第一篇：液压系统优化设计论文

1液压泵站的液压原理

新的系统选用2台37kW电机分别驱动一台A10VSO100的恒压变量泵作为动力源，系统采用一用一备的工作方式。恒压变量泵变量压力设为16MPa，在未达到泵上调压阀设定压力之前，变量泵斜盘处于最大偏角，泵排量最大且排量恒定，在达到调压阀设定压力之后，控制油进入变量液压缸推动斜盘减小泵排量，实现流量在0～Qmax之间随意变化，从而保证系统在没有溢流损失的情况下正常工作，大大减轻系统发热，节省能源消耗。在泵出口接一个先导式溢流阀作为系统安全阀限定安全压力，为保证泵在调压阀设定压力稳定可靠工作，将系统安全阀调定压力17MPa。每台泵的供油侧各安装一个单向阀，以避免备用泵被系统压力“推动”。为保证比例阀工作的可靠性，每台泵的出口都设置了一台高压过滤器，用于对工作油液的过滤。为适当减小装机容量，结合现场工作频率进行蓄能器工作状态模拟，最终采用四台32L的蓄能器7作为辅助动力源，当低速运动时载荷需要的流量小于液压泵流量，液压泵多余的流量储入蓄能器，当载荷要求流量大于液压泵流量时，液体从蓄能器放出，以补液压泵流量。经计算，系统最低压力为14．2MPa，实际使用过程中监控系统最低压力为14．5MPa，完全满足使用要求。顶升机液压系统在泵站阀块上，由于系统工作压力低于系统压力，故设计了减压阀以调定顶升机系统工作压力，该系统方向控制回路采用三位四通电磁换向阀，以实现液压缸的运动方向控制，当液压缸停止运动时，依靠双液控单向阀锥面密封的反向密封性，能锁紧运动部件，防止自行下滑，在回油回路上设置双单向节流阀，双方向均可实现回油节流以实现速度的设定，为便于在故障状态下能单独检修顶升机液压系统，系统在进油回路上设置了高压球阀9，在回油回路上设置了单向阀14。该液压站采用了单独的油液循环、过滤、冷却系统设计，此外还设置有油压过载报警、滤芯堵塞报警、油位报警、油温报警等。

2机械手机体阀台的液压原理

对于每台机械手都单独配置一套机体阀台，机体阀台采用集成阀块设计，通过整合优化液压控制系统，将各相关液压元件采用集约布置方式，使全部液压元件集中安装在集成阀块上，元件间的连接通过阀块内部油道沟通，从而最大限度地减少外部连接，基本消除外泄漏。机体阀台的四个出入油口(P－压力油口，P2－补油油口，T－回油油口，L－泄漏油口)分别与液压泵站的对应油口相连接。压力油由P口进入机体阀台后，经高压球阀1及单向阀2．1后，一路经单向阀4给蓄能器6供油以作为系统紧急状态供油，一路经插装阀3给系统正常工作供油。为保证每个回路产生的瞬间高压不影响别的工作回路，在每个回路的进出口都设置了单向阀，对于夹钳工作回路因设置了减压阀16进行减压后供油，无需设置单向阀。对于小车行走系统，由比例阀12．1控制液压马达21的运动方向，液压马达设置了旋转编码器，对于马达行走采用闭环控制，以实现平稳起制动以及小车的精准定位。为避免制动时换向阀切换到中位，液压马达靠惯性继续旋转产生的液压冲击，设置了双向溢流阀11分别用来限制液压马达反转和正转时产生的最大冲击压力，以起到制动缓冲作用，考虑到液压马达制动过程中的泄漏，为避免马达在换向制动过程中产生吸油腔吸空现象，用单向阀9．1和9．2从补油管路P2向该回路补油，为实现单台机械手的故障检修，在补油管路P2上设置了高压球阀8，为实现检修时，可以将小车手动推动到任意检修位置，系统设置了高压球阀5．2。对于双垂直液压缸回路，由比例阀12．2控制液压缸22的运动方向，液压缸安装了位移传感器，对于液压缸位置采用闭环控制，实现液压缸行程的精准定位，液压缸驱动四连杆机构来完成夹钳系统的垂直方向运动;为防止液压缸停止运动时自行下滑，回路设置了双液控单向阀13．1，其为锥面密封结构，闭锁性能好，能够保证活塞较长时间停止在某位置处不动;为防止垂直液压缸22因夹钳系统及工件自重而自由下落，在有杆腔回路上设置了单向顺序阀14，使液压缸22下部始终保持一定的背压力，用来平衡执行机构重力负载对液压执行元件的作用力，使之不会因自重作用而自行下滑，实现液压系统动作的平稳、可靠控制;为防止夹钳夹持超过设计重量的车轮，在有杆腔设置了溢流阀15．1作为安全阀对于夹钳液压缸回路，工作压力经减压阀16调定工作压力后由比例阀17控制带位置监测的液压缸23的运动，来驱动连杆机构完成夹钳的夹持动作，回路设置了双液控单向阀13．2，来保证活塞较长时间停止固定位置，考虑到夹钳开启压力原小于关闭压力(液压缸向无杆腔方向运动夹钳关闭)，在液压缸无杆腔回路上设置了溢流阀15．3，调定无杆腔工作压力，当比例换向阀17右位工作时，压力油经液控单向阀13．2后，一路向有杆腔供油，一路经电磁球阀18向蓄能器19供油，当夹钳夹住车轮，有杆腔建立压力达到压力继电器20设定值后，比例换向阀17回中位，蓄能器19压力油与有杆腔始终连通，确保夹持动作有效，当比例换向阀17左位工作时，蓄能器19压力油经电磁球阀18与有杆腔回油共同经过比例换向阀17回回油口。紧急情况下，电磁换向阀7得电(与系统控制电源采用不同路电源)，将蓄能器6储存的压力油，一路经单向阀9．11供给夹钳液压缸23，使夹钳打开，同时有杆腔回油经电磁球阀18，单向阀9．9回回油T口;一路压力油经节流阀10，单向阀9．3使液压马达21带动小车向炉外方向运动，液压马达回油经比例换向阀12．1，单向阀9．5回回油T口。以确保设备能放下待取车轮，退出加热炉内部，保护设备安全。

3结论

全液压装出料系统经优化设计，系统的装机容量由100kW下降到37kW，大大降低能源消耗，适应了当今绿色发展的要求。由于系统采用备用泵设计，确保了系统的长期稳定运行;蓄能器的大量使用，保证了系统的流量和压力满足生产实际的要求;集成阀块的设计方式，减少了系统下泄漏的几率，降低了油液消耗，保护了环境;紧急回路的设计，可以有效保护设备的使用安全。该技术成果具有向同类加热炉装出料机构推广应用经济价值。

第二篇：液压系统设计

设计一卧式多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统。动力滑台的工作循环是：快进→工进→快退→停止。该系统的主要参数与性能要求如下：切削力Ft=(20000,30000,40000,5000)N，移动部件总重力G=10000N，快进行程L1=100mm，工进行程L2=50mm。快进快退的速度为V快=(4, 6,8,10)m/min，工进速度为V工=(0.25,0.35,0.45,0.55)m/min，加速减速时间△t=0.2s，静摩擦系数，动摩擦系数。该动力滑台采用水平放置的平导轨，动力滑台可任意停止。

静摩擦系数fs＝0.2；动摩擦系数fd＝0.1

液压课程设计说明书

目录

计划书„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3

绪论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4

1.工况分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5

2.拟定液压系统原理图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8

3.液压系统的计算和选择液压元件„„„„„„„„„„„„„„„„„„8

3.1 液压缸主要尺寸的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8

3.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格„„„„„„„„„„„„9

3.3 液压阀的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10

3.4 确定管道尺寸„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10

3.5 液压油箱容积的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10

4.液压系统的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 10

4.1 压力损失的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11

4.2 系统温升的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 11

参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„121

总结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12

液压课程设计任务书

班级： 10321 姓名： 刘子龙

学号： 21 一．设计题目：设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统，要求完成工件的定位与加紧，所需夹紧力不得超过3000N。机床快进、快退的速度约为4.5m/min，工进速度可在20-100mm/min范围内无极调速，快进行程为150mm，工进行程为40mm，最大切削力为30000N，运动部件总重量为11000N，加速（减速）时间为0.1s，采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。二．课程设计目的

本课程设计是学生在学完液压与气动技术基础专业课程,进行的一个综合性和实践性很强的教学环节,学生通过课程设计,能综合运用所学基本理论以及学到的实践知识进行的基本训练,掌握液压系统设计的思维和方法,专用元件和通用元件的参数确定。通过给定设计题目，初步掌握确定压力，进行缸的主要参数的初步确定，按系列要求确定缸体和活塞杆的直径。然后确定其他元件的参数，最后进行效核。通过液压课程设计，提高学生分析和解决实际液压问题的能力,为后续课程的学习及今后从事科学研究,工程技术工作打下较坚实的基础。

计 划 书

一.课程设计目的

本课程设计是学生学完《液压与气动技术》基础专业课程之后进行的一个综合性和实践性很强的教学环节，学生通过课程设计,能综合运用所学基本理论以及学到的实践知识进行的基本训练，掌握液压系统设计的思维和方法，专用元件和通用元件的参数确定。通过给定设计题目，初步掌握确定压力，进行缸的主要参数的初步确定，按系列要求确定缸体和活塞杆的直径。然后确定其他元件的参数，最后进行效核。通过液压课程设计，提高学生分析和解决实际液压问题的能力，为后续课程的学习及今后从事科学研究和工程技术工作打下较坚实的基础。

二.课程设计内容

(一)对题目进行分析,初步计算确定缸体和活塞的直径(二)绘制液压缸装配图(2A)(三)1个零件图(3A)(四)液压原理图一张(五)说明书一份 三.课程设计的时间

课程设计一周时间集中安排,每人一题。时间安排如下： 周1 周2 周3 周4 周 三门峡职业技术学院

机电工程系教研室 202_年5月15日

1.工况分析

首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1.5所示，然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。

液压缸所受外负载F包括三种类型，即 F=Fw+Ff+Fa FW为工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本例中为30000N；

Fa-运动部件速度变化时的惯性负载；

Ff-导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨可出下式求得

Ff=f（G+FRn）G-运动部件动力；

FRn-垂直于导轨的工作负载，事例中为零

f-导轨摩擦系数，本例中取静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1。求得： FfS=0.2×11000N=2200N Ffa=0.1×11000N=1100N 上式中Ffs为静摩擦阻力，Ffa为动摩擦阻力。Fa=(G/g)×(△v/△t)g-重力加速度；

△t-加速度或减速度，一般△t=0。01~0.5s △v-△t时间内的速度变化量。在本例中 Fa=（11000/9.8）×（4.5/0.1×60）=842N 根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表1.4），并画出如图1.5所示的负载循环图

Fa=(G/g)×（△v/△t）

图1.1速度和负载循环图

表 1.4 工作循环 外负载F（N）工作循环 外负载F（N）

启动、加速 F=Ffs+Fa 3042 工进 F=Ffs+Fw 31100 快进 F=Ffa 1100 快退 F=Ffa 1100

2拟定液压系统原理图（1）确定供油方式

考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量减少发热，泵源系统宜采用双泵或变量泵供油。现采用带压力反馈的限压式变量泵。

(2)调速方式的选择 在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的溶剂节流调速。这种调速回路具有效率高发热少和速度刚性好等特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负载切削力的作用。（3）速度换接方式的选择

本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单，调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但速度换接平稳性差。若要提高系统换接的平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。

（4）加紧回路选择

用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。在回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。

最后把所选择的液压回路组合起来，即可合成图1.2所示的液压系统原理图。3.液压系统的计算和选择液压元件 3.1液压缸主要尺寸的确定

1）工作压力p的确定。工作压力p可确定根据负载大小及机器的类型来初步确定，表1.1取液压缸工作压力为4MPa。

2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d。有负载图知最大负载F为31100N，按表1.2可取P2为0.5Mpa，cm为0.95，考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7。将上数据代入式可得

D= = =105mm 根据指导书表2.1，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=110mm；活塞杆直径d，按d/D=0.7及表2.2活塞杆直径系列取d=80mm。

按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，先去夹紧缸的工作压力为3.5MPa，回油背压力为零，为0.95，可得 D= =33.9mm 按表2.1及2.2液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧液压缸的D和d分别为40mm及28mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式可得 A> = cm2=25cm2 本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸由杆腔的实际面积，即 A= cm2=45cm2 可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量 q快进= = =22.6×10-3m3/min=22.6L/min q工进= = 0.112×0.1=0.95×10-3m3/min=0.95L/min q快退= = =20×10-3m3/min=20L/min q夹= = =1.51×10-3m3/min=1.51L/min

3.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格

1）泵的工作压力的确定 考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 Pp=P1+∑△p PP—液压泵最大工作压力； P1—执行元件最大工作压力

∑△p—进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2～0.5MPa，复杂系统取0.5～1.5MPa，本题取0.5MPa。

pP=p1+∑△P=（4+0.5）=4.5MPa 上述计算所得的Pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力Pn应满足Pn≥（1.25～1.6）Pp。中低压系统取小值，高压系统取大值。在本题中Pn=1.3 Pp=5.85MPa。

2）泵的流量确定 液压泵的最大流量应为 qp≥KL(∑q)min qp—液压泵的最大流量；

（∑q）min同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2～3L/ min；

KL—系统泄露系数，一般取KL=1.1～1.3，现取KL=1.2 qp≥KL(∑q)min=1.2×45L/min=54L/min 3)选择液压泵的规格，根据以上算得的pq和qp，再查阅有关手册，现选用YBX-16限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量16mL/r，泵的额定压力6.3MPa，电动机转速1450r/min，容积效率0.85，总效率0.7。3.3 液压阀的选择

本液压系统可采用力士乐系统或GE系列的阀。方案一：控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。方案二：均选用GE系列阀。根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如表1.5所示。表1.5 液压元件明细表

序号 元 件 名 称 通过流量/L?min-1 型 号 1 过滤器 24 XU-B32×100 2 变量叶片泵 24 YBX-16 3 压力表

KF3-EA10B 4 三位四通电磁阀 20 34EF30-E10B 5 二位三通电磁阀 20 23EF3B-E10B 6 单向行程调速阀 20 AQF3-E10B 7 减压阀 9.4 JF3-10B 8 压力表

KF3-EA10B 9 单向阀 9.4 AF3-EA10B 10 二位四通电磁阀 9.4 24EF3-E10B 11 压力继电器 9.4 DP1-63B 12 单向节流阀 9.4 ALF-E10B 3.4 确定管道尺寸

油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量q=40L/min，压油管的允许流速取u=4m/s，内径d为 d=4.6 =4.6 =15.4mm 若系统主油路流量按快退时取q=20L/min，则可算得油管内径d=10.3mm。

综合诸因素，现取油管的内径d为12mm。吸油管同样可按上式计算（q=24L/min、v=1.5m/s），现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为28mm。3.5 液压油箱容积的确定

本题为中压液压系统，液压油箱有效容积按泵的流量的5～7倍来确定，现选用容量为400L的油箱。

4.液压系统的验算

已知该液压系统中进﹑回油管的内径均为 12mm，各段管道的长度分别为： AB=0.3m, AC=1.7mm, DE=2mm.选用L-HL32 液压油，考虑到油的最低温度为

15℃，差得15℃ 时该液压油的运动粘度v=150cst=1.5cm2/s,油的密度 =920㎏/m3 4.1压力损失的验算

1）工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度0.1m/min, 进给时的最大流量为0.95L/min,则液压油在管内流速v1为 v1= = =840cm/min=14.01cm/s 管道流动雷诺数R 为 R = = =11.2 R ﹤2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数 = = =6.70。进油管道BC的沿程压力损失△P 为

△P = =6.70× =0.01×10 P 查得换向阀4WE6E50/AG24的压力损失△P =0.05×10 P 忽略油液通过管接头﹑油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失△P 为

△P =△P +△P =0.01×10 +0.05×10 =0.06×10 P 2）工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则 V2=V1/2=7㎝/s Re2= V2d/v=7×1.2/1.5=5.6 λ2=75/ Re2=75/6.488=13.39 回油管道的沿程压力损失ΔP2-1为

ΔP2-1=λlpv2/2d=13.39×2/1.2×10-2×920×0.072=5030pa 查产品样本知换向阀3WE6A50/AG24的压力损失ΔP2-2=0.025×106pa,换向阀4WE6E50/AG24的压力损失ΔP2-3=0.025×106pa，调速阀2FRM5-20/6的压力损失ΔP2-4=0.5×106pa。回油路总压力损失ΔP2为

ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+ΔP2-4=（0.00503+0.025+0.025+0.5）×106=0.555×106pa 3）变量泵出口处的压力PP PP=(F/η㎝+A2ΔP1)/ A1+ΔP1=(31100/0.95+40.05×10-4×0.6×106)/78.54×10-4+0.06×106=4.53×106 4）快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即45L/min，AC段管路的沿程压力损失ΔP1-1为 V1=q/（πd2/4）=4×45×103/(3.14×1.22×60)=663㎝/s Re1=v1d/v=663×1.2/1.5=530 λ1=75/Re1=75/530=0.142 ΔP1-1=λlpv2/2d=0.142×1.7/(1.2×10-2)×920×6.632/2=0.41×106pa 同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失ΔP1-1和ΔP1-3为 V2==q/（πd2/4）=4×22.6×103/(3.14×1.22×60)=333㎝/s Re2= v2d/v=333×1.2/1.5=266 λ2=75/Re2=75/266=0.28 ΔP1-2=0.28×0.3/（1.2×10-2）×920×3.332/2=0.036×106 ΔP1-3=0.28×1.7/（1.2×10-2）×920×3.332/2=0.204×106 查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为4EW6E50/AG24的压力损失ΔP2-1=0.17×106pa。据分析在差动连接中，泵的出口压力PP为

PP=2ΔP1-1+ΔP1-2+ΔP1-3+ΔP2-1+ΔP2-2+F/A2η㎝

=（2×0.41﹢0.036﹢0.204﹢0.17+0.17）×106+1100/40.05×10-4×0.95 =1.43×106pa 快退时压力损失验算从略。上述验算表明无需修改原设计。4.2 系统温升的验算

在整个工作循环中，工作阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工作时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。

当V=2cm/min时

q= D2v= ×0.112×0.02=0.190×10-3 m3/min=0.190L/min 此时泵的效率为0.05，泵的出口压力为3.6MPa,则有 P输入=3.2×0.0.190/60×0.05=0.20kW P输出=Fv=31100×2/60×10-2×10-3=0.010kW 此时的功率损失为

ΔP= P输入-P输出=0.20-0.010=0.19kW 当V=10cm/min时，q=0.95L/min,总效率η=0.7 则P输入=3.2×0.95/60×0.7=0.072kW P输出=Fv=31100×10/60×10-2×10-3=0.052kW ΔP= P输入-P输出==0.072-0.052=0.020kW 可见在工进速度低时，功率损失为0.19kW，发热量最大。

假定系统的散热状况一般取K=10×10-3kW/(cm2.℃)，油箱的散热面积A为 A=0.065 系统的温升为

Δt=ΔP/KA=0.19/(10x10-3x1.92）=9.89 0C 验算表明系统的温升在许可范围内。

参考文献

1.马春风主编.液压课程设计指导书.202_ 2.李新德.液压与气动技术.北京：中国商业出版社，202_ 3.雷天觉.液压工程手册.北京：机械工业出版社，1990 4.俞启荣.液压传动.北京：机械工业出版社，1990 5.左健民.液压与气动传动.北京：机械工业出版社，1998 总 结

通过一周的液压课程实训，学会了好多好多！第一次操作CAXA时，记得不知道从何开始，如何保存等等。后来，通过老师和同学们的帮助，渐渐地懂了，知道了这些知识!感谢老师一周的指导，深感基础知识的重要性，我们每一个学生都应该在大学生涯中好好把握，为将来的社会生涯开拓一个良好起点。课程设计是累的但也是令人高兴的，这次实训使我和同学间的友情更进，更加体会到了团结的重要性。“人生能有几回搏，今日不搏何时搏！”我认真把握每一次实训的机会，仔细聆听老师的指导，做好自己的学习工作。

收获的喜悦是我们大家都能够领略的，播种的心情则是我们大家所共享的。人生的路途荆棘丛生，逃，懦弱：避，消极：退，无能！我们只有播下坚定的信念，播下坚忍的品质，播下不灭的希望，才能在收获成功的鲜花大道上，昂首前行！播下你的梦想，无路也有希望;播下你的梦想，踏出一路风光！

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第三篇：液压系统设计

在液压伺服系统中采用液压伺服阀作为输入信号的转换与放大元件。液压伺服系统能以小功率的电信号输入，控制大功率的液压能（流量与压力）输出，并能获得很高的控制精度和很快的响应速度。位置控制、速度控制、力控制三类液压伺服系统一般的设计步骤如下：

1）明确设计要求：充分了解设计任务提出的工艺、结构及时系统各项性能的要求，并应详细分析负载条件。

2）拟定控制方案，画出系统原理图。

3）静态计算：确定动力元件参数，选择反馈元件及其它电气元件。

4）动态计算：确定系统的传递函数，绘制开环波德图，分析稳定性，计算动态性能指标。

5）校核精度和性能指标，选择校正方式和设计校正元件。

6）选择液压能源及相应的附属元件。

7）完成执行元件及液压能源施工设计。

本章的内容主要是依照上述设计步骤，进一步说明液压伺服系统的设计原则和介绍具体设计计算方法。由于位置控制系统是最基本和应用最广的系统，所以介绍将以阀控液压缸位置系统为主。

4.1 全面理解设计要求 4.1.1 全面了解被控对象

液压伺服控制系统是被控对象—主机的一个组成部分，它必须满足主机在工艺上和结构上对其提出的要求。例如轧钢机液压压下位置控制系统，除了应能够承受最大轧制负载，满足轧钢机轧辊辊缝调节最大行程，调节速度和控制精度等要求外，执行机构—压下液压缸在外形尺寸上还受轧钢机牌坊窗口尺寸的约束，结构上还必须保证满足更换轧辊方便等要求。要设计一个好的控制系统，必须充分重视这些问题的解决。所以设计师应全面了解被控对象的工况，并综合运用电气、机械、液压、工艺等方面的理论知识，使设计的控制系统满足被控对象的各项要求。

4.1.2 明角设计系统的性能要求

1）被控对象的物理量：位置、速度或是力。

2）静态极限：最大行程、最大速度、最大力或力矩、最大功率。

3）要求的控制精度：由给定信号、负载力、干扰信号、伺服阀及电控系统零飘、非线性环节（如摩擦力、死区等）以及传感器引起的系统误差，定位精度，分辨率以及允许的飘移量等。

4）动态特性：相对稳定性可用相位裕量和增益裕量、谐振峰值和超调量等来规定，响应的快速性可用载止频率或阶跃响应的上升时间和调整时间来规定； 5）工作环境：主机的工作温度、工作介质的冷却、振动与冲击、电气的噪声干扰以及相应的耐高温、防水防腐蚀、防振等要求；

6）特殊要求；设备重量、安全保护、工作的可靠性以及其它工艺要求。

4.1.3 负载特性分析

正确确定系统的外负载是设计控制系统的一个基本问题。它直接影响系统的组成和动力元件参数的选择，所以分析负载特性应尽量反映客观实际。液压伺服系统的负载类型有惯性负载、弹性负载、粘性负载、各种摩擦负载（如静摩擦、动摩擦等）以及重力和其它不随时间、位置等参数变化的恒值负载等。

4.2 拟定控制方案、绘制系统原理图

在全面了解设计要求之后，可根据不同的控制对象，按表6所列的基本类型选定控制方案并拟定控制系统的方块图。如对直线位置控制系统一般采用阀控液压缸的方案，方块图如图36所示。

图36 阀控液压缸位置控制系统方块图

在液压伺服系统中采用液压伺服阀作为输入信号的转换与放大元件。液压伺服系统能以小功率的电信号输入，控制大功率的液压能（流量与压力）输出，并能获得很高的控制精度和很快的响应速度。位置控制、速度控制、力控制三类液压伺服系统一般的设计步骤如下：

1）明确设计要求：充分了解设计任务提出的工艺、结构及时系统各项性能的要求，并应详细分析负载条件。

2）拟定控制方案，画出系统原理图。

3）静态计算：确定动力元件参数，选择反馈元件及其它电气元件。

4）动态计算：确定系统的传递函数，绘制开环波德图，分析稳定性，计算动态性能指标。

5）校核精度和性能指标，选择校正方式和设计校正元件。

6）选择液压能源及相应的附属元件。

7）完成执行元件及液压能源施工设计。

本章的内容主要是依照上述设计步骤，进一步说明液压伺服系统的设计原则和介绍具体设计计算方法。由于位置控制系统是最基本和应用最广的系统，所以介绍将以阀控液压缸位置系统为主。

4.1 全面理解设计要求

4.1.1 全面了解被控对象 液压伺服控制系统是被控对象—主机的一个组成部分，它必须满足主机在工艺上和结构上对其提出的要求。例如轧钢机液压压下位置控制系统，除了应能够承受最大轧制负载，满足轧钢机轧辊辊缝调节最大行程，调节速度和控制精度等要求外，执行机构—压下液压缸在外形尺寸上还受轧钢机牌坊窗口尺寸的约束，结构上还必须保证满足更换轧辊方便等要求。要设计一个好的控制系统，必须充分重视这些问题的解决。所以设计师应全面了解被控对象的工况，并综合运用电气、机械、液压、工艺等方面的理论知识，使设计的控制系统满足被控对象的各项要求。

4.1.2 明角设计系统的性能要求

1）被控对象的物理量：位置、速度或是力。

2）静态极限：最大行程、最大速度、最大力或力矩、最大功率。

3）要求的控制精度：由给定信号、负载力、干扰信号、伺服阀及电控系统零飘、非线性环节（如摩擦力、死区等）以及传感器引起的系统误差，定位精度，分辨率以及允许的飘移量等。

4）动态特性：相对稳定性可用相位裕量和增益裕量、谐振峰值和超调量等来规定，响应的快速性可用载止频率或阶跃响应的上升时间和调整时间来规定；

5）工作环境：主机的工作温度、工作介质的冷却、振动与冲击、电气的噪声干扰以及相应的耐高温、防水防腐蚀、防振等要求；

6）特殊要求；设备重量、安全保护、工作的可靠性以及其它工艺要求。

4.1.3 负载特性分析

正确确定系统的外负载是设计控制系统的一个基本问题。它直接影响系统的组成和动力元件参数的选择，所以分析负载特性应尽量反映客观实际。液压伺服系统的负载类型有惯性负载、弹性负载、粘性负载、各种摩擦负载（如静摩擦、动摩擦等）以及重力和其它不随时间、位置等参数变化的恒值负载等。

4.2 拟定控制方案、绘制系统原理图

在全面了解设计要求之后，可根据不同的控制对象，按表6所列的基本类型选定控制方案并拟定控制系统的方块图。如对直线位置控制系统一般采用阀控液压缸的方案，方块图如图36所示。

图36 阀控液压缸位置控制系统方块图

在液压伺服系统中采用液压伺服阀作为输入信号的转换与放大元件。液压伺服系统能以小功率的电信号输入，控制大功率的液压能（流量与压力）输出，并能获得很高的控制精度和很快的响应速度。位置控制、速度控制、力控制三类液压伺服系统一般的设计步骤如下：

1）明确设计要求：充分了解设计任务提出的工艺、结构及时系统各项性能的要求，并应详细分析负载条件。

2）拟定控制方案，画出系统原理图。

3）静态计算：确定动力元件参数，选择反馈元件及其它电气元件。

4）动态计算：确定系统的传递函数，绘制开环波德图，分析稳定性，计算动态性能指标。

5）校核精度和性能指标，选择校正方式和设计校正元件。

6）选择液压能源及相应的附属元件。

7）完成执行元件及液压能源施工设计。

本章的内容主要是依照上述设计步骤，进一步说明液压伺服系统的设计原则和介绍具体设计计算方法。由于位置控制系统是最基本和应用最广的系统，所以介绍将以阀控液压缸位置系统为主。

4.1 全面理解设计要求

4.1.1 全面了解被控对象

液压伺服控制系统是被控对象—主机的一个组成部分，它必须满足主机在工艺上和结构上对其提出的要求。例如轧钢机液压压下位置控制系统，除了应能够承受最大轧制负载，满足轧钢机轧辊辊缝调节最大行程，调节速度和控制精度等要求外，执行机构—压下液压缸在外形尺寸上还受轧钢机牌坊窗口尺寸的约束，结构上还必须保证满足更换轧辊方便等要求。要设计一个好的控制系统，必须充分重视这些问题的解决。所以设计师应全面了解被控对象的工况，并综合运用电气、机械、液压、工艺等方面的理论知识，使设计的控制系统满足被控对象的各项要求。

4.1.2 明角设计系统的性能要求

1）被控对象的物理量：位置、速度或是力。

2）静态极限：最大行程、最大速度、最大力或力矩、最大功率。

3）要求的控制精度：由给定信号、负载力、干扰信号、伺服阀及电控系统零飘、非线性环节（如摩擦力、死区等）以及传感器引起的系统误差，定位精度，分辨率以及允许的飘移量等。

4）动态特性：相对稳定性可用相位裕量和增益裕量、谐振峰值和超调量等来规定，响应的快速性可用载止频率或阶跃响应的上升时间和调整时间来规定；

5）工作环境：主机的工作温度、工作介质的冷却、振动与冲击、电气的噪声干扰以及相应的耐高温、防水防腐蚀、防振等要求；

6）特殊要求；设备重量、安全保护、工作的可靠性以及其它工艺要求。

4.1.3 负载特性分析

正确确定系统的外负载是设计控制系统的一个基本问题。它直接影响系统的组成和动力元件参数的选择，所以分析负载特性应尽量反映客观实际。液压伺服系统的负载类型有惯性负载、弹性负载、粘性负载、各种摩擦负载（如静摩擦、动摩擦等）以及重力和其它不随时间、位置等参数变化的恒值负载等。

4.2 拟定控制方案、绘制系统原理图

在全面了解设计要求之后，可根据不同的控制对象，按表6所列的基本类型选定控制方案并拟定控制系统的方块图。如对直线位置控制系统一般采用阀控液压缸的方案，方块图如图36所示。

液压传动中由液压泵、液压控制阀、液压执行元件(液压缸和液压马达等)和液压辅件(管道和蓄能器等)组成的液压系统。液压泵把机械能转换成液体的压力能，液压控制阀和液压辅件控制液压介质的压力、流量和流动方向，将液压泵输出的压力能传给执行元件，执行元件将液体压力能转换为机械能，以完成要求的动作。

工作原理 电动机带动液压泵从油箱吸油，液压泵把电动机的机械能转换为液体的压力能。液压介质通过管道经节流阀和换向阀进入液压缸左腔，推动活塞带动工作台右移，液压缸右腔排出的液压介质经换向阀流回油箱。换向阀换向之后液压介质进入液压缸右腔，使活塞左移，推动工作台反向移动。改变节流阀的开口可调节液压缸的运动速度。液压系统的压力可通过溢流阀调节。在绘制液压系统图时，为了简化起见都采用规定的符号代表液压元件，这种符号称为职能符号。

基本回路 由有关液压元件组成，用来完成特定功能的典型油路。任何一个液压传动系统都是由几个基本回路组成的，每一基本回路都具有一定的控制功能。几个基本回路组合在一起，可按一定要求对执行元件的运动方向、工作压力和运动速度进行控制。根据控制功能不同，基本回路分为压力控制回路、速度控制回路和方向控制回路。

压力控制回路 用压力控制阀(见液压控制阀)来控制整个系统或局部范围压力的回路。根据功能不同，压力控制回路又可分为调压、变压、卸压和稳压 4种回路。(1)调压回路：这种回路用溢流阀来调定液压源的最高恒定压力，溢流阀就起这一作用。当压力大於溢流阀的设定压力时，溢流阀开口就加大，以降低液压泵的输出压力，维持系统压力基本恒定。(2)变压回路：用以改变系统局部范围的压力，如在回路上接一个减压阀则可使减压阀以后的压力降低；接一个升压器，则可使升压器以后的压力高於液压源压力。(3)卸压回路：在系统不要压力或只要低压时，通过卸压回路使系统压力降为零压或低压。(4)稳压回路：用以减小或吸收系统中局部范围内产生的压力波动，保持系统压力稳定，例如在回路中采用蓄能器。

速度控制回路 通过控制介质的流量来控制执行元件运动速度的回路。按功能不同分为调速回路和同步回路。(1)调速回路：用来控制单个执行元件的运动速度，可以用节流阀或调速阀来控制流量，如图 简单磨床的液压传动系统原理图 中的节流阀就起这一作用。节流阀控制液压泵进入液压缸的流量(多余流量通过溢流阀流回油箱)，从而控制液压缸的运动速度，这种形式称为节流调速。也可用改变液压泵输出流量来调速，称为容积调速。(2)同步回路：控制两个或两个以上执行元件同步运行的回路，例如采用把两个执行元件刚性连接的方法，以保证同步；用节流阀或调速阀分别调节两个执行元件的流量使之相等，以保证同步；把液压缸的管路串联，以保证进入两液压缸的流量相同，从而使两液压缸同步。

方向控制回路 控制液压介质流动方向的回路。用方向控制阀控制单个执行元件的运动方向，使之能正反方向运动或停止的回路，称为换向回路，图 简单磨床的液压传动系统原理图 中的换向阀即起这一作用。在执行元件停止时，防止因载荷等外因引起泄漏导致执行元件移动的回路，称为锁紧回路。

式中，为节流系数［对薄壁孔］；，对细长孔

为流量系数；、分别为液体密度和动

为由孔口形状

=力粘度；、分别为细长孔直径和长度；决定的指数（0.51），对薄壁孔

=0.5，对细长孔1； 为节流阀过流面积，其计算公式随阀口形式而异。

如图所示，具有螺旋曲线开口的阀芯2与阀套3上的窗口匹配后，构成了具有某种形状的棱边型节流孔。转动手轮1（此手轮可用顶部的钥匙来锁定），螺旋曲线相对套筒窗口升高或降低，从而调节节流口面积的大小，即可实现对流量的控制。

2、流量特性

通过节流阀的流量及其前后压差

（5－46）的关系可表示为

3、节流阀的刚度

节流阀的刚度反映了它在负载压力变动时保持流量稳定的能力。它定义为节流阀前后压差动值的比值，即

（5－47）的变化与流量的波

将式（5－46）代入上式，得］

（5－48）

由式（5－47）结合不同开口时节流阀的流量特性图可以发现，相当于流量曲线上某点的切线与横坐标值夹角的余切，即

结合不同开口时节流阀的流量特性图和式（5－48）可得出以下结论： 阀的压差相同，节流开口小时，刚度大。

越小，刚度越低。所以节流的条件下才能正常工作，但提（5－49）

节流开口一定时，前后压差阀只能在大于某一最低压差高 将引起压力损失增加。

减小值，可提高刚度。因此目前使用的节流阀多采用=0.5的薄壁小孔式节流口。

当节流口为细长孔时，油温越高，液体动力粘度越小，节流系数

越大，阀的刚度就越小，流量的增量越大。当采用=0.5的薄壁小孔式节流口时，油温的变化对流量稳定性没有影响。

式（5－46）为节流阀的流量特性方程，其特性曲线如图所示。

4、节流口堵塞及最小稳定流量

节流阀在小开口下工作时，特别是进出口压差较大时，虽然不改变油温和阀的压差，但流量会出现时大时小的脉动现象，开口越小，脉动现象越严重，甚至在阀口没有完全关闭时就完全断流。这种现象称为

节流口堵塞。

产生堵塞的主要原因是：①油液中的机械杂质或因氧化析出的胶质、沥青、炭渣等污物堆积在节流缝隙处；②由于油液老化或受到挤压后产生带电的极化分子，而节流缝隙的金属表面上存在电位差，故极化分子被吸附到缝隙表面，形成牢固的边界吸附层，吸附层的厚度一般为5～8，因而影响了节流缝隙的大小。以上堆积、吸附物增长到一定厚度时，会被液流冲刷掉，随后又重新吸附在阀口上。这样周而复始，就形成流量的脉动；③阀口压差较大时，因阀口温升高，液体受挤压的程度增强，金属表面也更易受摩擦作用而形成电位差，因此压差大时容易产生堵塞现象。

减轻堵塞现象的措施有：①选择水力半径大的薄刃节流口；②精密过滤并定期更换油液；③适当选择节流口前后的压差；④采用电位差较小的金属材料、选用抗氧化稳定性好的油液、减小节流口的表面粗糙度等，都有助于缓解堵塞的产生。

针形及偏心槽式节流口因节流通道长，水力半径较小，故其最小稳定流量在80流量为20～30Mpa下达到

55、节流阀的应用

由于节流阀的流量不仅取决于节流口面积的大小，还与节流口前后压差有关，阀的刚度小，故只适用于执行元件负载变化很小和速度稳定性要求不高的场合。

对于执行元件负载变化大及对速度稳定性要求高的节流调速系统，必须对节流阀进行压力补偿来保持节流阀前后压差不变，从而达到流量稳定。

固定式节流阀（节流口大小不能调整）－用于改变流量。可调式节流阀（特点：不易堵塞，流量不稳定）－用于速度较低的液压系统。

以上。薄刃节流口的最小稳定

。特殊设计的微量节流阀能在压差0.3的最小稳定流量。可调式单向节流阀（特点：流量不稳定）－用于需要单向节流阀调整，反向快速运动的场合

第四篇：液压系统的设计

液压系统的设计

8.1液压系统简介

机械手的液压传动是以有压力的油液作为传递动力的工作介质。电动机带动油泵输出压力油，是将电动机供给的机械能转换成油液的压力能。压力油经过管道及一些控制调节装置等进入油缸，推动活塞杆运动，从而使手臂作伸缩、升降等运动，将油液的压力能又转换成机械能。手臂在运动时所能克服的摩擦阻力大小，以及夹持式手部夹紧工件时所需保持的握力大小，均与油液的压力和活塞的有效工作面积有关。手臂做各种运动的速度决定于流入密封油缸中油液容积的多少。这种借助于运动着的压力油的容积变化来传递动力的液压传动称为容积式液压传动，机械手的液压传动系统都属于容积式液压传动。

8.2液压系统的组成

液压传动系统主要由以下几个部分组成：

① 油泵

它供给液压系统压力油，将电动机输出的机械能转换为油液的压力能，用这压力油驱动整个液压系统工作。

② 液动机

压力油驱动运动部件对外工作部分。手臂做直线运动，液动机就是手臂伸缩油缸。也有回转运动的液动机一般叫作油马达，回转角小于360°的液动机，一般叫作回转油缸（或称摆动油缸）。

③ 控制调节装置 各种阀类，如单向阀、溢流阀、节流阀、调速阀、减压阀、顺序阀等，各起一定作用，使机械手的手臂、手腕、手指等能够完成所要求的运动。

8.3机械手液压系统的控制回路

机械手的液压系统，根据机械手自由度的多少，液压系统可繁可简，但是总不外乎由一些基本控制回路组成。这些基本控制回路具有各种功能，如工作压力的调整、油泵的卸荷、运动的换向、工作速度的调节以及同步运动等。

8.3.1 压力控制回路

① 调压回路

在采用定量泵的液压系统中，为控制系统的最大工作压力，一般都在油泵的出口附近设置溢流阀，用它来调节系统压力，并将多余的油液溢流回油箱。

② 卸荷回路

在机械手各油缸不工作时，油泵电机又不停止工作的情况下，为减少油泵的功率损耗，节省动力，降低系统的发热，使油泵在低负荷下工作，所以采用卸荷回路。此机械手采用二位二通电磁阀控制溢流阀遥控口卸荷回路。

③ 减压回路

为了是机械手的液压系统局部压力降低或稳定，在要求减压的支路前串联一个减压阀，以获得比系统压力更低的压力。

④平衡与锁紧回路

在机械液压系统中，为防止垂直机构因自重而任意下降，可采用平衡回路将垂直机构的自重给以平衡。

为了使机械手手臂在移动过程中停止在任意位置上，并防止因外力作用而发生位移，可采用锁紧回路，即将油缸的回油路关闭，使活塞停止运动并锁紧。本机械手采用单向顺序阀做平衡阀实现任意位置锁紧的回路。

⑤ 油泵出口处接单向阀

在油泵出口处接单向阀。其作用有二：第一是保护油泵。液压系统工作时，油泵向系统供应高压油液，以驱动油缸运动而做功。当一旦电机停止转动，油泵不再向外供油，系统中原有的高压油液具有一定能量，将迫使油泵反方向转动，结果产生噪音，加速油泵的磨损。在油泵出油口处加设单向阀后，隔断系统中高压油液和油泵时间的联系，从而起到保护油缸的作用。第二是防止空气混入系统。在停机时，单向阀把系统能够和油泵隔断，防止系统的油液通过油泵流回油箱，避免空气混入，以保证启动时的平稳性。

8.3.2 速度控制回路

液压机械手各种运动速度的控制，主要是改变进入油缸的流量Q。其控制方法有两类：一类是采用定量泵，即利用调节节流阀的通流截面来改变进入油缸或油马达的流量；另一类是采用变量泵，改变油泵的供油量。本机械手采用定量油泵节流调速回路。

根据各油泵的运动速度要求，可分别采用LI型单向节流阀、LCI型单向节流阀或QI型单向调速阀等进行调节。

节流调速阀的优点是：简单可靠、调速范围较大、价格便宜。其缺点是：有压力和流量损耗，在低速负荷传动时效率低，发热大。

采用节流阀进行节流调速时，负荷的变化会引起油缸速度的变化，使速度稳定性差。其原因是负荷变化会引起油缸速度的变化，使速度稳定性差。其原因是负荷变化会引起节流阀进出油口的压差变化，因而使通过节流阀的流量以至油缸的速度变化。

调速阀能够随负荷的变化而自动调整和稳定所通过的流量，使油缸的运动速度不受负荷变化的影响，对速度的平稳性要求高的场合，宜用调速阀实现节流调速。

8.3.3 方向控制回路

在机械手液压系统中，为控制各油缸、马达的运动方向和接通或关闭油路，通常采用二位二通、二位三通、二位四通电磁阀和电液动滑阀，由电控系统发出电信号，控制电磁铁操纵阀芯换向，使油缸及油马达的油路换向，实现直线往复运动和正反向转动。

目前在液压系统中使用的电磁阀，按其电源的不同，可分为交流电磁阀（D型）和直流电磁阀（E型）两种。交流电磁阀的使用电压一般为220V（也有380V或36V），直流电磁阀的使用电压一般为24V（或110V）。这里采用交流电磁阀。交流电磁阀起动性能好，换向时间短，接线简单，价廉，但是如吸不上时容易烧坏，可靠性差，换向时有冲击，允许换向频率底，寿命较短。

8.4 机械手的液压传动系统

液压系统图的绘制是设计液压机械手的主要内容之一。液压系统图是各种液压元件为满足机械手动作要求的有机联系图。它通常由一些典型的压力控制、流量控制、方向控制回路加上一些专用回路所组成。

绘制液压系统图的一般顺序是：先确定油缸和油泵，再布置中间的控制调节回路和相应元件，以及其他辅助装置，从而组成整个液压系统，并用液压系统图形符号，画出液压原理图。

8.4.1 上料机械手的动作顺序

本液压传动上料机械手主要是从一个地方拿到工件后，横移一定的距离后把工件给立式精锻机进行加工。它的动作顺序是：待料（即起始位置。手指闭合，待夹料立放）→ 插定位销 → 手臂前伸 → 手指张开 → 手指夹料 → 手臂上升 → 手臂缩回 → 立柱横移

→ 手腕回转115° → 拔定位销 → 手臂回转115° → 插定位销 → 手臂前伸 → 手臂中停（此时立式精锻机的卡头下降 → 卡头夹料，大泵卸荷）→ 手指松开（此时精锻机的卡头夹着料上升）→ 手指闭合 → 手臂缩回 → 手臂下降 → 手腕反转（手腕复位）→ 拔定位销 → 手臂反转（上料机械手复位）→ 立柱回移（回到起始位置）→ 待料（一个循环结束）卸荷。

上述动作均由电控系统发信控制相应的电磁换向阀，按程序依次步进动作而实现的。该电控系统的步进控制环节采用步进选线器，其步进动作是在每一步动作完成后，使行程开关的触点闭合或依据每一步动作的预设停留时间，使时间继电器动作而发信，使步进器顺序“跳步”控制电磁阀的电磁铁线圈通断电，使电磁铁按程序动作（见电磁铁动作程序表）实现液压系统的自动控制。

8.4.2 自动上料机械手液压系统原理介绍

图9 机械手液压系统图

液压系统原理如图8所示。该系统选用功率N =7.5千瓦的电动机，带动双联叶片泵YB-35/18，其公称压力为60*10帕，流量为 35升/分+18升/分=53升/分，系统压力调节

5为30*10帕，油箱容积选为250升。手臂的升降油缸及伸缩油缸工作时两个油泵同时供油；手臂及手腕的回转和手指夹紧用的拉紧油缸以及手臂回转的定位油缸工作时只有小油泵供油，大泵自动卸荷。

手臂伸缩、手臂升降、手臂回转、手臂横向移动和手腕回转油路采用单向调速阀（QI-63B、QI-25B、QI-10B）回程节流，因而速度可调，工作平稳。

手臂升降油缸支路设置有单向顺序阀（XI-63B），可以调整顺序阀的弹簧力使之在活塞、活塞杆及其所支承的手臂等自重所引起的油液压力作用下仍保持断路。工作时油泵输出的压力油进入升降油缸上腔，作用在顺序阀的压力增加使之接通，活塞便向下运动。当活塞要上升时，压力油液经单向阀进入升降油缸下腔而不会被顺序阀所阻，这样采用单向顺序阀克服手臂等自重，以防下滑，性能稳定可靠。

手指夹紧油缸支路装有液控单向阀（IY-25B），使手指夹紧工件时不受系统压力波动的影响，保证保证手指夹持工件牢靠。当反向进油时，油箱通过控制油路将单向阀芯顶开，使回油路接通，油液流回油箱。

在手臂回转后的定位所用的定位油缸支路要比系统压力低，为此在定位油缸支路前串有减压阀（J-10），使定位油缸获得适应压力为15—18*10帕，同时还给电液动滑阀（或称电液换向阀，34DY-63B）来实现，空载卸荷不致使油温升高。系统的压力由溢流阀来调节。

此系统四个主压力油路的压力测量，是通过转换压力表开关（K-3B）的位置来实现的，被测量的四个主油路的压力值，分别从压力表（Y-60）上表示出来。

下面以上料机械手的一个典型动作程序为例，结合图9来说明其动作循环。

当电动机启动，带动双联叶片泵3和8回转，油液从油箱1中通过网式滤油器2和7，经过叶片泵被送到工作油路中去，如果机械手还未启动，则油液通过二位二通电磁阀5和10（电磁铁11DT和12DT通电）进行卸荷。

当热棒料到达上料的位置后，由于1150℃的热料使光电继电器发出电信号（或经过人工启动），经过步进选线器跳步，使机械手开始按程序动作。此时卸荷停止（二位二通电磁阀5和10的电磁铁断电），电磁铁8DT通电，压力油进到定位油缸的无杆腔进行定位动作。定位后此支油路系统压力升高，压力继电器40发出电信号，经过步进选线器跳步使电磁铁1DT通电，电液换向阀25从“O”型滑滑机能状态变成通路，压力油泵从3和8经单向阀6、14和13，经过电液换向阀25右边通道进入手臂伸缩油缸的右腔，使活塞杆带动导向杆作前伸运动（因活塞缸固定），手臂前伸到适当位置，装在手臂上的碰铁碰行程开关发出电信号，经步进选线器和时间继电器延时，是电磁铁3DT通电，手指张开；手臂靠惯性滑行，手指移到待上料的中心位置。在延时结束时，3DT断电，手指夹紧料；并同时发信、跳步，使电磁铁4DT通电，压力油从工作油路39经电液换向阀33右边通道、单向调速阀34的单向阀及单向顺序阀35的单向阀进入手臂升降油缸的下腔，推动手臂上升。在手臂上

55升到预定位置，碰行程开关，使电磁铁4DT断电，电液换向阀33复位成“O”型滑阀机能状态，发出电信号经步进选线器跳步，使电磁铁2DT通电，电液换向阀25左边接通油路，压力油通过电液换向阀25左边通道，经过单向调速阀26的单向阀进入受臂伸缩油缸左腔使受臂缩回。同时发信、跳步，使电磁铁13DT通电，压力油通过电液换向阀41的左腔，推动手臂横向移动。当横向移动机构上的碰铁碰到行程开关，使13DT断电，并发出电信号经步进选线器跳步使6DT通电，则换向阀18右边接通油路，压力油通过单向调速阀19的单向阀进入手腕回转油缸一腔，使手腕回转115°，手腕上的碰铁碰行程开关使6DT断电，换向阀18复位成“O”型滑阀机能状态，同时亦使8DT断电，定位油缸复位（拔销）；压力继电器复位，发出电信号。经步进选线器跳步，使电磁铁9DT通电，换向阀28右边通道接通油路，压力油经QI（31）的单向阀进入手臂回转油缸一腔使手臂回转115°。当手臂的回转碰铁碰行程开关使9 DT断电，换向阀28复位成“O”型滑阀机能状态；并发出电信号。步进选线器跳步，使8DT通电，定位油缸17动作，插定位销，压力继电器40发出电信号经发出电信号。经步进选线器跳步，使电磁铁1DT通电，手臂前伸；当手臂将棒料送到立式精锻机的夹头轴线前的适当距离，手臂的碰铁碰行程开关，1DT断电，手臂靠滑行和定位螺钉使手臂将棒料送到夹头轴线处；并发出电信号、跳步使12DT通电，大泵卸荷，手臂处于“中停”位置，同时发出电信号使立式精锻机启动，夹头下降，行程开关发信，通过时间继电器使夹头闭合将棒料夹牢，精锻机电控系统发信，给机械手电控系统，经过选线器跳步，时间继电器延时使3DT通电，机械手手指松开（同时，精锻机的电控系统发信使夹头提升），延时到3DT断电，手指闭合，并发出电信号，步选器跳步，2DT通电，手臂缩回。当手笔碰铁碰到行程开关时，2DT断电（手臂缩回停）；并发出电信号和跳步，使5DT通电，电液换向阀33的左边通道接通油路，压力油经QI（36）的单向阀进到升降缸的上腔，使手臂下降，当升降导套上的碰铁碰行程开关时，5DT断电（手臂下降停）；并发出电信号和跳步，使7DT通电，换向罚18的左边通道接通油路，压力油QI（20）的单向阀进入手腕回转油缸的另一腔，使手腕反转115°；手腕上的碰铁碰行程开关，使7DT断电并发出电信号、跳步，使8DT断电（拔定位销），压力继电器复位发出电信号、跳步，使10DT通电，换向阀28左边通道接通油路，压力油经QI（29）的单向阀进入手臂回转油缸的另一腔，使手臂反转115°（机械手复位）。当手臂上的回转碰铁碰行程开关时，10DT断电，并发出信号，跳步，使14DT通电，立柱回移（回到原位，机械手回到原来位置）；步进选线器跳步，使11DT和12DT通电（两个油泵同时卸荷），机械手的动作循环结束。

8.5机械手液压系统的简单计算

计算的主要内容是，根据执行机构所要求的输出力和运动速度，确定油缸的结构尺寸和所需流量、确定液压系统所需的油压与总的流量，以及选择油泵的规格和选择油泵电动机的功率。确定各个控制阀的通流量和压力以及辅助装置的某些参数等。

在本机械手中，用到的油缸有活塞式油缸（往复直线运动）和回转式油缸（可以使输出轴得到小于360°的往复回转运动）及无杆活塞油缸（亦称齿条活塞油缸）。8.5.1

双作用单杆活塞油缸

图10 双作用单杆活塞杆油缸计算简图

①流量、驱动力的计算

当压力油输入无杆腔，使活塞以速度V1运动时所需输入油缸的流量Q1为

Q1 =

2DV1 403对于手臂伸缩油缸：Q1=0.98cm/s，对于手指夹紧油缸：Q1=1.02 cm/s ,对于手臂升降油缸：Q1=0.83 cm/s

油缸的无杆腔内压力油液作用在活塞上的合成液压力P1即油缸的驱动力为：

P1 =

32 Dp1 对于手臂伸缩油缸：p1=196N，对于手指夹紧油缸：p1=126N，对于手臂升降油缸：p1=320N

当压力油输入有杆腔，使活塞以速度V2运动时所需输入油缸的流量Q2为：

Q2 =

22（D-d）V2 4033

对于手臂伸缩油缸：Q1=0.87cm/s，对于手指夹紧油缸：Q1=0.96 cm/s ,对于手臂升降油缸：Q1=0.72 cm/s

油缸的有杆腔内压力油液作用在活塞上的合成液压力P2即油缸的驱动力3为：

P2 =

22（D-d）p1 4

对于手臂伸缩油缸：p1=172N，对于手指夹紧油缸：p1=108N，对于手臂升降油缸：p1=305N

② 计算作用在活塞上的总机械载荷

机械手手臂移动时，作用在机械手活塞上的总机械载荷P为

P = P工 + P导 + P封 + P惯 + P回

其中

P工 为工作阻力

P导 导向装置处的摩擦阻力

P封 密封装置处的摩擦阻力

P惯 惯性阻力

P回 背压阻力

P = 83+125+66+80+208=562(N)

③确定油缸的结构尺寸

㈠油缸内径的计算 油缸工作时，作用在活塞上的合成液压力即驱动力与活塞杆上所受的总机械载荷平衡，即

P = P1（无杆腔）= P2（有杆腔）

油缸（即活塞）的直径可由下式计算

D =

p4P = 1.13 厘米（无杆腔）

P1P1对于手臂伸缩油缸：D=50mm，对于手指夹紧油缸：D=30mm，对于手臂升降油缸：D=80mm，对于立柱横移油缸：D = 40mm

或D = 4PP1d厘米

（有杆腔）

P

1㈡ 油缸壁厚的计算：

依据材料力学薄壁筒公式，油缸的壁厚可用下式计算：

 =

p计D 厘米

2

P计 为计算压力



油缸材料的许用应力。

对于手臂伸缩油缸： =6mm，对于手指夹紧油缸： =17mm，对于手臂升降油缸： =16mm , 对于立柱横移油缸: =17mm

㈢ 活塞杆的计算

可按强度条件决定活塞直径d。活塞杆工作时主要承受拉力或压力，因此活塞杆的强度计算可近似的视为直杆拉、压强度计算问题，即

 =

dP2≦

 厘米

即 d ≧

4P

对于手臂伸缩油缸：d =30mm，对于手指夹紧油缸：d =15mm，对于手臂升降油缸：d=50mm , 对于立柱横移油缸:d=16mm

8.5.2 无杆活塞油缸（亦称齿条活塞油缸）

图11 齿条活塞缸计算简图 ① 流量、驱动力的计算

Q = D2d133

当D=103mm,d=40mm,=0.95 rad/s时

Q = 952N ② 作用在活塞上的总机械载荷P

P = P工 + P封 + P惯 + P回

其中

P工 为工作阻力

P封 密封装置处的摩擦阻力

P惯 惯性阻力

P回 背压阻力

P = 66+108+208=382（N）③ 油缸内径的计算

根据作用在齿条活塞上的合成液压力即驱动力与总机械载荷的平衡条件，求得

D =

D = 45mm

8.5.3 单叶片回转油缸

在液压机械手上实现手腕、手臂回转运动的另一种常用机构是单叶片回转油缸，简称回转油缸，其计算简图如下：

4P（厘米）p

图12 回转油缸计算简图

①流量、驱动力矩的计算

当压力油输入回转油缸，使动片以角速度运动时，需要输入回转油缸的流量Q为：

3b(D2d2)

Q =

400

当D=100mm,d=35mm,b=35mm, =0.95 rad/s时

Q=0.02m/s 回转油缸的进油腔压力油液，作用在动片上的合成液压力矩即驱动力矩M：

3pb(D2d2)

M =

得M = 0.8(N·m)

② 作用在动片（即输出轴）上的外载荷力矩 M

M = M工 +M封 + M惯 + M回

其中

M工 为工作阻力矩

M封 密封装置处的摩擦阻力矩

M惯 参与回转运动的零部件，在启动时的惯性力矩

M回 回转油缸回油腔的背反力矩

M = 2.3+0.85+1.22+1.08=5.45(N·m)

③ 回转油缸内径的计算

回转油缸的动片上受的合成液压力矩与其上作用的外载荷力矩相平衡，可得：

D =

8Md2

（厘米）bp

D = 30mm

8.5.4油泵的选择

一般的机械手的液压系统，大多采用定量油泵，油泵的选择主要是根据系统所需要的油泵工作压力p泵 和最大流量Q泵来确定。

⑴ 确定油泵的工作压力p泵

p泵 ≧ p + △p

式中

p ——油缸的最大工作油压

△p ——压力油路（进油路）各部分压力损失之和，其中包括各种元件的局部损失和管道的沿程损失。

p泵= 60*10帕

⑵ 确定油泵的 Q

泵

油泵的流量，应根据系统个回路按设计的要求，在工作时实际所需的最大流量Q最大，并考虑系统的总泄漏来确定

Q

泵

= K Q

最大

其中K一般取1.10—1.25

Q泵=53升/分

8.5.5 确定油泵电动机功率N

N = pQ（千瓦）612

式中 p——油泵的最大工作压力

Q——所选油泵的额定流量

——油泵总效率

N=7.5（千瓦）

第五篇：装载机液压系统设计

6.0000图文

2.1原系统工作原理及节流损失分析 2.1.1装载机工作装置动臂部分概述

下图为装载机工作装置动臂部分的结构简图。就目前国内大部分装载机而言，其工作装置的结构几乎一样，只是在多路阀控制上的区别。

动臂液压缸换向阀2用来控制动臂液压缸的运动方向，使动臂能停在某一位置，并可以通过控制换向阀的开度来获得液压缸的不同速度。动臂液压缸换向阀是四位六通滑阀，它可控制动臂上升、下降、固定和浮动等四个动作。动臂浮动位置可使装载机在平地堆积作业时，工作装置能随地面情况自由浮动，在铲掘矿石作业时可使铲斗刃避开大块矿石进行铲掘，提高作业效率。当动臂举升的时候多路换向阀执行图示B位置的机能，液压缸无杆腔进油，有杆腔回油，上升阶段的速度靠控制节流口开度，油液经过节流口有能量损失。

当动臂下降的时候多路换向阀执行图示A位置的机能，液压缸有杆腔进油，无杆腔回油，为了控制铲斗下降的速度，液压油要通过多路阀节流口返回油箱,铲斗和重物靠自身的重力就可下落，而工作泵在这个过程中并不泄荷，仍然不断的给系统供油提供压力和流量，这部分压力能通过节流口转变为热能,严重影响液压系统热平衡。2.1.2能量损失部位分析

装载机的液压系统能量损失主要体现在压力能的损失上，在工作时压力损失主要体现在液压油经过多路换向阀时的压力损失以及当工作油缸工作腔压力达到或超过工作压力时而引起的溢流损失

1，溢流阀功率损失是很大的，为了减少溢流损失应该在系统中安装限位阀，当系统运动到快限位时，限位阀配合系统动作，使多路阀回到中位，并且使工作泵卸荷，这样就可以减少通过溢流阀的能量损失。2，换向阀节流引起的损失：为了控制工作装置的运动速度，换向阀要对油液进行节流控制，装载机工作装置液压控制系统所用的多路换向阀实际上就是比例方向阀，能对进口和出口同时进行节流控制。换向阀的节流使油液流经换向阀时造成能量损失，引起发热，使系统效率降低，严重时会造成阀不能正常工作。尤其是当动臂下降时，是靠自重下降的，动臂下降很快，为了控制速度稳定，多路换向阀通过节流产生很大背压，来保持下降速度稳定。动臂从顶端限位到换向阀开始换向，动臂处于下降状态，压力急剧下降，动臂油缸下腔的压力趋于稳定状态，但是为了保证下降的稳定，油缸下腔要通过多路换向阀节流产生背压，从下图可以看出，空载下降的背压为3.2aMP，满载下降的背压达到8aMP左右，显然背压很大，会造成很大背压损失，由功率损失公式：

从上面式子可以看出，为了减少背压产生的能量损失，要尽量减少通过多路换向阀的流量控制好换向阀节流不但减少换向阀本身消耗的能量损失，而且也可以减少管路上单向阀的压损失。从而能减少工作装置工作过程消耗的能量。所以在保持系统稳定情况下，减小换向阀的节流是犹为重要的问题。

2.2改进系统工作原理及能量损失分析

阀的结构设计上，这方面的工作已趋于完善。因此，进一步的研究工作要扩展到换向阀结构以外的范围。手动先导比例减压阀液控换向阀：

如图2.8为装载机工作装置先导控制下动臂部分改进原理简图，当动臂上升的时候，多路阀处于A位置，与原系统相同，当动臂下降的时候，多路阀处于B位，从先导系统过来的压力油打开液控单向阀7，油缸两腔实现差动连接，并且此时卸荷阀8打开，工作泵直接泄荷回到油箱，无杆腔的油液一部分流入有杆腔给有杆腔补油，多余的油液经过多路阀节流回到油箱，实现对动臂下降速度的控制，这样，由于工作泵的泄荷并且系统实现差动，通过多路阀节流回到油箱的油液减少，从而减少了经过多路阀的节流损失。2.2.3改进系统能量损失的分析

当无杆腔进油，有杆腔回油时，即动臂处于举升阶段，此时系统执行功能和原系统相同，为阻性负载压降的回路系统，能量损失和原系统一样再此不在介绍。当动臂处于下降阶段时采执行差动连接的形式，此时工作泵泄荷，动臂下降靠自重，无杆腔排出的油液给有杆腔补油，多余的液压油经节流回到油箱以控制下降的速度。2.4改进系统下降稳定性分析

由式（2.52）可知Cd、ρ、(A1_A2)为定值，每次的负载F也是定值，所以要控制下降的速度，只需要根据不同的F适当控制A(x)的大小，所以可以控制动臂下降的速度，系统可以达到稳定程度。

第三章 蓄能器为先导系统供油节能研究

由动臂和铲斗组成的，装载机工作装置的操纵控制，主要是通过软轴操纵多路阀进行控制的，这种操纵方式操纵力很大，劳动强度大，作业效率低。近年来在少数的装载机上采用了液压先导控制多路阀，液压先导操纵具有安全、舒适、布置灵活及易于实现无级调速，工作液压系统采用了小流量的先导油路控制高压大流量的主油路，使工作装置的操纵力大为降低等优点，而日益广泛地采用，这种控制系统需要除了工作和转向泵以外的独立压力源，由于各个生产厂家不同、车型不同，所以它的压力源也就有不同的形式。3.1液压先导系统压力源的形式

1）先导泵+稳流阀、溢流阀+选择阀

此系统当发动机转速在千转以上，先导压力油通过稳流阀使先导油流量稳定在8—12 L/min（视不同机型确定），溢流阀将先导压力稳定在2.5—3.5MPa选择阀起发动机熄火降臂作用。该系统又分卡特型（图3.1）和普通型（图3.2）

[12]

2）制动泵+充液阀+稳流阀、溢流阀+选择阀

由于液压湿式制动桥在工程机械上的应用逐渐普遍，许多制动系统采用充液阀，这就为先导系统提供了又一个压力源。可以采用冲液阀口接稳流阀、溢流阀的方式获得先导油源，这个方式可优先保证冲液的情况下提供稳定的先导油源，如下图（3.3）3）工作泵+多路阀内置减压阀

这种系统（如下图3.4）是美国HUSCO公司7100系列多路阀所提供的内置减压阀，它将主系统的油压减小到3MPa供给先导回路。

4）力士乐先导压力阀块

这种系统（下图3.5）是德国力士乐公司的MHSTE5G型先导供油系统，它通过梭阀将主系统的最高油压取出后减小到3.5MPa供给先导回路。

3.2先导泵为先导系统供油分析 3.2.1先导泵供油系统的原理

虽然，液压先导系统压力源有很多种不同的形式，但是，目前国内装载机采用液压先导系统控制多路阀的压力源，大都是用定量齿轮泵做先导泵给其提供的。

先导工作液压系统主要由液压油箱、工作泵、多路阀、先导阀、动臂油缸、转斗油缸、油管等部件组成它采用了掬于小流量的先导油路控制高压大流量的主油路，并在低压小流量的先导油路上设有油路安全锁定阀，安全锁定阀是为了防止误操作而设置的，它是一个二位二通电磁换向阀，当电磁铁处于断电位置时，也就是驾驶员将开关置于“关闭”的位置时，对手柄的任何操作都不会对工作装置产生任何动作。当安全锁定阀的开关处于“开启”位置时，控制油液进入电液比例先导控制阀，通过操作手柄控制电液比例先导控制阀完成对动臂和铲斗的动作控制。

上图中下部分是先导油路，主要由先导泵、先导阀等组成。先导泵流出的先导油经油路安全锁定阀，再到先导阀，以控制多路阀主油路。上部分是主油路，主要由工作泵、多路阀、安全溢流阀、补油阀等组成。在先导控制油的作用下，通过多路阀滑阀不同的开启方向，从而改变工作油液的流动方向，实现转斗油缸和动臂油缸的不同的运动方向，或者使铲斗与动臂保持在某一位置以满足装载机各种作业动作的要求。

从上图及原理可以看出，这个系统的先导压力源是有定量齿轮泵5通过一个溢流阀组成的，虽然定量齿轮泵的价格低廉，性能稳定，它可以稳定的给先导系统提供压力油，但是由于系统的原理及工作过程决定，这种压力源存在大量的能量损耗。

3.2.2先导泵供油系统的缺陷

用先导泵的液压先导操纵有明显的能量损耗。装载机工作过程，大致为铲装、收斗、运输，卸斗、动臂下降，在这个过程中如运输等状态，工作装置不工作，多路阀处于中位状态时，整个先导系统也就处于封闭的状态，这样从先导泵流出的油液不给系统供油，全部经过溢流阀到油箱，溢流阀是元件中功率损失较大的元件，经过溢流阀损失的压力能最终会转化为热能，会严重影响到热平衡，对整个系统产生不良影响，而且只要装载机发动机运转先导泵就会不停的工作，这样会给先导系统的可靠性带来不良的影响，所以说用先导泵给先导系统供油对系统热平衡和可靠性都会产生不良效果。3.3蓄能器为先导系统供油分析 3.3.1蓄能器为先导系统供油概述

蓄能器是一种用来贮存和释放液压能的装置．合理利用蓄能器是节约能源的手段之一。因蓄能器是用来蓄积或储存液压能的容器，它的具体用途归纳如下：

(1)作储存能量用。若机器在一个工作循环中其最大需油量比平均流量大很多时，可在系统中装一台蓄能器来补充峰值流量的需要，以减少油泵和原动机的容量，并降低运转费用。(2)缓冲和吸振。系统安装蓄能器来吸收能量，可以减小系统的压力冲击和缓和压力脉动。(3)作应急能源。蓄能器可以作为油泵发生故障或突然停电时的应急能源。

(4)保压。对于执行机构不动作而又需要保持恒定压力的系统，设置蓄能器后，在保压的同时，油泵可卸荷，避免功率损耗。对于间歇运行的液压系统．或在一个工作循环内速度差别很大．即对油泵供油量的要求差别很大，这样的液压系统使用蓄能器．在其需要供油量大时，让蓄能器与泵一起供油，这样便可选用较小流量的泵，不但减小传动功率，还可减小泵源占地面积，节省投资。基于蓄能器做动力源的作用，所以它可以给先导系统提供压力油源。3.3.3蓄能器为先导系统供油原理

此系统同先导泵为先导供油系统的差别如图所示，用单向阀6和蓄能器5取代原来的先导泵，从装载机工作过程来看，出于安全方面的因素，整个工作过程很少有工作装置和转向系统同时工作的情况，这样在转向系统不工作时，转向泵7通过单向阀6为蓄能器5充油，蓄能器充满是个很短暂的过程，当蓄能器充满时转向泵7多余的油液将回到油箱，当工作装置需要动作时，蓄能器5的油液迅速释放，为先导系统提供压力油，控制工作装置的运动，整个系统的原理来看，只要转向系统不工作，转向泵就为蓄能器充油，直到充满为止，这样蓄能器就可以有足够的液压油，源源不断的为先导系统供油。3.3.4蓄能器为先导系统供油优点

从以上介绍的两种不同的压力源为先导系统供油原理可以看出，用蓄能器为先导系统供油，这样可以取代先导泵，减少油液的能量损失。所以蓄能器为先导系统提供油源，由转向泵间歇性为蓄能器供油.就原系统而言，无论是先导系统正常工作还是处于溢流统取消先导泵，它相对于改后的系统都是能量损失，如果不分能量最终要由液压能会转为热能，影响系统的热平衡，而的动作，这样也比原系统提高了可靠性。3.4.2整个工作液压系统模型分析

由蓄能器为先导系统供油，工作泵为定量的齿轮泵，且有溢流阀，当达到一定压力时工作泵溢流，所以整个工作装置的系统模型的建立可以把工作泵的压力视为常数，又先导系统的换向阀只是起到换向的作用，对先导系统的压力影响可以忽略，故液压系统可简化为下图：

上面为电液比例减压阀

从上式可以看出，负载的流量变化和比例减压阀的输出压力是线性关系，也就是说，如果比例减压阀的输出压力是稳定的那么负载的速度就是稳定的。由比例减压阀的原理可以知道，无论比例减压阀的输入压力P怎样变化，系统的输出压力Pc总是稳定的值，也就是说，虽然蓄能器的输出压力是变化的，随着气体体积的增大而减小，但是蓄能器的输出压力P经过比例减压阀后的输出压力Pc是稳定的，对负载的运动是稳定的，系统的稳定程度取决于比例减压阀的动态特性，和整个系统的总体匹配情况。

第四章 工作泵的节能研究

装载机在不同工况时动力源的能量消耗往往有很大差别。供过于求，动力源的输出流量过剩和压力过剩．是造成能耗的根本原因。所以提高匹配效率是动力源节能的最有效办法，也就是要流量适应动力源，即泵供给系统的流量自动地和需要量相适应、没有流量过剩，它能将流量损失减到最小的程度。但是要实现流量适应控制必须采用变量泵。而变量泵的价格高，装载机的生产厂家为了占据市场，就要降低成本，所以目前国内的装载机大部分的压力源采用的是定量齿轮泵。定量泵具有简单、价廉、可靠等许多优点，所以若能根据工况特点采用简单措施合理利用其输出能量，也能达到一定的节能效果。4.1 单工作泵系统分析

4.1.1 单工作泵系统结构和原理

下图为装载机单工作泵工作装置液压系统原理图，目前装载机的工作液压系统的实现方式有几种不同的类型，但大部分只是多路阀的控制方式不同，动力源部分基本相同，所以本文就以下面的普通、常见的 50 型装载机液压系统来做以分析。

动臂液压缸换向阀 3 和转斗液压缸换向阀 4，用来控制转斗液压缸的和动臂液压缸的运动方向，使铲斗和动臂能停在某一位置，并可以通过控制换向阀的开度来获得液压缸的不同速度。转斗液压缸换向阀是三位六通滑阀，它可控制铲斗前倾、后倾和固定在某一位置等三个动作；动臂液压缸换向阀是四位六通滑阀，它可控制动臂上升、下降、固定和浮动等四个动作。动臂浮动位置可使装载机在平地堆积作业时，工作装置能随地面情况自由浮动，在铲掘矿石作业时可使铲斗刃避开大块矿石进行铲掘，提高作业效率。

无杆腔双作用安全阀9和有杆腔双作用安全阀10.它由过载阀和单向阀组成，并联装在转斗液压缸的回路上，过载阀一般压力调定在，无杆腔双作用安全阀为 16aMP，有杆腔双作用安全阀为 8aMP 其作用由三个：

a)当转斗液压缸滑阀在中位时，转斗液压缸前后腔均闭死，如铲斗受到额外冲击载荷，引起局部油路压力剧升，将导致换向阀和液压缸之间的元件、管路的破坏。设置过载阀即能缓冲该过载油压。

b)在动臂升降过程中，使转斗液压缸自动进行泄油和补油。装载机连杆机构上设有限位块，当动臂在升降至某一位置时，可能会出现连杆机构的干涉现象。例如动臂在提升至某一位置时，会迫使转斗液压缸的活塞杆向外拉出，造成转斗液压缸前腔压力剧升，可能损坏油封和油管，但由于有过载阀，可使困在液压缸前腔中的油经过过载阀泄出，返回油箱。而同时后腔容积增大，造成局部真空，缓冲补油阀中的单向阀随即打开，向转斗油缸后腔补油。c)装载机在卸载时，能实现铲斗靠自重快速下翻，并顺势撞击限位块，使斗内剩料卸净。当卸料时，压力油进入转斗液压缸前腔实现转斗。当铲斗重心越过斗下铰点后，铲斗在重力作用下加速翻转，但其速度受到液压泵供油速度的限制，由于缓冲补油阀中的单向阀及时向转斗液压缸前腔补油，使铲斗能快速下翻，撞击限位块，实现撞斗卸料。4.1.2 单工作泵系统缺陷

从上面工作装置液压系统原理及结构可以看出，当动臂和铲斗处于限位或动臂升降、铲斗铲掘遇到严重阻碍时，压力会逐渐的升高，当压力超过动臂和铲斗的溢流阀调定的额定工作压力时，溢流阀打开，油液通过溢流阀回油箱，在这个过程中损失大量的压力能，这部分压力能最终要变成热能，影响系统的热平衡，这部分能量损失占装载机液压系统能量损失的很大部分，因为处于系统安全的考虑，安全阀一定要存在系统当中，并且系统保压溢流也一定要存在，但是通过溢流阀的油液过多，这是单泵系统的缺陷。由于装载机的实际工作情况，装载机在铲掘时，需要的是高压小流量增加铲掘力，而铲斗离开料堆负载变小，所以升起的过程中，需要低压大流量增加上升的速度，基于以上的工作特点就可以采用双泵合分流系统，尽量让流量和系统的需要所匹配，减小系统的能量损失。4.3 改进系统分析

4.3.1 改进系统的结构及原理

下图为针对原系统的缺陷改进后的工作装置结构及原理图，和原系统的主要差别是动力源部分，由原来的单泵改为两个等排量的串联泵。

从上图可以看出，系统的由两个等排量泵，通过单向阀 12 和卸荷阀 14 合分流，除了动力源部分，其余的结构和原理和原系统相同。系统中的卸荷阀 14 卸荷压力调定在 8aMP，当装载机进行工作的时候，主油路的压力高于卸荷压力调定在 8aMP 时，泵 13 卸荷回到油箱，当压力不足以开启卸荷压力调定的压力时，泵 13 通过单向阀 12 和泵 6 合流，给系统提供大的流量，当系统合流时和原系统是等同的。4.3.2 双工作泵系统的优点

由于针对单工作泵系统的缺陷做出系统改进，显然改进后的系统自然是从减少能量损失为出发点，从改后系统的原理可以看出，动力源部分基本是通过双泵的合分流，来尽量达到变量泵的效果，做到流量适应控制，以减少不必要的损失。当装载机进行铲掘动作时，需要大的压力来提供铲掘力，并且在这个过程中，铲斗的收放斗和动臂的提升交替进行，并且速度比较慢，显然，这个过程中油缸的运动速度，不能使油缸全部吸收工作泵排出的油液，因此系统的压力升高，部分油液要从溢流阀回到油箱，如果是原系统，那么工作泵的排出油液大部分要从高压溢流阀流走，而对于改进后的系统，由于系统采用双泵控制，并其中的一个泵 13 联有卸荷阀 14，当压力超过卸荷阀的压力时，卸荷阀 14打开，泵 13 低压卸荷回到油箱。当装载机工作过程中遇到严重阻力或限位时依然是一个泵卸荷，一个泵工作，显然这些情况比原系统至少一半的流量通过溢流阀，因此少损失的很多的压力能。如图 4.4 双泵共同工作满载工况动臂上升时的压力变化，动臂下腔压力在铲斗运动所产生的惯性力作业下，经过初期的压力波动后，压力平稳上升。这个过程两个泵的压力变化一至，并且在上升过程中，两个泵的压力都在8MPa 以下，所以这也是把一个工作泵的卸荷压力调定在 8MPa 的原因，如果卸荷压力小于 8MPa 那么就有可能在动臂满载上升过程中一泵卸荷不能实现快速上升，如果压力大于 8MPa，那么会有更多的压力损失。在当动臂达到顶点限位时，一个泵立刻卸荷，压力急剧下降，如图虚线部分为卸荷泵压力变化过程，实线部分给系统提供压力，顶端压力为溢流阀开启的压力，这个压力在多路阀换向时下降。

图 4.5 为双泵系统动臂起升到极限位置，动臂处于机械限位的状态，动臂下腔的压力急剧升高，当压力达到其中泵 13 的卸荷压力约 8MPa 时，泵 13的油液卸荷回到油箱，如虚线所示，虚线部分的压力为经过卸荷阀的压力，此时由泵 6 单独供油，当压力达到 18MPa 附近时溢流阀开启，系统的压力变化的动态过程取决于溢流阀的工作特性。从图中可以看出，一个泵的油液先卸荷不经过溢流阀，显然工作装置在这种状态下，经过溢流阀的流量减少，即减少了很多的溢流损失。双泵共同工作动臂空载起升时压力变化图，动臂下腔压力在铲斗运动所产生的惯性力作业下，经过初期的压力波动后，压力平稳上升，从图中可以看出，两个泵在合流过程中的压力变化平稳且是一至的，压力都小于8MPa，此时是双泵大流量实现快速上升。双泵共同工作动臂下降工况，动臂上腔进油，下腔回油，两个泵处于合流状态，并且从图中可以看出，两个泵输出压力变化的趋势相同。4.5.2 两个系统流量比较分析

1）当铲斗掘料时：由装载机的实际工作情况，多路阀的阀口处于全开状态也就是说

A1（x）=A2(x)并且，当外负载F 决定着泵的输出压力Pp，当两个系统同时处于掘料时，外力 F 基本相等，Pp 也基本相等。由公式(4.2)和(4.4)知Q1原≈ Q1改进(4.5)2）当铲斗离开料堆时：由于改进系统的两个液压泵的输出流量总和和原系统的液压泵的输出流量相等，所以两个系统给液压缸的输入流量相等。

3）当处于顶端限位时：原系统液压泵输出所有的油液全部溢流，改进系统处于分流状态，一个泵油液泄荷，一个泵油液全部溢流。

4）当动臂下降时：动臂下降的时候几乎是靠自重降落的，此时原系统和改进系统的输入流量相等为Q。显然，原系统和改进系统在不考虑系统泄露时，铲斗掘料过程给油缸的输入流量几乎是相等的，当铲斗离开料堆时给油缸的输入流量也相等，限位的时候，系统没有输入，动臂下落的时候，两个系统输入流量相等，因为流量决定着油缸动作速度，原系统装载机的工作过程中速度是稳定的，所以改进后的双泵合流系统的速度也是稳定的。改后的系统，装载机从掘料—离开料堆升起—顶端限位—下降—掘料，在这个过程中，双泵系统完成分流—合流—分流—合流—分流。虽然在分流和合流的瞬时流量是变化的，但是从上面分析可以看出，它不影响系统的稳定性。综合以上分析说明，改进后的系统是稳定的。