间过短。排除该故障需将油缸平衡阀的背压调小, 平衡阀正面的调节螺钉拧紧, 延长平衡阀的关闭时间。
(3) 系统压力已调至设定值, 阳极或拧头油油缸仍不能下降。出现该故障时, 应考虑平衡阀的开启压力不够, 平衡阀外泄、内泄油口堵塞、平衡阀阀芯卡阻等因素。排除该故障时, 首先检查系统压力, 然后调整平衡阀开启压力直至油缸能下降为止。调节后, 如油缸仍不能下降, 则需拆卸平衡阀, 清洗其阀体及零件并重新组装。
(4) 阳极、拧头油缸停止后下滑。首先应确定平衡阀调整背压力是否偏小, 并确定平衡阀的平衡弹簧是否失效。两者都排除后, 确定平衡阀的控制阀芯是否未复位, 致使阀处于打开状态, 油缸内泄。其次, 检查单向阀是否可以正常复位或单向阀弹簧是否有效、控制口节流口关闭或控制阀芯不复位等缺陷。
排除该故障首先调大平衡阀的背压力, 视其效果, 效果不佳时需更换平衡阀的平衡弹簧, 清洗平衡阀使其控制阀芯运动灵活;检查油缸活塞的密封是否损坏, 若损坏则更换密封圈;检查油缸的缸体是否拉伤, 若拉伤则应更换油缸。
摘要：铝电解多功能天车的全液压更换阳极装置, 取代早期使用的4键缸式更换阳极机构。以全液压更换阳极装置中拧头升降油缸LHK型背压平衡阀为例, 描述设备工作原理, 总结平衡阀应用过程中常见故障及排除方法。
液压平衡系统 篇7
近年来, 液压挖掘机的应用非常普遍, 特别是在各种建筑工程和土石方工程施工中起到十分重要的作用, 被广泛用在交通运输、农田改造、工业建设、矿山开采和民用建筑等诸多领域[1]。在目前节能减排的国情下, 液压挖掘机实现低能耗一直是业界的追求目标, 液压挖掘机从最初由操作手柄的先导压力控制液压泵的排量, 发展为负流量控制、正流量控制和负载敏感控制, 以及目前基于混合动力和二次调节技术的新型液压挖掘机, 经历了数次节能化进程。
目前挖掘机的节能研究主要是混合动力系统、电液比例控制和泵-发动机功率匹配, 对如何改进液压挖掘机的机械结构实现节能的研究较少, 本文通过对液压挖掘机的功率损失分析, 提出能量损失的几个方面, 根据机械设计节能基本原理改进传统液压挖掘机的机械结构, 以实现节能的目的, 同时降低企业的生产成本, 并对平衡液压挖掘机应用软件AMESim仿真。结果表明平衡液压挖掘机具有良好的节能效果, 可有效缓冲液压冲击, 提高整机使用寿命。
2 液压挖掘机能量损失分析
液压挖掘机在一个工作循环过程中, 从挖掘到卸料, 动臂上升和下降各一次。挖掘机动臂在工作中频繁升降, 浪费了大量的能量, 同时也使油温上升, 导致油液粘度降低, 使液压系统稳定性变差。
为了降低液压挖掘机能耗, 目前液压挖掘机多采用变量系统。一般来说, 定量泵的阀控液压系统效率较低, 最高效率仅38.5%[2]。由于工况复杂和载荷变化较大, 引起液压挖掘机各种形式的功率损失和势能损失, 主要表现在:节流损失、溢流损失、沿程损失、机械损失、动能势能损失和匹配损失[3], 液压挖掘机主要能量损失如图1所示。
3 平衡液压挖掘机的节能原理
传统液压挖掘机在工作过程中, 动臂需要频繁升降, 而动臂下降的这部分势能并没有被利用和储存, 造成的能量的浪费, 同时也使油液温度上升, 造成整机工作的不稳定性, 威胁驾驶员和施工人员的安全。平衡液压挖掘机的设计基于“机械设计节能基本原理”, 充分利用动臂下降的势能, 降低了系统的发热。
“机械设计节能基本原理”主要阐述:引起有势力所消耗的功率过高的原因是系统势能短时间内在较大范围内变化, 在制动过程中也未将能量进行回收或转换, 这也是势能没有充分利用的主要原因, 若要使有势力消耗功率下降, 系统势能应为常量或在最小范围内变化[4]。对机械设计节能基本原理分析可知, 引起液压挖掘机能量损失的原因是:挖掘机的系统势能变化较大, 即动臂下降的系统势能未被储存和利用, 导致系统发热, 造成功率损失。
应用机械设计节能基本原理, 将传统液压挖掘机的固定配重设计为组合配重 (即滑动配重和固定配重) , 并在滑动配重下安装一组液压缸, 通过换向阀使动臂油压缸与滑动配重液压缸连接, 构成一组平衡系统—平衡液压挖掘机。当液压挖掘机开始挖掘时, 动臂下降时所具有的势能推动滑动配重体上升到一定高度, 下一个工作过程中滑动配重下降的的势能又转化为动臂上升的动能, 这样实现一个能量转化和转移的工作循环, 提高了能量利用率, 使挖掘机系统的势能变化量为常数或在最小范围内变化, 平衡液压挖掘机基本结构如图2所示。
4 平衡液压挖掘机的节能仿真分析
平衡液压挖掘机的主要特点是充分利用动臂下降的势能, 并将这部分势能转化为滑动配重体上升的动能, 实现节能的目的。应用液压仿真软件AMEsim, 建立平衡液压挖掘机的动臂—滑动配重平衡液压系统, 设定各液压元件的参数, 仿真平衡液压挖掘机动臂液压缸的压力曲线, 图3所示为传统液压挖掘机的动臂油缸压力曲线, 图4所示为动臂—滑动配重油缸压力曲线。
从图3可看出, 在传统液压挖掘机中, 当动臂下降时, 动臂油压缸的压力变化较大, 这是因为受动臂、斗杆和铲斗的重力影响, 当油液进入动臂液压油缸的有杆腔时, 动臂受力较大, 有向下运动的趋势, 短时间内液压油缸压力急剧上升, 此时容易出现吸空的现象。图4表明, 在动臂-滑动配重平衡系统中, 由于滑动配重的平衡调节作用, 液压挖掘机的系统压力变化较小, 系统势能在较小范围内变化, 使发动机的驱动功率降低, 实现了节能的目的, 同时减少了液压冲击, 延长了液压挖掘机的使用寿命。
对比图3和图4曲线可知, 平衡液压挖掘机的动臂油缸压力曲线特性明显优于传统液压挖掘机, 平衡液压挖掘机的压力变化小, 压力曲线平稳, 使系统势能变化小, 可以避免液压冲击, 有效保护液压系统, 节约系统能量。
5 总结
(1) 平衡液压挖掘机具有结构独特、操作可靠、原理正确、节能高效等特点, 且结构易于实现, 只需将传统液压挖掘机的固定配重改为组合配重, 并在滑动配重下布置一油缸与动臂油缸连接, 大大节约能量, 提高生产效率, 改善系统的稳定性, 实现了节能减排的目的。
(2) 平衡液压挖掘机可降低油缸发热、减少液压冲击、保护液压元件, 提高系统的可靠性和使用寿命。
(3) 滑动配重的结构参数需要进一步优化匹配, 以实现最优的节能效果。
(4) 斗杆和铲斗下降的势能同理可应用机械设计节能基本原理, 这也是研究液压挖掘机节能的另一个方向。
摘要：为了解决传统挖掘机动臂下降的势能未被利用, 易引起液压系统发热, 上升时又需要消耗额外的动能问题, 本文应用机械设计节能基本原理, 将传统液压挖掘机的固定配重改为滑动配重和油缸, 使滑动配重油缸与动臂油缸连接, 构成平衡液压挖掘机, 有效地节约了系统能量, 提高了整机的可靠性和使用寿命。
关键词：机械设计,节能,平衡液压挖掘机,AMESim仿真
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液压挖掘机液压系统分析 篇8
WLY60型轮胎式液压挖掘机。机重14.5T, 反铲斗容量0.6m3。斗液压缸、支腿液压缸的换向阀与其它换向阀并联, 其余成顺序单动回路。当动劈或斗杆单独动作时, 通过合流阀可以实现双泵合流。所有换向阀均采用三位十通结构。
齿轮泵设有安全隘流阀, 当工作压力超过14MPa时, 安全阀开启, 所有回油都经过阀、滤油器和散热器。回转电动机缓冲制动阀的调定压力为10Ma, 并装有两个单向补油阀, 构成缓冲补油回路, 当回转制动时, 通过单向阀从回油路进行补油。动劈液压缸大腔和斗杆、液压缸大小腔进出油路都装有18MPa的限压阀, 以保证各液压的闭锁力。动臂液压装有单向补油阀, 当动臂快速下降时, 可以回油路补油。
支腿液压缸没有锁紧回路, 液压锁只有在压力油作用下才打开, 挖掘作业时, 支腿液压缸锁定不动, 避免软腿, 保证工作安全。整机行驶时, 又能防止已收起的支腿不会由于颠簸和振动而甩出。
挖掘机的行走机构采用机构传动, 其前桥设有液压悬挂平衡液压缸, 机械行驶时, 通过悬挂平衡阀可以保证四个车轮都着地, 减少车架的扭转, 而当挖掘作业时, 将两腔闭锁, 可以增加其车架的稳定性。挖掘机的行走转向利用转子泵。
2 分功率系统
国产WY250型正铲挖掘机液压系统采用的是双泵分功率变量系统, 该机发动机功率198kw, 机重55t, 正铲斗容量2.5m3。该机的液压系统最大工作压力28MPa, 由两个独立的并联回路组成, 分功率调节, 先导伺服操纵。泵组由两台主泵变量泵组和—台齿轮泵组成, 两台主泵装有各自分开的功率调节器, 由各自的回路反馈到调节器进行变量调节, 两泵彼此不发生压力反馈。空载时, 泵组的压力油经过回组、散热器和滤油器回油箱。当液压系统的压力超过28MPa时, 压力油经过安全溢流阀回油箱。
先导阀用来操纵阀组中的各个换向阀, 实行作业动作和整机行走动作。当扳动先导阀时, 控制油就推功阀组中的动臂缸换向阀和阀组中的合流阀, 实现动臂的双泵合流。若扳动先导阀, 阀组中的斗杆缸换向阀移位, 通过阀组中的斗杆合流阀实现斗杆双泵合流。功臂缸和斗杆缸油路上各装有压力为32MPa的限压阀。先导阀分别操纵开斗液压缸的换向阀和铲斗液压缸的换向阀, 工作原理相同, 相应的油路上各装有压力为32MPa的限压阀。
主机需要行走时, 扳动先导阀, 控制油就推动相应的行走电动机换向阀, 使压力油经过中央回转接头流入行走电动机。
3 全功率变量系统
3.1 WYl60型正铲液压挖掘机
国产WYl60型正铲液压挖掘机液压系统采用全功率变量系统。该机发动机功率128kw, 液压系统工作压力28MPa, 机重38t, 正铲斗容量1.6m3。主泵为双联斜轴式轴向柱塞泵, 双泵有各自的调节器, 两调节器之间采用液压联系, 液压泵工作时两泵的摆角始终保持相等。输出流量也就相等。
液压泵A输出的压力油通过多路换向阀组供给斗杆缸、回转电动机和左行走电动机, 还通过合流阀向动臂缸或铲斗缸供油, 以加快起挖掘速度。液压系B输出的压力油通过多路换向阀组E供给右行走电动机、动臂缸、铲斗缸和开斗缸。多路换向阀采用手动减压式先导阀操纵。手动减压式先导阀的控制油路由齿轮泵单独供油, 组成操纵回路。操纵先导阀手柄的不同方向和位置, 可使其输出压力在0~3MPa压力范围内变化, 以控制液控多路阀的开度和换向, 使驾驶员在操纵先导阀时, 既轻便又有操纵力和位置的感觉。为保证有一定的操纵压力, 并在操纵液压泵不工作或损坏时仍能使工作机构运动, 在操纵回路中设置了节能器, 以调节控制油压。
手柄I前后动作时, 操纵相应的减压式失导阀的接通或断开, 以改变斗杆缸的液控换向阀的开度和位置, 来控制斗杆的升降, 手柄左右动作时, 控制回转电动机的左转和右转。
此外, 为了提高液压泵的工作转速, 避免产生吸空、改善自吸性能, 该机采用了压力油箱;除了主油路、泄油路和控制油路外, 还有独立的冷却循环油路, 由齿轮泵供油, 经散热器回油箱。这样可位回油压压小、保护冷却器安全。
3.2 WY 60A液压挖掘机
国产WY60A液压挖掘机的发动机功率58.8kw, 额定转速1800r/min, 泵的最大流量为2×140L/min, 正、反铲斗容量06m3。该机液压系统为双泵双回路全功率变量系统, 它由一对双联轴向柱塞泵、两组三位六通液控多路阀、液压缸、回转和行走液压马达等元件组成。
一个液压泵输出的液压油, 经过多路换向阀组中的换向阀可以分别驱动回转电动机、杆缸和左行走电动机。如这3个执行机构均不动作时, 操纵合流阀, 液压油可以进入动臂缸的, 从而加快动臂提升和铲斗挖掘。另一个液压泵输出的液压油, 进入多路换向阀组。经过换向阀、分别驱动铲斗缸、动臀缸、右行走电动机。操纵合流阀, 液压油进入斗杆缸, 从而实现阀外合流, 使斗杆缸伸出或收缩。
4 多泵多回路复合系统
4.1 主泵三控制系统
该机使用四台主泵, 其形式为斜盘式变量柱塞。每量变化均受到三条油路的压力控制, 故称三控制系统。
4.1.1 三控要素。
a.先导阀压力控制。它可使泵的排量随先导阀操纵杆的行程增大 (减小) 地增大 (减少) , 故称作为泵的排量控制。b回转泵压力控制。它可使主泵的流量随回转泵的压力增大 (减小) 而减小 (增大) , 以保证发动机输出功率恒定, 更有效地利用发动机功率。当回转泵不工作时, 主泵可以使发动机全功率工作;而当回转泵工作时, 主泵又把部分功率自动转移转回转泵, 它称为回转泵的补偿控制。
4.1.2 三控制泵的工作原理。
如不考虑回转泵控制柱塞和导控柱塞的作用, 即回转泵无压力、导控阀压力最大时, 可认为柱塞固定不动、它是一个典型的恒功率控制机构。随着泵出口油压力升高, 推动柱塞和滑阀右移, 滑阀移入右位工作, 使伺服缸大腔回油, 伺服缸活塞杆在导控泵油压力的作用下右移, 泵倾斜角变小 (流量减小) 。这样, 泵流量随负载压力变化而变化, 维持系统恒功率工作。
泵的排量 (流量) 大小受先导阀输出油压控制, 先导阀输口压力的大小和先导阀手柄行程成正比。行程越大, 输出压力也越入。将先导阀输出油压通到栓塞的腔室内, 柱基右移的距离和先导阀位移成正比。
4.2 回转泵特点
回转机构由双泵和双电动机组成一个独立的闭式系统。回转泵主要由两大部分组成:泵和调节器;阀组和接合阀。
摘要：针对液压挖掘机系统进行分析, 为挖掘机液压系统的设计提供了必要的参考和依据。
关键词：液压挖掘机,液压系统,分析
参考文献
[1]李培, 杜永良.液压挖掘机液压控制系统分析[J].建筑机械, 2011 (9) .