装载机液压系统设计模板.doc

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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。就当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, 并能够经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, 液压油要经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, 依然不断的给系统供油提供压力和流量, 这部分压力能经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, 而且使工作泵卸荷, 这样就能够减少经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。特别是当动臂下降时, 是靠自重下降的, 动臂下降很快, 为了控制速度稳定, 多路换向阀经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, 可是为了保证下降的稳定, 油缸下腔要经过多路换向阀节流产生背压, 从下图能够看出, 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:

从上面式子能够看出, 为了减少背压产生的能量损失, 要尽量减少经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, 而且也能够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。因此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, 而且此时卸荷阀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, 由于工作泵的泄荷而且系统实现差动, 经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, 因此要控制下降的速度, 只需要根据不同的F适当控制A(x)的大小, 因此能够控制动臂下降的速度, 系统能够达到稳定程度。

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, 主要是经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, 因此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, 先导压力油经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。能够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, 它经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, 可是, 当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, 经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, 经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。
从上图及原理能够看出, 这个系统的先导压力源是有定量齿轮泵5经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, 它能够稳定的给先导系统提供压力油, 可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, 因此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, 能够减小系统的压力冲击和缓和压力脉动。

(3)作应急能源。蓄能器能够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, 因此它能够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经过单向阀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, 这样蓄能器就能够有足够的液压油, 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能够看出, 用蓄能器为先导系统供油, 这样能够取代先导泵, 减少油液的能量损失。因此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, 因此整个工作装置的系统模型的建立能够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能够忽略, 故液压系统可简化为下图:

上面为电液比例减压阀
从上式能够看出, 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能够知道, 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, 可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。因此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。可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, 因此当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, 因此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, 当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, 因此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, 并能够经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能够看出, 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, 油液经过溢流阀回油箱, 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, 而且系统保压溢流也一定要存在, 可是经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, 因此升起的过程中, 需要低压大流量增加上升的速度, 基于以上的工作特点就能够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。

从上图能够看出, 系统的由两个等排量泵, 经过单向阀 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 经过单向阀 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, 从改后系统的原理能够看出, 动力源部分基本是经过双泵的合分流, 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, 而且在这个过程中 铲斗的收放斗和动臂的提升交替进行, 而且速度比较慢, 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经过溢流阀, 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, 而且在上升过程中, 两个泵的压力都在8MPa 以下, 因此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, 一个泵马上卸荷, 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。从图中能够看出, 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, 从图中能够看出, 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, 而且从图中能够看出, 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) 而且, 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, 因此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, 因此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, 可是从上面分析能够看出, 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。