全液压转向系统（精选11篇）
全液压转向系统 篇1
1 全液压转向系统工作原理及特点
此全液压转向系统是把发动机功率同时通过2 条途径传给每侧驱动轮的[1]。由内燃机的输出轴, 经离合器, 连接液压油泵, 经小型简单液压站 (只需溢流阀和二位四通电控换向阀) 连接转动分流阀, 分出两路动力油, 分别驱动两个中低速大扭矩变量马达。通过改变两路动力油的流量, 控制两个中低速大扭矩变量马达的转速, 通过两个油马达转动速度差, 实现车辆转向。通过二位四通电控换向阀, 可控制油马达的正反向的转动, 实现车辆的前进、转向与后退、转向。全液压转向系统, 可实现转弯半径为0 的原地180°转弯[2]。
2 全液压转向系统效率的理论计算与分析
对于全液压转向机构的效率分析从以下两个方面分析:变量泵的效率、变量马达的效率。当机器工作时, 变量泵和马达会产生压力差, 不同工况下, 负载会发生变化, 排量和压力差也随之发生变化, 该系统效率也发生变化, 根据此特点建立数学模型, 并通过MAATLAB软件做出图像可以更好的对该系统的效率进行分析。
2.1 变量泵效率的计算与分析
综合 (2-7) (2-8) 利用MATLAB软件绘出泵的总效率曲线是当变量马达最大排量保持不变时, 变量马达的传动效率不变, 泵的传动效率与机器作业速度的关系图像。机器速度越大, 系统工作压力越大, 泵的传动效率越高。
把式 (2-3) 代入式 (2-4) 中, 可得:
2.2 变量马达效率的计算与分析
综合 (2-9) (2-10) 利用MATLAB软件绘出马达的总效率曲线如图1所示。图1是当变量泵最大排量保持不变时, 变量泵的传动效率不变, 变量马达的传动效率与机器作业速度的关系图像。此变化情况与变量泵效率的变化相反, 由图所示, 机器作业速度越大, 马达排量减小, 系统工作压力增大, 变量泵的传动效率减小。
2.3 全液压转向系统的总效率
全液压转向系统的总效率为: (2-12) 综合式 (2-3) (2-11) (2-33) , 利用MATLAB软件绘制全液压转向系统的理论总效率曲线如图2 示。图2 是关于变量泵和变量马达的总效率与机器行驶速度的图像。
3 结束语
整个转向系统的总效率主要受全液压转向系统所影响, 因此为了提高整个系统的总效率, 需要提高全液压转向系统的效率, 通过对变量泵和变量马达效率的计算与分析以及图2, 可以得到全液压转向系统的最佳工况为以3km/h左右的速度作业, 当负荷增大时大排量低转速, 负荷减小时小排量高转速。同时可以看出当该系统在小排量、低转速时效率低下, 所以此系统可以应用于对作业速度要求不高的工况下。
参考文献
[1]曹付义, 周志立, 贾鸿社.履带拖拉机液压机械双功率流差速转向机构设计[J].农业机械学报, 2006, (9) :5-8.
[2]张松敏, 周志立, 贾鸿社.双功率流履带车辆转向操纵液压系统设计[J].河南科技大学学报 (自然科学版) , 2005, 26 (6) :31-34.
[3]中国农业机械化科学研究院编.实用机械设计手册 (下) [M].北京:中国农业机械出版社, 1985:635-877.
全液压转向系统 篇2
题目名称： 全液压铁路起重机液压系统应用 学
院： 机械工程学院 专业年级： 机械设计制造及其自动化 姓
名： 班级学号： 指导教师：
二零一四
年
十月 零 九 日
摘要
国内大吨位铁路起重机主要用于铁路线上机车车辆颠覆、脱轨等事故的救援工作，尤其以齐车公司的NS-1601型、武汉桥梁厂的NS-1602型为代表的160 t全液压伸缩臂式铁路起重机（以下称铁路起重机），是当前国内的主型大吨位救援用铁路起重机。目前，国外先进的铁路起重机，包括铁道部最近从德国KIROW公司引进的NS-1600型起重机，已将电液比例控制技术应用到其液压系统中。但上述国内两主型产品因原机自动化程度较低、应用经验少等客观原因尚未采用该技术。本文将以NS-1601型铁路起重机的液压系统为例，结合其当前采用的控制方式，在调速控制、马达与制动器动作协调控制两个主要方面与电液比例控制方式的工作原理及特点进行分析比较，阐述国产铁路起重机采用电液比例控制技术的优越性。从而为相 关技术人员提供创新思路，使我国铁路起重机产品的设计制造水平得到提高
ABSTRACTA Against using the technique of the NS1601 fully hydraulic railway crane hydraulic system,there are two mainly aspects, which are the speed setting control and the motor-breakstaff coordinated control systeto discuss the
advantages of the of draulitional
As a large inertia, large elasticity and variable load control system, all the currently control systems is not fitting the anchor chains tension tester.So a new design scheme about double valve compensation feedback control system based on adaptive load is proposed.The system uses a high quality and low cost digital PC controller based on ISA bus as the controller of the anchor chains tension tester.The level of all performance indexes of the Electro-hydraulic Servo Control System of MLW-15000 Horizontal Anchor Chains Tension Tester has been exceeded the foreign advanced products.目 录
第一章 绪论...........................................错误！未定义书签。
1.1 选题意义.......................................错误！未定义书签。第二章 起重机液压系统的调速应用........................................1 2.3液压系统原理.....................................................1 第三章马达与制动器动作协调的控制......................................3 第四章 结论............................................................4 4.1 研究工作总结....................................................4 4.2 今后研究展望....................................................5
参考文献...................................................................................................................................................6
第一章 绪论
1.1选题意义
NS-1601 型铁路起重机的液压系统是由柴油机带动的液 压泵与定量马达、液压油缸等组成的开式循环系统。而具体 执行元件的速度控制则由操作手柄下的先导阀的开度大小来 控制供给液控换向阀的控制油压力大小，从而控制换向阀的
开口量使流量控制得以实现，控制油的压力克服复位弹簧推力后，推动主 阀芯按相应的压力左移一段距离，从而使工作油路通过P，O 口连通，执行元件则按相应流量所决定的速度动作，随着操纵阀的扳动角度加大，作用在主阀芯的控制压力大，使复位弹簧进一步被压缩，主阀芯的开度加大，流量加大，执行元件的速度就随之变快。这样，操纵阀的开度大小与执行元件的速度建立了线性关系。但是，由于复位弹簧的刚度不易控制，往往需安装前在试验台进行多次试验调整，同时，由于结构本身的限制，控制油压可调范围较窄，即这种线性坡度较陡，工作平缓性较差。
本课题由于手控电阀控制信号传输载体为导线，这样一方面将减少控制油路配管工作，使司机室内布局简洁，并减少了潜在的液压油泄漏点；另一方面，可通过导线较方便地与微机进行接口，实现智能控制。尽管目前国内起重机液压系统经过改进已采用了分功率变量泵，调速控制变为阀控、泵控相结合，一定程度上增加了工作范围的平缓性，但同时也增加了控制油路的复杂性，更不利于像比例控制那样易于实现智能控制。”。
第二章起重机液压系统的调速应用
2.1起重机组成部分
NS-1601 型铁路起重机的液压系统是由柴油机带动的压泵与定量马达、液压油缸等组成的开式循环系统。而具体执行元件的速度控制则由操作手柄下的先导阀的开度大小来控制供给液控换向阀的控制油压力大小，从而控制换向阀的开口量使流量控制得以实现，图1 为其工作原理。图1 中序号1 为执行元件（油缸或液压马达）；2 为液控换向滑阀；为操纵阀。作用原理为：向左扳动操纵阀3，使其左位先导阀开启，使制油P′ 进入液控滑阀的对应一侧（图示为右侧），控制油的压力克服复位弹簧推力后，推动主阀芯按相应的压力左移一段距离，从而使工作油路通过P，O口连通，执行元件则按相应流量所决定的速度动作，随着操纵阀的扳动角度加大，作用在主阀芯的控制压力大，使复位弹簧进一步被压缩，主阀芯的开度加大，流量加大，执行元件的速度就随之变快。这样，操纵阀的开度大小与执行元件的速度建立了线性关系。
但是由于复位弹簧的刚度不易控制，往往需安装前在试验台进行多次试验调整，同时，由于结构本身的限制，控制油压可调范围较窄，即这种线性坡度较陡，工作平缓性较差。
2.2电液比例控制的工作油路
图2 为采用电液比例控制的工作油路。原液控换向阀换成了电液比例方向阀2，原换向阀操纵阀换成手柄机构下装有双向电位器的手动比例电压控制阀3（以下 简称手控电阀），控制油路也由控制电压U 来取代。手控电阀扳动的角度变化，是经其下端电位器发给比例电磁铁的电压信号的强弱随之变化。由于比例电磁铁水平位移-力特性，相应地比例电磁铁压缩阀芯弹簧的力就不同。这样，主阀芯与阀体间的开口量也就不同，这就使电液比例方向阀开口量与手控电阀的搬动角度成一定比例。从而可通过扳动手动电阀角度的变化来调整比例方向阀的流量，进而控制执行元件的速度。比例电磁铁的水平位移-力特性平稳，手控电阀的调压范围较宽，故整个调速控制系统的线性坡度平缓，加强了动态稳定性。该液压系统的特点是:
1、用进油调速式控制方式控制活塞的运动,进而控制试验机的工作。
2、用流量伺服阀和电液比例溢流阀同时作为闭环控制元件。
3、液压系统工作在卸荷状态,电液比例溢流阀和压力传感器的存在使液压系统称为负载适应型系统。系统的工作压力(即溢流阀调节压力)的大小取决于油缸内的压力,即液压系统的压力随试验力的增加而增加。
双阀控制的应用,在位置调整阶段(即系统压力较低),流量伺服阀与电液比例溢流阀组成调速系统,比例溢流阀根据液压缸压力的反馈信号调节系统压力,使流量阀的流量输出基本不受负载变化的影响,在这个阶段基本上进行位移控制,流量伺服阀作为主要控制对象,电液比例溢流阀辅助控制。在试验力控制阶段(系统压力开始上升),电液比例溢流阀主控,流量伺服阀辅助控制。这一阶段试验力、试样变形和液压缸活塞位移都要控制。这也是锚链拉力试验过程的关键部分。
该液压系统的采用,使得试验机在实现了闭环控制的同时,降低了定压系统能耗高、发热大的现象。节约了能源,降低了成本,简化了结构,提高了液压系统的效率,符合现代科技发展的要求。
第三章马达与制动器动作协调的控制
铁路起重机的起升和回转机构均由液压马达来驱动，并辅以制动器来保证起升/回转到位后的锁定。这两处机构易发生的重大安全故障分别为“二次起升下滑”和“回转过位”现象。这里所说的“二次起升下滑”现象指：当二次起升时，由于起升马达制动器的开启压力较低，在主油路压力达到足以克服载荷作用在起升马达上形成的反力矩之前，制动器已打开，至使马达与平衡阀间的油路中油液被压缩，加之马达的内泄漏，造成马达反转，重物下滑。而“回转过位”系指起重机吊较重载荷回转时，到位后，有可能由于重物的回转惯性或因意外因素，使回转机构有一个继续回转的趋势，而这时制动器若未关闭到位，使回转动作不能及时停下，甚至超出安全回转范围导致整机失稳，发生倾翻事故。马达与制动器动作协调，即指在马达的驱动力矩等于或稍大于载荷形成的反力矩时，即主油路供油压力值升到或稍超过克服负载所需压力值时打开制动器；或在马达的驱动力矩等于或略小于载荷形成的反力矩时，关闭制动器。这样既能防止二次起升下滑或回转过位现象，从而保障作业安全，又能防止制动器开 启过迟对机构造成损害。目前起重机上采取的措施主要是装车前通过试验台试验保证制动器释放阀的开启压力值，以及加装“开关阀”使回转到位后强制制动器动作等方法。这种方法存在的问题一方面是制动器释放阀的弹簧刚度值较小，经过长期使用后弹性系数的变化有可能无法保证开启压力的精确；另一方面，使用开关阀会使系统液
压冲击加大，影响管路及元件寿命。
应用电液比例控制技术能方便地消除上述现象。图3 为使用 电液比例顺序阀控制制动器，消除二次起升下滑现象的原理框图。其中电路上与载荷成线性关系的电信号，可以从现有的力矩限制 器取出并加以处理转化为控制电液比例顺序阀的电控信号，然后 用此信号控制顺序阀的比例电磁铁。由于比例电磁铁的水平位移-力特性，对应一个控制电信号值，顺序阀中的比例电磁铁控制 的先导阀就有一个开启压力调定值，且调定值与电信号成线性关 系。已知此电控信号与载荷反油压成线性关系，所以，电液比例 顺序阀开启压力与载荷反油压也建立了线性关系。如将它们之间 的比例关系调整为1︰1 或稍大一点，就可以保证主油路供油压力
值升到或稍超过提升重物所需压力值时才打开制动器，从而实现了防止二次起升下滑的目标。
第四章结论
4.1研究工作总结
综上所述，采用电液比例控制技术的液压功能回路与目前的定值液压回路相比，从提高工作性能和优化系统结构上均具有较大的优越性，尤其当前国内的电液比例阀技术的发展，已具有较高的性能价格比，所以作者认为，在以NS-1601 型160 t 全液压伸 缩臂式起重机为代表的国产主型铁路救援用铁路起重机或
4.1今后研究展望
下一阶段准备开发新型起重机的液压系统中，尝试应用电液比例控制技术，无论从进一步提高整机性能和安全性角度来讲，还是为进一步实现控制系统智能化、以适应铁路跨越式发展的需要出发，都将是一种必然趋势。
参考文献
[1].张吉胜,邓生。电焊锚链国家标准修订情况介绍《船舶标准化》1996年第4期 [2].骆涵秀,试验机的电液控制系统,北京:机械工业出版社,1991 [3].李小杰,CSS一2200系列电子万能试验机,试验技术与试验机,1996年3、4期:3一7 [4].姜殿鑫,丁国龙,CSS一280系列电液伺服试验机系统,试验技术与试验机,1996年3、4期:7一9 [5].李长森,李小杰,董惠仁,微机控制电子液压万能试验机,试验技术与试验机,1996年3、4期:12一14 [6].杨宗发,全数字化伺服液压试验机一介绍Instron8500系列试验机,新技术新工艺,1991(5)[7].陈申,MTS材料试验机计算机实时控制系统的主要特点,试验机与材料试验,1984(6)[8].钟绵新,液压万能试验机数字式电液比例控制系统的研究:【硕士论文1,杭州:浙江大学流体传动及控制研究所,1989 [9].葛修润,周伯海等,电液伺服自适应控制岩石力学试验机及其对岩石力学某些问题研究的意义,岩土力学,1991(9):8一12 [10].中华人民共和国标准,金属材料拉伸试验方法,GB228一87 [11].廖俊等,神经网络在流体传动及控制中的应用现状及展望,浙江大学学报,1998增刊
全液压转向系统 篇3
关键词：回转扭矩；转速计算
1.概述
面对紧迫的形势，全液压钻机以其优良的性能，逐渐取代传统的立轴式岩心钻机。现已HYDX-5A型钻机为例，阐述动力头扭矩、转速的计算方法。
2.动力头的设计计算方法
2.1液压系统的计算
2.1.1 柴油机的型号及参数
HYDX-5A型钻机采用康明斯6CTA8，.3-C195型柴油机，额定功率/转速： 145KW/1900rpm，最大扭矩/转速：820Nm/1500rpm。
2.1.2 液压泵型号及参数
钻机采用萨澳90L75型闭式泵，最大排量：Vg泵=75ml/r，系统最高压力ΔP=320bar，泵输入转速 n泵=1500rpm。
2.1.3 液压马达型号及参数
钻机采用萨澳51L80型马达，最大排量：Vg马达max=80.7ml/r，最大排量：Vg马达max=，16.1ml/r。
2.1.4液压系统的计算
假设液压系统无泄漏的情况下，液压泵的输出流量等于液压马达的输入流量。
Q泵=Qe马达=Vg泵×n泵×1/1000=75ml/r×1500rpm×1/1000=112.5L/min
当Vg马达max=80.7ml/r时，获得最低输出转速nmin和最高输出扭矩Memax
nmin=Qe×1000×?v/Vg马达max=112.5L/min×1000×1/80.7ml/r=1394rpm
Memax=Vg馬达max×ΔP×?mh/20×3.14=80.7ml/r×320bar×1/62.8=411Nm
当Vg马达min=16.1ml/r时，获得最高输出转速nmax和最低输出扭矩Memin
nmax=Qe×1000×?v/Vg马达min=112.5L/min×1000×1/16.1ml/r=6988rpm
Memin=Vg马达min×ΔP×?mh/20×3.14=16.1ml/r×320bar×1/62.8=82Nm
2.2 机械系统的计算
2.2.1 变速箱高速，主轴箱低速
N1主轴=n马达输出转速× 齿轮1（?92mm）/齿轮2（?180mm）×齿轮3（?156mm）/齿轮4（?116mm）× 齿轮5（?80mm）/齿轮6（?235mm）×齿轮7（?174mm）/齿 轮8（?342mm）=0.119×n马达输出转速
M1主轴=M马达输出扭矩× 齿轮2/齿轮1×齿轮4/齿轮3× 齿轮6/齿轮5×齿轮8/齿 轮7=8.4Me马达输出转速
2.2.2 变速箱高速，主轴箱高速
N2主轴=n马达输出转速× 齿轮1/齿轮2×齿轮3/齿轮4× 齿轮9（?165mm）/齿轮10（?150mm）×齿轮7/齿 轮8=0.385×n马达输出转速
M2主轴=M马达输出扭矩× 齿轮2/齿轮1×齿轮4/齿轮3× 齿轮10齿轮9×齿轮8/齿 轮7=2.6Me马达输出转速
2.2.3 变速箱低速，主轴箱低速
N3主轴=n马达输出转速× 齿轮1/齿轮2×齿轮11/齿轮12× 齿轮5/齿轮6×齿轮7/齿 轮8=0.045×n马达输出转速
M3主轴=M马达输出扭矩× 齿轮2/齿轮1×齿轮12/齿轮11× 齿轮6/齿轮5×齿轮8/齿 轮7=22Me马达输出转速
2.2.4 变速箱低速，主轴箱高速
N4主轴=n马达输出转速× 齿轮1/齿轮2×齿轮11（?92mm）/齿轮12（?180mm）× 齿轮9/齿轮10×齿轮7/齿 轮8=0.146×n马达输出转速
M4主轴=M马达输出扭矩× 齿轮2/齿轮1×齿轮12/齿轮11× 齿轮10/齿轮9×齿轮8/齿 轮7=6.85Me马达输出转速
2.3主轴理论输出转速、扭矩
2.3.1 当nmin=1394rpm Memax=411Nm 时
N1主轴=166rpm M1主轴=3452Nm N2主轴=537rpm M2主轴=1069Nm
N3主轴=62rpm M1主轴=9042Nm N2主轴=203pm M2主轴=2815Nm
2.3.2 当nmin=6988rpm Memax=82Nm 时
N1主轴=832pm M1主轴=688Nm N2主轴=2690rpm M2主轴=213Nm
N3主轴=315rpm M1主轴=1804Nm N2主轴=1020pm M2主轴=561Nm
3.结论及建议
通过对动力头结构及计算方法的深入剖析和计算，加深了钻机设计人员对钻机设计理念的理解，同时也便于钻机用户在实际使用时，更好地掌握钻机的操纵规律，创造出更好的钻探效果。
参考文献：
[1]成大先.机械设计手册.北京.化学工业出版社 2002.
全液压转向系统 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
[1]郭俊.全液压推土机行驶静压驱动系统研究[D].西安:长安大学.2003, 27-29.
[2]姚怀新.工程车辆液压动力学与控制原理[M].北京:人民交通出版社, 2006.
[3]余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社, 2000.
[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.
全液压转向系统 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
全液压转向系统 篇6
关键词:冲击反循环钻机;钻孔施工;大直径桩基
中图分类号:U445.31 文献标识码:A 文章编号:1000-8136(2009)27-0023-02
1前言
YCJF-25钻机是我国最新研制的大口径全液压冲击反循环钻机,主要适用于深基础工程大口径钻孔灌注桩施工,该机可适用于各种地层,特别在卵砾石层和岩石中较其他类钻机有更高的钻进效率和成孔质量。
2工法特点
钻机为全液压传动,传动平稳、噪音低、功率消耗小、过载保护好;该机实现了机、液、电一体化,自动冲击采用单片机控制,操作集中、方便、省力、可靠。自动冲击、手动冲击任意选择,冲程、冲次可无级或有级调整,能适应各种施工要求;冲击方式独特,实现了钻头平稳提升,自由下落,连续排渣。钻头重量大,冲击功能高,能适应大口径施工,钻孔质量好。钢丝绳、弹簧等主要工作部件使用寿命长;配有液压步履,在施工现场可方便移位,液压步履与钻机可一体运输;钻塔为液压起落,平稳、安全,安装方便。
3适用范围
本工法适用于各种复杂地质条件(土层、砂层、漂卵石层、岩石层)下铁路、公路、桥梁、港口、码头、高层建筑的中大直径长桩及超长桩施工,也可用于城市大口径污水井及野外深井的开挖钻进。
4YCJF-25型冲击反循环钻机
4.1技术性能
设备型号YCJF-25、最大钻孔直径2.5 m、最大钻孔深度80 m、最大提升能力10 t、外形尺寸(长×宽×高)6.8 m×2.8 m×3.3 m、移动方式液压步标、泵吸反循环、钻机总重量27 t、钻机总功率97 kw、产地济南。
4.2配套设备
配液压步、6BS/3PN反循环泵组、￠159排渣管一套。
4.3工作原理
钻机同步卷筒出来的两根受力相等的正反转钢丝绳,经冲击梁和桅杆的导向滑轮,提引冲击钻头。电动机通过传动机构驱动冲击机构,拉动钢丝绳带动钻头作上下冲击运动,形成瞬时冲击力破碎地层。在两根主钢丝绳之间放置由副卷扬机提引的排碴系统,排碴管的下端在钻头中心管内,钻头作上下冲击运动时,排碴管除了随着钻孔进尺间歇下放外一般保持不动,并在冲击的同时,连续排出钻碴,获得较高的钻进效率。
5施工工艺
5.1测量放线及护筒埋设
桩位测放、标高测量及钢护筒沉放,并用十字线将桩位中心标明在钢护筒顶端,钻机据此对正孔位。在开孔前应对钻机就位情况进行复测,以确保桩位的准确。
5.2钻机就位
根据护筒上标出的桩中心定位点使钻机就位,就位时保证钻机的钻头中心、桩孔中心在同一铅垂线上,其偏差不得大于2 cm。钻机就位时,底坐应平稳、牢固,在钻进过程中钻机不得产生位移或沉陷。
5.3泥浆制备及循环系统
本工程钻孔采用泥浆护壁,根据钻进地层的特点,为保证钻孔质量,应选用低固相聚丙烯酰胺泥浆。
5.3.1制浆用原材料
制浆采用膨润土或良好的黏土,应选用以蒙脱石为主的钙纳基膨润土,保证土具有较好的分散悬浮性和造浆性,质量等级宜达到二级标准。分散剂选用工业碳酸钠(Na2CO3),其指标符合GB210-92的Ⅲ类合格品的标准。其功能是提供Na+,对钙土进行改性处理。
5.3.2原浆的制备
将膨润土、水、纯碱按比例制成原浆。1立方泥浆中膨润土的含量为6 %～8 %,纯碱的含量为膨润土含量的3 %～4 %。先将一定量的水加入泥浆制备箱中,再按比例加入膨润土,使用3PNL泥浆泵产生的高速水流在池内搅拌30 min,使膨润土颗粒充分分散后,再按比例加入纯碱进行充分搅拌制成原浆。
5.3.3泥浆循环系统及泥浆的净化
采用6 m×3 m×1.25 m的铁箱做为排渣沉淀池,并预留排浆管将泥浆流回钻孔内作为钻孔护壁泥浆循环使用,配备一台小型挖掘机及时清理铁箱内沉渣,并及时运离场区。
钻孔过程采用反循环方式排渣,正常施工情况下每4 h测定一次泥浆性能指标,以确保孔内泥浆的质量。如果发现泥浆性能较差,不能满足护壁要求时,可根据泥浆指标情况加入纯碱、PHP等处理剂,以改善泥浆性能。施工工艺流程图见图1。
5.3.4废浆的处理
本工程采用泥浆护壁,施工过程将产生大量的废浆和渣土,为做到文明施工,满足环保要求,废浆和渣土用拉浆车等机械运离施工区域。泥浆和渣土的运输必须及时可靠,以不影响施工。泥浆和渣土严禁乱排乱倒。
5.3.5钻进工艺
(1)本工程采用冲击反循环成孔、泥浆护壁施工工艺,在钻进过程中泥浆性能指标需满足《地层钻进过程中泥浆性能指标》的要求,每4 h测定泥浆性能,以满足泥浆达到护壁的要求。
(2)开孔阶段,采用低冲程冲击(0.6 m～1.0 m),待整个钻头全部、均衡的进入地层后,再采用大冲程(1.3 m)、高频次冲孔。在覆盖层中冲孔时,使用冲程(0.6 m～1.0 m)。在冲孔过程中保证护筒内的泥浆面始终保持内外平衡,确保孔壁的稳定。钻进时排渣管底口距孔底0.3 m～0.5 m为宜,过高排渣效率则低,过低易造成堵管。在松散或漏失地层中钻进,可采用正、反循环间断工作,使用钻头冲击挤实地层,以防止泥浆大量漏失造成孔壁失稳。如泥浆漏失严重,在调整泥浆性能满足钻进要求的同时可抛填黏土、锯末或水泥进行封堵。为控制钻孔的垂直度,每2 h～4 h须测一次孔斜情况(可采用钢丝绳与桩心相对位置的偏移程度进行控制,开孔时与当前孔深时的偏差不能超过1 cm,如超过标准,必须及时修孔,至合格后方可继续向下钻进。每正常钻进12 h后,提钻检查钻头、钻杆及钢丝绳,对钻头进行修补,保证钻头直径不小于设计桩径2 cm。钻头修补后下钻钻进,要缓慢下放钻头,钻头不能顺利下放时,采用小冲程冲击扫孔,时刻防止发生卡钻事故。钻头放至孔底,先采用小冲程钻进,10 min后再利用大冲程正常钻进。
(3)钻进过程中应认真填写施工记录,详细记录地层变化、钻进过程中出现的有关问题、处理措施及效果等,钻机操作手或班长必须在钻孔记录上签字。
(4)钻进达设计深后,进行清孔,清除孔底沉渣。
5.3.6清孔
当钻进至设计深度后,使钻具原地晃动几分钟,清除孔底钻渣,然后钻头提出孔,并测量孔深。
清孔完成自检合格后提交监理工程师验收,验收合格后进入下道工序施工。
5.3.7二次清孔
在钢筋笼安放完毕后,且导管下放完毕,重新测量孔深及孔底沉渣厚度,如孔底沉渣厚度超过要求,则应利用导管进行二次清孔,直至孔底沉渣厚度达到要求。
6材料与设备
(1)投入的主要设备。YCJF-25全液压冲击反循环钻机、砂石泵、泥浆分离器、泥浆泵、吸污车。
(2)主要检验、测量和试验设备配置计划。泥浆比重计、含砂量测定仪、粘度计、秒表、测绳、钢尺。
7质量控制
7.1质量标准
(1)建筑桩基检测技术规范(JGJ106-2003)。
(2)公路桥涵施工技术规范(JTJ041-2000)。
(3)公路桥涵施工及验收规范(JTJ041-2000)。
7.2质量控制措施
(1)在表层土质量较差的情况下,加长护筒长度至8 m,提高护壁的可靠性。
(2)在易塌孔地层成孔时,及时向孔内添加黏土或火碱,保证泥浆的质量,增强护壁效果。
(3)钻架底盘要稳固,防止发生移位、偏斜,定期检查钻头中心与桩孔中心是否一致,发现偏差必须及时纠正。
(4)灌注混凝土时,每根桩做不少于3组试块,28 d强度不得低于设计强度,并以此判定桩身混凝土质量。
8安全措施
(1)深化安全教育,强化安全意识。施工人员上岗前必须进行安全教育和技术培训。
(2)让操作人员熟悉安全作业规章制度,在施工中做到各项工作有章可循。
(3)严格按安全操作规程进行施工,严肃劳动纪律,杜绝违章指挥与违章操作。
9环保措施
(1)严格遵守国家有关环境保护的法律、法规和规章,做好环境保护工作,达到国家、当地政府对环境的要求。
(2)加强对施工人员的教育和管理,增强施工人员的环保意识,自觉保护各类自然资源。
(3)施工生产污水经过充分沉淀后重复利用或排出场地,砂和泥排至指定地点。
10效益分析
实践证明,采用冲击反循环钻机钻孔,在同一工地,桩径、桩长、地质条件相同的条件下,钻进效率在漂卵石地层为旋转钻机的2.5倍,为传统冲击钻的1.5倍,在岩石层中为旋转钻机的1.6倍,为普通冲击钻的2倍～3倍。YCJF-25型冲击反循环钻机特适用于漂卵石层和岩层,成孔质量好,经济效益和社会效益比较显著。
11工程实例
YCJF-25全液压冲击反循环钻机在石家庄市槐安路高架桥施工下沉段9根2.5 m大直径桩,桩长31.5 m～41.5 m,大直径桩基施工是全标段施工的控制节点。YCJF-25全液压冲击反循环钻机的成功应用直接解决了施工中的难点,平均7 d一根桩。本工程桥址范围内钻孔所揭示的地层主要有上覆第四系杂填土、新近堆积黄土状粉质黏土、黄土状粉土、细砂、中砂、含卵粒砂、粗砂。
图1施工工艺流程图
The YCJF-25 Entire Hydraulic Pressure Machine
Constructs the Large Diameter Pile
Wang Ligang
Abstract: This article the drilling machine construction’s diameter drill hole pile which uses by the project pile foundation construction in is an example, shape cost construction labor law.
工程车辆全液压转向桥机构设计 篇7
转向系统的功能是控制车辆的行驶方向, 其性能优劣直接关系到车辆行驶安全、作业效率和驾驶员得劳动强度。本文以横置油缸式转向桥为例介绍一种转向杆系的优化设计方法。
2 相关整机参数
轴距:L=2000mm
前轮距:1380mm
转向轮距:K=1390mm
转向轮主销距:K=1100mm
后桥载荷:3600kg
最小转弯半径:3.1m
液压系统压强:P=12Mpa
3 设计原理与结构
3.1 已知条件
如下图所示, 采用六连杆机构, 该机构结构简单、技术成熟。其中常量有:转向节臂长度a;转向节臂初始角度ε;转向连杆长度b;油缸偏移量h。
3.2 求导目标
以内轮转角α为输入变量, 求:
外轮转角响应β2
内轮转向节臂压力角δ1
外轮转向节臂压力角δ2
油缸压强p
3.3 数学公式推算
当驾驶员向右转向时, 转向油缸向右侧移动, 推动右转向连杆, 右轮 (此时为转向内轮) 绕销轴逆时针转动α, 油缸同时拉动左转向连杆, 左轮 (此时为外轮) 逆时针转动β2。在转向过程中, 我们主意到油缸左右两侧移动距离和方向是完全一致的 (定义为S) , 因此得到平衡方程如下:
计算步骤如下:
根据整机参数计算外轮理想角度β与α函数关系:
根据已知参数计算初始角度γ、δ。
根据式 (1) 得到γ1与α函数关系:
根据三角关系得δ1与γ1、α函数关系:δ1=π-ε-α-γ1
式 (2) 即为S与γ1、α函数关系。
式 (3) 、 (4) 为β2与γ2的二元一次方程组 (S已由式 (2) 求出) , 解方程组得:
根据三角关系得δ2与γ2、β2函数关系δ2=π-ε+β2-γ2
根据转向桥载荷计算转向力矩M=14600Nm (参考机械设计手册)
4 具体参数计算选定
根据实际结构选定和微调得:
转向节臂长度a=340mm
转向节臂初始角度ε=92°
油缸偏移量h=182mm
将公式输入Matlab, 以误差最小为目标迭代得:
转向连杆长度b=373mm
当内轮转65°时, 外轮为最大误差0.2°。绘制转向过程中角度关系曲线如下图。
5 结论
全液压转向系统 篇8
关键词：军用重型车辆,全轮转向系统,电控液压
前言
随着国产武器装备性能的不断提高,大型武器装备系统的集成度也日益增加,为满足大型武器装备对地面运载工具高机动性的要求,对10X10等多轴军用重型车辆底盘的机动性、通过性等要求也越来越高。多轴重型车辆由于车身较长,导致转向半径相对较大,降低了车辆机动性。对于军用车辆,机动性的丧失,意味着作战效能的丧失,而采用全轮转向技术是改善重型军用车辆机动性的重要手段。本文以陕汽五轴超重型军用越野车辆为目标车型,设计了基于电控液压原理的全轮转向电控系统,该系统具有前组转向、全轮转向、蟹形转向三种转向模式。当车辆在有限空间转弯或倒车时,采用全轮转向模式,可显著减少车辆转弯半径;当车辆在狭小场地调整位置时,可采用蟹形转向模式进行平行移动、迅速就位;当车辆在高速行驶时,车辆可自动转换为前组转向转向模式保持行驶稳定性。
1、五轴超重型军用越野车辆全轮转向系统功能要求
1.1 转向控制功能
转向控制系统应能实现车辆转向系统在前组转向、全轮转向、蟹形转向三种转向模式之间的切换,电控液压系统应性能稳定、响应迅速、跟随准确。前组转向即Ⅰ、Ⅱ桥转向,Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥不转向。全轮转向、蟹形转向即根据车辆几何关系及前桥转向角度计算出Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥的目标转向角度,通过电控系统控制Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥达到目标转向角度。
1.2 信息共享及显示能力
电控系统可将转向模式、各桥目标角度、实际角度、转向压力及系统故障信息发送至车身总线上,供车辆显控单元显示,并能从车身总线上读取控制所需信息。
当系统出现故障或转向对中时,应能点亮相应指示灯。
1.3 故障诊断及处理能力
电控系统应能识别传感器故障、电控单元驱动开短路故障,且当出现故障时,电控系统能进行故障处理。
1.4 强制对中能力
当电控系统瘫痪时,应设计强制对中装置及相关电路使Ⅲ、Ⅳ、V桥转向强制对中。
1.5 零位标定功能
由于需要知道各桥转向角度值,所以需安装角度传感器,但当安装角度传感器或更换角度传感器时,系统的转向零位与角度传感器的零位可能不同,因此电控系统需设计零位标定程序快速标定系统的转向零位。
2、全轮转向液压系统组成及工作原理
图1为全轮转向液压系统原理图。其中Ⅰ、Ⅱ桥转向机构采用传统机械-液压助力方式,由方向盘直接控制,作为前组转向。Ⅲ桥转向机构作为一个独立单元,控制方式为电控液压,Ⅳ、Ⅴ桥转向机构之间通过连杆机构连接来协调两桥之间的运动关系,作为一个整体单元进行控制,控制方式为电控液压,Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥的转向机构统称为后组转向。
为了防止电控系统失效及系统可靠性,在Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥转向机构中增加对中机构,在电控系统失效时,可使转向锁定在前组转向模式下,不影响行车。图中对中缸、助力缸的力作用在转向机构上,电磁换向阀1、2、3状态为断电状态。当需要前组转向时,电控单元控制比例电磁阀作用助力缸使后组转向回中,然后电磁换向阀1断电,电磁换向阀2、3通电,此时Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥对中缸作用使Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥锁定在对中状态,Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥助力缸随动不起作用,Ⅰ、Ⅱ桥在Ⅰ、Ⅱ桥助力缸的作用下控制前组转向;当需要后组转向时,电磁换向阀1通电,电磁换向阀2、3断电,此时Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥助力缸起作用控制后组转向,Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥对中缸随动不起作用,电控单元控制比例电磁阀实现后组转向转角和方向的变化。
3、全轮转向电控系统设计与开发
电控液压全轮转向系统通过安装在整车上的角度传感器采集Ⅰ、Ⅲ、Ⅴ桥轮胎转角信息,全轮转向控制器根据各桥转角信息、转向模式切换开关状态、车辆状态及预先设定的控制规律控制电磁换向阀通断及比例电磁阀的流量和方向,实现Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥轮胎转角大小和方向的变化,进而实现转向系统在前组转向模式、全轮转向模式、蟹形转向模式之间的切换。考虑到系统的安全性:当车速高于30km/h时,无论转向模式切换开关处于何种状态,控制系统自动切换到前组转向模式。当车速低于30km/h时,控制器根据转向模式切换开关的状态实现转向模式的切换;当电控系统出现故障时,为保证行车安全,后组转向必须处于对中状态,此时电磁换向阀1断电,电磁换向阀2、3通电,Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ桥对中缸将后组转向对中。
根据系统需求,全轮转向电控系统由全轮转向控制器、转向模式切换开关、零位标定开关、强制对中开关、信号灯、转角传感器、压力传感器、电磁换向阀、比例电磁阀、转换式继电器及相关接口线束组成。整个系统的控制信号流图见图2。
全轮转向控制器实现信号采集、控制功能及相关负载驱动;转向模式切换开关实现前组转向模式、全轮转向模式、蟹形转向模式之间的切换;零位标定开关用于激活全轮转向控制器中的零位标定程序来标定系统转向零位;强制对中开关及转换式继电器用来实现强制对中控制逻辑;信号灯包括故障指示灯及对中指示灯,用于指示电控系统的故障及后组转向的状态;转角传感器用于采集Ⅰ、Ⅲ、Ⅴ桥轮胎转角信号;压力传感器用于采集Ⅰ、Ⅲ、Ⅴ桥转向系统压力,可用于判断液压系统是否处于正常工作状态。
本方案中采用的全轮转向控制器为陕汽定制开发的军用级高性能控制器,使用CoDeSys集成开发环境进行编程,该控制器采用32位微控制器芯片,其输入端口通过配置可复用,输出驱动电路采用具有诊断功能的智能驱动器件,可对控制器输出进行故障诊断,其中高端恒流驱动端口采用了专用的比例阀驱动芯片,它是一款数字控制芯片,具有很好的抗干扰能力,其内部采用低端常电流控制预驱动积分电路,可编程控制颤振信号。颤振信号在比例电磁阀的控制中是有用且必需的信号,它有利于克服摩擦阻力,其作用还能有效消除回程误差。
4、全轮转向电控系统软件设计与开发
整个电控系统的核心为全轮转向控制器控制软件的开发,本方案中软件开发是在CoDeSys开发环境下完成的。为便于程序管理、优化修正、功能性升级,在软件结构设计决策采用模块化设计,并使得各模块之间尽可能相互独立,降低模块间耦合度,提高了主程序的灵活性。
控制时序上为满足系统控制精度的要求,需要严格控制程序运行的时间,考虑到车速以及液压系统的滞后特性,程序运行时间控制在10ms以内,由于通信时间相对较长,且周期固定,因此在软件设计上采用如下策略:全轮转向控制器硬件内置的实时运行系统支持CoDeSys的任务调度机制,由于在功能上要求定时发送和接收信息以及处理其它工作,因此在软件运行方式采用抢占式双任务调度,其工作方式是:主任务负责实现信号采集、处理、输出、故障诊断处理等要求,采用自由循环模式,辅助任务负责CAN通信,采用定时触发模式,定时时间为100ms,所有辅助工作状态以此时间为基础,按指定时序触发。主辅任务关系如图3所示。在总线通讯上将CAN发送器设置为先入先出队列,队列深度为5,所有CAN信息均发送至此队列,这样做可以避免通信阻塞导致程序运行周期增加。
全轮转向电控系统控制软件主要包含:主程序模块、输入模块、输出模块、检测模块、通讯模块和算法模块组成。
主程序模块是实现控制系统功能的核心,调用输入模块、检测模块并根据模式选择及算法控制模块控制转向,主程序运行在自由循环方式下,是完成对其它子程序或模块调用的主要途径。主程序的工作流程如图4。
输入模块负责信号采集相关的工作,并根据需要对采集信号进行处理,确保提供给其它模块的信号准确性。本软件涉及到控制系统的输入主要包括:模拟量输入、开关量输入。模拟量输入信号为电压型的,电压型信号易受到外界干扰,由于产生电压型信号的角度传感器属于系统关键器件,对控制系统的精度有重大影响,因此在设计时,需要对其做降噪处理。控制器为传感器提供了稳压电源,并以比例输入方式读取模拟量值,以此来降低供电电源电压波动对信号精度的干扰。在此基础上,对采集到的信号做进一步滤波处理,本软件采取5值窗口滤波以减少代码复杂程度,由此将使得系统的动态响应约有40ms的延时,考虑到液压系统的滞后性(例如电磁比例阀先导阀开启和关闭的时间约为30ms),该方案在试验初期具有一定的实用性,并可作为后期其他滤波方案的对比参照。开关量输入信号主要包括点火开关和使能开关,输入量采用控火方式。对于开关量输入信号,本软件采用时间延迟处理的方式,即若开关量状态保持1s及以上时,则认为该状态有效。
输出模块负责整个控制系统的功率和信号输出,是系统运行效果的体现,输出主要包括电磁阀启闭、信号灯开关以及比例电磁阀控制,考虑到控制器的硬件特性,以及系统的快速响应要求,本软件并没有对各个输出进行函数或功能块式的封装,而是直接对这些全局变量赋值来完成输出。
检测模块负责对主程序运行前所有系统变量进行故障识别,若发现故障则及时关闭恒流驱动端口输出,并通过CAN总线将故障代码发送至整车网络。
算法模块包含了后组电控液压全轮转向的控制算法,算法的好坏将极大的影响全轮转向系统的稳定性和平顺性。控制算法的选择和设计是整个控制系统关键核心之一,算法模块是否满足控制要求应根据实际试验测试后评价,因此该模块应具备改进的特性。算法模块为改进型PID功能块,本文采用增量式PID算法,其表达式如下:
对于本系统,e(k)为k时刻采样的转角误差,u(k)为k时刻PID算法的控制量,增量式PID控制的控制增量仅与最近一次的采样有关,误动作影响小且容易获得较好的控制效果;为了避免控制作用过于频繁,消除由于频繁动作引起的振荡,采用带死区的PID控制算法,其算式如下:
对于本系统,e(k)为转角误差,e0是一个可调参数,具体数值由试验确定,若e0指太小,会使控制动作过于频繁,达不到稳定控制系统的目的,若e0太大,则系统将产生较大的滞后;对于本系统,由于电磁比例阀自身特性,其具有开启电流Imin及最大开口电流Imax两个工作电流限值,对PID控制算法的控制量加入限值,其算式如下:
式中,control(k)为比例电磁阀的控制电流。
通讯模块负责与整车控制器交互信息,接收并处理车速信号,整理并发送控制系统转向信息及系统故障信息。由于通讯模块被设置成100ms周期定时工作,因此通讯模块可为其它时序功能提供时间基准。
5、全轮转向电控系统装车试验
为验证电控系统的正确性,进行了装车试验。通过CoDeSys开发环境中的可视化模块监测系统转向角度信息。图5为从蟹形转向模式切换至全轮转向模式下,控制系统的控制效果图;图6为蟹形转向模式下,控制系统的控制效果图。图7为蟹形转向模式切换至前组转向模式后,控制系统的控制效果图。图中横坐标为系统时间,精度为秒;纵坐标为角度值,精度为0.1度,其中——表示前桥角度值,—-—表示Ⅲ桥角度值,---表示Ⅴ桥角度值。
从图中可以看出,控制系统具有较好的响应及较好的控制效果。为进一步验证控制系统的性能,还需进行相关试验。
6、结论
本文在研究军用重型车辆电控液压全轮转向系统的组成及工作原理的基础上,对电控系统的组成及软件系统开发进行了设计,并完成电控系统开发。采用陕汽定制开发的军用级高性能控制器作为全轮转向系统的控制器硬件,用CoDeSys开发环境进行电控系统软件开发。为验证电控系统的正确性,最终进行了装车试验,试验结果表明该电控系统能完成控制要求。为了进一步验证电控液压全轮转向系统的可靠性,还需进行相关可靠性试验。
参考文献
全液压转向系统 篇9
ZY-750C型钻机为全液压钻机, 该钻机主要用于煤矿井下钻进瓦斯抽 (排) 放孔、注浆孔、注水孔、卸压孔、地质勘探孔以及其他工程孔[4], 在现场使用过程中具有安全可靠、移动方便、进度快等特点[5]。但随着矿井采掘强度加大, 采掘逐渐向深部延伸, 钻机的钻进动力性能受电动机、马达能力限制, 出现卡钻丢钻、液压系统和马达损坏、施工效率低等问题, 严重制约该型钻机在矿井生产部署中发挥快速钻进的优势。
因此, 通过对钻机液压系统进行理论计算与方案对比分析, 使钻机液压系统改造后其钻进效率得以提高, 最终对改造后钻机与原钻机的平均钻进速度和月台机效率进行了现场对比试验。
1 钻机液压系统理论计算和改造方案
1.1 钻机基本情况
目前, 重庆打通一矿现场使用的是ZY-750C型全液压钻机, 其液压系统如图1所示, 主要技术参数见表1。
1—油箱;2—大泵吸油过滤器;3—小泵吸油过滤器;4—电动机;5—双联齿轮泵;6—大泵溢流阀;7—快换接头;8—压力表 (25 MPa) ;9—多路换向阀;10—摆线马达;11—节流阀;12—推进油缸;13—液压夹持器;14—液压卡盘;15—回油压力表 (2.5 MPa) ;16—冷却器;17—精过滤器。
该钻机配套的YBK2-180M-4电动机的额定功率为18.5 k W, 转速为1 470 r/min。
泵站通过电动机带动油泵把电能转变为液压能, 通过操纵台将液压油分配给动力头中的液压马达、机架中的推进油缸等执行机构[3]。该钻机配套的CBY3050-2006-131L齿轮泵的基本参数见表2。
动力头通过液压马达等部件, 将液压能转变为机械能, 带动钻具旋转切削煤岩。该钻机采用的变量马达使得其输出转速、转矩可根据现场需要随时调整[4]。该钻机配套的BM-D160液压马达的基本参数见表3。
1.2 理论计算及改造方案
随着矿井采掘强度加大, 采掘逐渐向深部延伸, ZY-750C型钻机在现场钻进过程中经常出现卡钻丢钻、液压系统和马达损坏、施工效率低等问题, 为解决这些问题, 决定对钻机液压系统进行改造, 改造内容包括电动机、液压泵、液压马达3个部分。
ZY-750C型钻机的液压系统需执行回转功能, 由液压马达执行动作, 为钻机提供回转部分的转速和转矩, 其输出转速为95 r/min, 输出转矩为750 N·m。液压系统的压力和流量是最主要的2个参数, 根据这2个参数来计算和改造电动机、液压泵和液压马达的规格型号。进行液压系统改造之前, 需要初选系统压力[5]。根据煤矿现场生产经验, 钻机液压系统改造的系统工作压力选定为19 MPa。
1.2.1 液压马达参数计算与改造
液压马达排量由下式计算:
式中:Vm为液压马达的排量, m L/r;T为液压马达的负载转矩, N·m;ηnm为液压马达机械效率, 取0.9;Δpm为液压马达进、出口压力差, MPa。
计算得Vm=275.44 m L/r, 原液压马达排量为160 m L/r, 小于275.44 m L/r, 不能满足要求, 因此初选液压马达排量为310 m L/r的G6K-310伊顿马达。
液压马达最大流量[6]由下式计算:
式中:qmax为液压马达的最大流量, m L/min;nmax为液压马达最高转速, r/min。
计算得qmax≈197 L/min, 初选的G6K-310伊顿马达的最大流量为225 L/min, 符合要求, 其基本参数见表4。
1.2.2 液压泵参数计算与改造
液压泵的工作压力按下式计算:
式中:pP为液压泵的工作压力, MPa;pmax为液压马达的最大工作压力, MPa;Δp为液压泵出口到液压马达的压力损失, 取1 MPa。
计算得pP=20 MPa。
液压泵的流量应大于执行元件所需的最大总流量, 还应考虑系统的泄漏和元件磨损后容积效率的降低。因此, 液压泵的实际流量为
式中:qP为液压泵的实际流量, m L/min;k为系统泄漏系数, 取1.1~1.3。
计算得qP=216.7 L/min。根据计算的液压泵工作压力和实际流量选取CBY3063-2016-630型液压泵, 其基本参数如表5所示。
1.2.3 电动机参数计算与改造
电动机的选择主要包括种类、型式、额定电压、额定转速、额定功率、工作方式等, 最重要的是确定电动机的额定功率。压力、流量比较稳定的液压泵, 其传动功率为
式中:NP为液压泵传动功率, k W;ηp为液压泵总效率, 取80%。
计算得NP=28.22 k W, 选取YBK2-200L-4型电动机, 其额定功率为30 k W, 转速为1 470 r/min。
2 现场对比试验
2.1 试验地点概况及试验方案
ZY-750C型钻机液压系统改造前后对比试验选择在重庆松藻矿区打通一矿, 矿井M7煤层瓦斯含量19.12 m3/t, 瓦斯压力1.74 MPa;M8煤层瓦斯含量22.20 m3/t, 瓦斯压力2.45 MPa。
原钻机钻进试验地点选择在W8#瓦斯巷, 改造后钻机选择在W10#瓦斯巷钻进W2706运输巷的条带预抽钻孔, 2个相邻钻场间距5 m, 每个钻场钻进9个钻孔, 钻孔依次穿M8、M7煤层, 终孔于M7煤层顶板0.5 m位置, 钻孔间距5 m, 控制帮外18 m。钻孔穿多岩性地层, 岩性复杂, 硬岩段有茅口灰岩、砂岩等, 软岩段有煤层、铝土岩及泥岩等, 对钻机能力要求较高。改造后钻机钻进试验方案如图2所示。
2.2 试验结果
钻机改造前后对比试验主要选取钻机钻进速度、月台机效率两项进行对比考察。
1) 钻进速度
2011年10月1日夜班至10月4日中班, 试验人员在W8#瓦斯巷补3#钻场考察了原钻机钻进抽采孔的钻进速度;同时在10月10日早班至10月12日中班, 在W10#瓦斯巷177#钻场考察了液压系统改造后钻机钻进抽采孔的钻进速度。试验结果表明:由于ZY-750C型钻机动力性能改进, 每米抽采钻孔的钻进时间减少, 钻进速度大幅提高, 改造前平均每米抽采钻孔的钻进时间为6.13 min, 改造后为4.07 min, 减小了33.6%。
2) 台机效率
2011年10月, 试验人员考察了改造后钻机钻进W10#瓦斯巷和原钻机钻进W8#瓦斯巷的台机效率。一个月之内, 在W10#瓦斯巷钻进170#~180#共11个钻场, 累计99个钻孔, 改造后钻机钻进台机效率为6 341.2 m/月;在W8#瓦斯巷钻进补2#钻场共5个钻孔, 补3#至补11#共9个钻场、81个钻孔, 补12#钻场共5个钻孔, 累计91个钻孔, 原钻机钻进台机效率为4 930.6 m/月。试验结果表明:ZY-750C型钻机的主要动力系统改造后, 钻机钻进台机效率由4 930.6 m/月提高到6 341.2 m/月, 提高了28.6%。
3 结语
1) 通过理论分析与计算, 对ZY-750C型钻机液压系统的电动机、液压泵、液压马达3个部分进行改造, 确定该钻机电动机由YBK2-180M-4型改造为YBK2-200L-4型, 液压马达由BM-D160型改造为G6K-310型, 齿轮泵由CBY3050-2006-131L型改造为CBY3063/2016-630型。
2) 现场试验结果表明:经过改造液压系统的ZY-750C型钻机, 动力性能得到提升, 钻进速度增大, 每米抽采钻孔的钻进时间大幅度减少, 改造后钻机每米抽采钻孔的钻进时间由6.13 min减少到4.07 min, 减少了33.6%;改造后钻机钻进台机效率明显提高, 由4 930.6 m/月提高到6 341.2 m/月, 提高了28.6%。
摘要：为解决ZY-750C型钻机在煤矿现场应用中出现的钻进能力小、故障多、施工效率低等难题, 提出了通过改造钻机液压系统以提高钻进效率的方法。通过对钻机液压系统进行理论计算与优化分析, 确定改造后该钻机的电动机为YBK2-200L-4型, 液压马达为G6K-310型, 齿轮泵为CBY3063/2016-630型。现场试验结果表明:改造后钻机每米抽采钻孔的钻进时间由6.13 min减少到4.07 min, 减小了33.6%;钻进台机效率明显提高, 由4 930.6 m/月提高到6 341.2 m/月, 提高了28.6%。
关键词：钻机液压系统,液压马达,齿轮泵,改造
参考文献
[1]任德伟.150型钻机与250型钻机的配合应用[J].中国西部科技, 2008, 7 (20) :3-4.
[2]刘振波, 冯新顶, 赵传语.全液压钻机在软硬岩长距离探放水钻孔中的应用[J].水力采煤与管道运输, 2008, 12 (4) :4-5.
[3]姚克, 殷新胜, 姚宁平, 等.ZDY4000S型全液压钻机的设计与应用[J].煤炭工程, 2006 (2) :77-79.
[4]陈斌, 段勋兴, 辛德忠.ZYW-3000型煤矿用全液压钻机的应用[J].煤矿机械, 2011, 32 (8) :172-174.
[5]林小亮.ZDY3200S全液压钻机液压系统设计[J].企业技术开发, 2011, 30 (22) :178-180.
全液压转向系统 篇10
近年来,随着液压技术的不断发展,一些科研单位和生产企业正在研制新型的玉米联合收获机全液压工作系统,并已取得了突破。全液压传动系统即不同于以往的机械传动系统,也不同正在玉米联合收获机上大量使用的液压系统[1,2]。为了使广大用户能够方便、正确地使用,我们在这里对液压传动系统的工作原理、特点、故障原因分析、维护、检修等方面的相关知识作以介绍。
1 系统的工作原理、构成和特点
典型的玉米收获机全液压工作系统一般由发动机、液压泵、油箱、散热器、回油过滤器、压力管路过滤器、多路转换阀、液压缸、液压马达等组成。其中发动机与液压泵作为整个系统的动力元件,可以把机械能转换为油液的压力能,从而推动整个液压系统工作。
玉米联合收获机全液压工作系统的主要特点为:
(1)与机械传动相比,减少大量中间传动环节,提高传动效率和可靠性;(2)行走系统能在给定范围内平稳的自动调节速度,可实现真正意义上的无极调速;(3)换向容易,在不改变发动机旋转方向的情况下,可以较方便地实现工作装置的旋转和直线往复运动方向的转换,与其他玉米收获机相比,增加了自动反转回吐功能;(4)由于采用油液为工作介质,元件相对运动表面间能自行润滑,磨损小,增加了整机的使用寿命;(5)操纵控制简便,自动化程度高;(6)采用液压马达直接驱动工作部件运转,可以很容易地实现过载保护。
2 液压系统的故障及其原因分析
对于液压系统来说,其主要故障主要可以分为出现噪声、油温过高、液压油泄漏和工作部件失效等几类,造成上述故障的主要原因为:
(1)更换的油品选择不当,造成液压油的品牌、质量和黏度等级不符合使用要求。(2)液压油污染严重,大量杂质和污物进入泵、马达和阀,划伤配合表面,破坏精度和粗糙度,造成泄漏增加、油温升高。(3)液压油箱补油不及时,油位过低导致油温升高。(4)液压系统中混入大量空气、水等杂质,导至液压油压力下降,变质加快。(5)工作环境温度过高或液压油冷却循环系统工作不正常。(6)零部件损坏和接口处磨损严重,引起泄漏的增加和执行元件失效。
3 液压工作系统的维护
(1)应及时清理液压元件上覆盖和缠绕的杂物。(2)经常注意检查并保持液压油箱中的设计油量,保证吸油管的1/3和回油管口始终保持在油面以下。(3)当玉米收获机完成一个作业期后,应当与生产厂家联系,对油箱内现有液压油进行过滤处理,并对滤清器、液压油箱进行清洗。(4)当玉米收获机完成二个作业期后,应清洗滤清器、清洗液压油箱、更换滤芯和全部液压油。(5)更换各种接头时,要去掉接头上的毛刺。(6)液压用油、油桶要设置在干净安全的地方,加强管理。
4 液压系统现场检修时的注意事项
当液压系统发生故障时,应立即与生产厂家联系,进行返厂或现场检修,当进行现场检修时,应遵守如下规则:
(1)系统工作时及停机未泄压时或未切断控制电源时,禁止对系统进行检修,防止发生人身伤亡事故。(2)检修现场一定要保持清洁,防止污染物浸入系统。(3)检修或更换元器件时必须保持清洁,不得有砂粒、污垢、焊渣等,可以先漂洗一下,再进行安装。(4)更换密封件时,不允许用锐利的工具。(5)拆卸、分解液压元件时要注意零部件拆卸时的方向和顺序并妥善保存。(6)安装元件时,拧紧力要均匀适当,防止造成阀体变形,阀芯卡死或接合部位漏油。(7)油箱内工作液的更换或补充,必须将新油通过高精度滤油车过滤后注入油箱。工作液牌号必须符合要求。(8)检修完成后,需对检修部位进行确认和和调试,确认检修部位正常后,方可投入运行。
5 结束语
液压技术在农机上的应用前景十分广阔,我国的农机液压件的应用,应该说是方兴未艾。液压先进技术的应用,将使我国农机质量和技术含量有显著提高,对缩小与先进国家的技术差距,巩固占领国内市场起着根本性作用。
参考文献
[1]张成保,刘学峰.4YZQ4型自走式玉米联合收获机液压系统设计研究[J].农业机械与车辆工程,2007(6):19-21.
全液压转向系统 篇11
全液压动力头式钻机给进装置是利用油液的压力能通过液动机来实现加压或减压的, 保证给进钻具可以正常工作。从当前的使用情况来看, 给进装置大部分都是采用液压缸给进的形式工作。动力头式钻机给进装置的形式多种多样, 而且不同模式下的给进装置的结构特点也是不同的, 因此, 设备的工作性能和实际使用范围也存在一定的差别。常见的机身结构形式一般有三种, 即矩形导轨式、圆柱导轨式和V形导轨式, 且不同形式的机身加工工艺也是不同的。
1 圆柱导轨式给进机身
圆柱导轨式给进机身前后都需要固定板, 整体由固定板、圆柱导轨灯组成。其焊接量比较小, 很容易控制焊接的变形问题。该类机身后期的加工量和加工难度也较小, 制作起来比较简单, 可以很精密地将其中的关键位置配合到一起。两根圆柱导轨是可以不断更换的, 维护效果比较理想。但是, 圆柱导轨式给进机身的缺点也比较明显——在后期难以进行二次加工和二次装配, 因此, 必须要最大限度地提升安装孔加工精度。安装孔的加工精度可以直观地反映钻机生产厂家的实力。近年来, 我国的零件加工水平不断提升, 各大企业也开始对圆柱导轨式给进机身的结构进行研究。由于其配合比较精密, 而且维护性能也比较好, 因此, 可以提升全液压动力头式钻机表面的美观程度。但由于圆柱导轨刚度与平行度的要求都很高, 受扭矩的影响, 机身行程不能太长。在设计时, 需要不断地计算和仿真, 才能保证圆柱导轨的直径和长度。否则, 动力头在机身中承受过大的扭矩, 导轨会变形, 影响其正常使用。
2 矩形导轨式给进机身
矩形导轨式给进机身主要构成部分有前后固定板、焊接钢槽等, 由各种材料拼焊形成。整个机身一般都用质量比较好的钢板焊接, 不仅强度满足工程使用需求, 而且刚度也比较理想, 因此得到了工作人员的青睐。通常情况下, 这种类型的给进机身都比较长, 而且焊缝相对较多。在整个焊接过程中, 如果不能妥善处理, 容易出现焊接变形等问题, 影响设备的正常使用。为了全面提升设备的使用质量, 在焊接之前, 应当先校对钢槽和导轨。采用分段焊接等形式, 不仅可以保证焊接的牢固性, 还可以减少不必要的应力变形问题。通过工装的形式将导轨与钢槽焊接在一起之后再进行校正, 结合人工处理的方式, 完成校正以后直接进入到机械加工环节。在加工时, 导轨的精加工需要通过一次装夹的方式完成, 先对导轨的顶面和两侧进行加工, 之后固定导轨顶面位置和侧面位置, 对底面进行加工处理。这种工作方式不仅可以保证导轨的平直度, 还可以保证导轨的尺寸与需求相符。由于加工过程比较简单, 而且刚度也比较理想, 因此, 目前我国绝大部分的动力头式钻机都是使用这一结构打造的。这种处理方式虽然比较简单, 但是如果导轨出现磨损, 是不能自动补偿的, 必须要设置链条对其进行调节。另外, 由于要求的间隙比较大, 导向精度并不是很高, 再加上导轨的焊接位置是在钢槽上, 因此维护难度大, 维护效果也不够理想。如果出现变形或者各种形式的磨损, 只能整体更换设备, 成本较高。
3 V形导轨式给进机身
V形导轨式给进机身的主要构成部分是前后固定板、焊接梁和V形导轨面等。焊接梁采用钢板材料, 将钢板材料折弯到一定角度之后再焊接, 即为焊接梁。V形导轨面是固定于焊接梁上的, 并且V形滑块可以通过不断调整螺栓的方式自动补偿各种磨损间隙。V形导轨面是可以拆卸和更换的, 整个工作环节成本较低, 也减轻了工作人员的负担, 提升了工作的便利程度。V形导轨式给进机身的扭矩直接承受到来自焊接梁的压力, 并且受力情况是本文提到的三种模式中最为科学、合理的一种。但是这一工作模式在焊接过程中需要经过许多工序环节。只有不断地焊接, 才能保证质量。长时间、多工序的焊接会影响到材料的使用质量, 导致焊接过程出现变形。另外, V形导轨式给进机身的加工工艺相对较复杂, 加工质量略差于圆柱导轨式给进机身。
4 结束语
全液压动力头式钻进系统是当前我国认可程度比较高的一种系统。本文分别从圆柱导轨式给进机身、矩形导轨式机身和V形导轨式给进机身三个角度入手, 详细地分析了该系统具体的工作流程和方式, 旨在提升系统运行质量, 为日后的工作奠定良好的基础。
摘要：全液压动力头式钻机给进系统对瓦斯的预防有着至关重要的作用。与传统的工作模式相比, 给进结构机身的优势是比较明显的。如果不能将其优势充分发挥出来, 体现其良好的力学性能, 必然会影响全液压动力头式钻机的工作效率。通过总结近年来的工作情况, 明确了常见给进机身结构的优势和劣势, 并分别对圆柱导轨式、矩形导轨式和V形导轨式给进机身结构进行了阐述, 旨在提升工作质量。
关键词：全液压动力头式钻机,给进系统,瓦斯抽取,给进机身
参考文献
[1]冷明友, 邵俊杰.全液压动力头式钻机给进机身结构型式分析与应用[J].煤矿现代化, 2015 (04) :10-11.
[2]陈华强.全液压动力头式钻机在斜孔施工中使用和维护探讨[J].企业技术开发, 2011 (17) :84-87.