混凝土泵液压系统能量损耗研究.pdf

图 1中集成块 的 P口接主液压泵 ， T口通过冷 却器和回油过滤器与油箱相连通 。主液压泵选用 日 作为采集压力信号的时间段，并取该时段内所测压 力信号的算术平均值作为实测压力值。 1 2 理论计算 若 Ml 、 M 2 、 M 3 、 M 4 、 M 5 、 M 6 、 M 7 、 M 8 和 M 9 等 9 个测 点处 的实测 压力 分别 为 p l 、 P 2 3 、 P 5 6 、 P 7 8 和 P ， 则各处 的压力损失可分别表示如下。 流入 主液压缸 A大腔的压力油流过换 向阀与 集成块时所引起的压力损失 p 为： p 1 1 6 ( 1 ) 从 主液压缸 B大腔流 出的 回油流过 换 向阀与 集成块时所引起的压力损失 p 为： 图1 传感器安装位置示意图 a p 2 = p 5 - p 0 ( 2 ) 作者简介： 陈国安( 1 9 6 3 一 ) ， 男 ， 湖南人 ， 副教授， 工学博士， 研究方向为工程摩擦学、 工程装备管理与保障、 混凝土机械。 一 33 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 式 中： P 。 为回油 口T处的压力 ， 在此系统 中， 回油背 压主要是由于回油过滤器和冷却器及其管道阻力所 引起的， 其压力稳定值约为 1 1 0 MP a 。 油液流过两主液压缸连通管道时所引起的压力 损失 p ， 为： p 3 9 _ p 2 ( 3 ) 流人 主液压缸 A大腔 的压力油流过高低转换 阀时所引起的压力损失 p 为 ： p 6 - p 8 ( 4 ) 从 主液压缸 B大腔流出的压力油流过 高低转 换 阀时所引起的压力损失 p 为： 卸5 3 5 ( 5 ) 由于主液压泵为恒功率变量泵， 则其输出的油 量除与泵的排量 口 ( mL r ) 、 转速 ( r ra i n ) 有关外 ， 还 与液压泵出口工作压力和液压泵本身的容积效率相 关 ， 即： 当液压泵 出口压力 P 小于恒功率点压力 P 时， 主液压泵实际输出的油流量 Q 为 ： Q1 = q n r l x l 0 。 ( L rai n ) ( 6 ) 式中： 为液压泵的容积效率。 液压泵的容积效率随着液压泵出口处的工作压 力P 和泵轴的转速 n 等的变化而变化。一般来讲 ， 在转速 凡 一定的情况下， 液压泵的容积效率 基本 上是随压力 P 。 的增大而呈线性规律减小的； 也就是 说 ， 如果液压泵以转速 n 旋转、 在额定压力P 时的 容积效率为 卵 ，则液压泵在出E l 工作压力为P 时 的容积效率 可近似表示为： 叼 ： 1 一 L O l ( 1 一 叼 ) P m ( 7 ) 当液压泵出口压力P 高于恒功率点压力 P 时 ， 主液压泵的理论输出流量 Q 可按如下关系式计算： Q L = P l n 1 0 - 3 p l ( Um i n ) 则主液压泵此时实际输 出的油流量 Q ： 为： Q 2 = Q L r l = ( p q n p 1 ) 卵 x l 0 ( L mi n ) ( 8 ) 由于两主液压缸大腔和小腔 的截面面积不同 ， 则使得两主液压缸连通管道中的油流量并不等于主 液压泵的实际输 出流量 ，而且它还与主液压缸缸径 D( ram) 和活塞杆径 d ( mm) 相关 ， 即： 当液压泵 出 口 压力P 小于恒功率点压力P 。 时， 连通管道中的油流 量 Q 为 ： Q 3 = a a ) l D 2 x q ml x l 0 ( Um i n ) ( 9 ) 当液压泵出口压力P 高于恒功率点压力P 时， 连通管道中的油流量 Q 为： Q = d 2 ) I D 2 x ( p p 1 ) x q n r l x l 0 ( L mi n ) ( 1 0 ) - - 3 4- - 第 3 9 卷 2 咖年 1 1 月 如果不考虑系统工作过程中的油液泄漏，两主 液压缸连通腔的油流量可根据主液压泵 出口压力的 大小按式( 9 ) 或( 1 0 ) 进行计算， 其它管路的油流量即 为主液压泵的实际输出流量 ， 则可按式 ( 7 ) 或( 8 ) 进 行计算 ， 因此 ， 该系统 总的能量损失 r 可计算如下 ( 为便于分析， 本文理论计算和实测所得的能量损耗 都是单位时间所损耗的能量， 即功率损耗) ： 当液压泵出口压力 P 小于恒功率点压力 P 时， 总的能量损失 为 ： 肚 ( p l+ 卸2+ p 4 十 p 5 ) X Q l + A p 3x Q 3 6 0 ( k W)( 1 1 ) 其中由换向阀和集成块所引起的能量损失 ， 和由高低压转换阀所引起的能量损失 2 分别为： Nl = ( p 1 + p 2 ) x Q l 6 0 ( k W) ( 1 2 ) 2 = ( p 4十 5 ) X Q l+ A p 3 x Q 3 6 o ( k W) ( 1 3 ) 当液压泵出口压力P 高于恒功率点压力P 时， 总的能量损失为 ： _ ( 卸 + p 2 + p 4 + p 5 ) x Q 2 + A p 3x Q 4 6 0 ( k W)( 1 4 ) 其中由换 向阀和集成块所引起 的能量损失 ， 和由高低压转换 阀所引起的能量损失 2 分别为： N 17-( p l + p 2 ) x Q J 6 0 ( k W) ( 1 5 ) 2 = 【 ( 卸 十 s ) x Q 2 + A p ， x Q 4 6 0 ( k W) ( 1 6 ) 2 试验结果及分析 为了考察主液压泵的旋转速度对系统压力损失 和能量损耗的影响， 在试验过程中， 分别在不同的旋 转速度下对系统各处的油压力进行了测算 ，以掌握 旋转速度对系统压力损失和能量损耗的影响规律。 表 1 所示是主液压泵转速为 1 8 0 0 r mi n ，不同 负载情况下在各测点处所测得的压力均值。由表 1 可以看出 ， 油液在流动过程中， 不管是流经换 向阔 、 集成块 、 管件 ， 还是流经高低压转换 阀， 都产生了程 度不 同的压力损失 。根据式 ( 6 ) 式( 1 O ) ， 并取主液 压泵转速为 1 8 0 0 r m i n 、 额定压力为 3 2 MP a时的容 积效率为 9 5 ， 可计算 出主液压泵在不同负载压力 P 下的容积效率和各管路中油液流量， 如表 2 所示， 并 由此可得系统的能量损失 ， 如表 3所示 。 2 1 管路系统能量损耗分析 由表 1所示数据可知 ， 测点 M 和测点 M 之间 以及测点 M 。 和测点 M 之间的压力差都很小 ， 即压 力损失很小 ； 而液压油流过换 向阀、 集成块和高低压 转换阀时所引起的压力损失与其相比则要大得多。 由此可见， 在此系统中， 油液在管路系统中流动时所 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 竞l 卷 Q j 2I 号 蠢 - l 鹳 0 。 | 。 l 。 | l -t 躐|j 景 n d I羁 | ， 蹲 唔 H 蝻 表 1 主液压泵转速为 1 8 1 1 0 r mi n时不同工作负载下各测点处的稳定压力均值 MPa 主泵负载 其它各测点处的压力值 ( 即测点 M 处 的压 P 2 P 3 p P 5 p 6 p P 8 P 9 力P ) 4 8 5 0 3 7 9 1 1 91 0 3 7 9 7 1 7 71 4 3 0 6 3 8 6 0 4 1 01 3 8 6 2 8 5 3 2 3 5 8 4 1 8 4 6 3 5 8 9 1 7 21 7 9 9 1 3 6 5 2 7 7 8 5 3 6 5 4 l 1 5 8l 3 4 4 8 1 8 1 9 3 4 5 2 1 6 9 6 1 1 0 5 2 3 5 1 4 1 0 8 5 0 3 5l 6 l 2 3 9 6 3 4 5 6 1 7 9 9 3 4 5 8 1 7 01 1 1 9 5 5 3 5 l 5 1 1 7 4 8 3 51 7 1 3 8 l 0 3 4 3 5 1 71 3 3 4 3 7 1 6 01 1 3 3 7 7 3 4 9 0 1 3 1 7 9 3 4 9 1 1 5 2 7 2 3 2 9 9 1 6 5 5 3 3 01 1 5 8 5 1 4 9 01 3 3 5 4 1 4 7 2 0 3 3 5 6 1 6 3 8 4 3 1 5 5 1 5 5 0 3 1 5 6 1 5 2 3 1 6 0 8 3 3 2 0 7 1 5 9 1 0 3 2 0 8 2 3 6 2 5 2 6 7 3 1 _ 3 1 6 2 6 7 4 1 - 3 l 5 2 3 4 2 0 2 7 0 8 2 3 2 7 5 2 7 1 0 3 1 4 0 7 2 4 2 4 1 2 0 2 2 4 2 5 1 2 0 1 3 1 3 1 0 2 4 4 9 3 1 2 0 0 2 4 51 表 2 不同负载压力时主液压泵容积效率和油液流量计算值 主液压泵的实际输 主液压缸的连通腔 主泵负载( 即测点 M 容积效率 仇 出流量 Q - 或 Q ： 的流量 或 Q 处 的压力 p ， M P a ) ( L rai n ) ( L ra i n ) 4 8 5 0 0 9 9 3 5 0 o4 7 2 2 9 3 6 4 4 8 5 3 2 0 9 8 7 4 9 7 4 4 8 2 91 8 7 0 l 1 5 8 1 0 9 8 2 4 9 4 9 2 8 2 9 0 _ 3 9 1 1 2 3 9 6 0 9 8 1 4 7 8 6 2 9 2 8 0 8 2 8 1 3 8 1 0 0 9 7 8 4 2 8 3 0 9 2 51 _ 3 O 4 1 5 2 7 2 0 9 7 6 3 8 6 5 1 4 2 2 6 7 8 1 1 6 3 8 4 0 9 7 4 3 5 9 5 4 3 2 1 0 9 5 6 2 3 6 2 5 0 9 6 3 2 4 6 5 2 8 1 4 4 6 4 7 31 40 7 0 9 51 1 8 3 1 33 1 O 7 54 0 表 3 不同负载压力时管路系统能量损失计算值 主泵负载 换向阀和集成块所 高低压转换阀所引 管路系统总的 ( 即测点 M 处的压 引起的能量损失 起的能量损失 能量损失 力p J P a ) ， k W N J k W 4 8 5 0 1 0 1 3 5 3 2 1 7 1 3 3 5 2 8 5 3 2 9 6 3 4 3 0 8 5 1 2 71 9 l 1 5 81 9 2 8 0 3 0 1 0 1 2 2 9 0 1 2 3 9 6 8 - 3 1 2 2 7 l 9 l 1 0 3 1 l 3 8 1 0 6 6 6 7 2 4 4 7 9 1 1 4 1 5 2 72 5 51 4 1 7 0 4 7 21 8 1 6 3 8 4 4 3 3 8 1 3 8 5 5 7 2 3 2 3 6 2 5 1 7 2 6 0 6 8 9 2 - 4 1 5 31 4 0 7 0 6 0 4 0 3 8 7 0 9 9 1 产生的压力损失绝大部分是由于换向阀、集成阀块 以及高低压转换阀等所引起的，直管中的压力损失 甚至可忽略不计 。因此 ，在计算油液流过阀块 时的 能量损失时，把由部分管道引起的能量损失一并考 虑进去也不至于引起大的误差。 由表 1 所示数据计算各处的 压力降可知，油液流过换向阀、 集 成块、 高低压转换阀等液压元件时 所产生的压力损失 随负载力( 即主 液压泵 出口处压力 P ) 的变化规律 基本上是一致 的； 即在负载压力 P 。 低于恒功率点压力时， 管路系统各 处 的压力损失均相对较大 ， 且随负 载压力的升高而基本上变化不大 ； 但当负载压力P 超过恒功率点压 力后， 管路系统各处的压力损失均 随负载压力的增大而逐渐减小。 这主要是因为： 在负载压力P 低于恒功率点压力时， 主液压泵的 斜盘一直处于最大倾角位置， 其输 出的油液流量 的大小 除受容积效 率的很小影响外 ， 一直基本保持为 最大流量值， 使得管路系统中各处 的压力损 失均相 对较大且 基本上 保持不变； 但当负载压力P 超过恒 功率点压力后 ， 主液压泵的斜盘倾 角和容积效率都随负载压力的增 大而逐渐减小 ， 则输出流量也逐渐 减小， 从而使得管路系统中各处的 压力 损失都 随负载压 力 的增 大而 逐渐减小。 表 1 所示数据还表明 ， 油液流 过两个 主液 压缸小腔 的连通管 路 ( 包括连接主液压缸小腔和高低压 转换阀的钢管、 胶管以及高低压转 换阀的部分通道等) 时所引起的压 力损失P 相对来讲是最小的， 并且 其随负载压力而变化的程度也相 对较小 。之所 以如此 ， 主要是 因为 两个 主液压缸此 时采用“ 高压小排 量 ” 的串接方式 ， 即两主液压 缸的 小腔相互连通起来 ， 这 时两主液压 缸连通管道 中的油液流量 明显减小 ， 如式 ( 9 ) 和式 ( 1 0 ) 所示。 因此 ， 油液在其 中流动所引起 的压力损失 也就减小。很显然 ， 如果两主液压缸采用“ 低压大排 量” 的串接方式， 即将两主液压缸的大腔相互连通起 来 ，由于此时两主液压缸大腔连通管道中的油液流 一 3 5 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m I壤瓤 薯 - 亮 i 卷钓 每 旯 量是主液压泵输出流量 Q的 D2 ( D 2 - d 2 ) 倍 ， 则使得 其中的油流压力损失会明显增加，从而使得高低压 转换 阀所引起的能量损失增大。 由表 3 可知，管路系统的能量损失还是比较大 的，特别是在负载压力较低 的情况下 ，能量损失更 大。随着负载压力的增大 ，管路系统的能量损失逐 渐减小 ， 当负载压力达到 2 5 MP a以上时 ， 管路系统 所引起的能量损失已经减小到 比较小的程度 了。之 所以如此 ，主要原因还在于主液压泵输出流量 的减 小。由于主液压泵的输出流量的大小要求是 由混凝 土输送泵的性能指标要求所决定的， 那么， 要想减小 管路系统中的能量损失，必须对集成阀块和高低压 转换 阀块进行改进设计 ，如简化油液的流通油道 以 减小油流方向的变化程度和变化次数 ，适当增大通 道内径以减小油流速度等 ； 此外 ， 选用额定流量足够 大 、 压力损失小的换向阀也是很重要的。 2 2 液压泵及整个系统的能量损耗分析 根据液压泵 的能量损失公式 ，并取主液压泵的 机械效率 田 为 0 9 9 ， 计算得主液压泵在不同负载压 力下的能量损失 ，将其与管路系统的能量损失之和 作为总的能量损失 T ， 可得表 4所示数据 。 由表 4可以看出， 随着负载压力的增大 ， 由于主 液压泵的容积效率逐渐下降，使得主液压泵的能量 损失也逐渐增大； 由于在负载压力较小时 ， 管路系统 总的能量损失随负载压力的增大而变化不大 ，但在 负载压力增大到一定程度后 ，管路系统总的能量损 失随负载压力增大而减小的程度 ，要 比主液压泵的 能量损失随负载压力而增大的程度要大得多 ，所以 系统总的能量损失随负载压力的变化规律是 ：当负 载压力较小时 ， 总的能量损失随负载压力缓慢增加 ， 随后 ， 则是逐渐减小的。 由表 3和表 4可知 ， 负载压力较小 ， 系统总的能 量损失主要是 由管路系统所引起的，而主液压泵所 引起的能量损失所占比例较小；但当负载压力高到 一 定程度后 ，系统总的能量损失则主要是 由主液压 泵所引起的，而管路系统所引起的能量损失所 占比 例要小得多。 在本试验系统中的液压泵是全新的，其在额定 压力时的容积效率高达 9 7 ； 但 当主液压泵使用较 长时间后， 其容积效率则会下降， 这样， 使得管路系 统中的油液流量减小， 则使得由管路系统所引起的 能量损失减小； 相反， 主液压泵自身的能量损失则会 明显增大。 例如 ， 当主液压泵在其额定压力时的容积 效率减小到 9 0 时，根据液压泵能量损失公式可 知 ， 当负载压力达到 1 6 MP a时， 主液压泵所引起的 能量损失就已比管路系统的能量损失要多 ( 当负载 压力接近额定压力时 ，主液压泵的能量损失高达约 1 1 k W) ， 并导致系统总的能量损失随负载压力的增 大而增大。 由此可见， 当主液压泵的使用性能好， 即其容积 效率高时 ，系统总的能量损失随负载压力的增大而 逐渐减小 ， 所 以从减小能量损失的角度考虑 ， 泵机采 用“ 低压大排量” 泵送方式较为有利 。这是因为同样 的泵送高度， “ 低压大排量”泵送方式与 “ 高压小排 量” 泵送方式相 比， 主液压泵的出 口压力相对较大 。 但当主液压泵性能劣化到一定程度，即其容积效率 降低到一定程度时， 当负载压力高到一定程度， 即泵 机泵送混凝土的高度或距离较大时， 及时将“ 低压大 排量” 泵送方式转换到“ 高压小排量 ” 泵送方式， 对减 小系统的能量损失是有利的。主液压泵容积效率越 低 ， 进行这种转换 的时机应越早 ， 即进行这种转换时 的负载压力应越低。在主液压泵容积效率降低到 表 4 不同负载压力时主液压泵及整个系统能量损失计算值 主泵负载( 即测点 M 处的 主液压泵的能量损失 总能量损失 压力 p l MP a ) N q 、 N 4 8 5 0 0 6 9 7 1 4 0 4 9 8 5 3 2 1 6 5 6 1 4 3 7 5 1 1 5 8 1 2 7 3 4 1 5 0 2 4 1 2 3 9 6 2 9 3 7 1 3 9 6 8 1 3 8 1 0 3 2 3 6 1 2 3 5 0 1 5 2 72 3 43 7 1 0 6 55 1 6 3 8 4 3 6 3 9 9 3 6 2 2 3 6 25 4 7 48 7 1 63 31 407 5 9 57 6 9 48 3 6 9 0 时 ，主泵负 载压力达 到约 2 5 MP a后 ，主液压泵的能量损失增加 的程度要比管路系统能量损失减小 的程度大 ，使得系统总的能量损失 逐渐增加。这时， 若泵机仍采用“ 低 压大排量”泵送方式是不利于减小 能量耗的。如果转换到 “ 高压小排 量” 泵送方式 ， 主液压泵出口处的负 载压力即降低到 ： f D 一 ， D 2 x 2 5 = ( 1 4 0 2 - 9 0 2 ) 1 x 2 5 = 1 4 6 7 MP a ，主液压 泵的能量损失可减少。虽然在转换 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 麓 2 o 年 月 。 0 ll ll l0。再l稍 i lI ： 嚼矗 嘲 旺角爆 盘 到“ 高压小排量” 泵送方式后， 部分管路系统的能量 损失会增加 ，但 由于两主液压缸小腔连通管道 中的 能量损失大大减小，使得管路系统总的能量损失还 是减小的。 试验还表明， 在相 同的负载压力下 ， 随着主液压 泵旋转速度 的增大 ，系统各液流段的压力损失也随 之增大。这主要是因为， 在负载压力不变的情况下， 主液压泵的旋转速度越大( 在额定转速以内) ， 其输 出的油液流量也越大。 3 结论 ( 1 )油液在管路系统中流动时所产生的压力损 失绝大部分是由于换向阀、集成阀块以及高低压转 换阀等所引起的， 且其压力损失随负载力( 即主液压 泵出口 处压力P ) 的变化规律基本上是一致的， 即在 负载压力P 低于恒功率点压力时， 管路系统各处的 压力损失均相对较大，且随负载压力的增大而基本 上变化不大；但当负载压力P 。 超过恒功率点压力 后，管路系统各处的压力损失均随负载压力的增大 而逐渐减小。在负载压力不变的情况下，系统各液 流段的压力损失随主液压泵旋转速度的增大而增 大。 ( 2 )高低压转换 阀的能量损失除与负载压力有 关外， 还与两主液压缸的串接方式有关 ， 即采用“ 高 压小排量”串接时的能量损失要比采用 “ 低压大排 量” 串接时的要小。 管路系统的能量损失和主液压泵 引起的能量损失在总的能量损失中所占的比例是随 负载压力而变化的， 即随着负载压力的增大， 管路系 统的能量损失逐渐减小 ，而主液压泵的能量损失则 是逐渐增加的。 ( 3 )系统总的能量损失随负载压力的变化规律 与管路系统的能量损失和主液压泵 的能量损失随负 载压力的变化程度相关 ； 在系统结构一定的情况下 ， 管路系统的能量损失 的变化规律也是基本不变的。 但主液压泵的能量损失会随着其磨损程度的增加、 即容积效率的降低而逐渐增大，主液压泵的能量损 失随负载压力而增大的程度大大提高，从而使得系 统总的能量损失呈现出： “ 先随负载压力而减小、 再 随负载压力而增大” 的变化规律。 ( 4 ) 当主液压泵的使用性能好， 即其容积效率高 时，系统总的能量损失随负载压力的增大而逐渐减 小， 所以从减小能量损失的角度考虑， 泵机采用“ 低 压大排量” 泵送方式较为有利 。 当主液压泵性能劣化 到一定程度 ， 即其容积效率降低到一定程度时， 当负 载压力高到一定程度，即泵机泵送混凝土的高度或 距离较大时， 及时将“ 低压大排量” 泵送方式转换到 “ 高压小排量” 泵送方式 ， 对减小系统 的能量损失是 有利的 ； 主液压泵容积效率越低 ， 进行这种转换的时 机应越早， 即进行这种转换时的负载压力应越低。 ( 5 ) 试验研究表明 ， 现有的混凝土泵液压系统 的 能量损耗还是很高的，特别是当系统在中低压工况 下工作时， 由换向阀、 集成阀块、 高低压转换阀等引 起 的能量损耗更为严重 ，解决的最有效措施是将液 压系统高度集成， 将换向阀、 集成块 、 高低压转换阀 改为通流能力大、 压力损失小的锥式插装阀结构。 参考文献 【 1 】 C a o B i n x i a n g ， C h e n G u o a n ， F a n t i a n j i n ， e t c E x p e r i m e n - t a l a n d C o n t r o l Re s e a r c h o n P r e s s u r e I mp a c t d u r i n g s p o o l s h if t i n g o f d i r e c t i o n a l c o n t rol v a l v e s L u Y o n g x i a n g P roc e e d i n g s o f t h e s i x t h i n t e r n a t i o n a l c o n f e r e n c e o n fl u i d p o w e r t r a n s mi s s i o n a n d c o n t rol 【 C B e ij i n g ： I n t e rna t i o n al Ac a d e mi c P u b l i s h e r ， 2 0 0 5 8 7 3 8 7 6 2 Z h u Z h e n c a i ， C h e n G u o a n E ff e c t s o f s h i f t i n g t i m e o n p r e s s u r e i m p a c t i n h y d r a u l i c s y s t e ms 3 3 J C E N T S o u t h U n i v T e c h n o 1 ， 2 0 0 5 ， l 2 ( 1 ) ： 2 1 7 2 2 1 通信地址： 江苏省徐州市工程兵指挥学院四系( 2 2 1 0 0 4) ( 收稿日期 ： 2 0 0 8 0 7 3 1 ) 一 3 7 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m