液压传动控制系统（精选十篇）
液压传动控制系统 篇1
液压机械无级传动系统主要应用于工程车辆上, 如大型的轮式装卸车和履带式挖掘机等。工程车辆主要是在牵引工况下工作, 其工作环境复杂、多变, 作业特点为低速、重载, 载荷急剧变化, 变化范围大, 随机性强。为了提高对重载、超载的适应能力, 需要对发动机及传动系统采取自动控制系统, 实现自动调节。目前工程车辆动力传动系统的发展趋势是充分利用发动机功率, 节约能源以及获得良好的行驶性能, 使发动机不受负载变化的影响, 始终工作在最大功率点, 提高车辆的传动效率、燃油经济性和整车综合性能, 减轻了驾驶人员的劳动强度, 并降低对驾驶人员的技术要求, 使驾驶员集中精力操作工作装置, 以提高生产效率。将液压技术与电子技术、控制技术有机地结合在一起, 提高了现代工程车辆自动化、智能化、效能化的程度。
本文将研究柴油发动机的性能, 分析发动机的工作特点, 确定传动系统所采取控制算法和策略, 以达到工程车辆实现最佳运转工况的目标, 更好地发挥工程车辆的动力性经济性。
1 发动机工作特性与控制目标
柴油发动机是动力机械, 工作时带动从动机械运转, 按从动机械的工作要求, 发动机的功率和转速有时会不断变化, 其变化规律也是各种各样的。要想使柴油机最佳动力性和最佳经济性区域工作, 必须与工程机械实现合理匹配, 使之适应外界负荷的变化。因此柴油机在运转中保持转速稳定是非常重要的, 只有在稳定工况下工作才能输出其最大功率, 而只有当发动机发出的转矩与外界阻力矩相平衡时, 才能保持稳定运转。
1.1 柴油机工作特性
柴油机在稳定工况下运转时, 发出的驱动转矩等于从动机械的阻力矩。柴油机工作时的转矩受到最低稳定转速和最高工作转速的限制。转速低于最低稳定转速时, 柴油机转速和功率波动大, 甚至熄火停机, 柴油机最高转速受到运动零件惯性负荷等因素的限制。要分析柴油机在各种工况下的性能, 全面反映柴油机特性, 以柴油机转速为横坐标, 输出扭矩或汽缸平均有效压力为纵坐标, 得出若干条等燃料消耗曲线和等功率曲线, 得到柴油机的万有特性曲线 (图1) 。此曲线可以表示各种转速和负荷情况下燃料经济性。从图中可以看出, 在最内层的等油耗曲线为柴油机的经济工作区域, 曲线可以表示各种转速和负荷情况下的域, 曲线越向外, 油耗率越高, 经济性越差。在柴油机的每个运行功率下, 等功率曲线和等油耗曲线的切点为该功率下的经济工作点。各经济工作点的连线即为柴油机的经济工作曲线 (图1中点划线) 。柴油机工作时, 将工作点设定在经济工作曲线附近, 就会提高燃油利用率, 达到节能目的。
另外, 柴油机转矩曲线比较平直, 遇到外界阻力变化时, 转速波动范围较大, 适应性较差。当负荷突然减少时, 转速会急剧增高, 如不及时减少供油量就会造成飞车, 致使柴油机损坏, 所以柴油机上一般加装调速器, 使柴油机在负载变化情况下保持转速的稳定。实际上, 调速器不可能将柴油机转速控制在不变的恒定值, 而是随外负载的变化有一定的偏差。柴油机的调速特性是指当调速器操纵手柄处于一定位置时, 在调速器起作用的情况下, 功率、转矩、燃油消耗率等与转速和负荷之间的变化关系。
工程车辆作业中更多时候发动机是工作在部分负荷之下的, 必须将部分负荷状态引入模型。通过大量的研究表明, 无论是发动机的外特性曲线还是部分负荷特性曲线, 发动机输出转矩均是发动机油门开度和发动机转速的函数, 即:
Me=f (φ, ne) (1)
式中:Me——发动机输出转矩, N·m;
φ ——发动机油门开度;
ne ——发动机输出转速, r/min。
1.2 柴油机调速特性
柴油机工作时的调速特性曲线如图2所示。曲线1, 2, 3, 4即为柴油机油门处于不同位置时的调速特性。由于工程机械车辆作业工况复杂, 为了保证柴油机在负荷变化幅度较大的情况下以稳定的速度作业, 提高生产率, 柴油机的调速器具有全程式调速的特性, 即当调速器的调速手柄固定于某一位置工作时, 它可以随负载的大小变化而自动调节供油量, 使柴油机的转速在允许的范围内稳定运转。当外负载发生变化时, 柴油机的输出扭矩就会发生变化, 转速也相应地发生改变。如果工作在调速曲线段, 其调速器会改变油门开度, 从而稳定柴油机的转速。
假设柴油机工作在油门位置3所确定的部分负荷调速特性曲线ABCD上, 当外负荷变化时, 引起柴油机输出扭矩发生变化, 其工作点在调速特性曲线ABCD上移动, 带来柴油机转速的改变。对于每条调速特性曲线, 都存在一个最大功率点 (如图2中C点) , 柴油机在此点 (对应的转速nc) 运转时, 发出的功率最大。有些最大功率点的带载能力太差, 很容易导致发动机熄火, 所以最大功率点经常留有一定的功率余量;另外, 还存在一个经济工作点 (如图2中B点) , 柴油机在此点 (对应的转速nB) 运转时, 耗油率最低。
柴油机加装不同的调速器后, 就有不同的调速特性, 而速度特性、负荷特性和万有特性则表示柴油机的内在特征, 尤其是万有特性曲线, 更是综合反映了柴油机的速度和负荷特性, 因此, 万有特性结合调速特性就能全面反映柴油机的工作特性, 为柴油机高效节能工作和柴油机与液压机械传动系统的功率匹配提供有效依据。
柴油机在工作过程中, 每个调速位置都对应一个最大功率点和一个最小油耗点。将柴油机的调速特性曲线和万有特性曲线联合, 就可以得到柴油机的经济工作线 (图2中的I) 和最大功率工作线 (图2中的II) 。柴油机在最大功率工作线工作时, 对应此调速位置的最大功率点;在经济工作线工作时, 对应此调速位置的最佳节能工作点。在实际应用过程中, 为了方便计算出每个油门位置最大功率点和最佳节能工作点对应的转速, 对图2中的经济工作线I和最大功率线II分别进行线性化近似处理, 可以得到:
式中:Ne——发动机最佳节能工作点转速;
Np ——发动机最大功率点转速;
φ ——发动机油门开度。
1.3 转速稳定与柴油机节能分析
工程车辆所用的柴油发动机, 瞬态工况下若进气滞后于供油就会使柴油机燃烧质量下降。工程车辆工作时负荷变化剧烈, 引起发动机扭矩也随之产生很大变化, 如果超出了全程式调速器的调节范围, 就会使发动机转速急剧下降, 为了稳定发动机转速只有增大油门开度加大供油量。而增加供油量时, 供气量还保持在上一个循环水平, 这样势必造成燃烧不充分, 燃油消耗增加。柴油机在转速变化时耗油率变化剧烈, 主要是因为转速剧烈变化引起柴油机的燃烧状况变坏。图3为某工况下, 转速变化时, 柴油机的油耗波动情况。
由此可以看出, 柴油机的转速稳定对于系统是非常重要的。工程机械车辆在工作过程中, 如果对外负载的多变性和不可预测性没有采取控制措施, 则常常会带来柴油机转速的长时间反复剧烈变化, 引起闷车、燃油经济性能下降等现象。为了改善柴油机燃烧状况, 节约能源, 应该控制柴油机转速稳定在设定的最佳工作点附近, 如图1中经济工作线上的最小油耗点等。
控制系统设计的目标就是在一定的油门开度下, 通过调节变速器的传动比, 调整输出转速, 以使发动机稳定在最大功率下或者最低油耗下的转速, 使发动机的输出功率与传动系统所需的功率相匹配, 提高动力性和燃油利用率, 提高整个动力系统的效率。
2 液压系统的控制原理
液压机械无级传动系统的液压系统由变量泵和定量马达组成, 其转速控制是通过变量泵—定量马达伺服机构控制马达输出转速实现的, 变量泵—定量马达伺服机构的稳定性、响应速度、误差以及相关参数对伺服机构的作用, 都对整个变速器的性能有很大的影响。
变量泵-定量马达工作过程如下:由计算机发出的控制信号通过脉宽调制放大器推动电液比例阀工作, 电液比例阀控制进出执行液压缸的流量, 从而控制活塞杆的位移。活塞杆通过位移来改变变量泵斜盘倾角的角度, 调节泵的排量, 从而控制定量马达转速, 以达到控制系统转速的目的。
液压系统中, 泵的吸收功率为:
undefined (4)
式中:P——泵的输入功率;
n ——泵轴转速;
M ——泵轴扭矩;
pp ——泵出口压力;
Q ——泵的输出流量;
V ——泵的排量;
η ——总效率;
ηv ——泵的容积效率。
由式 (4) 可分别实现泵的功率控制和流量控制。当泵轴转速n不变时, 由式 (4) 可知, 功率控制实际上就是扭矩控制;由式4和式5可知, 流量控制实际上就是泵的排量控制。泵控的目的就是通过控制调节泵的排量, 进而控制泵尽可能多地吸收发动机的输出功率, 减少能量的损失。
3 发动机与液压传动系统的匹配原则
发动机是车辆的一个总成, 是车辆动力的来源。因此, 整车的动力性和经济性既取决于发动机自身的性能, 又依赖于发动机与车辆的合理匹配, 尤其是发动机与传动系统 (主要是变速器) 的合理匹配。发动机与液压传动系统匹配的原则是:使发动机的转速及其输出扭矩适应外负载的变化而保持连续的变化, 并将发动机的实际工作点匹配在相应转速下的最大功率输出点和最佳节能点附近。不考虑机械分流传动时发动机的匹配方程为:
泵的吸收扭矩等于发动机最佳工作点的输出扭矩M∞, 又
Mp (t) =pp (t) qq (t) (7)
式中:pp (t) 取决于负载, 当负载变化时引起pp (t) 和Mp (t) 的变化, 当Mp (t) 偏离最佳工作点时泵与发动机不匹配, 通过调节泵的排量qq (t) 改变Mp (t) , 使Mp (t) 始终满足式 (6) , 这就实现了发动机与泵的匹配。
由上面分析可知, 当外负载发生变化时引起系统压力变化, 改变液压系统泵的排量以适应其变化, 保持对发动机的恒功率控制;同时, 根据液压系统的压力变化控制发动机转速的变化, 使发动机的功率可以充分得到发挥, 并且燃油经济性最好, 从而获得较高的工作效率。
4 小结
通过对液压机械无级传动控制系统的应用情况、工作特点、性能优点及发展现状的分析, 指出有效控制液压机械无级传动系统, 使之与发动机合理匹配, 控制发动机工作时达到最佳经济性和最大效率性, 是控制系统的控制目标, 并对工程车辆使用的柴油发动机进行了特性分析并得出控制目标。
参考文献
[1]余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社, 1999.
[2]秦有方, 陈士尧, 王文波.车用内燃机原理[M].北京:北京理工大学出版社, 1997.
[3]王杰, 王建玲, 宋剑.液压机械传动多领域虚拟样机加速性仿真研究[J].机床与液压, 2007 (5) :155-156.
液压传动课程压力机液压系统设计 篇2
设计说明书
设计题目
压力机液压系统设计
机电工程学院
班
设
计
者
2010
年
X
月
X
日
液压传动任务书
1.液压系统用途（包括工作环境和工作条件）及主要参数：
单缸压力机液压系统，工作循环：低压下行→高压下行→保压→低压回程→上限停止。自动化程度为半自动，液压缸垂直安装。
最大压制力：20×106N；最大回程力：4×104N；低压下行速度：25mm/s；高压下行速度：1mm/s；低压回程速度：25mm/s；工作行程：300mm；液压缸机械效率0.9。
2.执行元件类型：液压缸
3.液压系统名称：压力机液压系统。
设
计
内
容
1.拟订液压系统原理图；
2.选择系统所选用的液压元件及辅件；
3.设计液压缸；
4.验算液压系统性能；
5.编写上述1、2、3和4的计算说明书。
压力机液压系统设计
压力机的功能
图1.1
液压机外形图
1－充液筒；2－上横梁；3－上液压缸；4－上滑块；5－立柱；6－下滑块；7－下液压缸；8－电气操纵箱；9－动力机构
液压机是一种利用液体静压力来加工金属、塑料、橡胶、木材、粉末等制品的机械。它常用于压制工艺和压制成形工艺，如：锻压、冲压、冷挤、校直、弯曲、翻边、薄板拉深、粉末冶金、压装等等。
液压机有多种型号规格，其压制力从几十吨到上万吨。用乳化液作介质的液压机，被称作水压机，产生的压制力很大，多用于重型机械厂和造船厂等。用石油型液压油做介质的液压机被称作油压机，产生的压制力较水压机小，在许多工业部门得到广泛应用。
液压机多为立式，其中以四柱式液压机的结构布局最为典型，应用也最广泛。图1.1所示为液压机外形图，它主要由充液筒、上横梁2、上液压缸3、上滑块4、立柱5、下滑块6、下液压缸7等零部件组成。这种液压机有4个立柱，在4个立柱之间安置上、下两个液压缸3和7。上液压缸驱动上滑块4，下液压缸驱动下滑块6。为了满足大多数压制工艺的要求，上滑块应能实现快速下行→慢速加压→保压延时→快速返回→原位停止的自动工作循环。下滑块应能实现向上顶出→停留→向下退回→原位停止的工作循环。上下滑块的运动依次进行，不能同时动作。
压力机液压系统设计要求
设计一台压制柴油机曲轴轴瓦的液压机的液压系统。
轴瓦毛坯为：长×宽×厚
=
365
mm×92
mm×7.5
mm的钢板，材料为08Al，并涂有轴承合金；压制成内径为Φ220
mm的半圆形轴瓦。
液压机压头的上下运动由主液压缸驱动，顶出液压缸用来顶出工件。其工作循环为：主缸快速空程下行®慢速下压®快速回程®静止®顶出缸顶出®顶出缸回程。
液压机的结构形式为四柱单缸液压机。
压力机液压系统工况
液压机技术参数：
（1）主液压缸
（a）负载
压制力：压制时工作负载可区分为两个阶段。第一阶段负载力缓慢地线性增加，达到最大压制力的10%左右，其上升规律也近似于线性，其行程为90
mm（压制总行程为110
mm）第二阶段负载力迅速线性增加到最大压制力18×105
N，其行程为20
mm。
回程力（压头离开工件时的力）：一般冲压液压机的压制力与回程力之比为5～10，本压力机取为5，故回程力为Fh
=
3.6×105
N。
移动件（包括活塞、活动横梁及上模）质量＝3058
kg。（在实际压力机液压系统的设计之前，应该已经完成压力机的结构设计，这里假设已经设计完成压力机的机械结构，移动件的质量已经得到。）
（b）行程及速度
快速空程下行：行程Sl
=
200
mm，速度v1＝60
mm/s；
工作下压：行程S2
=
mm，速度v2＝6
mm/s。
快速回程：行程S3
=
310
mm，速度v3＝53
mm/s。
（2）顶出液压缸
（a）负载：顶出力（顶出开始阶段）Fd＝3.6×105
N，回程力Fdh
=
2×105
N。
（b）行程及速度；行程L4
=
120
mm，顶出行程速度v4＝55
mm/s，回程速度v5＝120
mm/s。
液压缸采用V型密封圈，其机械效率ηcm＝0.91。压头起动、制动时间：0.2
s。
设计要求。本机属于中小型柱式液压机，有较广泛的通用性，除了能进行本例所述的压制工作外，还能进行冲孔、弯曲、较正、压装及冲压成型等工作。对该机有如下性能要求：
（a）为了适应批量生产的需要应具有较高的生产率，故要求本机有较高的空程和回程速度。
（b）除上液压缸外还有顶出缸。顶出缸除用以顶出工件外，还在其他工艺过程中应用。主缸和顶出缸应不能同时动作，以防出现该动作事故。
（c）为了降低液压泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。因此本机设有高位充液筒（高位油箱），在移动件快速空程下行时，主缸上部形成负压，充液筒中的油液能吸入主缸，以补充液压泵流量之不足。
（d）主缸和顶出缸的压力能够调节，压力能方便地进行测量。
（e）能进行保压压制。
（f）主缸回程时应有顶泄压措施，以消除或减小换向卸压时的液压冲击。
（g）系统上应有适当的安全保护措施。
确定压力机液压缸的主要参数
（1）初选液压缸的工作压力
（a）主缸负载分析及绘制负载图和速度图
液压机的液压缸和压头垂直放置，其重量较大，为防止因自重而下滑；系统中设有平衡回路。因此在对压头向下运动作负载分析时，压头自重所产生的向下作用力不再计入。另外，为简化问题，压头导轨上的摩擦力不计。
惯性力；快速下降时起动
Faz
=
m
=
3058×=
917
N
快速回程时起动与制动
Fas
=
m
=
3058×=
810
N
压制力：初压阶段由零上升到F1
=
1.8×106
N×0.10
=
1.8×105
N
终压阶段上升到F2
=
1.8×106
N
循环中各阶段负载见表1.1，其负载图见图1.2a。
表1.1
主缸的负载计算
工作阶段
负载力FL（N）
液压缸推力
（N）
液压缸工作压力（Pa）
（回程时）
快速下行
起动
FL
=
Fa下
=
917
1008
12533
等速
FL
=
0
0
0
压制
初压
FL
=
1.8×105
1.98×105
2.46×106
终压
FL
=
1.8×106
1.98×106
24.6×106
快速回程
起动
FL
=
F回
=
3.6×105
3.96×105
21×106
等速
FL
=
mg
=
30000
32967
1.75×106
制动
FL
=
mg-
Fa下
=
30000-810
=
29190
32077
1.7×106
注：表1.1中的液压缸工作压力的计算利用了后续液压缸的结构尺寸。
运动分析：根据给定条件，空载快速下降行程200
mm，速度60
mm/s。压制行程110
mm，在开始的90
mm内等速运动。速度为6
mm/s，最后的20
mm内速度均匀地减至零，回程以53
mm/s的速度上升。利用以上数据可绘制出速度图，见图1.2b。
a
压力机液压系统负载图
b
压力机液压缸运动速度图
图1.2
液压机主液压缸负载和速度图
（2）确定液压缸的主要结构参数
根据有关资料，液压机的压力范围为20~30
MPa，现有标准液压泵、液压阀的最高工作压力为32
MPa，如选此压力为系统工作压力，液压元件的工作性能会不够稳定，对密封装置的要求以较高，泄漏较大。参考系列中现已生产的其它规格同类液压机（如63、100、200、300吨液压机）所采用的工作压力，本机选用工作压力为25×106Pa。液压缸内径D和活塞杆直径d可根据最大总负载和选取的工作压力来确定。
（a）主缸的内径D
D
=
=
=
0.317m
=
317
mm
按标准取D
=320mm
（b）主缸无杆腔的有效工作面积A1
A1=D2
=×0.322=0.0804m2=804
cm2
（c）主缸活塞杆直径d
d
===0.287
m=287
mm
按标准值取d
=
280
mm
D-d＝320–280＝40
mm＞允许值12.5
mm
（据有关资料，（D–d）小于允许值时，液压缸会处于单向自锁状态。）
（4）主缸有杆腔的有效工作面积A2
A2
=
（D2–d2）=
×（0.322–0.282）=
0.01885
m2
=
188.5
cm2
（d）主缸的工作压力
活塞快速下行起动时
p1
=
=
=
12533
Pa
初压阶段末
p1
=
=
=
2.46×106
Pa
终压阶段末
p1
=
=
=
24.6×106
Pa
活塞回程起动时
p2
=
=
=
21×106
Pa
活塞等速运动时
p2
=
=
=
1.75×106
Pa
回程制动时
p2
=
=
=
1.7×106
Pa
（e）液压缸缸筒长度
液压缸缸筒长度由活塞最大行程、活塞长度、活塞杆导向套长度、活塞杆密封长度和特殊要求的其他长度确定。其中活塞长度
B=（0.6~1.0）D；导向套长度A=（0.6~1.5）d。为了减少加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径的20～30倍。
（3）计算液压缸的工作压力、流量和功率
（a）主缸的流量
快速下行时q1
=
A1v1
=
804×6
=
4824cm3/s
=
289.4
L/min
工作行程时q2
=
A2v2
=
804×0.6
=
482cm3/s
=
28.9
L/min
快速回程时q3
=
A3v3
=
183.5×5.3
=
999cm3/s
=
59.9
L/min
（b）主缸的功率计算
快速下行时（起动）：P1
=
p1q1
=
12533×4824×10-6
=
60.46
W
工作行程初压阶段末：P2
=
p2q2
=
2.46×106×482×10-6
=
1186
W
终压阶段：此过程中压力和流量都在变化，情况比较复杂。压力p在最后20
mm行程内由2.46
MPa增加到24.6
MPa，其变化规律为
p
=
2.46+S
=
2.46+1.11S（MPa）
式中S——行程（mm），由压头开始进入终压阶段算起。
流量q在20
mm内由482
cm3/s降到零，其变化规律为q
=
482（1－）（cm3/s）
功率为P
=
pq
=
482×（2.46+1.11S）×（1－）
求其极值，=
0得S
=
8.9（mm）此时功率P最大
Pmax
=
482×（2.46+1.11×8.9）×（1－）=
3300.8
W
=
3.3
kW
快速回程时；等速阶段P
=
pq
=
1.75×106×999×10-6
=
1.748
kW
起动阶段：此过程中压力和流量都在变化，情况也比较复杂。设启动时间0.2秒内作等加速运动，起动阶段活塞行程为
S
=
0.5vt
=
0.5×5.3×0.2
=
5.3mm
在这段行程中压力和流量均是线性变化，压力p由21
MPa降为1.75
MPa。其变化规律为
p
=
21–S
=
21–3.6S（MPa）
式中
S——行程（mm），由压头开始回程时算起。流量q由零增为999
cm3/s，其变化规律为
q
=
S
=
188S（cm3/s）
功率为P
=
pq
=
188S（21–3.6S）
求其极值，=
0得S
=
2.9（mm），此时功率P最大
Pmax
=
188×2.9×（21–3.6×2.9）
=
5755
W
=
5.76
kW
由以上数据可画出主液压缸的工况图（压力循环图、流量循环图和功率循环图）见图1.3。
（c）顶出缸的内径Dd
Dd
=
=
=
1419
m
=
142
mm
按标准取Dd
=
150
mm
a
压力循环图
b
流量循环图
c
功率循环图
图1.3
主液压缸工况图
（d）顶出缸无杆腔的有效工作面积A1d
A1d
=
Dd
=
×0.152
=
0.0177m2
=
177
cm2
（e）顶出缸活塞杆直径dd
dd
=
=
=
0.1063
m
=
mm
按标准取dd
=
mm
（f）顶出缸有杆腔的有效工作面积A2d
A2
d
=
（D
d
2–d
d
2）=
×（0.152–0.112）
=
0.00817m2
=
81.7cm2
（g）顶出缸的流量
顶出行程q4
=
A1
dv4
=
177×5.5
=
973.5
cm3/s
=
58.4
L/min
回程q5
=
A2
dv5
=
81.7×12
=
980
cm3/s
=
58.8
L/min
顶出缸在顶出行程中的负载是变动的，顶出开始压头离工件较大（负载为Fd），以后很快减小，而顶出行程中的速度也是变化的，顶出开始时速度由零逐渐增加到v4；由于这些原因，功率计算就较复杂，另外因顶出缸消耗功率在液压机液压系统中占的比例不大，所以此处不作计算。
拟订压力机液压系统原理图
（1）确定液压系统方案
液压机液压系统的特点是在行程中压力变化很大，所以在行程中不同阶段保证达到规定的压力是系统设计中首先要考虑的。
确定液压机的液压系统方案时要重点考虑下列问题：
（a）快速行程方式
液压机液压缸的尺寸较大，在快速下行时速度也较大，从工况图看出，此时需要的流量较大（289.4
L/min），这样大流量的油液如果由液压泵供给；则泵的容量会很大。液压机常采用的快速行程方式可以有许多种，本机采用自重快速下行方式。因为压机的运动部件的运动方向在快速行程中是垂直向下，可以利用运动部件的重量快速下行；在压力机的最上部设计一个充液筒（高位油箱），当运动部件快速下行时高压泵的流量来不及补充液压缸容积的增加，这时会形成负压，上腔不足之油，可通过充液阀、充液筒吸取。高压泵的流量供慢速压制和回程之用。此方法的优点为不需要辅助泵和能源，结构简单；其缺点为下行速度不易控制，吸油不充分将使升压速度缓慢，改进的方法是使充液阀通油断面尽量加大，另外可在下腔排油路上串联单向节流阀，利用节流造成背压，以限制自重下行速度，提高升压速度。由于本例的液压机属于小型压机，下行速度的控制问题不如大型压机突出，所以本例采用的回路见图1.4。
图1.4
液压系统回路图
在主缸实现自重快速行程时，换向阀4切换到右边位置工作（下行位置），同时电磁换向阀5断电，控制油路K使液控单向阀3打开，液压缸下腔通过阀3快速排油，上腔从充液筒及液压泵得到油液，实行滑块快速空程下行。
（b）减速方式
液压机的运动部件在下行行程中快接近制件时，应该由快速变换为较慢的压制速度。减速方式主要有压力顺序控制和行程控制两种方式；压力顺序控制是利用运动部件接触制件后负荷增加使系统压力升高到一定值时自动变换速度；某些工艺过程要求在运动部件接触制件前就必须减速，本例压制轴瓦工艺就有这个要求，这时适合选用行程减速方式。本系统拟选用机动控制的伺服变量轴向柱塞泵（CCY型）作动力源，液压泵的输出流量可由行程挡块来控制，在快速下行时，液压泵以全流量供油，当转换成工作行程（压制）时，行程挡块使液压泵的流量减小，在最后20
mm内挡块使液压泵流量减到零；当液压缸工作行程结束反向时，行程挡块又使液压泵的流里恢复到全流量。与液压泵的流量相配合（协调），在液压系统中，当转换为工作行程时，电气挡块碰到行程并关，发信号使电磁换向阀5的电磁铁3YA得电，控制油路K不能通至液控单向阀8，阀8关闭，此时单向顺序阀2不允许滑块等以自重下行。只能靠泵向液压缸上腔供油强制下行，速度因而减慢（见图1.4）。
（c）压制速度的调整
制件的压制工艺一般要提出一定压制速度的要求，解决这一问题的方很多，例如可以用压力补偿变量泵来实现按一定规律变化的压制速度的要求。本例中采用机动伺服变量泵，故仍利用行程挡块（块挡的形状）来使液压泵按一定规模变化以达到规定的压制速度。
（d）压制压力及保压
在压制行程中不同阶段的系统压力决定于负载，为了保证安全，应该限制液压系统的最高压力，本系统拟在变量泵的压油口与主油路间并联一只溢流阀作安全阀用。
有时压制工艺要求液压缸在压制行程结束后保压一定时间，保压方法有停液压泵保压与开液压泵保压两种，本系统根据压机的具体情况拟采用开液压泵保压；此法的能量消耗较前一种大。但系统较为简单。
（e）泄压换向方法
液压机在压制行程完毕或进入保压状态后，主液压缸上腔压力很高，此时由于主机弹性变形和油液受到压缩，储存了相当大的能量。工作行程结束后反向行程开始之前液压缸上腔如何泄压（控制泄压速度）是必须考虑的问题，实践已证明，若泄压过快，将引起剧烈的冲击、振动和惊人的声音，甚至会因液压冲击而使元件损坏。此问题在大型液压机中愈加重要。
各种泄压方法的原理是在活塞回程之前，当液压缸下腔油压尚未升高时，先使上腔的高压油接通油箱，以一定速度使上腔高压逐步降低。本例采用带阻尼状的电液动换向阀，该阀中位机能是H型，控制换向速度，延长换向时间，就可以使上腔高压降低到一定值后才将下腔接通压力油（见图1.5）。此法最为简单，适合于小型压机。
（f）主缸与顶出缸的互锁控制回路
为保障顶出缸的安全，在主缸动作时，必须保证顶出缸的活塞下行到最下位置。本例采用两个换向阀适当串联的方法来实现两缸的互锁控制（见图1.5）。从图1.5中可见，只有在阀6处于右位工作时，即顶出缸活塞是下行状态时压力油才会通入换向阀4，主缸才能动作。当阀6处于左位工作，顶出缸为上行状态时，只有压力很低的回油通至阀4，主缸才不能动作。
液压系统电磁铁动作见表1.2，液压元件规格明细表见表1.3。
1.2
电磁铁动作循环表
元件
动作
1YA
2YA
3YA
4YA
5YA
主缸快速下行
–
+
+
–
+
主缸慢速下压
–
+
–
–
–
+
主缸泄压
–
+
–
–
主缸回程
–
+
–
+
–
顶出缸顶出
+
–
–
+
–
顶出缸回程
–
+
–
+
–
原位卸荷
–
–
–
–
–
表1.3
液压元件明细表
序
号
名
称
型
号
液控单向阀
SV30P-30B
单向顺序阀（平衡阀）
DZ10DP1-40BY
液控单向阀
SV20P-30B
电液换向阀
WEH25H20B106AET
电磁换向阀
3WE4A10B
电液换向阀
WEH25G20B106AET
顺序阀
DZ10DP140B210M
溢流阀（安全阀）
DBDH20P10B
轴向柱塞泵
63CCY14-1B
主液压缸
自行设计
顶出液压缸
自行设计
压力表
Y-100
压力表开关
KF-L8/20E
（2）拟定液压系统原理图
在以上分析的基础上，拟定的液压系统原理图如图1.5所示。
图1.5
液压机液压系统原理图
系统的工作过程如下：
液压泵起动后，电液换向阀4及6处于中位，液压泵输出油液经背压阀7再经阀6的中位低压卸荷，此时主缸处于最上端位置而顶出缸在最下端位置，电磁铁2YA得电，换向阀6在右位工作，此时5YA得电，换向阀4也在右位工作，液压泵输出的压力油进入主缸上腔，此时3YA也得电，控制油路经阀5通至液控单向阀3，使阀3打开，主缸下腔的油能经阀3很快排入油箱，主缸在自重作用下实现快速空程下行，由于活塞快速下行时液压泵进入主缸上腔的流量不足，上腔形成负压，充液筒中的油液经充液阀（液控单向阀）1吸入主缸。
当电气挡块碰到行程开关时3YA失电，控制油路断开，阀3关闭，此时单向顺序阀（平衡阀）2使主缸下腔形成背压，与移动件的自重相平衡。自重快速下行结束。与此同时用行程挡块使液压泵的流量减小，主缸进入慢速下压行程，在此行程中可以用行程挡块控制液压泵的流量适应压制速度的要求。由压力表刻度指示达到压制行程的终点。
行程过程结束后，可由手动按钮控制使5YA失电，4YA得电，换向阀4换向，由于阀2带阻尼器，换向时间可以控制，而阀4的中位机能是H型，阀处于中位时使主缸上腔的高压油泄压，然后阀4再换为左位，此时压力油经阀2的单向阀进入主缸下腔，由于下腔进油路中的油液具有一定压力；故控制油路可以使阀1打开，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分经阀4排回油箱，此时主缸实现快速回程。充液筒油液充满后，溢出的油液可经油管引至油箱。
回程结束后，阀4换至中位，主缸静止不动。
1YA得电，2YA失电，阀6换至左位，压力油进入顶出缸下腔，顶出缸顶出制件，然后1YA失电，2YA得电，阀6换至右位，顶出缸回程；回程结束后，2
YA失电，阀6换至中位，工作循环完成，系统回到原始状态。
选择液压元件
（1）液压系统计算与选择液压元件
（a）选择液压泵和确定电动机功率
①
液压泵的最高工作压力就是液压缸慢速下压行程终了时的最大工作压力
pp
=
=
=
24.6
MPa
因为行程终了时流量q＝0，管路和阀均不产生压力损失；而此时液压缸排油腔的背压已与运动部件的自重相平衡，所以背压的影响也可不计。
②
液压泵的最大流量
qp≥K（∑q）max
泄漏系数K
=
1.1~1.3，此处取K
=
1.1。由工况图（图1.3）知快速下降行程中q为最大（q
=
289.41
L/min），但此时已采用充液筒充液方法来补充流量，所以不按此数值计算，而按回程时的流量计算。
qmax
=
q3
=
59.9
L/min
qp
=
1.1q3
=
1.1×59.9
=
65.9
L/min
③
根据已算出的qP和pP，选轴向杜塞泵型号规格为63CCY14-1B，其额定压力为32
MPa，满足25~60％压力储备的要求。排量为63m
L/r，电动机同步转速为1500
r/min，故额定流量为：q
=
qn
=
=
94.5
L/min，额定流量比计算出的qP大，能满足流量要求，此泵的容积效率ηv
=
0.92。
④
电动机功率
驱动泵的电动机的功率可以由工作循环中的最大功率来确定；由工况分析知，最大功率为5.76
kW，取泵的总效率为η泵
=
0.85。
则P
=
=
=
6.78
kW
选用功率为7.5
kW，额定转速为1440
r/min的电动机。电动机型号为：Y132m-4（Y系列三相异步电动机）。
（2）选择液压控制阀
阀2、4、6、7通过的最大流量均等于qP，而阀1的允许通过流量为q。q
=
q1–qP＝289.4–65.9＝223.5
L/min，阀3的允许通过流量为
q
=
q1
=
289.4
=
67.9
L/min
阀8是安全阀，其通过流量也等于qP。
以上各阀的工作压力均取p＝32
MPa。
本系统所选用的液压元件见表1.4。
表1.4
液压机液压元件型号规格明细表
序号
元件名称
型
号
规
格
液控单向阀
SV30P-30B
华德：31.5MPa，30通径，流量400L/min
单向顺序阀
（平衡阀）
DZ10DP1-40BY
华德：10通径，流量80L/min，控制压力（25~210）×105Pa
液控单向阀
SV20P-30B
华德：31.5MPa，20通径，流量400L/min
电液换向阀
WEH25H20B106AET
华德：28MPa，25通径，流量1100L/min
电磁换向阀
3WE4A10B
华德：21MPa，4通径，流量25L/min
电液换向阀
WEH25G20B106AET
华德：28MPa，25通径，流量1100L/min
顺序阀
DZ10DP140B210M
华德：10通径，流量80L/min，控制压力（25~210）×105Pa
溢流阀
（安全阀）
DBDH20P10B
华德：20通径，流量250L/min，调压范围（2.5~40）MPa
轴向柱塞泵
63CCY14-1B
32MPa，排量63mL/r，1500r/min
主液压缸
自行设计
顶出液压缸
自行设计
压力表
Y-100
（0~400）×105Pa
压力表开关
KF-L8/20E
（3）选择辅助元件
（a）确定油箱容量
由资料，中高压系统（p>6.3
MPa）油箱容量
V
=
（6~12）qP。
本例取V
=
8×qP
=
8×94.5
=
756
L（qP用液压泵的额定流量）.取油箱容量为800
L。
充油筒容量V1
=
（2–3）Vg
=
3×25
=
75（L）
式中
Vg——主液压缸的最大工作容积。
在本例中，Vg
=
A1Smax
=
804×31
=
24924cm3
≈
25（L）
（b）油管的计算和选择
如参考元件接口尺寸，可选油管内径d
=
20mm。
计算法确定：液压泵至液压缸上腔和下腔的油管
d
=
取v
=
4m/s，q
=
65.9
L/min
d
=
=
1.87
cm，选d
=
mm.与参考元件接口尺寸所选的规格相同。
充液筒至液压缸的油管应稍加大，可参考阀1的接口尺寸确定
选d
=
mm的油管，油管壁厚：δ≥。
选用钢管：[σ]
=
≈
83.25MPa，取n
=
4，σb
=
333MPa（10＃钢）。
σ
=
=
=
3.84
mm，取σ
=
mm
（4）选择液压油
本系统是高压系统，油液的泄漏是主要矛盾。为了减少泄漏应选择粘度较大的油，本系统选用68号抗磨液压油。
液压系统性能的验算
（1）油路压力的计算
本系统是容积调速，系统在各运动阶段的压力由负载决定。本系统在开始设计时已经说明，运动部件在导轨上的摩擦和自重的影响均忽略不计（对实际计算产生的影响很小），因此要考虑的仅仅是阀和管路的压力损失，而本系统对压力的要求主要是工作行程终了时能达到的最大压力值，由于此时速度已接近于零，阀门和管路的损失也接近于零，所以本例不详细计算压力损失值。
（2）确定安全阀、平衡阀和顺序阀的调整压力
安全阀调整压力ps
=
1.1p泵
=
1.1×25×106
=
27.5
MPa
平衡阀调整压力pX
=
=
=
1.59
MPa
顺序阀7的调整压力：该阀的作用是使液压泵在卸荷时泵的出口油压不致降为零，出口油压应满足液控单向阀和电液换向阀所需控制油压的要求。由资料查的SV10型液控单向阀的控制压力≥5×105
Pa，另外WEH10型电液换向阀所需的控制油压不得低于10×105
Pa，故取顺序阀的调整压力为（10~12）×105
Pa。
（3）验算电机功率
由工况图知主缸在快速起动阶段中S
=
2.9
mm处功率为最大，Pmax
=
5.76
kW
在Pmax时液压泵的流量较小，管路和阀的损失不大。在选择电机时也已考虑功率留有一定量的储备，所以电机功率不必再进行验算，此处对液压泵卸荷状态下的功率再作一下计算，此时卸荷压力p卸等于阀7的调整压力
p卸＝18×105
Pa
q泵取泵的额定流量qP
=
94.5
L/min。
p卸
=
p卸qP
=
（18×105×94.5）/60×10-3
=
2835W
=
2.835
kW
将液压机在工作循环中的功率进行比较后得知主缸快速回程起动阶段的功率为最大，所以用这个功率来计算电机功率是合理的。
（4）绘制正式液压系统图
通过上述验算表明；所拟定的液压系统原理图是可行的，可以以此原理图为基础经修改完善后，绘制出正式的液压系统原理图。绘制时注意下列几点：
（l）液压元件职能符号按国家标准（GB/T786.1-93）；
（2）各元件按常态位置绘制；
（3）执行元件附近画出工作循环图；
（4）绘出测压点的位置并绘出压力表开关；
（6）绘出行程开关的位置；
（6）绘出电磁铁动作循环表；
（7）绘出按工程实际使用的标题栏，填清各元件的名称、图号、规格及必要的调整值等。
液压控制装置集成设计
对于机床等固定式的液压设备，常将液压系统的动力源、阀类元件（包括某些辅助元件）集中安装在主机外的液压站上。这样能使安装与维修方便，并消除了动力源振动与油温变化对主机工作精度的影响。而阀类元件在液压站上的配置也有多种形式可供选择。配置形式不同，液压系统元件的连接安装结构和压力损失也有所不同。阀类元件的配置形式目前广泛采用集成化配置，具体形式有油路板式、叠加阀式、集成块式、插入式和复合式集成。根据所设计的系统，选择合适的集成方式。
本系统采用块式集成方式，它是将液压阀安装在六面体集成块上，集成块一方面起安装地板的作用，另一方面起内部油路通道作用，故集成块又称为油路块或通道块。
当液压控制装置决定采用块式集成时，首先要对已经设计好的液压系统原理图进行分解，并绘制集成块单元回路图。集成块单元回路图实质上是液压系统原理图的一个等效转换，它是设计块式集成液压控制装置的基础，也是设计集成块的依据。具体设计要点可参考张利平编写的《液压站》。如下图1.5所示为本液压机系统的集成块单元回路图。
单元回路确定之后，可进行集成块设计。由于集成块的孔系结构复杂，因此设计者经验的多寡对于设计质量的优劣乃至成败有很大影响。对于初次涉足集成块的设计者而言，建议研究和参考现有通用集成块系列的结构和特点，还可借助于solidworks等软件进行三维设计，以便加快设计进程，减少设计失误，提高设计工作质量和效率。
图1.6
集成块单元回路图
液压缸的校核
（1）
缸筒壁厚δ的验算
中、高压缸一般用无缝钢管做缸筒，大多属薄壁筒，即时，按材料力学薄壁圆筒公式验算壁厚，即
(mm)
当液压缸采用铸造缸筒时，壁厚由铸造工艺确定，这时应按壁厚圆筒公式验算壁厚。
当时，可用下式
(mm)
当时，可用下式
(mm)
式中——缸筒内的最高工作压力
(MPa)；
——缸筒内径
(mm)；
——缸筒材料的许用应力
(MPa)。
对于本系统的液压缸，拟采用45钢薄壁圆筒，用时的验算公式，其中
MPa，mm，MPa，则
mm，圆整取
mm即可满足要求。
（2）
液压缸活塞杆稳定性验算
只有当液压缸活塞杆的计算长度时，才进行其纵向稳定性的验算。验算可按材料力学有关公式进行。
对于本系统，由于其有效行程较短，且活塞杆直径较大，满足，所以无需进行压杆稳定验算。
（3）
缸体组件强度校核
缸体组件有多种连接方式，对于可拆卸组件，常见的连接方式有缸盖螺钉式、缸盖螺栓式、缸盖卡环式和缸盖螺纹式。若组件连接用到了螺钉或螺栓，则需要对其强度进行校核，校核公式可参考《机械设计》教材。另外，对于液压缸前后端盖的厚度也要进行强度校核。
《液压传动与控制》教学实践与探讨 篇3
关键词：液压传动与控制 教学实践 教学质量 探讨
中图分类号：G64 文献标识码：A 文章编号：1672-3791（2014）11（b）-0126-02
液压传动是以液体作为工作介质对能量进行传递和控制的一种传动形式，相对于机械传动来说，它是一门新技术。近几十年来，随着微电子和计算机技术的迅速发展，且渗透到液压传动与控制技术中，并与之密切结合，使其应用领域遍及到各个工业部门，已成为实现生产过程自动化、提高劳动生产率等必不可少的重要手段之一。
《液压传动与控制》是机械设计制造及其自动化专业学生必修的专业技术基础课，通过该课程的学习，学生应掌握液压系统的理论基础，液压系统元器件的结构、工作原理及性能特点，掌握液压系统的设计方法，熟悉液压系统的组成特点，了解液压系统的控制方法，为从事机械设计自动化及使用维护方面打下基础。同时通过开设对应的实验课，培养学生的实践动手能力和创新能力。
《液压传动与控制》课程具有综合性和工程性高的特点，要求学生将机械工程领域理论与实践相结合，从而提高学生创新精神和工程实践能力。随着液压技术和先进的制造工艺的飞速发展，电子技术与液压技术结合越来越紧密，授课内容落后于液压传动技术的快速发展，不利于对学生的创新精神和工程实践能力的培养和教育，再加上由于过去主要采取灌输式教学方法，教学效果并不理想。上述情况显然不能满足新时期国家对液压技术人才培养的要求，因此，对该课程进行教学改革，提高教学质量，势在必行。
1 明确培养目标，调整教学内容
《液压传动与控制》课程强调知识的应用与能力的培养；在内容的选取上应处理好理论与实际应用的关系，重点介绍理论知识，强调基本训练，加强分析、解决实际问题的能力及工程应用素质的培养，做到少而精，系统性强[1]。根据培养目标我们将课程的内容整合为三大单元，即流体力学理论单元，液压元件单元，应用单元。
在讲授课程的主要内容前，应安排一定时间介绍液压技术的发展动态、国内外液压元件的研制情况、国内液压技术存在的主要问题、与国外先进水平的差距、国内液压界所取得的成就及其在机械、冶金、交通运输、化工、电子以及军事等方面的应用、国内国际最新的科学技术及学术观点等等。使学生了解液压技术的进展及前沿，激发学生学习兴趣，明确今后的学习方向和目标。
学好液压传动与控制技术必须有流体力学理论作为支撑，例如薄壁孔、细长孔流量-压力特性理论等，是深入理解液压阀的结构特点和工作原理及设计制造液压元件的基础。只有培养出理论基础牢固的学生，才能使我国液压产品的品质性能得到质的飞跃。讲授流体力学理论单元时，因学时有限，再加上此部分内容枯燥难学，很多老师往往一带而过，使得学生运用理论知识解决实际问题的能力欠缺。因此，培养学生掌握好液压传动与控制技术，应在注重应用的同时，强调学好理论的重要性。
讲授液压元件及应用单元时，可适当减少液压元件的课堂讲授时间，增加典型的液压应用实例的讲解，同时通过液压实践教学将所学液压知识有机地联系起来，做到学以致用。
2 改善教学方法，提高教学质量
《液压传动与控制》是一门同生产实践紧密联系的专业基础课，学习过程中涉及的元件多、回路多，要想使学生全面理解和掌握相关知识，就要在教学过程中不断改善教学方法，培养学生的学习兴趣，从而提高教学质量。
在课堂教学中，充分发挥多媒体教学的优势，收集、制作大量的视频、动画资料，运用图文并茂的效果启发学生思维[2]。针对学生没有生产经验，工程实践少的特点，结合生活中通俗易懂的实例进行形象讲解。如用注射器，自来水龙头等举例说明液压的工作原理、阀的流量控制原理；运用木桶的短板效应讲解溢流阀的并联问题；结合液压阀的工作原理及构成记忆相应的液压阀符号等，这些讲授有效地加深了学生对液压传动的理解，激发了学生的学习热情。
课堂教学除了形象的讲解，还加入了一些启发式的问答，通过教师的提问，引导学生独立思考，帮助学生复习、深化学过的知识，同时鼓励学生多提问题，一问一答，不仅使学生对所学知识留下深刻印象，也引导着他们进一步深入思考去获取新的知识[3]。“授人以鱼不如授人以渔”，学校课堂上的讲授时间毕竟有限，通过提出问题，鼓励学生充分利用图书馆和网络资源查找资料，自己总结出一定的原理和结论，从而为学生今后进一步深造和从事科研工作打下良好的基础。
3 重视实践教学，培养学生综合能力
《液压传动与控制》是一门实践性很强的专业基础课。实践教学是理论教学的巩固、补充、深化和提高，实践教学既培养了学生的动手能力，也培养了学生观察、分析、判断、推理、比较、综合等实践能力[4]。
在理论教学后，我们设置了实验教学。原来的实验设备较简单，实验题目仅涉及压力控制回路、方向控制回路、速度控制回路、多缸控制回路等简单的基本回路的演示。现在，通过实验室建设，增加实验室经费投入，引进了新的实验设备，更新了实验内容。购置的液压安装调试试验台用于培养学生液压管路和液压元件的拆装与替换、硬管制作、液压回路系统调试等基本技能；购置的液压挖掘机实训台能够真实地体现挖掘机机械的实际工况，使学生能够在实验中深刻了解挖掘机机构的各部件结构与工作原理，使学生在学习基本回路的基础上，学会分析典型液压传动系统的工作原理。上述实验设备不仅可进行液压传动各元部件结构及工作原理观摩、拆装实验、液压挖掘机械演示控制实验，还可进行PLC软件仿真演示及控制实验、可编程序控制器（PLC）电气控制实验，即机-电-液一体控制实验。
在重视实验室建设，完善液压传动实验内容的同时，我们每年都安排部分学生选择液压传动与控制领域的课题作为毕业设计题目，培养学生树立正确的设计思想，掌握现代设计方法，综合运用所学的基础理论、基本知识和基本技能，提高分析解决实际问题的能力。实践证明，这些学生都得到了综合训练并取得了较好的成绩。
4 结语
《液压传动与控制》是一门发展的应用学科，在培养学生专业知识的综合应用能力、动手能力和创新能力中占有重要地位。随着科学技术的进步和新型液压元件的出现和发展，要求我们与时俱进，只有不断改善教学方法，调整教学内容，重视实践教学，提高教学质量，才能培养出适应社会需求的高素质人才。
参考文献
[1]朱新才，周小鹛，丁又青.液压传动技术课程教学的改革与实践[J].教育与职业，2009（14）：126-127.
[2]陈淑梅，陈元贵，陈明.多媒体技术在《液压传动与控制》教学软件设计中的应用实例（之一）[J].机床与液压，2001（2）：88—90.
[3]夏忠华.《液压传动》教学中启发性原则的运用[J].中国轻工教育，2002（2）：37-38.
液压传动控制系统 篇4
一、液压系统的组成
液压系统由五部分组成:
1.动力元件。动力元件即液压泵, 它是将系统机械能转化为液压能的装置, 其作用是为液压系统提供压力油, 是系统的动力源。
2.执行元件。执行元件是液压缸或液压马达, 它是将液压能转换为机械能的装置, 其作用是在压力油的推动下输出力矩, 以驱动工作部件。
3.控制调节元件。包括各种阀类元件, 如溢流阀、节流阀、换向阀等, 这类元件的作用是用以控制液压系统中油液的压力、流量和流动方向, 以保证执行元件完成预期的运动。
4.辅助元件。辅助元件如油箱、油管、滤油器等, 它们的作用是设置必要的条件以保证液压系统正常的工作。
5.工作介质。工作介质即传动液体, 通常称液压油。液压系统是通过工作介质实现运动和动力传递的。
二、液压系统的维护
液压设备通常采用日常检查和定期检查的方法, 规定出检查的时间、项目和内容。
日常工作中, 系统使用操作时严格按操作守则使用, 系统各部件应细心维护。
油箱内油液高度要在油面线上, 液压管路要求越短越好, 尽量垂直或平行, 少拐弯, 避免交叉, 吸油管要粗、短、直, 尽量减小吸油阻力, 确保吸油高度一般不大于0.5 m, 严防管接头处泄露。安装橡胶软管要防止扭转, 应留有一定的松弛量。
三、拖拉机的液压系统的组成
(一) 液压转向部分
现代农业机械中有些大型拖拉机安装液压、转向系统, 实现助力转向。
1. 液压转向系统由转向助力系统转向操纵机构和转向传动机构组成。
液压转向系统主要部件有:整体式动力转向器、动力转向油泵、储油罐、高压油管、回油管及液压缸等组成。其简易的工作原理是:发动机带动油泵转动, 把油泵的油液输送给转向器, 转向器通过旋转把油液转换和传输到相应的工作油缸, 系统内的油液也能相应的回流, 从而实现助力转向, 如此循环不断往复工作。
2. 在使用和保养时要注意以下几点:
(1) 当动力转向系统缺油时可直接向储油罐中补充新油, 当系统更换油或严重缺油时, 在系统中有空气的情况下, 补充新油的同时要进行放气。管路部分, 吸油管或管接头不能漏气, 空气从吸油管进入液压油中后, 泵的容积效率下降, 产生噪音, 缩短寿命, 因此, 各管接头和阀等处应确保密封严密。
(2) 保持储油罐内的油液清洁是至关重要的, 这就要求在更换和补充液压油时, 应注意首先将储油罐外部清理干净, 而且应在无扬尘的场地进行作业。事实证明, 助力泵以及转向机磨损、拉伤、损坏的主要原因就是液压油脏。
(3) 动力转向系统在使用中应注意经常进行检查和调整, 发生故障应及时处理。否则造成机件的磨损和损坏后, 有时将是不能修复的。
液压系统中使用的是专用液压油, 切记不可以将不同品牌的液压油混合使用, 以免油液变质, 影响动力转向系统的正常工作。
(二) 液压悬挂部分
拖拉机都安装了独立的液压悬挂系统, 用以悬挂各种农机具, 农用拖拉机目前广泛采用三点式液压悬挂机构。
1. 悬挂系统的组成:
(1) 油泵, 油泵是液压系统的动力元件, 将机械能转变为液压能, 向液压系统提供具有一定压力和流量的油液, 常用的有齿轮泵和柱塞泵。 (2) 分配器, 即操纵阀, 是液压系统的控制阀门, 用来变换油液的流动方向和路线, 它由操纵机构直接操作。 (3) 油缸, 把液压能转变为机械能, 完成系统的相应动作。 (4) 操作机构, 液压系统的操作机构用来控制分配器中的滑阀或操纵阀的位置, 实现系统完成不同的动作。 (5) 悬挂机构, 是连接拖拉机与农具的杠杆机构。
2. 使用时注意事项:
(1) 定期检查油液, 并保持清洁。 (2) 操作分配器手柄时, 要轻击快推, 迅速到位, 若使分配器的控制阀或操纵阀停留在各位置的过渡间隔位置内, 会使油路封闭, 使系统内油压升高, 导致安全阀开启, 使液压系统发热, 加速油泵磨损。 (3) 农机具悬挂时必须牢固, 防止脱落。悬挂农机具长距离行驶时, 要将液压系统锁定, 防止行驶途中, 机具突然降落, 酿成事故。
(三) 液压自卸装置部分
为适应拖拉机运输作业的需要, 拖拉机也安装了一套液压自卸系统。其组成是与液压悬挂系统使用同一液压系统, 只是在执行元件部分有一分路转换阀门, 使悬挂系统与自卸装置既有通用部分而又互不干扰, 液压自卸系统在拖拉机拖带挂车进行货物运输时极大的减轻了作业人员的劳动强度。
液压系统传动原理的经典理论 篇5
(1)机床的总体布局和工艺要求，包括采用液压传动所完成的机床运动种类、机械设计时提出可能用的液压执行元件的种类和型号、执行元件的位置及其空间的尺寸范围、要求的自动化程度等。
(2)机床的工作循环、执行机构的运动方式(移动、转动或摆动)，以及完成的工作范围，
(3)液压执行元件的运动速度、调速范围、工作行程、载荷性质和变化范围。
(4)机床各部件的动作顺序和互锁要求，以及各部件的工作环境与占地面积等。
(5)液压系统的工作性能，如工作平稳性、可靠性、换向精度、停留时间和冲出量等方面的要求。
液压传动控制系统 篇6
一、液压机械传动控制系统的原理
液压机械传动控制系统的原理：保持系统内各处压强相等，即保持在系统中的液体能够静止。对不同大小的活塞进行控制，根据不同大小的活塞本身受力能力的差异来调整各处压力，使得小活塞压力相对小一点，大活塞压力则相对大一点，即可保证系统内各处压强相对平衡，液体在系统内能够维持静止不动的状态。通过液体作为介质进行传递来达到能量变换的目的。整个变换过程需要液压控制阀作为控制元件、液压泵作为动力元件、液压马达等作为液压执行元件、管道等作为液压辅助性元件等共同完成。液压泵是一种常用的动力元件又称容积液压泵，能够在系统的运行过程中提供运行所需要的动力，工作原理是容量的变化产生压力的差异。注意事项是，在选择液压泵时应注意液压效率以及能量的消耗问题。液压马达在系统运行过程中充当执行元件，与液压泵的作用刚好相反，其作用是将容积液压泵提供的液压转换成机械能，达到液压对外做功的目的。液压控制系统以及一些辅助性的元件的作用则是建设液压回路，对系统内的液体进行控制，保证系统能够达到预计需要的效果，从而达到满足工作需求的目的。
二、液压机械传动控制系统的优势和缺陷
1.液压机械传动控制系统的优势。（1）高压、高速、高效率。液压机械传动控制系统在控制元件、动力元件、液压执行元件以及液压辅助性元件的共同作用下，使得液压机械传动的功率较传统的液压传动和机械传动要大。同时，系统与微电子技术相结合，使得系统本身高度集成化，能够实现小空间内对功率的准确控制。（2）小型化、轻量化、反应快、惯性小。由于液压机械传动控制系统本身又具有高度集成化的特点，所以系统具有轻量化、小型化、运动惯性小等特征。此外，各种元件的相互协调配合，能够使得系统操作灵活简单，系统内的控制元件可以对载荷做适当调整，从而实现自动变速换挡。并且整个系统与电液联合控制，将会实现机械高程度的自动化控制，能满足人们越来越高的需求，适应时代的发展趋势。
2.液压机械传动控制系统的缺陷。（1）液压系统漏油影响系统运行的平稳性和正确性。液压机械运动控制系统存在漏油的缺陷会导致液压机械传动的传动比率不能得到保存，导致液压传动系统运行的平稳性和正确性受到影响，使得液压传动系统的平稳性和准确性降低，对整个系统的运行以及运行的效果极为不利，进而影响到企业输出产品的质量。（2）温度的变化会导致系统的运动特性发生改变。液压机械运动控制系统对温度要求比较严格，当温度较高时，会改变系统中液体的黏性，从而使得液压机械运动控制系统的运动特性发生改变，造成工作的稳定性受到影响。因此，在系统的运行过程中应格外注意温度的变化，避免运行结果因为温度的变化产生偏差。（3）故障的检查和排除工作不易进行。液压机械运动控制系统在运行过程中会因为液压元件的运作产生一定量的金属粉末对机器设备造成污染容易发生故障。同时，一些外部环境的灰尘粉也极易吸附到机器设备上，从而对系统稳定性的运行产生影响。而这些在系统运行中都是不可避免的，又比较复杂对故障的检查和排除会造成很大麻烦。（4）系统运行前需要对系统进行严格的清扫。液压机械运动控制系统在运行前首先需要对系统进行全方位的严格清扫，最大限度的避免系统运行过程中一些外界因素可能对系统运行的结果产生影响。
三、液压机械传动控制系统在机械设计及制造中的具体应用
液压机械运动控制系统利用其自身系统的高度集成化能够满足各个领域中企业建设对一些大型的工程装备的需要、较大功率的需求、精度和工作效率较高的需求等。同时，由于其自身兼具惯性小、轻量化、小型化、反应快等特点，使得操作灵活简单，适应各种施工环境和施工条件。在一些自主研发的机械的设计及制造中，液压机械运动控制系统能够充分的发挥作用。机械设计可以跟液压机械运动控制系统的工作原理相适应，借助系统自身的各种优势不仅能弥补传统机械传动和液压传动的缺陷，而且将二者结合起来以后对机械制造的难度的降低，精准度的提高以及工作效率的大幅度提升都有促进作用。此外，液压机械运动控制系统能够较容易实现自动化的控制，将其引入到机械设计和制造的应用中，能够促进机械设计和制造的自动化进程，对机械业的发展具有极其重要的意义，是未来机械设计和制造的发展方向，能够较大的改善产品的质量，缩短产品生产周期，促进产品功能的高效，有效的滿足人们对机械产品越来越高的要求。液压机械运动控制系统已经广泛应用到国防建设和现代建设中机械的设计和制造中了。
四、液压机械传动控制系统在机械设计及制造的应用中存在的问题
随着液压机械运动控制系统的提出和发展，液压机械运动控制系统已经开始广泛应用到各个生产领域，并为人们的生活带来了极大的便利。但是，在目前的系统中仍然存在着一些缺陷。一个突出的表现就是，我国目前液压机械运动控制系统中使用的一些动力元件、控制元件、辅助性元件、执行元件等都需要从国外进口，并且在国际范围和其他发达国家相比有明显的差异。根据液压机械运动控制系统的工作原理以及一些重要元件在系统运行过程中充当的角色，重要元件在系统运行中的重要性可想而知，重要元件的水平直接影响着液压机械运动控制系统的完善性以及功能的高低。因此，要想机械的设计和制造业能够自主创新稳固的发展，应该重点弥补液压系统中重要元件存在的缺陷，学习借鉴并实现创新，提高液压元件的功能和适应性以及液压机械运动控制技术。只有这样，才能从根本上发展我国的液压机械运动控制系统，并提高其在机械的设计和制造上的应用，带动各个行业领域的共同发展进步。
总结
液压机械运动控制系统，是一种新型的技术，能克服传统机械传动和液压传动的缺陷，运用液压使能量进行转换的原理，并通过控制系统进行一系列的控制，实现机械循环运转的目的，对各类需要大型设备的企业建设具有重要作用。将其运用到机械的设计和制造中能提高工作效率、产品质量，更好的满足人们的需求。但其在发展过程中，仍然存在一些不足，尚需进一步的改善和发展。
（作者单位：空军南京航空四站装备修理厂）
作者简介
王磊，空军南京航空四站装备修理厂，出生年月，19860806。江苏徐州人。本科学历，职称，助理工程师。研究方向，机械设计及液压设计。
液压传动控制系统 篇7
海洋覆盖了70%的地球表面,蕴含着巨大的能源,其中因海水周期性的水平流动而产生的潮流能是一种具有高能量密度及可预测性的优秀海洋可再生能源。在最近10年,潮流能的开发利用逐渐形成热潮,不少潮流能发电示范性项目在全球范围内相继开展[1,2],这其中与风力机有相似原理的水平轴式潮流能系统占了多数。
由于流体介质的特性,水平轴式潮流能系统所采用的透平通常工作在低速大扭矩下[3],而系统的发电机通常需要在高速单方向条件下工作,因此需要一套传动装置实现能量从透平到发电机的传递。目前多数潮流能样机采用增速齿轮箱作为传动装置[4,5]。机械齿轮传动成本低、技术成熟,但传动比固定,且由于与透平及发电机刚性连接,容易将潮流的短期变化所带来的冲击直接传递到电气系统。因此,针对潮流能系统需要研究合适的新的传动方式。此外,由于利用透平作为捕能装置,使透平变转速运行并且使系统输出恒定频率的电能是潮流能系统保持最大能量捕获及提供有用电能所需要的。虽然目前基于电力电子变流装置的变速恒频技术在风力发电领域已取得了广泛的应用[6,7,8],但是这种成熟的技术在潮流能应用场合未必合适:一方面是由于潮流能系统的发电机需要正反转工作;另一方面由于潮流能功率密度很大,较小的流速波动就容易使齿轮箱及发电机受到冲击,从而影响系统可靠性。如果能在传动系统中实现各种调控功能,即在稳定传递能量的同时实现系统的变速恒频运行,将使潮流能系统避免使用成本较高的变流装置。
英国爱丁堡大学从波浪能转换的应用出发,曾提出将基于数字变量技术的液压传动应用到潮流能转换装置中[9],但主要侧重于低速数字变量泵的研究,对方案的可行性及详细的调控规律并未开展进一步的研究。此外,德国亚琛工大以汽车中的液压传动作为切入点对风力机中的液压传动方案进行了初步的概念性研究[10]。在国内,中国科学院广州能源所将具有蓄能稳压作用的液压传动应用到波浪能发电系统中,实现了能量的稳定输出[11,12]。目前针对液压传动在潮流能转换中的应用报道较少。
浙江大学在最初的5 kW原理性样机的研究基础上于2009年成功进行了25 kW水平轴潮流能发电系统的研制及海上试验[13,14],同时开展了第3代样机20 kW液压式独立运行变速变桨潮流能发电系统的研究[15]。本文针对潮流能系统的液压传动方案及利用液压技术实现变速恒频运行的调控原理进行了理论及试验研究。
1 基于液压传动的潮流能发电系统
虽然潮流能从长期来看具有很强的规律性,但在短期内由于海水密度较大及风浪对流速的影响,潮流能具有一定程度的波动性[9],因此系统透平必将受到短期潮流能波动的影响。传统的齿轮箱传动简化了系统结构,具有较高的工作效率,但由于其直接与系统的一次及二次能量转换装置刚性连接,因此很容易将短期的潮流能波动所引起的冲击传递到电气系统,导致发电功率的瞬时波动,从而降低了系统的发电品质。课题组在25 kW机械传动式潮流能系统的海上试验中深有体会[13]。相比齿轮传动,液压传动具有更好的阻尼特性,功率体积比大,适合于低速大扭矩的场合,且传动比无级可调[16]。另外,由于系统的能量传递有了柔性的连接,这使得系统的电气系统部分都可以放置到水面以上。
1.1 系统组成
所提出的基于液压传动的潮流能发电系统的结构组成如图1所示。从功能上看系统由4部分组成:①由潮流能透平、动密封机构、电磁刹车及箱体等组成的机械子系统;②由变量泵、溢流阀、蓄能器及变量马达等组成的液压子系统;③由三相永磁同步发电机、整流器、直流变换器、蓄电池组及卸荷负载等组成的独立运行式的电气子系统;④由控制器、上位机监控系统、各类传感器及驱动电路等组成的测控子系统。系统中机械子系统及变量泵放置在水下,其余部分放置在水面以上。
1.2 工作原理
从能量的转换及传递角度看,液压式潮流能系统共经历了3次能量转换过程:首先潮流能透平装置将运动潮流所具有的动能转换为机械能;然后由替代了传统齿轮箱的液压传动系统将透平的机械能转换成液压能并传输,再经液压马达转换成机械能并输出给发电机;最后由发电机将能量转换成电能并输入电控系统进行调节处理。
液压子系统的工作原理为:变量泵在潮流能透平的驱动下转动,输出具有一定压力的油液并经液压管道流入变量马达,驱动马达转动从而带动发电机工作。在透平与变量泵之间的机械增速机构的需求取决于变量泵额定转速的大小。系统中蓄能器主要起到了吸收液压冲击、减小压力和流量脉动及稳定系统工作压力的作用。溢流阀作为安全阀使用,起到了限制系统压力和保护系统的作用。系统中的换向阀和减压阀将减压后的油液提供给机组的变桨距油路系统。
测控子系统对系统中的各类传感器信号进行采样,由控制器计算出泵、马达的排量信号及电力电子元件的脉宽调制(PWM)信号等,通过各类驱动电路控制系统中的调控元件。上位机及其监控程序用来实时显示并记录系统运行的各类参数。
2 变速恒频运行控制原理
对于采用透平作为捕能装置的潮流能转换系统来说,在额定流速以下,通过主动控制透平的转速使其跟随流速而变化,从而使透平保持最佳叶尖速比运行即可使透平从潮流中最大限度地捕获能量。而在透平转速变化的同时保持发电机输出恒定频率的电能对于系统的发电品质至关重要。目前无论是采用双馈异步电机还是永磁同步电机的变速恒频系统,其共同点都是使用电力电子变流器来实现功能[6,7,8]。而对于液压式潮流能系统,由于有了变量泵及马达等调控元件,通过容积调节可使系统的变速恒频运行成为可能。
2.1 变速运行控制
对于图1所示系统,透平转速取决于透平传动轴系的转矩平衡方程:
式中:Tturb,nturb,ωturb分别为透平转矩、转速及角速度;Tf和B分别为主轴动密封的库伦摩擦转矩和黏性摩擦系数;Tpump为液压泵产生的反作用转矩;i和ηgb分别为泵增速机构的传动比及效率;J为整个轴系折算到透平侧的等效转动惯量。
根据透平捕能功率可得透平转矩为:
式中:Pturb为透平机械功率;ρ为海水密度;S为叶轮扫截面积;v为潮流流速;CP为功率系数。
根据变量泵的功率平衡方程可得泵的反作用转矩为:
式中:qpump和ηpm分别为泵的排量和机械效率;psys为系统压力。
由式(1)可见,在额定流速以下想要主动调节透平转速,可以通过改变变量泵对透平的反作用转矩来实现。由于系统有蓄能器的作用,系统压力变化缓慢,根据式(3),通过改变变量泵排量即可改变泵反作用转矩,从而实现透平转速的调节。
所提出的透平转速跟踪控制框图如图2所示。根据流速及透平在最优节距角时的最佳叶尖速比值计算出透平的最优目标转速nopt,转速控制器根据转速偏差计算出泵的排量,调节变量泵的反作用转矩改变透平转速,实现最优转速的跟踪控制。
2.2 恒频输出控制
对于独立运行式的潮流能系统来说,由于有直流变换电路及蓄电池组,发电机的频率并非严格要求控制在50 Hz,但从发电机的效率考虑,仍然希望发电机能一直工作在额定转速下。对于本系统,发电机不直接受透平转速影响,使发电机保持额定转速运行,在获得较好的工作效率的同时又可使发电频率恒定。
假设流速固定且系统透平保持最优转速运行,由于液压系统及发电机的效率总体上变化不大,则系统总的电负载所消耗的功率不变,发电机转速大小将取决于电气子系统负载阻值的大小。在系统变速运行的同时,通过调节系统负载的大小,如在蓄电池充电阶段调节充电电流,或在蓄电池充满时调节卸荷负载的大小,即可改变发电机的转速。所提出的发电机转速控制框图如图3所示。目标转速ngtag为发电机的额定转速,控制器根据转速偏差调节负载大小,改变发电机转速,从而实现发电机的恒频输出控制。
2.3 系统恒压控制
虽然系统中由于有蓄能器的存在使得系统的压力变化缓慢,但在流速极小的情况下可能使系统压力无法到达蓄能器的充气压力,使得蓄能器不起作用;而在流速极大的情况下又可能使系统压力过大,导致系统溢流,从而损失了捕获的能量。因此对系统压力的适当控制是有必要的。
系统中变量马达的流量及转矩方程可表示为:
式中:Qmotor,Tmotor,qmotor分别为马达的实际流量、转矩及排量;ηmv和ηmm分别为马达的容积及机械效率。
假设流速固定并且系统变速恒频运行,那么当系统到达平衡状态后,由于发电机转速及功率不变故变量马达的转矩大小不变,根据式(5),增大马达排量则使系统压力减小,反之亦然。同样从流量的角度考虑,根据式(4),马达排量增大导致马达流量增大,那么对于泵、马达及蓄能器所组成的密闭容腔来说,流出流量大于流入流量将使容腔压力即系统压力减小。所提出的系统压力控制框图如图4所示。当系统压力超出预设的范围时可切入压力控制闭环,控制器根据压力偏差计算马达排量,调节马达流量使系统压力变化并稳定在目标值。
3 仿真试验
在上文对系统控制原理进行理论分析的基础上,有必要利用仿真软件建立整套液压式潮流能系统的仿真模型,通过数字仿真试验对理论进行验证。
3.1 仿真模型
仿真模型的构建以20 kW液压式潮流能转换系统为依据,建立的仿真模型见附录A图A1。其中潮流能透平、电气子系统及测控子系统在MATLAB/Simulink中建立,而液压子系统及透平传动部分利用专用的机械液压仿真软件Amesim建立。利用Amesim的联合仿真接口进行Simulink模型和Amesim模型的联合仿真运行,模拟整套机电液控系统。
仿真模型中潮流流速从mat文件输入。在潮流能透平子模型中节距角固定,所使用的功率系数特性为最优节距角-4°时的特性。透平传动轴系的动力学特性及液压子系统均在Amesim中实现。模型中对电气子系统进行简化,采用三相可变电阻性负载作为永磁同步发电机的负载,负载的可调级数为8位即256级,对应的额定功率为0～25.5 kW。模型中共有3个控制器,分别用来控制透平转速、发电机转速及系统压力,所采用的控制算法均为带近似微分项的比例—积分—微分(PID)算法。
3.2 仿真结果
为了对系统变速恒频恒压控制的可行性及控制效果进行验证,在对仿真模型中的PID参数进行整定后进行了2组仿真试验。2组试验中流速条件相同,如图5所示,在50 s的仿真时间内,流速在1.8～2.2 m/s之间变化,平均值为2 m/s左右。
在第1组试验中3个控制回路都断开,系统在没有任何控制的情况下运行,变量泵排量、可变负载的大小及马达排量均固定在额定工况下的计算值。而在第2组试验中,模型中的3个控制器同时切入,系统在变速恒频恒压复合控制的情况下运行。2组仿真试验的结果如图6～图8所示。
图6为透平转速跟踪控制的仿真结果。通过2组试验的对比可见,系统在没有任何控制的情况下,在经历大约20 s的启动过渡过程后透平的转速仍然有较大的波动,与最优转速相比偏差非常明显,转速偏差大致在±5 r/min的范围内变化,相应的叶尖速比也在5～6.5之间变化。而在试验2中,系统受3个控制器的作用,在经历大约9 s的启动过程后,透平转速能够很好地跟踪最优目标转速,其转速偏差在±0.2 r/min之内,相应的叶尖速比一直保持为最优值5.6,而由透平转速控制器计算出泵排量信号(泵的实际排量与最大排量之比)则在额定工况计算值附近不断变化,以使透平转速能够跟踪流速的变化。
图7为发电机转速控制的仿真结果。当系统在没有任何控制的情况下,发电机转速围绕额定值在700～800 r/min的范围内波动。而当系统加入控制之后,发电机转速在一个可接受的启动超调之后稳定在目标值750 r/min,而可变负载的code信号(0～255)则在不断变化以调节电气负载的大小从而控制转速恒定。另外,从试验2的转速曲线可见,在大约25 s和46 s时,转速出现了一个幅度约为15 r/min的波动,这主要是由于此时流速达到了一个峰值,而可变负载信号却被上限值255所限制。
图8为系统压力控制的仿真结果。由于有蓄能器的作用,在系统的启动过渡过程中系统压力上升缓慢。通过2组试验曲线的对比可见,在有控制的情况下马达排量信号在不断地变化以使系统压力能够稳定保持在目标值25 MPa。而在系统无控制时,系统压力则有明显的波动。
4 试验研究
根据本文所述的液压传动方案,进行了整套20 kW液压式变速变桨潮流能发电系统的模型样机的制造装配,并在实验室内开展了拖动试运行试验。在样机系统中所采用的主要元件如下:
1)30 kW的潮流能透平,在试运行试验时采用一台350 kW的变频调速感应电动机配合传动比为15.82的减速齿轮箱及转矩转速仪来代替系统的透平装置,拖动样机系统发电运行;
2)R60径向柱塞泵,额定转速为1 450 r/min,排量为42.4 mL/r;
3)A6V系列的斜轴式轴向柱塞变量液压马达,排量范围为23～80 mL/r,变量方式是电控比例变量;
4)容积为16 L的皮囊式蓄能器;
5)20 kW的三相永磁同步发电机,额定转速为750 r/min;
6)独立运行式的电气系统,配有240 V,200 Ah的蓄电池组;
7)基于S7-200PLC的控制器及三相功率仪等试验测量设备。
在拖动试验台上,对样机系统进行了一系列的测试工作。图9所示为透平转速控制在45 r/min左右的工况下系统的瞬时运行情况,从系统压力、流量、发电机电压及功率等参数可看出,样机系统工作很平稳,验证了潮流能系统中液压传动方案的可行性。
5 结语
本文介绍了采用液压传动方式的独立运行潮流能发电系统。理论分析提出通过调节泵的排量来控制透平转速,调节负载大小来控制发电机转速及调节马达排量来控制系统压力的变速恒频恒压复合控制的调控原理。整机系统的仿真试验发现,基于上述调控原理的潮流能发电系统在变化的流速下能够实现变速恒频恒压运行,采用带近似微分项的PID算法能够使透平转速、发电机转速及系统压力具有较理想的控制效果。仿真试验验证了理论分析的正确性,为真实系统的设计及试验提供了理论依据。对真实的样机系统开展的拖动试运行试验验证了液压传动在潮流能发电系统中应用的可行性。
附录见本刊网络版(http://aeps.sgepri.sgcc.com.cn/aeps/ch/index.aspx)。
液压传动系统故障分析 篇8
1 液压传动系统常见故障
结合笔者多年机械设备管理经验, 总结出以下常见的液压传动系统故障:1) 液压传动系统表现为无力或动力不足;2) 以液压传动系统为主要动力的运动机构表现为运动不稳定或不运动;3) 液压传动系统出现油液渗漏、泄漏等问题, 有可能造成机械设备内的油液浪费, 导致其实际运行效率下降或者引起系统的破坏;4) 液压传动系统的局部温升过高, 造成系统的运行效率降低, 油液变质或变稀, 以及关键元件出现热变形的现象;5) 液压传动系统运行中噪声过大或产生呜叫, 不但造成了工作环境的污染, 而且导致系统工作中出现稳定性丧失的问题;6) 液压传动系统出现局部堵塞或元件断裂、损伤等问题, 导致运动元件无法达到预定的位置或卡死等。
2 液压传动系统故障的诊断方法
随着现代电子技术的不断创新和发展, 在液压传动系统的故障诊断中, 越来越多的新方法得到了有效的应用。与传统的诊断方法相比, 液压传统系统的新型诊断方法具有科学、准确、及时、客观等优势, 对于各类故障的及时诊断具有积极的意义。
2.1 专家系统诊断方法
目前, 国内外在液压传统系统的故障诊断中, 专家系统诊断方法是较为先进的, 而且具有诊断效率高、效果理想等特点。专家系统诊断方法通过利用知识的共享性与永久性, 对于各种常见的液压传动系统故障进行准确的分析, 并且根据知识库中存储的相关资料, 建立相应的模型, 从而判定液压传统系统故障的类型、特点与部位等。在专家诊断方法的实际应用中, 诊断人员必须掌握诊断推理的基本思维, 而且要强化自身的专家系统运用能力, 进而才能提高诊断工作的效率和质量。
2.2 操作调整检查方法
在液压传统系统运行中, 应用操作调整检查方法主要是指在负荷运作、无负荷运作两种特定的条件下, 诊断人员在操作人员的协助下进行液压传动系统的故障复现操作, 根据测得的相关数据, 与系统的正常运行状态进行比较, 从而保证故障诊断更准、更快。
2.3 神经网络诊断方法
液压传动系统的神经网络诊断方法主要是利用神经网络的非线性, 以及自学习和计算能力, 对其进行综合性的故障诊断。在神经网络诊断方法的实际应用中, 诊断人员应注意方法的合理应用, 以更好地发挥其优势, 其常规的应用方式为:模式识别、故障预测、检测故障等不同的角度, 只有实现各个角度的精确诊断, 才能有效提升液压传统系统故障诊断的效率。
2.4 模糊逻辑诊断方法
模糊逻辑诊断方法主要是指借助于模糊数学中的相关理论, 其中模糊隶属关系是最为关键的部分。由于在常见的液压传动系统故障中确定性与模糊性是并存的, 并且表现为相互交织、影响的关系。因此, 在排除因确定性因素造成液压传统系统出现故障后, 即可采取模糊逻辑诊断方法, 对于其故障进行具体、真实的描述, 从而探明各种故障的本质特征。
3 液压传动系统故障的排除措施
在完成液压传动系统的故障诊断后, 设备管理人员应结合相关信息和资料, 及时采取行之有效的故障排除措施, 以保障液压传动系统的安全、稳定与健康运行。针对各种常见的液压传动系统故障, 笔者总结了以下故障排除措施:
1) 液压传统系统的控制元件较易出现各种故障, 如果不能及时进行诊断与维修, 将难以满足系统与执行元件对于力量方向、压力的实际要求。在进行控制元件的故障排除时, 应注意控制阀的清洁处理, 由于控制阀的结构较为精密, 如果条件允许, 尽量不要进行阀芯部分的抽出, 在拧紧螺丝时要保持力矩的均匀一致。如果控制元件中的回位弹簧出现疲劳状态, 必须及时给予更换;2) 在液压传动系统运行中, 由于受到运行环境、安装质量、操作技巧等因素的影响, 而导致其振动过度, 这也是造成系统中部分原件不稳定的主要原因。为了尽量减少液压传动系统的过度震动, 必须定期对油泵进行检查, 重点是观察油泵安装过程中是否存在柔性联接不平衡的现象, 以防止其中混有空气。同时, 要确保各种液压元件的安装位置是否正确、牢固, 以减少液压传动系统出现故障的几率;3) 一般情况下, 液压传统系统中的油温必须低于40℃, 如果局部温度过高, 将加速相关构件的磨损, 甚至导致设备出现严重的运行故障。导致液压传动系统温度过高的因素是多方面的, 排除设计与制造因素外, 设备管理人员应重点进行日常的维护与保养。例如:液压传动系统溢流阀的调压过高, 而导致大量的无效能量转化为热量进行释放;在进行较高负荷的工作时, 液压驱动部分的压力将明显升高, 也有可能导致系统中的油温急剧上升。因此, 在液压传动系统的日常维护中, 必须注重对于温度过高现象的严密监控;4) 泄漏是液压传动系统的常见故障之一, 其主要引发因素是密封元件老化或变质, 所以, 在设备的日常管理中, 必须防止密封件安装过程中出现扭曲、刮伤的现象。另外, 油液中含有的杂质过多, 也是加速密封件表面磨损的主要原因, 设备管理人员应定期检查各种油液的质量, 对于杂质较多的油液要及时更换。
总之, 在液压传动系统的故障诊断与排除中, 必须注重对于工艺、技术、方法的改造, 并且积极引入先进的理念, 从而形成科学、完善的故障诊断体系, 并且提高故障排除的实际效率。
摘要：在各类机械设备的应用中, 液压传动系统是保证其高效、稳定运行的关键部分, 也是保证各类生产企业实际工作效率和质量的基础。由于受到主客观因素的影响, 液压传动系统经常会出现各种故障, 只有合理利用先进的故障诊断技术, 才能及时查找出故障的发生原因、位置与危害性, 并且制定有效的故障排除措施, 本文仅就相关问题进行分析。
关键词：机械设备,液压传动系统,故障诊断,排除措施
参考文献
[1]刘延俊, 谢玉东.液压传动系统故障诊断技术的现状及发展趋势[J].液压与气动, 2006 (2) .
[2]袁建虎, 李凡显, 洪津.工程机械液压传动系统的故障诊断[J].工程机械与维修, 2005 (13) .
液压传动闭式系统优缺点及防护 篇9
液压系统最常用的是开式系统, 开式系统即是动力源-液压泵从液压油箱吸油, 输出液压油通过控制机构驱动执行机构。液压油通过执行机构做完功后回到液压油箱, 液压油箱是通大气的, 即是一个开放的系统。如图1所示。
闭式系统是动力源-液压泵输出液压油, 通过控制机构或不通过控制机构 (典型的闭式系统是不通过控制机构的) 驱动执行机构, 液压油通过执行机构做完功后直接回液压泵, 形成了一个封闭的回路, 即闭式系统。如图2所示。
图2是一个典型的闭式系统回路, 不带控制机构, A、B主油口直接和执行机构-液压马达主油口相连, 马达的换向通过液压泵斜盘角度改变, 来改变A、B油口的出油方向, 从而改变马达的旋向, 它的优点是去掉了控制机构的节流损失, 特别是在大流量时的节能效果非常可观。
在这个闭式系统中, 理论上泵排出到马达和马达回到泵的液压油是相等的, 但实际情况不是这样, 因为泵和马达都有几个摩擦副———柱塞和缸筒、斜盘和滑靴、配流盘和缸筒, 这些摩擦副都需要润滑, 还有泄漏, 同时泵的伺服控制机构也需要油液控制, 所以决定了输出油液和回来油液不相等, 这样就设计了补油泵来补充闭式系统的油液, 由于闭式系统的高压出油口压力可以达到42MPa, 而且A、B油口是随需要改变为高压出油或是低压回油的, 所以设计了多功能阀, 起到安全阀和始终保持向低压侧补油的作用, 补油的压力一般设定为2.4MPa左右, 补油泵同时也为伺服控制系统提供液压能源。
补油压力由补油溢流阀设定, 考虑到闭式系统中液压油一直封闭循环, 液压油的热量不容易散出, 液压油的污染物不易排出, 所以在液压马达上设计了回路冲洗阀, 见图2马达虚线框中的附件所示, 冲洗阀中带梭阀, 始终保持将低压侧和冲洗溢流阀相通, 不影响高压侧液压油的做功, 然后通过节流口, 设定冲洗的流量, 一部分油液从封闭的系统中流出, 新的经过冷却和过滤的油液通过补油泵补充进闭式系统, 这样就起到了清洁和散热的作用。
2 两种系统的优缺点
2.1 优点
表1是一个萨澳-丹佛斯SAUER-DANFOSS的闭式系统泵和力士乐开式系统泵的参数对比 (同样萨澳-丹佛斯的开式系统泵参数和力士乐类似) , 从中可以看出闭式系统的优点, 为什么闭式系统和开式系统的参数有如此大的差异呢?这主要是由于两种系统的工作原理不同造成的。
开式系统能传输的压力和转速都低, 原因是:
(1) 对于压力, 开式系统液压泵是从液压油箱里吸油的, 那么吸油口会产生负压, 负压就会对滑靴底面的支承油膜产生吸空的作用, 负压作用在柱塞上的力由回程盘提供, 滑靴实质上是脱离斜盘的, 当柱塞从吸油区转到压油区时就会有一个冲击, 由此就限制了开式泵所能提供的最高压力。
(2) 对于转速, 开式泵由于回程盘承受了吸油口负压的作用力, 同时由于柱塞沿斜盘运动时也在往复运动, 转速越高, 惯性力就越大, 作用于回程盘的力也就越大, 所以这也限制了开式泵的转速。
开式泵的压力和转速都限定得较低, 所以它能输出的功率也相对较低。
再看闭式系统泵的工作原理:
(3) 对于压力, 闭式系统正好克服了开式系统的缺点, 它的进油口作用有约2.4MPa的补油压力, 液压油是被压力充进活塞缸体, 滑靴底面即使是在吸油区也保持了压力油膜, 另外由于柱塞始终被压力压在斜盘上, 柱塞是紧靠斜盘而不会接触回程盘, 不会对回程盘产生作用力, 同时滑靴也不会脱离斜盘在转到压油区时产生冲击损坏滑靴, 所以闭式系统泵能承受较高的输出压力。
(4) 对于转速, 闭式系统泵进油是压力充油形式, 滑靴不会对回程盘产生作用力, 同时充油压力也可以抵消一定的柱塞往复运动的惯性力, 这就使得当回程盘承受和开式系统同样力时所允许的转速大为提高。
这样, 闭式系统泵输出的压力和转速都有很大的提高, 所以它能输出的功率也大幅提高。
这些优点在现实中的意义就是:我们能用较小的体积和重量的液压系统输出更大的功率, 可减轻设备的体积和重量, 也使单位功率的成本降低。
2.2 缺点
(1) 由于典型的闭式系统回路中的液压油是双向流动的, 所以装滤清器不可能, 泄漏油路是通壳体的, 不容许高的压力, 所以不能装滤清器增加回油阻力, 能装滤清器的地方就只有在补油泵的吸油口和出油口, 这样主油路中被过滤的液压油只是一小部分, 如果主油路中有了污染物, 被冲洗阀排出系统外的几率比开式系统小得多, 不容易被排出闭式系统之外, 污染物将较长时间地在闭式系统中循环, 导致产生问题的几率加大。
(2) 由于闭式系统中的液压油是部分和外界交换, 所以也不利于系统散热。
(3) 由于闭式系统的优点都是得益于补油泵所产生的补油压力, 一旦补油压力不足, 而系统还是以闭式系统的参数运行, 那么很显然这时承受的压力和转速都已经超过了它的承受能力, 液压泵回程盘将立即损坏, 这是和开式系统非常不同的地方!也是一个最大的缺点。
3 防护及措施
(1) 将闭式系统设计成有控制机构的形式, 即阀控闭式系统, 而将闭式泵斜盘工作于一个固定的方向, 即将A、B油口中的一个固定为高压口, 另一个固定为低压口, 通过方向控制机构来控制执行机构, 虽然这样增加了压力损失, 但液压油流动的方向固定后可以在低压侧加装回油滤清器, 来改善主油路污染物控制的问题, 如图3所示。
(2) 对于系统散热问题, 同样可以用上述方法, 在系统低压侧加装散热器来解决。
(3) 由于闭式系统对污染物敏感, 所以一定要注意液压油清洁和组装过程中的清洁度控制。
(4) 由于补油压力控制是系统的生命, 所以补油压力监视是关键, 加装一个压力继电器来监视补油压力, 从而来保护液压泵是非常必要的。
(5) 要严格控制补油泵的进口真空度, 以免影响补油压力。
(6) 由于闭式系统泵壳体压力是产生抵消补油压力作用的, 壳体压力增加, 相当于补油压力降低, 会导致相对补油压力不足, 产生回程盘被拉坏的问题, 所以必须监视壳体压力在规定的范围内。
针对这几个缺点进行改进后, 就可以避开闭式系统的缺点, 而充分发挥它的优点。
摘要：论述了液压传动闭式系统与开式系统的优缺点, 以及针对缺点应采取的防护措施。
液压传动控制系统 篇10
液压传动在农业机械中的应用也越来越广泛, 越来越多的农业机械装备上都能见到液压技术的踪迹, 且液压技术也受到生产企业和用户的认可, 其中不少已经成为主要的传动和控制方式。而在实际应用中, 液压传动技术不是孤立存在的, 它与机械传动或其他传动方式相互渗透、结合, 液压传动装置中也会包含有机械传动, 这样就可以充分发挥各种传动方式各自的优势, 扬长避短, 从而获得最佳的综合效益。下面介绍几种液压传动技术在农业机械中的应用。
1 液压与机械传动串联方式
串联方式是最为简单和常见的复合方式, 例如在液压马达输出端和驱动桥之间设置机械式变速器以扩大调速的高效区, 实现分段的无级变速。目前在联合收获机上有应用, 对其的发展是将可在行进间变换传动比的动力换挡行星变速器直接安装在驱动轮内, 实现了大变速比的轮边液压驱动, 因而取消了驱动桥, 更便于布局。
2 液压与机械传动并联方式
这种方式主要应用于变速器上, 在传动上与大中功率液力传动和动力换挡变速器具有相同的特点。它是利用多自由度的行星差速器把发动机输出的功率分成液压的和机械的两股“功率流”, 借助液压功率流的可控性, 使这两股功率流在重新汇合时可无级调节总的输出转速。这种方式将液压传动的无级调速性能好和机械传动的稳态效率高这两方面的优点结合起来, 得到一个既有无级变速性能, 又有较高效率的变速装置。按其结构, 这种复合式传动装置可分为两类:第一类为利用行星齿轮差速器分流的外分流式, 其中常见的分流传动机构又可分为输入分流式和输出分流式两种基本形式;第二类为利用液压泵或马达转子与外壳间的差速运动分流的内分流式。这种复合方式的液压传动变速器, 已经应用在农用拖拉机、推土机等机械上。
3 液压与机械传动分时方式
由于自走式农业机械作业速度和非作业状态下转移空驶速度相差悬殊, 根据这个特点采用机械——液压分时驱动方式, 传统机械变速器用于高速行驶, 液压传动装置用于低速作业。这一技术已应用在田间移栽机上。
4 液压传动分位方式
例如大马力的联合收割机, 动力机的动力需要传动到四个车轮、割台、脱粒滚筒等工作部件上。但由于机具的体积大、传动路线长、传动线路复杂, 传统的机械传动难以布局, 利用多组液压泵和液压马达直接传递动力到车轮、割台、脱粒滚筒等工作部件, 可以解决复杂线路的传动, 增加了传动系统的柔性。液压传动的无级调速性能使以不同方式传动互相协调同步, 动力机的功率被分配给各个工作部件。这种传动方式也被应用于在需要四轮驱动的高地隙拖拉机、高地隙宽杆喷雾机等机具上。
5 液压与电力传动的复合
它是液压传动与电力传动的结合。现在主要有两种应用, 一种是自动控制领域的“电子神经+液压肌肉”, 另一种是两者在功率流的复合传输, 如由变频或直流调速电机和高效、低脉动的定量液压泵构成的可变流量液压油源, 用集成安装的电动泵、液压缸或低速大扭矩液压马达构成的电动液压执行单元, 以及混合动力车辆的驱动系统等。随着技术的发展, 该方式也会逐渐应用到农业机械上。
6 总结
目前, 农业机械进入了一个新的发展时期, 新技术的广泛应用使得新结构和新产品不断涌现。随着微电子技术向农业机械的渗透, 农业机械日益向智能化和机电一体化方向发展, 对农业机械传动系统提出的要求也越来越苛刻。随着液压技术迅速发展, 液压元件日臻完善, 使得液压传动在农业机械传动系统中的应用突飞猛进, 液压传动所具有的优势也日渐凸现。可以相信, 随着液压技术与微电子技术、计算机控制技术以及传感技术的紧密结合, 液压传动技术必将在农业机械传动系统的发展中发挥出越来越重要的作用。
摘要：农机工业迅速发展, 农业机械传动系统从单一的机械传动向液压传动方向发展。液压传动系统被应用于农业机械的工作驱动系统和行走驱动系统中, 液压传动所具有的优势也日渐凸现。
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