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挖掘机液压系统的分析研究


同济大学 硕士学位论文 挖掘机液压系统的分析与研究 姓名:张珊珊 申请学位级别:硕士 专业:机械设计及理论 指导教师:刘钊 20050301

摘要 摘要 挖掘机作为我国工程机械的主力机种,被广泛应用于各种各样的施工作业 中。挖掘机产品的核心技术就是液压系统设计,由于挖掘机的工作条件恶劣,要 求实现的动作复杂,于是它对液压系统的设计提出了很高的要求,其液压系

统也 是工程机械液压系统中最为复杂的。因此,对挖掘机液压系统的分析研究对推动 我国挖掘机发展具有十分重要的意义。 在全面搜集了国内外挖掘机液压系统相关资料的基础上,了解了挖掘机液压 系统的发展历史,并对挖掘机液压系统的技术发展动态进行了分析总结。论文对 挖掘机的各种工况进行了分析,系统总结了挖掘机液压系统的设计要求。文中还 以现代、林德、小松等著名品牌的挖掘机液压系统为研究对象,深入分析了负流 量控制系统和负载敏感压力补偿液压系统的控制原理,并着重对负载敏感压力补 偿技术进行了分析研究。 根据挖掘机液压系统的设计要求,论文中还创新地采用通用多路阀,配以专 用控制阀和简单的电子控制系统,设计了一套适合我国生产制造的负载敏感压力 补偿挖掘机液压系统,为今后我国挖掘机液压系统的开发研究提供了很好的参 考。 针对负载敏感压力补偿液压系统,论文建立了比较完善的数学模型,并采用 国际先进的仿真软件 AMEsim 对整个液压系统的动态特性进行仿真,验证了负载 敏感压力补偿液压系统的控制特性,并为液压系统设计中的参数选择提供了依 据。另外,论文针对负载敏感压力补偿液压系统提出了试验方案,具体设计制造 了试验台。通过静态特性试验和动态特性试验,进一步验证了负载敏感压力补偿 液压系统的控制特性,并获得了系统参数变化对其控制特性的影响。 关键词:挖掘机,液压系统,负载敏感,压力补偿

垒!翌塑 ABSTRACT The excavator iS a main constructional machine.which is nOW widely used in various construction sites.The core technique of excavator i8 hvdraulic technique. Because of the bad working condition and complicated working movements of the excavator,it has high requirements for itS hydraulic system.Since the excavator ‘S hydraulic system iS the most complicated one in all constmctional machines.the analysis and research of ils hydraulic system make very important sense. On the basis of comprehensive collection of related infornlation about the excavator’S hydraulic system at home and abroad,the main working conditions of the excavator are studied and the design requirements of its hy 击 anlic s3,stem are systematicall3,summarized.In the thesis,the hydraulic system of some famous excavators,such as HYUNDAI,LrNDE,and 砭 OMATSU are studied as the examples, and the negative flow cOntro】system’S together with load sensing pressure compensated controI system’S con 廿 ol theory are introduced in detail. According tO the design requirements of the excavator’S hydraulic system,a new 10ad sensing pressure compensated hydraulic system is creatively designed using generaI multiple unit valve equipped with speciaI conffoJ valve and electronic controI systems.which has useful reference value for the future research and development of the excavator’S hydraulic system in our country Aiming tO the load sensing pressure compensated hydraulic system,a completed mathematic model is built and dynamic characteristics are simulated using AMEsim. which iS one of the advanced simulation SOftware in the world.The simulation validales the contr01 characteristics of the load sensing pressure compensated hydraulic system.and guide for the parameters’selection in design.In addition.the tests of load sensing pressure compensated hydraulic system ’ S control characteristics including static characteristic and dynamic characteristic are conducted. testing The bench iS designed and manufactured.The tests further validate the control characteristics of the load sensing pressure compensated hydraulic system.and acquire the effects ofvarious parameters, Key Words:Excavator,Hy&aulic System,Load Sensing,Pressure compensated

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第 1 章绪论 第 1 章绪论 液压挖掘机是一种多功能机械,目前被广泛应用于水利工程,交通运输,电 力工程和矿山采掘等机械施工中,它在减轻繁重的体力劳动,保证工程质量.加 快建设速度以及提高劳动生产率方面起着十分重要的作用。由于液压挖掘机具有 多品种,多功能,高质量及高效率等特点,因此受到了广大施工作业单位的青睐。 液压挖掘机的生产制造业也日益蓬勃发展。 挖掘机与液压传动紧密地联系在一起,其发展主要以液压技术的应用为基 础。由于挖掘机的工作条件恶劣,要求实现的动作很复杂,于是它对液压系统的 设计提出了很高的要求,其液压系统也是工程机械液压系统中最为复杂的。因此, 对挖掘机液压系统的分析研究已经成为推动挖掘机发展中的重要一环。 1.1 挖掘机液压系统研究的必要性 挖掘机行业的发展历史久远,可以追溯到 1840 年。当时美国西部开发,进 行铁路建设,产生了模仿人体构造,有大臂、小臂和手腕,能行走和扭腰类似机 械手的挖掘机,它采用蒸汽机作为动力在轨道上行走。但是此后的很长时间挖掘 机没有得到很大的发展,应用范围也只局限于矿山作业中。 导致挖掘机发展缓慢的主要原因是:其作业装置动作复杂,运动范围大,需 要采用多自由度机构,古老的机械传动对它不太适合。而且当时的工程建设主要 是国土丌发,大规模的筑路和整修场地等,大多是大面积的水平作业,因此对挖 掘机的应用相对较少,在一定程度上也限制了挖掘机的发展。 由于液压技术的应用,二十世纪四十年代有了在拖拉机上配装液压反铲的悬 挂式挖掘机。随着液压传动技术迅速发展成为一种成熟的传动技术,挖掘机有了 适合它的传动装置,为挖掘机的发展建立了强有力的技术支撑,是挖掘机技术上 的一个飞跃” “”3。同时,工程建设和施工形式也发生了很大变化。在进行大规模 国土开发的同时,也开始进行城市型土木施工,这样,具有较长的臂和杆,能装 上各种各样的工作装置,能行走、回转,实现多自由动作,可以切削高的垂直壁 面,挖掘深的基坑和沟槽的挖掘机得到了广泛应用。 1950 年在意大利北部生产了第一台液压挖掘机。第一台液压挖掘机采用定 量齿轮泵,中位开式多路阀,工作压力为 9 Mpa,所有执行元件互相并联连结。 由单泵向 6 个执行元件供油。由于早期液压挖掘机主要采用了定量齿轮泵,不能 按需改变供油流量,无法充分利用发动机的功率,因此其能量损失很大,不能满 足挖掘机复合动作的复杂要求,且可操纵性差。另外,早期试制的液压挖掘机是

第 1 章绪论 采用飞机和机床的液压技术,缺少适用于挖掘机各种工况的液压元件,配套件也 不齐全,制造质量不够稳定。从二十世纪六十年代到八十年代中期,液压挖掘机 进入了推广和蓬勃发展的阶段,各国挖掘机制造厂和品种增加很快,产量猛增。 1968~1970 年间,液压挖掘机产量已经达到挖掘机总产量的 83%,其时对挖掘机 液压系统的研究也已经十分成熟,液压挖掘机已经具有了同步控制系统和负载敏 感系统.’ 。 自第一台手动挖掘机诞生以来的 160 多年当中,挖掘机一直在不断地飞跃发 展,其技术已经发展到相对成熟稳定的阶段。目前国际上迅速发展全液压挖掘机, 对其控制方式不断改进和革新,使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气 压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制。在 危险地区或水下作业采用无线电操纵,利用电子计算机控制接收器和激光导向相 结合,实现了挖掘机作业操纵的完全自动化。所有这一切,挖掘机的全液压化为 其葵定了坚实的基础,创造了良好的前提。 据有关专家估算,全世界各种施工作业场约有 65%至 70%的土石方工程都 是由挖掘机完成的。挖掘机是一种万能型工程机械,目前已经无可争议地成为工 程机械的第一主力机种,在世界工程机械市场上已占据首位,并且仍在发展扩大。 挖掘机的发展主要以液压技术的应用为基础,其液压系统已成为工程机械液压系 统的主流形式。随着科学技术的发展和建筑施工现代化生产的需要,液压挖掘机 需要大幅度的技术进步,技术创新是液压挖掘机行业所面临的新挑战。在技术方 面,挖掘机产品的核心技术就是液压系统设计,所以对其液压系统的分析研究具 有十分重要的现实意义。 1.2 国内外挖掘机液压系统的研究现状及发展动态 1.2.1 国外研究状况及发展动态 从 20 世纪 60 年代液压传动技术开始应用在挖掘机上至今,挖掘机液压系统 已经发展到了相当成熟的阶段.。近几年来,随着液压挖掘机产量的提高和使用 范围的扩大,世界上著名的挖掘机生产商纷纷采用各种高新技术,来提高自己挖 掘机在国际上的竞争力,主要表现在五个方面;①液压系统逐渐从开式系统向闭 式系统转变;②系统的节能技术成为研究的重点;③系统的高压化和高可靠性发 展趋势日益凸显;④系统的操纵特性上升到很重要的地位;⑤液压系统与电子控 制的结合成为潮流。 1.从开式液压系统向闭式液压系统的转变 2

第 1 章绪论 日本小松(KAMATSU)公司 90 年代以前一直致力开发开式负载敏感系统 (OLSS),用以降低液压系统的损耗。开式液压系统采用三位六通阀,其特点是 有两条供油路,其中一条是直通供油路,另一条是并联供油路。由于这种油路调 速方式是进油节流调速和旁路节流调速同时起作用,其调速特性受负载压力和油 泵流量的影响,因此这种系统的操纵性能、调速性能和微调性能差。另外,当液 压作用元件一起复合动作时,相互干扰大,使得复合动作操纵非常困难。这是开 式系统的大缺点。 由于挖掘机作业工程中要求对液压元件能很好地控制其运动速度和进行微 调,而且在其工作的许多工况下要求多个执行元件完成复合动作,而长期以来使 用的开式液压系统无法满足挖掘机的调速和复合动作的要求。 近年来在国外的挖掘机液压系统中出现了闭式负载敏感系统(CLSS)。它可 以采用一个油泵同时向所有液压作用元件供油,每一个液压作用元件的运动速度 只与操纵阀的阀杆行程有关,与负载压力无关,泵的流量按需提供,而且多个液 压作用元件同时动作时相互之间干扰小,因此操纵性好是闭式液压系统的主要特 点。 这种系统非常符合挖掘机操作的要求,它操纵简单,对司机的操纵技巧要求 低,在国际上已经获得较广泛的使用,是挖掘机液压系统的发展趋势。目前日本 小松公司已经把大量挖掘机液压系统从开式系统改为闭式系统了。 2.节能技术的应用 目前液压挖掘机上典型的节能技术基本上有两种。即负载敏感技术和负流量 控制技术,目前液压挖掘机都选用其中一种控制技术来实现节能要求。 负载敏感技术是一种利用泵的出 1:3 压力与负载压力差值的变化而使系统流 量随之相应变化的技术。德国曼内斯曼(Mannesmann)公司研制的一种负载传感 系统,将其安装在液压系统中,可以控制一个或几个液压作用元件,而与对其施 加的载荷无关。该系统不仅易于操纵,而且微动控制特性很好。其最大的特点就 是可以根据负载大小和调速要求对油泵进行控制,从而实现在按需供流的同时, 使调速节流损失 AP 控制在很小的固定值,从而达到节能的目的”1 2” 。 负流量控制技术是通过位于主控制阀后面的节流阀建立的压力对主泵的排 量进行调节的技术。目前以韩国现代(HYUNDAI)、日本小松(KOMATSU)和日本 R 立(HITACHI)为代表的许多国外著名品牌的挖掘机生产商都在自己的挖掘机 液压系统中使用了负流量控制技术。这种控制技术具有稳定性好、响应快、可靠 性和维修性好等特点,但在起始点为重负荷下作业时,因流量与负载有关,所以 可控制性较羞。 3.提高负载鬣力和可靠性 为了提高挖掘机的负载能力,直接的方法是提高其液压系统工作压力、流量

第 1 章绪论 和功率。目前,国际上先进的挖掘机产品的额定压力大都在 30MPa 以上,并且随 着材料科学技术的进步,有朝着更高的压力甚至采用超高压液压技术方向发展的 趋势;流量通常在每分钟数百升:功率在数百千瓦以上。如德国 Orensttein& Koppe 制造的目前世界上首台最大的 RH400 型全液压挖掘机,铲斗容量达 42m3, 液压油源为 18 台变量轴向柱塞泵,总流量高达 10200L/min:原动机为 2 台 QSK60 柴油发动机,总功率高达 2014kW” “。 由于液压挖掘机经常在较恶劣环境下持续工作,其各个功能部件都会受到恶 劣环境的影响.系统的可靠性日益受到重视。美、英、日等国家推广采用有限寿 命设计理论,以替代传统的无限寿命设计理论和方法,并将疲劳损伤累积理论、 断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲 劳强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机强度研究方面,不断提高设备的可 靠性。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法。日本制定了液压挖掘机构件 的强度评定程序,研制了可靠性信息处理系统,使液压挖掘机的运转率达到 85%~95%,使用寿命超过 l 万小时。 4 重视操纵特性 挖掘机液压系统的操纵特性越来越受到重视。目前国际上迅速发展全液压挖 掘机,不断改进和革新控制方式,使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、 气压操纵、液压伺服操作和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制。 各种高新技术的应用,使得挖掘机液压系统操纵特性大大提高。 5 电子一液压集成控制成为当前主要研究目标 电子控制技术与液压控制技术相结合的电子一液压集成控制技术近年来获得 了巨大发展,特别是传感器、计算机和检测仪表的应用,使液压技术和电子控制 有机结合,开发和研制出了许多新型电液自动控制系统,提高了挖掘机的自动化 程度,推动着挖掘机的迅猛发展。目前国外先进品牌的挖掘机在电液联合控制方 面的研究已趋成熟。美国林肯~贝尔特公司新 C 系列 LS 一 5800 型液压挖掘机安装 了全自动控制液压系统,可自动调节流量,避免了驱动功率的浪费。日本住友公 司生产的 FJ 系列五中新型号挖掘机配有与液压回路连接的计算机辅助的功率控 制系统,利用精控模式选择系统,减少燃油、发动机功率和液压功率的消耗,并 延长了零部件的使用寿命。 1.2.2 国内研究情况及发展动态 从国内情况来看,我国挖掘机行业整体发展水平较国外缓慢,在挖掘机液压 系统方面的理论还比较薄弱。国内大部分挖掘机企业在挖掘机液压系统传统技术 方面的研究具有一定基础,但由于采用传统液压系统的挖掘机产品在性能、质量、

第 1 章绪论 作业效率、可靠性等方面均较差,因此采用传统液压系统的挖掘机在国内市场上 基本失去了竞争力,取而代之的是采用各种高新技术的国外挖掘机产品。先进的 挖掘机液压系统都被国际上一流的生产企业垄断,国内企业在该领域的研究几乎 是空白,这样国内的挖掘机生产厂家就无法独立制造出性能优异的挖掘机,绝大 部分的市场份额都被国外各种品牌的挖掘机所占据。以 20t 级的中型液压挖掘机 为例,国产 20t 级挖掘机大多数是欧洲 80 年代初的技术”.,同 90 年代初以来在 国内形成批量的臼本小松、日立、神钢以及韩国大宇、现代等机型相比,其主要 差距柴油机功率偏低,液压系统流量偏小,液压系统特性差,导致平台回转速度 低,行走速度低,各种性能参数均偏小,整机性能和作业效率较国外偏低。 1.3 本论文的研究内容 挖掘机液压系统方面的技术多种多样,本文主要以国外几种知名品牌的挖掘 机液压系统为主要研究对象,对其现有的关键技术和控制方式进行比较和研究, 采用数字仿真系统建模仿真,为挖掘机的液压系统的控制理论研究提供一定的参 考信息。 1 挖掘机液压系统技术发展动态的分析研究 大量搜集国内外挖掘机液压系统方面的相关技术资料,系统了解挖掘机液压 系统的发展历史,分析总结挖掘机液压系统方面的研究现状和技术发展动态。 2 挖掘机液压系统设计要求的分析总结 对液压挖掘机一个工作循环中的四种工况一挖掘工况、满斗举升回转工况、 卸载工况和卸载返回工况进行了详细的分析,总结了每个工况下各执行机构的主 要复合动作。根据液压挖掘机的主要工作特点,系统地总结了挖掘机液压系统的 设计要求:动力性要求和操纵性要求。另外,还提出了~种有效、简便、直观的 挖掘机液压系统的分析方法,并详细介绍此方法的步骤。 3 典型挖掘机液压系统的分析 分析了传统挖掘机液压系统中的单泵定量系统、双泵定量系统和双变量泵液 压系统,详细分析了其主要优点和存在的问题。文中还主要介绍了目前挖掘机液 压系统中广泛应用的负流量控制系统和负载敏感压力补偿控制系统,并以现代挖 掘机液压系统和林德负载敏感脏力补偿液压系统为研究对象,详细分析了其控制 原理。另外,还将对小松 P120 挖掘机的负载敏感液压系统进行详细的分析。 4.负载敏感压办补偿液压系统的设计 在分析研究了各种典型挖掘机液压系统的基础上,根据挖掘机液压系统的设 计要求,设计了~套适合我国生产制造的负载敏感压力补偿挖掘机液压系统。本

第 1 章绪论 设计旨在采用通用的多路阀系统,配以专用控制阀和简单的电子控制系统。该系 统属首次开发,对今后我国挖掘机液压系统的研究开发具有很好的参考价值。 5.负载敏感压力补偿液压系统的动态特性分析 负载敏感压力补偿液压系统是一个复杂的动态系统,包含了较多的影响因 素,因此必须通过计算机仿真来指导设计。文中将对负载敏感压力补偿液压系统 建立比较完善的数学模型,并采用国际先进的仿真软件 AMEsim 对模型进行仿真 分析。 6,负载敏感压力补偿液压系统的试验 提出了完整的试验方案,可以对整个负载敏感压力补偿液压系统进行完善的 测试。具体设计并制造了试验台,并对负载敏感压力补偿液压系统的静态试验和 动态试验进行详细的分析。 通过本课题的研究,对推动国产挖掘机液压系统技术水平的发展,提高国产 挖掘机的设计水平和国内企业挖掘机产品技术含量具有很重要的意义。 6

第 2 章挖掘机液压系统的设计要求和分析方法 第 2 章挖掘机液压系统的设计要求和分析方法 要了解和设计挖掘机的液压系统,首先要分析液压挖掘机的工作过程及其作 业要求,掌握各种液压作用元件动作时的流量、力和功率要求以及液压作用元件 相互配合的复合动作要求和复合动作时油泵对同时作用的各液压作用元件的流 量分配和功率分配。 2.1 液压挖掘机的工况分析 液压挖掘机的作业过程包括以下几个动作(如图 2.1 所示):动臂升降、斗 杆收放、铲斗装卸、转台回转、整机行走以及其它辅助动作。除了辅助动作(例 如整机转向等)不需全功率驱动以外,其它都是液压挖掘机的主要动作,要考虑 全功率驱动。 由于液压挖掘机的作业对象和工作条件变化较大,主机的工作有两项特殊要 求:(1)实现各种主要动作时,阻力与作业速度随时变化,因此,要求液压缸和 液压马达的压力和流量也能相应变化:(2)为了充分利用发动机功率和缩短作业 循环时间,工作过程中往往要求有两个主要动作(例如挖掘与动臂、提升与回转) 同时进行复合动作。 图 2.1 液压挖掘机的工作运动 1 一动臀升降:2 一斗杆收放;3—铲斗装卸;4 一转台回转;5—整机行走 液压挖掘机一个作业循环的组成和动作的复合主要包括: (1)挖掘:通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸进行挖掘,或者两者配合进行挖掘, 因此,在此过程中主要是铲斗和斗杆的复合动作,必要时,配以动臂动作。 (2)满斗举升回转:挖掘结束,动臂液压缸将动臂顶起,满斗提升,同时回转 7

第 2 章挖掘机液压系统的设计要求和分析方法 液压马达使转台转向卸土处,此时主要是动臂和回转的复合动作。 (3)卸载:转到卸土点时,转台制动,用斗杆液压缸调节卸载半径,然后铲斗 液压缸回缩,铲斗卸载。为了调整卸载位置,还要有动臂液压缸的配合,此时是 斗杆和铲斗的复合动作,间以动臂动作。 (4)空斗返回:卸载结束,转台反向回转,动臂液压缸和斗杆液压缸配合,把 空斗放到新的挖掘点,此时是回转和动臂或斗秆的复合动作。 2.1.1 挖掘工况分析 挖掘过程中主要以铲斗液压缸或斗杆液压缸分别单独进行挖掘,或者两者复 合动作,必要时配以动臂液压缸的动作。 一般在平整土地或切削斜坡时,需要同时操纵动臂和斗杆,以使斗尖能沿直 线运动,见图 2.2 所示。此时斗杆收回,动臂抬起,希望斗杆和动臂分别由独立 的油泵供油,以保证彼此动作独立,相互之间无干扰,并且要求泵的供油量小, 使油缸动作慢,便于控制。如果需要铲斗保持一定切削角度并按照一定的轨逊进 行切削时,或者需要用铲斗斗底压整地面时,就需要铲斗、斗杆、动臂三者同时 作用完成复合动作“。.,见图 2.3 所示。 a b 图 2.2 平整土地(a)或切削斜坡(b)时斗失沿直线切削一一 8 b 图 2.3 铲斗保持一定角度切削(a)或压整地面(b) 单独采用斗杆挖掘时,为了提高掘削速度,一般采用双泵合流,个别也有采 用三泵合流。单独采用铲斗挖掘时,也有采用双泵合流的情况。下面以三泵系统 为例,来说明复合动作挖掘时油泵流量的分配情况和分合流油路的连接情况。 8

第 2 章挖掘机液压系统的设计要求和分析方法 当斗杆和铲斗复合动作挖掘时,供油情况如图 2.4a 所示。当斗杆油压接近 溢流阀的压力时,原来溢流的油液此时供给铲斗有效利用:当铲斗和动臂复合动 作挖掘对,由于动臂仅仅起调解位置的作用,主要是斗杆进行挖掘,因此采用斗 杆优先合流、双泵供油,如图 2.4b 所示。 铲 斗 a b 图 2.4 三泵供油系统示意国 当动臂、斗杆和铲斗复合运动时,为了防止同一油泵向多个液压作用元件供 油时动作的相互干扰,一般三泵系统中,每个油泵单独对一个液压作用元件供油 较好。对于双泵系统,其复合动作时各液压作用元件间出现相互干扰的可能性大, 因此需要采用节流等措施进行流量分配,其流量分配要求和三泵系统相同。 当进行沟槽侧壁掘削和斜坡切削时,为了有效地进行垂直掘削,还要求向回 转马达提供压力油,产生回转力,保持铲斗贴紧侧壁进行切削,因此需要同时向 回转马达和斗杆供油,两者复合动作,如图 2.5 所示。回转马达和斗杆收缩同时 动作,由同一个油泵供油,因此需要采用回转优先油路,否则铲斗无法紧贴侧壁, 使掘削很难正常进行。在斗杆油缸活塞杆端回油路上设置可变节流阀,此节流阀 的开口度即节流程度由回转先导压力来控制。回转先导压力越大,节流阀开度越 小,节流效应越大,则斗杆油缸回油压力增高,使得油泵的供油压力也提高。因 此随着回转操纵杆行程的增大,回转马达油压增加,回转力增大。 斗杼油缸 圈转 先鲁 曩纵 手柄 去翻转 马达 图 2.5 沟榷侧壁掘削和斜坡掘削时,油泵供油连接情况 挖掘过程中还有可能碰到石块、树根等坚硬障碍物,往往由于挖不动而需要 短时间增大挖掘力,希望液压系统能暂时增压,能提高主压力阀的压力。 9

第 2 章挖掘机液压系统的设计要求和分析方法 2.1.2 满斗举升回转工况分析 挖掘结束后,动臂油缸将动臂顶起,满斗举升,同时回转液压马达使转台转 向卸载处,此时主要是动臂和回转马达的复合动作。动臂抬升和回转马达同时动 作时,要求二者在速度上匹配,即回转到指定卸载位置时,动臂和铲斗自动提升 到合适的卸载高度。由于卸载所需的回转角度不同,随液压挖掘机相对自卸车的 位置而变,因此动臂提升速度和回转马达的回转速度的相对关系应该是可调整 的。卸载回转角度大,则要求回转速度快些,而动臂的提升速度慢些。 在双泵系统中,回转起动时,由于惯性较大,油压会升得很高,有可能从溢 流阀溢流,此时应该将溢流的油供给动臂,如图 2.6a 所示。在回转和动臂提升 的同时,斗杆要外放,有时还需要对铲斗进行调整。这时是回转马达、动臂、斗 杆和铲斗进行复合动作。 由于满斗提升时动臂油缸压力高,导致变量泵流量减小,为了使动臂提升和 回转、斗杆外放相互配合动作,由一个油泵专门向动臂油缸供油,另一个油泵除 了向回转马达和斗杆供油外,还有部分油供给动臂,如图 2.6b 所示。但是由于 动臂提升时油压较高,单向阀大部分时间处于关闭状态,因此左侧油泵只向回转 马达和斗杆供油。 三泵系统的供油情况如图 2.6c 所示。各个油泵分别向一个液压作用元件供 油,复合动作时无相互干扰。 2.1.3 卸载工况分析 b o 图 2 6 回转举升供油情况 铲 斗 回转至卸载位置时,转台制动,用斗杆调节卸载半径和卸载高度,用铲斗油 缸卸载。为了调整卸载位置,还需要动臂配合动作。卸载时,主要是斗杆和铲斗 复合动作,间以动臂动作。

第 2 章挖掘机液压系统的设计要求和分析方法 2.1.4 空斗返回工况分析 当卸载结束后,转台反向回转,同时动臀油缸和斗杆油缸相互配合动作,把 空斗放在新的挖掘点。此工况是回转马达、动臂和斗杆复合动作。由于动臂下降 有重力作用,压力低、变量泵流量大、下降快,要求回转速度快,因此该工况的 供油情况为一个油泵的全部流量供回转马达,另一油泵的大部分油供给动臂,少 部分油经节流阀供给斗杆,如图 2.7 所示。 £且 杆 图 2.7 空斗返回供油情况 发动机在低转速时油泵供油量小,为防止动臂因重力作用迅速下降和动臂油 缸产生吸空现象,可采用动臂下降再生补油回路,利用重力将动臂油缸无杆腔的 油供至有杆腔。 2.1.5 行走时复合动作 在行走的过程有可能要求对作业装置液压元件(如回转机构、动臂、斗杼和 铲斗)进行调整。在双泵系统中,一个油泵为左行走马达供油、另一个油泵为右 行走马达供油,此时如果某一液压元件动作,使某一油泵分流供油,就会造成一 侧行走速度降低,影响直线行驶性,特别是当挖掘机进行装车运输或上下卡车行 走时,行驶偏斜会造成事故。 为了保证挖掘机的直线行驶性。在三泵供油系统中,左右行走马达分别由一 个油泵单独供油,另一个油泵向其它液压作用元件(如动臂、斗杆、铲斗和回转) 供油,如图 2.8a 所示。对于双泵系统,目前采用以下供浊方式:①~个油泵并 联向左、右行走马达供油,另一个油泵向其他液压作用元件供油,其多余的油液 通过单向阀向行走马达供油,如图 2.8b 所示;②双泵合流并联向左、右行走马 达和作业装置液压作用元件同时供油,如图 2.8c 所示。

第 2 章挖掘机液压系统的设计要求和分析方法 ,殿 I 冀|走走 I l l l ,空空空 a b 图 2,8 行走复台动作时的几种供油情况 2.2 挖掘机液压系统的设计要求 液压挖掘机的动作繁复,且具有多种机构,如行走机构、回转机构、动臂、 斗杆和铲斗等,是一种具有多自由度的工程机械。这些主要机构经常起动、制动、 换向,外负载变化很大,冲击和振动多,因此挖掘机对液压系统提出了很高的设 计要求。根据液压挖掘机的工作特点,其液压系统的设计需要满足以下要求: 1.动力性要求 所谓动力性要求,就是在保证发动机不过载的前提下,尽量充分地利用发动 机的功率,提高挖掘机的生产效率。尤其是当负载变化时,要求液压系统与发动 机的良好匹配,尽量提高发动机的输出功率。例如,当外负载较小时,往往希望 增大油泵的输出流量,提高执行元件的运动速度。双泵液压系统中就常常采用合 流的方式来提高发动机的功率利用率。 2 操纵性要求 ①调速性要求 挖掘机对调速操纵控制性能的要求很高,如何按照驾驶员的操纵意图方便地 实现调速操纵控制,对各个执行元件的调速操纵是否稳定可靠,成为挖掘机液压 系统设计十分重要的一方面。挖掘机在工作过程中作 AN.2b 变化大,各种不同的 作业工况要求功率变化大,因此要求对各个执行元件的调速性要好。 。 ②复合操纵性要求 挖掘机在作业过程中需要各个执行元件单独动作,但是在更多情况下要求各 个执行元件能够相互配合实现复杂的复合动作,因此如何实现多执行元件的复合 动作也是挖掘机液压系统操纵性要求的一方面。 当多执行元件共同动作时,要求其相互间不干涉,能够合理分配共同动作时 各个执行元件的流量,实现理想的复合动作。尤其对行走机构来说,左、右行走 马达的复合动作 I'-1 题,即直线行驶性也是设计中需要考虑的重要一方面。如果挖 掘机在行使过程中由于液压泵的油分流供应,导致--N 行走马达速度降低,形成 2

第 2 章挖掘机液压系统的设计要求和分析方法 挖掘机意外跑偏,很容易发生事故。 另外,当多执行元件同时动作时,各个操纵阀都在大开度下工作,往往会出 现系统总流量需求超过油泵的最大供油流量,这样高压执行元件就会因压力油优 先供给低压执行元件而出现动作速度降低,甚至不动的现象。因此,如何协调多 执行元件复合动作时的流量供应问题也是挖掘机液压系统设计中需要考虑的。 3.节能性要求 挖掘机工作时间长,能量消耗大,要求液压系统的效率高,就要降低各个执 行元件和管路的能耗,因此在挖掘机液压系统中要充分考虑各种节能措旅。 当对各个执行元件进行调速控制时,系统所需流量大于油泵的输出流量,此 时必然会导致一都分流量损失掉。系统要求此部分的能量损失尽量小;当挖掘机 处于空载不工作的状态下,如何降低泵的输出流量,降低空载回油的压力,也是 降低能耗的关键。 4.安全性要求 挖掘机的工作条件恶劣,载荷变化和冲击振动大,对于其液压系统要求有良 好的过载保护措施,防止油泵过载和因外负载冲击对各个液压作用元件的损伤。 5.其它性能要求 实现零部件的标准化、组件化和通用化,降低挖掘机的制造成本:液压挖掘 机作业条件恶劣,各功能部件要求有很高的工作可靠性和耐久性:由于挖掘机在 城市建设施工中应用越来越多,因此要不断提高挖掘机的作业性能,降低振动和 噪声,重视其作业中的环保性。 2.3 挖掘机液压系统的分析方法 挖掘机液压系统中最重要也是最复杂的就是多路阀液压系统。多路阀是挖掘 机液压系统中的重要部件,它确定了液压泵向各个液压作用元件的供油路线和供 油方式;确定了多个液压作用元件同时作用时的流量分配情况和如何实现复合动 作:决定了挖掘机作业时的运动学和动力学特性、动作优先和配合以及合流供油 和直线行走性等等。它的设计决定了能否更好地满足挖掘机的作业要求和工况要 求.’3” 。 挖掘机多路阀液压系统图通常十分复杂,对各种液压作用元件的供油路线、 回油路线以及控制油路等纷杂在一起,很难对整个液压系统的结构一目了然,这 样就需要花费很多的时间才能将其分析透彻。下面以东芝 UX22 的多路阀液压系 统为例,提出一种有关多路阀液压系统的分析方法。

第 2 章挖掘机液压系统的设计要求和分析方法 斗杆 出2 BL3 图 2.9 东芝 IJX22 多路矧液压系统图 图 2.9 所示为东芝 UX22 多路阀液压系统图。简化步骤具体为: l 为了突出挖掘机液压系统的核心部分——多路阀液压系统,首先去掉液压泵 及其控制油路,各个液压作用元件及其油路,如动臂、斗杆、铲斗、回转机构和 行走装置,以及多路阀先导液压操纵系统(图 2.9 中已经去掉了上述部分的油 路)。 2.对多路阀液压系统来说,重要的是供油道的设计。因此可以把上述系统图进 一步简化,突出核心内容。去掉以下部分:油泵的负流量控制连接口 FR 和 rL: 回油箱的连接口;与各个液压作用元件的连接口 ALl、BLl、AL2、BL2、AL3、BL3、 AL4、BL4 和 ARI、BRl、AR2、BR2、AR3、BR3、Rsl;各个阀杆先导操纵油路连接 口 all、b11、a12、b12、a13、b13、a14、b14 和 arl、brl、at2、br2、ar3、 br3;回油口 drl、dr2、dr3、dr4、dr5:通向各个阀杆的先导控制油路;与各 个液压作用元件油路有关的限压阀、动臂和斗杆的支持阀以及再生阀等。这些部 分与多路阀的连接关系已经知道,所以可以将其放到各个液压作用元件的油路中 去讨论。 3.将简化后的液压系统连接起来,如图 2.10 所示。该系统主要包括 7 个操纵阀, ,4

第 2 章挖掘机液压系统的设计要求和分析方法 5 个二位二通阀 A、B、c、D、E,1 个插装阀 X 和一些单向阀及节流阀。通过简 化后的液压系统,可以清晰了解液压泵的压力油是如何通向各个液压作用元件, 以及在各种操纵情况下,液压传动的路线和可能的供油方式、功率分配和流量分 配情况。 2.4 本章小结 图 2.10 东芝 ux22 多路阀液压系统简图 1.对液压挖掘机一个工作循环中的四种工况一挖掘工况、满斗举升回转工况、 卸载工况和卸载返回工况进行了详细的分析,总结了每个工况下各执行机构的主 要复合动作。 2.根据液压挖掘机的主要工作特点,系统地总结了挖掘机液压系统的设计要求: 动力性要求、操纵性要求、节能性要求、安全性要求和其它性能的要求。 3.提出了一种有效、简便、直观的挖掘机液压系统的分析方法,并详细介绍了 此方法的步骤。

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 第 3 章典型挖掘机液压系统的分析 3.1 传统挖掘机液压系统 对于未将负载压力、流量和功率变化信号反馈到液压系统中的挖掘机液压系 统,统称为传统挖掘机液压系统。传统挖掘机液压系统是现代挖掘机液压系统发 展的基础,研究传统挖掘机液压系统有助于了解挖掘机液压系统的发展历程和分 析挖掘机液压系统中存在的问题。 3.1.1 单泵定量液压系统 单泵定量系统是最早期的挖掘机液压系统,目前仅用于少数小型、功能简单 的挖掘机上。图 3.1 所示为小型悬挂式液压挖掘装载机采用的单泵定量液压系 统,其特点是,整个挖掘机液压系统由一台液压泵 l 驱动,采用并联油路对各个 执行元件供给压力油,各个执行元件可以不受顺序限制而动作。通过油路连接, 系统中还可以规定某些执行元件的动作优先权,如图 3.1 中所示,当阀组 3 不在 中位时切断了阀组 4 的近油路,因此阀组 3 操纵的装载斗具有优先动作权。 图 3.1 液压挖掘机单泵定量液压系统 卜一齿轮泵;2 一安全溢流阚;3、4 一润组:5 一装载斗油缸:6 一提升臂油缸;7 一左支腿 油缸; 8 一铲斗油缸;9 一回转马达;10—动臂油缸; 一斗杆油缸;12 一右支腿油缸;13 一散热 】l 器:14 一滤油器 单泵定量液压系统的优点是结构简单,价格便宜,系统中常采用通用多路阀 片。但是其缺点也很多,首先由于油泵输出的流量始终不变,当系统工作在低压 16

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 状态时,系统所消耗的功率远远低于发动机的功率,使得发动机的功率没有得到 充分的利用。另外,单泵定量系统采用节流来实现调速的目的,使得整个液压系 统功率损失大,能量利用率低。其次,各个执行元件的作业速度受外负载变化的 影响很大,且同时动作时相互间干扰大,复合操纵性很差。 3.1.2 双泵定量液压系统 双泵定量液压系统与单泵定量液压系统比较,其优势在于它可以使发动机的 功率分别用于两种动作,既能联合向一组执行元件供油,又可以各自独立分别驱 动一组执行元件动作。 图 3.2 所示为国产 H5'100 型履带式液压挖掘机采用的双泵定量液压系统。此 系统所用的油泵 1 为双联泵,分为 A、B 两泵。八联多路换向阀分为两组,每组 中的四联换向阀组为串联油路,其回油路并联。油泵 A 输出的压力油进入第一组 换向阀组,驱动回转马达、铲斗油缸和辅助油缸,并经中央回转接头驱动右行走 马达 7。油泵 B 输出的压力油进入第二组换向阀,驱动动臂油缸、斗杆油缸,并 经中央回转接头驱动左行走马达 8 和推土油缸 6。 图 3,2 液压挖掘机双泵定量液压系统 1 一油泵;2、4 一分配阀组;3 一单向阀;5 一限速阚:卜推土油缸;7、8 一行走马达;卜 双速阀; 10 一回转马达;ll—动臂油缸:12—辅助油缸;13 一斗杆油缸;14 一铲斗油缸:15 一背压 阀:16 一冷却器 17 一滤油器 17

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 与单泵定量液压系统比较,双泵定量液压系统有以下优点:①当系统中只需 要单个执行元件动作而又要充分利用发动机功率时,可以采用合流供油方式。如 图 3.2 中,当第一组执行元件不工作时,油泵 A 输出的压力油经第一组换向阀中 的合流阀进入第二组换向阀,使得动臂或斗杆的工作速度加快。②当系统中只需 要~组执行元件动作时,可以只使用一台油泵驱动,提高了系统的能量利用率。 ③将左、右行走马达的操纵阀和一些经常需要进行复合动作的执行元件的操纵阀 分别布置在不同的阀组中,解决了液压挖掘机在工作中的行走直线性问题和部分 执行元件间的复合动作问题。但是与单泵定量液压系统一样,双泵定量液压系统 也采用节流调速,整个液压系统的功率损失大,效率低。 3.1.3 双变量泵液压系统 根据控制形式的不同,变量液压系统可以分为功率控制系统、流量控制系统 和组台控制系统三类,一般变量液压系统大多采用功率控制系统。功率控制系统 又可以分为恒功率控制系统、总功率控制系统、变功率控制系统、分功率控制系 统和功率交叉控制系统等。这里主要以总功率控制系统为例,对双变量泵液压系 统进行介绍。 I 田琢 ai 摊甄 l I 艏晶硒 f 计]∥r{7'-1/14 ℃蕴端斟|ll .器萄{ 1 驷l I 陌鞫舟羽 i 嘲匍两韵 II I 晦豳 卤 I I I I T l l l 舟晒.艟恼 If 酬斟斟自问 0 惦每川 1 嚯尹陌。时 l W 督矧冒 l} 饼 0 蝣必 l 11 l ·鹾常嬖剧审;掣冒}m I./l Jl 薪 u S lll 向黾亏赫‘ ?/, 一㈥/’/‘卜面 i 虱畅裂” 堂恒嵫。卅产妈】I 洲

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 19 一动臂油缸:20 一斗杆油虹;21 一铲斗油缸;22、23、24--先导阀组;25 一单向节流阀 图 3.3 所示为 WY60 型液压挖掘机的双变量泵总功率控制液压系统。发动机 l 驱动斜轴式双联轴向柱塞变量泵 2、3 和齿轮泵 4,双联泵设有总功率调节机构, 每台变量泵的排量按照两台油泵的压力之和进行调节。调节过程中两台变量泵的 摆角相等,输出流量相等。两台变量泵的功率之和始终保持恒定,使其不超过发 动机的驱动功率。 总功率控制系统主要有以下优点:①发动机功率能得到充分利用。发动机功 率可按实际需要在两台变量泵之间自动分配与调节。在极限情况下,当一台油泵 空载时,另一台油泵可以输出全部功率。②两台变量泵的输出流量始终相等,可 以分别用于驱动左、右行走马达,保证液压挖掘机在作业中直线行驶。另外,还 可以将经常需要同时动作的执行元件布置在不同的阀组中,由每台油泵分别驱 动,以完成挖掘机作业中一些关键的复合动作。 总功率控制系统较前两种定量液压系统在发动机功率利用率方面有了很大 提高,但同时其能量损耗也增加了。当挖掘机作业时可能一台油泵需要高压、小 流量,而另一台油泵则处于低压、大流量状态,结果是处于高压油泵的实际输出 流量大于其所需要的流量,一部分油液通过溢流阀流走,造成功率损失。而另一 台低压油泵又得不到所需的大流量,使挖掘机的工作机构达不到最大速度:如果 挖掘机的实际使用功率小于总功率调节值时,控制系统仍然按照最大功率输出, 多余的功率则转变成热能而损失掉。 3.2 负流量控制系统 广义的负载敏感是一个系统概念,因此应称为负载敏感系统。负载敏感通过 感应检测出负载压力、流量和功率变化的信号,向液压系统进行反馈,实现节能 控制、流量和调速控制、功率限制、转速限制以及与原动机动力匹配等控制” “。 从这个意义上讲,负流量控制系统也属于一种负载敏感系统。 负流量控制系统是目前挖掘机液压系统中应用较多的一种节能控制系统。所 谓负流量控制,是指流量变化与先导控制压力成反比的输出特性,当先导控制压 力增大时,变量控制机构在先导控制压力的作用下,使泵的排量减小,从而使泵 的流量随着先导控制压力的增大而成比例的减小。 图 3.4 所示是现代(HYUNDAI)210—3 挖掘机液压系统中负流量控制系统的 局部简化原理图。液压泵输出的油通过多路换向阀阀杆控制将油分成两部分:一 部分流向液压缸或液压马达,是有效流量;另一部分油液经多路换向阀的中位回 油道回油箱,是浪费流量。要控制这部分回油流量保持在尽可能小的范围内,就 需要在多路换向闳的中位回油道上加一个节流孔,通过节流孔产生压差。将节流 19

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 孔的回油流量作为控制量,通过排量调节机构来控制泵的排量。当通过节流孔回 油的流量达到一定值时(设定值远小于系统总流量),节流孔前的先导压力 P,就 开始调节变量泵,使油泵的排量仅提供运动速度所需的流量。即通过多路阀对执 行元件进行调速时,变量泵具有自动调节排量按需供流的功能。 1 qI) (i 皿 1 E= -__一 I ㈨* Ⅻ※l 伶_ 1一 旺㈨*i ※{}? —芒卜 山¨ |H‘/r,Ⅳ}Ifv {Ⅱ 啪挂节 圈 3.4 HYUNDAI 液压挖掘机负流量控制系统 负流量控制调节特性如图 3.5 所示。图中第一象限表示多路阀杆开度 S 与流 向回油道流量 q 之间的关系,当操纵阀开度 s 达到一定值 S,(<100%)时,流量 q 为零,q 随着 s 增加而减小,其斜率与执行元件的压力 Pa 有关。图中第二象限 表示流向回油道流量 q 与液压泵排量调节机构先导控制压力 P,之间的关系。图 中第三象限表示先导控制压力 P.与液压泵输出流量 Q。之间的关系。图中第四象 限为多路阀阀 11]开度 S 与供执行元件流量 Q。和液压泵流量 QD 之间的关系,当操 纵阀开度达到一定值 S。时,q 为零,液压泵全部流量供给执行元件(Q。=Q。)。图 中给出操纵阀开度为 S。时相应的 q(q。)、P。(Pio)、Q。(‰)和 Q。(Qao)值。 \ 艟Ⅲ变; K. 鹊; R R;\ 羹 i 弋。 ∞\r..‘鞘 图 3.5 负流量控制调节特性

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 通过以上分析可知,负流量控制系统能够对应作业所必要的流量给出先导压力 信号,油泵只输出必要的流量。当发动机运转而驾驶员不操纵换向阀手柄时,油 泵输出的流量最小,因此系统不会自白消耗动力。 3.3 典型负载敏感压力补偿控制系统 自上世纪 70 年代以来,负载敏感技术在工程机械上得到了越来越广泛的应 用,它在节约能源、提高液压系统效率、改善操纵性能和提高系统可靠性等方面 具有突出的优点。 负载敏感是指系统能自动地将压力、流量和功率变化的信号转换为压力信 号,传给敏感控制阀和敏感泵(变量控制机构)的敏感控制腔,从而调整控制系 统各个部分的运行状态,使其提供系统中各个负载所需的流量、压力和功率,以 实现稳定调速,最大限度地降低能量损失和充分利用发动机的功率。压力补偿是 将压差设定为规定值进行的自动控制”.。 3.3.1 负载敏感压力补偿控制系统的基本原理 负载敏感压力补偿控制系统由负载敏感阀和负载敏感变量泵组成,其基本原 理如图 3.6 所示: 图 3 6 负载敏感压力补偿控制系统原理图 21

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 根据伯努利方程,通过节流孔的流量为 F广 Q=鲥√二匈(3.1) V p 』1 设 a.f 二=K,则节流孑 L 流量特性方程为 V P Q=KA4 卸(3.2) 式(3,2)中:Q 一流过节流孑 L 的流量,m。/s;K 一常数;A 一节流孔开口面积,m2; △p 一节流孔前后的压力差,pa;Q 一流量系数:p 一油液密度,kg/m3。 由上述可知,通过节流孔的流量 Q 是节流孔开口面积 A 和压力差△p 的函数。 若 Ap=const,则 Q=f(A),即通过节流孔的流量不受负载变化的影响,而只与 节流口的开口面积 A 有关。这是负载敏感控制的基本原理。 把这个原理应用于多路阀中,例如在多路阀的各阀入口处设定定差压力补偿 阀,将操纵阀进出口的压力分别引到压力补偿阀的两端,如图 3.6 所示。此时 F Pp—PLl=等=卸=const (3·3) n女 口 P,一 PL2=等=印=const (3·4) 几★ 式(3.3)和(3.4)中:pp-一泵出口压力,pa;P—pu 一负载压力,pa;F,一弹 簧弹力,N;Ak-一弹簧弹力的作用面积,m2;△p 一节流孔前后的压差,pa。 弹簧弹力 F;决定了在节流孔处的压力差△p 恒定不变,这样根据负载敏感控制的 基本原理,就可以由操纵阀改变节流孔的通流面积来控制进入各个执行元件的流 量 Q,各个执行元件的动作速度只与该操纵阀的阀杆行程有关,而与负载压力、 油泵流量等无关。 根据压力补偿阀布置在整个液压油路中的位置,负载敏感压力补偿控制系统还 可以分为阀前压力补偿负载敏感系统和阀后压力补偿负载敏感系统。阀前补偿是 指压力补偿阀布置在油泵与操纵阀之间,阀后补偿是指压力补偿阀布置在操纵阀 与执行机构之间。 3.3.2 林德(LINDE)负载敏惑压力补偿液压系统 图 3.7 为德国林德(LINDE)公司的 LSC(Linde Synchronous Contr01)负 载敏感压力补偿液压系统原理图。图中各个执行元件中的最高压力通过各个单向 阀选出,作为负荷传感压力 P。 ,分别引到负荷传感压力阀和各压力补偿阀的弹

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 簧腔。当负荷传感阀芯及各压力补偿阀芯达到平衡时,各节流口前压力 PI 为负 荷传感压力 P。+负荷传感阀下腔弹簧压力 PKL.各节流口后压力 P,均为负荷传感 压力 P 一压力补偿阀左腔弹簧压力 P。 。(各路 w 阀的%相等);各节流油口压力 差 AP=P:一 P:=P。一‰,即 AP 基本为一定值。因而通过各节流口流向执行元件的流 量与各节流口大小(即各主阀芯开度,受控于人为操纵)有关,而与每一执行元 件的负载压力无关。此系统很好地实现了流量按需分配,不受外负载变化的影响, 系统中无多余的流量,备个执行元件可以同时工作,且相互之间无干扰。 苎 执行元件 I 执行元件 II 执行元件Ⅱ 图 3 7 林德公司的负载敏感控制系统 此系统的特点是由单泵驱动多个执行元件,且各执行元件运动速度仅依赖于 各节流阀开启度,而与各执行元件的负载压力和其它执行元件的工作状态无关。 这~特有的独立调速功能大大减少了作业中操纵者协调各执行元件动作所花费 的时间,不但显著提高了作业效率,而且有效减轻了操作者的劳动强度。另外, 能够以最节省能量的方式实现调速,系统无溢流损失,并以推动执行元件动作所 需的最低压力供油。在工作间隙(发动机不停机,各执行元件处于无载状态,不 动作),LSC 系统自动调节泵的排量到最小值。可以有效降低功率损耗,减小液 压系统的温升,是一种性能较好的新型液压系统。 但是这种负载敏感压力补偿液压系统还存在~个严重的缺点:当液压泵流量 足够时,通过操纵阀阀口的压力差能够达到补偿压力,这时各阀入口的压力补偿 阀都能起到调节作用,各个执行机构的操纵楣互间无干涉。但是当多令执行机构 同时动作,且操纵阀都在大开度下工作时,各个执行元件的总流量需求往往会超 过泵的供油流量,即所谓的流量出现饱和。这时由于并联供泊,压力油首先供给

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 低压执行机构,其压力补偿阔能够起到控制流量作用,而高压执行机构由于流量 不足,导致运动速度降低,甚至不动。即达到补偿压差的低压执行机构可由其操 纵阀的开口度来控制其速度,而达不到补偿压差的高压执行机构则不能用其操纵 阔来控制其运动。 3.4 小松(KOP 雌,TSU)PCI20-6 挖掘机液压系统 小松(KOMATSU)PCI20—6 挖掘机液压系统是具有一定代表性的负载敏感压 力补偿液压系统,图 3.8 所示主要是其负载敏感压力补偿控制功能的原理图。图 中去掉了各个执行元件及其油路(动笔、斗杆、铲斗、回转和行走)和多路阀液 压先导操纵系统,并且省略了其余多路阀,仅用两个多路阀来说明此液压系统的 核心功能。整个液压系统由一台变量泵驱动,各个执行元件并联供油,变量泵采 用 LS 控制与功率控制的组合控制方式。 图 3.8 小松 PCI20-6 挖掘机负载敏感压力补偿控制系统 从图 3.8 中可以看到,其变量泵采用近似功率控制方式,用双弹簧结构控制 变量机构位置。当系统压力升高达到双弹簧的弹力时,功率控制阀左移,使得变 量机构大腔进油,排量减小。由于变量机构的缸体位置是通过系统压力与双弹簧 弹力的平衡决定的,这样就利用了双弹簧的变刚度特性用折线近似出双曲线。功 率控制阀上还作用有比例电磁阀的先导压力,用来改变泵的输出功率值。图中, LS 控制阀与功率控制阀并联连接,当系统状态达到其中任一个限制条件时,对 应的控制阀动作,使油泵的排量减小。组合后的输出特性如图 3.9 所示,兼具功 m 日嘟 蛇&雌

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 率控制和 LS 控制的特点,可以较好地满足复杂工况的要求。 , 图 3.9 小松 PCI20—6 挖掘机泵控系统输出特性 该系统中采用的压力补偿阀原理图见图 3.10a 所示,其等效原理图见图 3.10b 所示。节流阀前后的压力差△P 作用在阀体两侧,与弹簧的弹力平衡,用 来起到压力补偿的作用。对于高压执行元件来说,当其流量不足时,由于 A P 减 小,使其压力补偿阀逐渐打开,以增加流向执行元件的流量,这时压力补偿阀工 作在中位。如果仍然达不到所需流量,则压力补偿阀进一步开启,使得起到压力 补偿作用的通道 A 完全打开,而调节油泵流量的控制油道 B 也处于开启位置,向 油泵的 Ls 控制阀供浊,调节油泵以增加流量。由于系统压力高于低压执行元件 的工作压力,其压力补偿阀始终工作在压力补偿调节位置,即工作在中位和右位 之间。 ㈤ “山 、 B 叶量一. l I l ▲上上上 l|P ) ( № —摹 1 f T T T—n l ^P_ 一 R‘ R b 翻 3.10 压力补偿阀原理例 当系统所需流量超过油泵输出的最大流量时,高压执行元件的压力补偿阀开 到最大位置,A、B 油道完全打通,使得△P’减小。由于各个执行元件的压力补 偿阀的控制油路并联供油,根据力平衡原理,其它低压执行元件的压力补偿阀上 的补偿压力差△P 也减小,从而减小各个低压执行元件所需的流量,直到调节系 统所需流量在油泵输出的流量调节范围内。 小松(KOMATSU)PCI20—6 挖掘机液压系统不仅很好地实现了按需供油,同 时也解决了液压挖掘机对调速性、复合动作问题和直线行驶性能的要求,是一种

第 3 章典型挖掘机液压系统分析 高效节能的挖掘机液压系统。 3.5 本章小结 1.介绍了传统挖掘机液压系统中的单泵定量液压系统、双泵定量液压系统和双 泵变量全功率调节液压系统。传统挖掘机液压系统没有很好的解决液压挖掘机的 功率利用问题、调速性问题和复合动作问题,不能很好的适应液压挖掘机的复杂 作业要求。 2.详细介绍了三种具有代表性的挖掘机液压系统;现代(HYUNDAl)210-3 挖掘 机液压系统,林德(LINDE)负载敏感压力补偿液压系统和小松(KOMA’rSU)PCI20—6 挖掘机液压系统。针对负流量控制系统和负载敏感压力补偿控制系统的原理和特 点进行了深入分析。 3.通过分析可知,负流量控制系统通过在回油道上加装节流孔,利用节流孔前 的压力作为先导压力,对油泵的流量进行调节,使油泵的排量仅提供运动速度所 需的流量,是一种应用广泛的节能控制系统。林德(LINDE)负载敏感压力补偿 液压系统可以实现单泵驱动多个执行机构的独立调速,各执行元件不受外部负载 变动和其它执行元件的干扰。小松(KOMATSU)PCI20—6 挖掘机液压系统不仅兼 有林德负载敏感压力补偿液压系统的特点,还很好地解决了流量出现饱和的问 题。当各个执行元件的流量所需超过油泵的最大输出流量时,各个执行元件都会 相应地按比例减少所需供油量。

第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 负载敏感压力补偿液压系统是当今颇受重视的一种液压系统控制方式,目前 已经广泛应用于包括液压挖掘机在内的各种工程机械和农业机械上。该系统可以 满足动力元件和执行机构的功率匹配方面的要求。其摄大的特点就是可以根据负 载大小和调速要求对油泵进行控制,从而实现在按需供流的同时,使调速节流损 失控制在很小的固定值,具有明显的节能效果。 目前国外先进挖掘机厂大多已改用负载敏感压力补偿多路阀液压系统了。而 国内的挖掘机的企业(非外资企业)生产的挖掘机多数还在采用传统的开始多路 阀液压系统” “。因此,如何自主研发出适合我国生产应用的负载敏感压力补偿液 压系统就成为提高我国挖掘机品牌国际竞争力的关键。 本设计旨在采用通用的多路阀系统,配以专用控制阀和简单的电子控制系统 设计出一套负载敏感压力补偿液压系统,为我国挖掘机液压系统的研究提供一定 的理论依据。 4.1 负载敏感压 JJ:},b 偿液压系统控制回路设计 液压挖掘机的作业工况复杂多样,要使挖掘机液压系统在原动机能力范围内 对工作装置提供所需的压力和流量,就需要对液压系统的最高压力限制、原动机 的功率限制以及对执行元件的可调速性的控制,因此希望挖掘机液压系统的输出 特性如图 4.1 中阴影部分所示。 p ‰。 P胤 ‰ 0* 口 图 4.1 挖掘机液压系统的输出特性 从图中分析可知,要得到这样的输出特性,要求挖掘机液压系统具有以下几种控 制功能: ●按需供流; ·当负载所需流量几乎为零时,要求系统压力也降到最低,降低溢流损失; ●液压系统的最高压力限制: 斟一鬣

第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 图 4 2 负载敏感压力补偿挖掘机液压系统原理圈

第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 ●防止系统压力冲击: ●当系统所需流量过大时,要求按比例对各个工作装置的流量进行限制; ●发动机的扭矩限制: 所设计的负载敏感压力补偿液压系统原理图见图 4.2 所示。该系统主要由五 部分组成:组合式多路阀、控制系统集成阀、变量泵控制系统、回转回路以及行 走回路。整个系统采用一台带有负载敏感控制方式的变量泵为各工作装置提供压 力油。为了给各个控制系统提供稳定的控制压力,避免控制压力受到主油路中负 载波动的影响.使控制更加可靠,所有先导油路的压力油均由~台定量泵提供。 组合式多路阎选用带有二次压力反馈式 LS 控制油口的多路阀片,例如 HuscoTOOOcc 型组合式多路阀。 控制系统集成阀(图 4.3)是本设计的关键。其中集成了二次压力反馈式 LS 控制,降低系统溢流损失,最高压力限制等多种功能。下面主要针对上述讨论的 六种控制要求对所设计的负载敏感压力补偿液压系统阐述其设计原理。 P【№x PLS f.~’.一.~_~’■一] 丁 .≥墼:≥j』杏一!..j.~ 灏誊 L--. 一一一一 J 一奇}。一一-一一 i 50 Jj’。4 ; PLs PLmox PL0 汉 j、』泓 j、 , F’Lm 叫埙 J、敝哉Ⅲ/蠊。 P 系统幔,庀{,1’ DP:Pp 光皆¨,n}11 T.川瀹 l j 图 4.3 控制系统集成阀原理幽 4.1.1 降低系统溢流损失 如图 4.1 所示,当负载要求的工作点进入(】)区域时,由于泵体本身结构 的关系,泵的流量不可能减小到.0’ ,总会维持一个最小的流量僵。那么多余的 流量就会通过系统液压安全阀溢流,造成溢流能量损失,见图 4.4 中阴影面积所 示。为了减小这部分能量损失,就要将系统的溢流压力降低。

第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 口一一 O— O 图 4.4 挖掘机液压系统溢流能量损失 为了达到降低溢流压力的目的,考虑在系统中设置开关阉 A,如图 4,5a 所 示。复位弹簧的工作压力设置在 3~4MPa 左右,即当系统压力 P。大于负载最大 压力 k;3~4MPa 时,开关阔 A 便开启将油泵卸荷。这样保证了负载敏感液压系 统正常工作情况下(正常工作情况下 P.-p 一 0.7MPa),此开关阀 A 不会开启。 只有在系统所需流量很小的情况下,才会打开。而此时系统压力 P。远小于系统 主安全阀的开启压力,系统工作压力从图 4.4 中的 P.点,下移至图 4.5b 中的 n 点,可见图中阴影面积明显减少,液压系统的溢流能量损失明显降低。 P。 图 4 5 开关阀 A 及其作用 4.1.2 液压系统的最高压力限制 b 为了防止压力过高对液压系统元件造成损伤,一般液压系统中都设有最高压 力限制功能。如图 4.1 中(2)区域所示,当系统压力达到最高压力限制值 P, 。 时,需要通过推动排量调节机构减小排量使系统的压力限制在最高压力限制值 P.以下。对最高压力限制的一般方法都是在油泵的控制机构中添加压力限制阀, 通过液控调节的方式,对系统的最高压力进行限制。此方法虽好,但是会使本来 已经十分复杂的挖掘机液压系统的控制油路变得更加复杂。本设计中采用电控的 方式对系统的最高压力进行限制,只需要在油泵的出口油路上安装一个压力传感 器检测出系统压力 P。 ,将其通过 A/D 转换输入电子控制器,实时与设置的系统最

第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 高压力避行比较,得到压力差△P,经功率放大输入电磁比例减压闺,对液压泵 的排量调节机构进行控制调节。控制系统方框图见图 4.6 所示。控制系统实现形 式见图 4.2 负载敏感压力补偿液压液压系统原理图所示。 图 4.6 系统最高压力限制控制系统方框图 4.1.3 防止系统压力冲击 当液压系统压力瞬时升高,进入图 4.1 所示的(3)区域时,设计中虽然已 经对系统的最高压力进行了限制,但是无法响应系统压力的瞬时变化,因此出于 安全角度考虑,还应该在油泵的出口油路上设置主安全阀。 4.1.4:次压力反馈式 Ls 控制系统 对于普通的中位闭式负载敏感压力补偿液压系统,当系统所需流量超过油泵 的最大供油能力时,即系统工作点进入图 4.1 所示的(4)区域时,由于多个执 行元件同时动作且并联供油,油液会首先供给低压执行元件,流经低压操纵阀的 压差能够达到补偿压力,其压力补偿阀能起到控制流量的作用。而流向高压执行 元件操纵阀的流量不足,达不到使压力补偿阀其作用的压力。使得高压执行元件 的运动速度降低,甚至不动(油泵输出压力可能低于最高负载压力)。为了防 j1= 这种现象发生,此设计中采用二次压力反馈式 LS 控制系统。 二次压力反馈式 LS 控制系统如图 4.7 所示。普通中位闭式负载敏感压力补 偿液压系统是把最大负载压力反馈给泵的变量机构,而二次压力反馈式 LS 控制 系统是由泵的压力与最大负载压力的压差作为二次压力,通过压力差减压阀将其 检测出后反馈给油泵的变量机构,自动增加或减小泵的排量。 对于普通中位闭式负载敏感压力补偿液压系统,泵的变量机构由泵的出口压 力与多路阀出口压力差控制。在油温较低的时候,泵与多路阀之问的管路压力损 失增加,使多路阀前后的压力差减小,执行元件的速度也减小。而在二次压力反 馈式 LS 控制系统中,用于泵控制的二次压力是多路阀入口压力与出口处的最大 负载压力的差,与多路阀和油泵之间的连接管路压力损失无关,这样就可以获得 更好的调速特性和操纵感觉”。 ”

第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 图 4.7 二次压力反馈式 LS 控制系统 系统中使用先导泵为泵的变量机构提供控制系统压力油,在经过压力差减压 阀时,我们将先导液压油引到压力差减压阀的一侧,从而将二次压力引入先导控 制油路中。这棒就使泵的变量机构得到一个稳定的 LS 反馈压力,不受外负载波 动的影响。 在普通中位闭式负载敏感压力补偿系统中,多路阀前后的压力差由压力补偿 阀的弹簧力来决定的,为~定值。因此在饱和状态下(系统所需流量过大时), 负载最小的部分具有优先权,其性能曲线见图 4.8 所示。 fi 油泵供油量充足时 b 油泵供油鼙不足时(流量饱利时) 闰 4.8 普通中位剐式负载敏感压力补偿系统的性能曲线 二次压力反馈式 Ls 控制系统中,压力补偿阀不采用弹簧,而是将上述由压 力减压阀得到的二次压力向压力补偿阀传递,因此多路阉前后的压力差等于泵开 口压力与最大负载压力的差(二次压力)。在饱和状态下泵排出的压力不足时, 二次压力无法保证达到目标 LS 压力差,但是由于所有压力补偿阀在相等的二次 压力作用下,所有多路阀前后的压力差也相等,因此负载最小部分的优先功能被 取消了。油泵向所有执行元件供给按~定比例分配的流量。这就二次压力反馈式 Ls 控制系统的菲饱和机能。二次压力反馈式 Ls 控制系统的性能曲线见图 4.9 所 示㈨。

第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 a 油泵供油量充足时 b 油泵供油量不足时(流量饱和时) 图 4.g 二次压力反馈式 Ls 控制系统的性能曲线 4.1.5 发动机扭矩控制 为了使液压挖掘机的发动机与油泵合理匹配,既能充分利用发动机的功率. 又能避免发动机过载熄火,控制发动机在其能力范围内不常工作,就需要对发动 机的扭矩进行控制,使发动机保持在图 4.1 中的发动机最大功率处工作。 图 4 10 发动机扭矩控制系统 发动机扭矩控制系统如图 4.10 所示。该系统主要出泵的排量控制机构、电 磁比例减压阀、电子控制器、转速传感器和油门开度传感器组成。油门丌度传感 器检测出发动机的油门开度,输入电子控制器,通过微处理器计算出此油门丌度 下发动机最大功率时的转速 N, ,并将此转速作为控制目标。当泵吸收的功率过大 使发动机的转速低于目标转速时,控制器发出控制信号,通过电磁比例减压阀, 使泵吸收的功率降低,减小发动机的负荷,使发动机的转速上升;当泵吸收的功 率过小,使发动机的转速高于目标转速时,电子控制器也会发出控制信号,通过 电磁比例减压阀调节泵的变量机构,使泵的吸收功率增加,增大发动机的负荷, 使发动机转速下降,始终保持发动机工作在最大功率下“”3,如图 4,1l 所示。

第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 / 7j 北‘:l J』7、n 曲过小 M ^;遄 图 4 ll 发动机特性 比例减压阀采用脉宽调制方式驱动,进行电流反馈,并有电源电压变动和温 度补偿装置。电磁比例减压阀输出压力 P。 ,供给油泵的排量控制机构,操纵控制 油泵的斜盘转角,从而改变油泵的 P—Q 特性,如图 4.12 所示。 图 4,12 油泵的控制特性 发动机扭矩控制系统方框图如图 4.13 所示。油门开度传感器检测出发动机 的油门开度,通过 A/D 转换输入微机处理器,通过内存查表求得控制的目标转速 c 转速传感器检测出旋转脉冲,通过 F/D 变换将脉冲量转换为数字量,输入微机处 理器,通过计算求得发动机的实际转速,并将其与目标转速进行比较得到转速差 △N,通过微机 PID 运算,以脉宽调制方式输出,经功率放大输入电磁比例减压 闷,对液压泵的排量进行控制调节 5:。 。 图 4 13 发动机扭矩控制系统方框图 4.2 负载敏感压力补偿液压系统的基本回路 挖掘机液压系统的基本回路包括回转回路,行走回路,动臂、斗杆、铲斗回

第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 路等。 4.2.1 回转回路 液压挖掘机的回转机构运动时由于上车转动惯量大,在启动、制动和突然换 向时会引起很大的液压冲击。尤其是回转过程中遇到障碍突然停车。液压冲击会 使整个液压系统和元件产生振动和噪音,甚至破坏。因此挖掘机的回转机构常采 用特殊回路来保证安全,保护元件。回转回路见图 4.14 所示。 图 4 t4 挖掘机液压系统回转回路 1.缓冲回路 本设计中的回转机构采用并联缓冲阀式缓冲回路。这种缓冲回路在高、低压 泊路之间并联有缓冲阀,每一缓冲阀的高压油口与另一缓冲阀的低压油口相通。 当回转机构制动、停止或反转时,高压腔的液压油经过缓冲阀直接进入低压腔, 减小了液压冲击。两个单向阀起补油作用。这种缓冲回路的特点是补油量少,背 压低,工作效率高。 2.制动油路 设计中采用机械制动和液压制动结合的方式对回转马达进行制动。回转马达 的制动型式采用常闭式制动器。当回转马达停止供油时,制动油缸的先导压力油 回油箱,回转制动器在弹簧的作用下制动。一旦油泵向马达供油,先导压力油同 时进入制动油缸,压缩弹簧,制动解除。 4.2.2 行走回路 行走回路如图 4.i5 所示。和回转回路相同,行走回路中也设置了制动油路。 制动油缸为常闭式制动器。当油泵向行走马达供油时,压力油进入制动油缸,压

第 4 章负载敏感压力补偿液压系统的设计 缩弹簧,制动解除。此外,设计中还设置了变速回路。这种回路有两档行驶速度, 可以根据需要进行选择。图中变速阀由先导压力控制。当变速阀上没有先导压力 作用时,行走马达以较低速度运转。当变速阀上有先导压力作用时,变速阀动作, 使得压力油进入调节油缸的大腔,调节行走马达的排量,使行走马达供油量增大 并高速运转。 割幻 f 飘 f 璐降 l,1 -f1-Ⅻ. ,Il¨.Ptj· 曲一泌 ul ‘: <弋一一: )℃ : 【\叉} 、魂 f 闯一 j 图 4.18 挖掘机液压系统行走回路 4.2.3 动臂、斗杆、铲斗回路 1 动臂、斗杆、铲斗限压补油回路 液压挖掘机工作时,铲斗上受到外负载的作用,这就需要动臂油缸和斗杆油 缸必须有足够的压力来承受。但是如果此压力过大,会造成液压元件和管道的破 坏。为此,需要在动臂油缸和斗杆油缸的进、出油路上各装一个限压阀,当阁锁 压力大于限压阀的调定压力时,可以实现卸荷,以保护液压元件和管道。限压阀 的调定压力必须高于液压系统的工作压力。限压补油回路如图 4.16 所示。图中 两个单向阀起补油作用。咎图 4 16 动臂、斗杆、铲斗限压补油同路

第 4 章负载敏感压)J{}f-偿液压系统的设计 2.动臂支持防下落油路 动臂操纵阀在中位时,油缸口闭锁,由于滑阀的密封性不好会产生泄漏,动 臂在重力作用下会产生下沉,这是不允许的,特别是挖掘机在进行起重作业的时 候,要求动臂停留在某一位置上保持不下降,因此设置了动臂支持阀,如图 4.17 所示。 在弹簧力的作用下,动臂油缸下腔压力油通过支持阀阀芯内的钻孔通向支持 阀上端,将支持阀压紧在阀座上,阻止动臂油缸下腔的压力油从 B 流向 A,起到 闭锁支撑的作用。当操纵动臂下降时,在先导操纵油压的作用下,液控单向阀丌 启。动臂油缸下腔压力油通过支持阀阀芯钻 iL 油道经液控单向阀回油。由于支持 阀阀芯内钻孔油道节流孔的节流作用,使支持阀上下腔产生压差,在压差的作用 下克服弹簧力,支持阀打开,压力油从 B 流向 A。 4.3 本章小结 图 4.17 动臂支持防下落油路 1.为了推动国产挖掘机液压系统的技术发展水平,提出了~种新型的适合我国 国情的负载敏感压力补偿挖掘机液压系统。该系统采用了通用的多路阀系统,配 以专用控制阀和简单的电子控制系统,便于国内生产制造。 2.根据挖掘机液压系统期望的输出特性,提出了六种控制功能要求。针对每种 控制功能要求,对系统中的各种控制功能详细阐述了其设计原理。 3.通过对设计中关键技术的深入分析,有助于提高我国挖掘机液压系统的设计 水平,对新型挖掘机液压系统的开发和创新具有指导意义。 3'7

第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的动态特性仿真 第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的动态特性仿真 5.1 系统仿真技术概述 在工业设计中,仿真研究是一个强有力的开发工具,由于激烈的竞争使得各 个厂家竞相在很短的时间内开发新的产品,以更快地满足用户的需求。通过缩短 设计周期会给厂家和用户带来很大的利益。随着高速 CPU 和计算机工作站的多处 理器技术的不断发展,仿真的精确性、可靠性和界面的友好性有了很大的进步。 而且随着计算机技术的不断发展,各种仿真软件包的性能得到很大的提高,仿真 和硬件之间的距离在不断地缩短,对复杂的结构和过程的仿真已能达到很高的精 度。虽然仿真研究不能够完全代替试验过程,但是在设计阶段仿真确实能够使设 计人员在研究过程中节约很多的人力和物力” ”5“。 仿真研究具有以下的优点: 1.由于仿真条件的固定,系统无干扰,仿真过程具有再现性; 2.可重复进行多次试验,而不增加大量的试验成本; 3.便于修改系统结构,进而比较各种设计方案的性能差异; 4.极限行驶状态下的测试是非破坏性的、花费少和无风险的; 5.缩短试验时间,降低试验费用:缩短产品开发周期; 6.可以进行在实际中不可能或不易进行的试验,如故障模拟、故障诊断软 件测试等。 由于试验重复性好,使得详细研究每个参数变化对性能的影响成为可能。然 而,由于仿真研究具有如下的缺点,仿真研究并不能完全代替试验过程: j.由于模型简化和建模假设,可能得到错误的结果: 2.仿真结果不具备如行驶试验测试结果那样具有结论性。 5.2 负载敏感压力补偿液压系统的建模仿真 负载敏感压力补偿液压系统是一个复杂的动态系统,包含了较多的影响因 豢,动态特性具有较大的非线性特性。因此,必须通过计算机仿真对其特性进行 研究。 本节的仿真模型采用 AMEsim 软件建立。相对于其它仿真软件而言,AMEsim 软件针对电子液压系统能够建立更加直观的模型,使用十分方便。

第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的动态特性仿真 5.2.1^_Esim 简介 AMESim 软件在电子液压系统的仿真方面已经有 150 年的历史了,在这段时 间中, IMAGINE 公司已经使用 AMESim 逐渐为其他公司在汽车,航空,机器人, 海滨,以及其他液压领域做了 300 多个项目咨询。市面上有许多其他的仿真软件, 但没有一个能提供全过程的仿真。有些软件在数字计算方面有缺陷,有些软件在 图形方面有缺陷,有些在建模概念上有缺陷,而 AMESim 软件则克服了这些困难。 AMESim 具有以下六大优点. 1.多通道方式 同单信号方式相比,多信号方式允许信息在两个连接的元素进行双方面传 递。这使得系统模型更加逼近物理模型,而且更加简洁。通常有两个值被涉及, Bond Graphs 理论为这些值和功率得传递提供了一个较好得技术背景。但是,它 没有对值的数量限制。对于一个值时,情况就和单信号变得相似,它变成了一个 特殊的多通道系统。 酗 5 1 单通道方式和多通道方式 2 较强的数字计算能力 工程系统的动态或者静态分析需要建立系统的数字模型,模型通常是由代数 方程,常微分方程和偏微分方程组成。有时系统还需要~些偏微分代数方程,仿 真软件的作用就是提供一个可以高效解决这些模型的环境。有很多专业软件都可 以解决这些问题,但通常需要把偏微分方程降阶到常微分方程或者微分代数方 程。但这种模型通常变化很大,因此模型的方程可能是线性、非线性、连续、非 连续等等。大量的数字微分方法被使用解决这类问题,传统软件提供七种方法, 但错误的方法选择可能导致失败或者不必要的长时间运算。对于方法的选择,甚 至一些专家都很难在较短的时间内做出正确选择。AMEsim 可以自动在这些方法 之间切换,从而提高整个计算的效率。

第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的动态特性仿真 3 全面的图形用户界面 以前的仿真软件大多都在现代图形用户接口可用之前被发展,一般采用描点 作图。AMEsim 软件则从一开始就引入图形用户接口,而且: (1)图形符号尽可能遵循国际标准符号,因此液压系统的图标同 CETOPS 图标 一致。 (2)整个仿真过程图形可以被显示。 4.先进的建模环境 AMEsim 主要用于整个工业领域,在每一领域都有许多系统需要仿真。物理 系统由一些元素组成,这些元素被装配形成一个完整的系统。AMEsim 非常精确 的遵循这个方针。每~个元素用一个相似的图标来替代,可以与一个或者更多的 予模式相联系。图标和那些相关的子模式被联系成一个完整的系统。此外,对于 那些本来不可以连接的元素,AMEsim 可以组织他们连接。 5.扩展的^脏 sim AMEsim 的另一个有点就是它可以扩展元件库,用户可以利用最基本的液 l】三 元件,机械元件以及电子元件库,开发一些自己领域内的专业元件。一旦这个元 件被建好,需要在不同的系统中反复使用,并且被修改。用户通常所需要的只是 极少数的通用库元件,再加上一些自己开发的专用元件库。 6 与其它软件的接口 ~个完整的轿车系统可能包括液压,机械,电子,气动,热力等系统。通常, 不同的领域必须使用不同的软件,讲多非常有价值的仿真必须使用该领域的专业 软件进行仿真,因此一个优秀的专业软件需要提供和其它领域软件的接口。 对于 AMEsim 同其他软件的这些接口,它可以提供一些较为复杂的混台仿真。每 一个子系统用和合适的专业领域软件来建立,综合的仿真被进行,然后每一个子 系统的结果用该系统的专业领域软件的后处理来观察。 AMEsim 和 ADAMS 的接口,这允许 AMEsim 建的模型在 ADAMS 内仿真。仿真结 果可以在 AMEsim 中生成图形,一些参数可以利用 AMEsim 的标准功能快速改变, 同时,ADAMS 动画可以观察整个模型的动作。 5.2.2 AMEsim 的建模流程 AMEsim 仿真主要分为四个步骤,下面分别简单介绍

第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的动态特性仿真 1.草图模式 图 5.2 草图模式 草图是仿真的第一步,如图 5.2 所示。在这个模式下,用户应该根据自己物理模 型来建立仿真模型,主要是利用 AMEsim 元件库中的元素构建自己的模型。按下 “锁定”图标时,草图状态下建好的模型不能在修改,主要用来保护模型防止进 行误操作。 2.子模型模式 子模型模式见图 5.3 所示。当模型草图建好之后,需要对每个元件选择子模 型,对于同一种图标,由于考虑不同的特性,可能对应不同的子模型,这也是 AMEMm 的特点之一,它考虑了很多不同的情况。 ▲m 一 9-·吐=!!掣 T j, ‘■辨溉心!”燃缈. . 图 5.3 子模型模式 通常,对于不熟悉的特性,用户只要选择系统默认的子模型和特性就可以了 e 一般系统默认的子模型为子模型库中的第一项。 4l

第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的动态特性仿真 3.参数化模式 图 5 4 仿真系统编辑窗口 图 5.5 参数化模式 参数化模式(见图 5.5 所示)下可以对模型进行参数设置,一般包括模型的 尺寸,特性等等。这一步是仿真中比较关键的一步。仿真的目的就在于不断的改 变模型的参数,最终得到一个优化的结果。所以,仔细的设置参数的每一项成为 仿真能否成功的前提。 在子模型模式下对系统中的各个元件选择好子模型后,就可以进入参数化模 式。按下参数化模式图标,首先跳出一个窗口(见图 5.4 所示),这是 AMEsim 软件在为仿真系统创建一个仿真程序。仿真程序创建成功后,在小窗口的最后会 提示“系统建立完成” ,这时用户才可以对创建的系统设置各种参数。 4 仿真模式 仿真模式如图 5.6 所示。一切参数都设置好以后,就可以进行仿真了。仿真 中需要注意的是仿真设置。其中涉及到仿真时间,步长,以及精度的设置。恰当 的设置这些参数,可以加快仿真。

第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的动态特性仿真 由于篇幅问题,关于一些仿真的详细的问题,请用户自己参照:嘣 Esim 的帮 助文件。 幽 5.6 仿真模式 5.2.3 负载敏感压力补偿液压系统的仿真模型 图 5,7 负载敏感压力补偿液压系统仿真模型 43

第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的动态特性仿真 负载敏感压力补偿液压系统的仿真模型如图 5.7 所示。该模型主要由变量 泵、变量调节机构、LS 控制阀、压力补偿阀、模拟操纵阀、模拟负载和容腔等 几部分组成。 变量调节机构的阎芯行程在 O~Smm 之间,Omm 时,变量泵的排量最小,为 OL,min;8mm 时,变量泵的排量最大,为 30L/min。压力补偿阀的阀芯在一 1mm~ 3mm 之间动作,其弹簧调定的压力为 0.6Mpa。容腔用来考虑整个油路中液压油的 压缩性。 模型中包括四个信号源,模拟操纵阀 1、2 处的信号源用于设置操纵阀的开 口度(mm),模拟负载 1、2 处的信号源用于设置负载压力(bar)。理论上讲,当 操纵阀开口度设定后,流入该路执行元件的流量只与此操纵阀的开口度有关,而 与负载压力的变化无关。为了验证这一特性,分两种情况对该模型进行了仿真分 析,仿真结果和分析如下: 1 模拟负载 1 压力变化对其自身流量的影响 以第 1 路模拟负载为研究对象,固定第 2 路中模拟负载压力和模拟操纵阀开 口度的大小,其中模拟负载 2 的压力设置为 30bar,模拟操纵阀 2 的开口度为 3mm。 模拟负载 1 的压力从 60bar--30bar--lObar 变化,改变模拟操纵阀 l 的开口度大 小。 thl 图 5 8 模拟操纵阀 1 开口度为 3mm 时.模拟负载 I 的流量变化曲线 口{u■1 蛳

第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的动态特性仿真 图 5.9 模拟操纵阀 I 开口度为 2mm 时,模拟负载 1 的流量变化曲线 o CUr 由 l It‘I 围 5.10 模拟操纵阀 l 开口度为 o 5mm 时,模拟负载 1 的流量变化曲线 图 j.8、5.9、5。i0 所示分别为模拟操纵阀 l 开口度为 3mm、2mm 和(J.5ram 时流经模拟负载 1 的流量变化曲线。从曲线中可以看出,当操纵阀开口度不变时, 即使外部负载压力变化很大,流入该负载的流量是基本恒定的,只在很小的范刚 内有所变化。 2 模拟负载 2 压力变化对流经模拟负载 1 流量的影响 以第 1 路模拟负载为研究对象,固定模拟负载 l 的压力和模拟操纵阀 l 的玎 口度大小,其中模拟负载 l 的压力设置为 30bar,模拟操纵阀 l 的开口度为 3ram。 模拟操纵阀 2 的开口度设置为 2 哪,且保持不变。模拟负载 2 的压力从 60bar 一 30bar—l Obar 变化。 图 5.11、5.12 所示分别为模拟操纵阀 1 的开口度为 3mm 和 0.5mm 时,流经 模拟负载 l 的流量变化曲线。从曲线上可以看出,模拟负载 2 的压力变化对流经 模拟负载 1 的流量几乎没有影响,一旦模拟操纵阔 1 的开口度确定不变时,模拟 负载 1 的流量就仅由此开口度的大小确定,基本保持不变。 l“' 图 5.11 模拟操纵阔 l 开口度为 3Ill【n 时,模拟负载 1 的流量变化曲线

第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的动态特性仿真 t‘t、 图 5.12 模拟操纵阀 i 开口度为 0.5ram 时,模拟负载 l 的流量变化曲线 5.3 本章小结 1.对系统仿真技术的概念作了简单介绍,推荐了系统仿真软件 AMESim; 2.对设计的液压系统建立仿真模型,充分考虑了整个油路的容积特性、液动力 等因素; 3.通过仿真并对负载敏感压力补偿液压系统的特性进行了验证,得出了负载与 流量的关系曲线。从曲线图中可以看出,负载敏感系统的输出流量仅由操纵阀的 阀口开度决定,与外负载无关。

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 6.1 试验目的、方案和步骤 6.1.1 试验目的 整个试验考察以下两部分的内容: 1.考察负载敏感压力补偿液压系统的特性,即工作机构的流量不受外负载变化 的影响,只与操纵阀的阀杆行程有关,多个液压作用元件同时动作时相互无干扰。 2.了解负载敏感压力补偿液压系统的动态特性。 6.1.2 试验方案 针对本论文的试验目的,设计试验方案如下 图 6.1 负载敏感压力补偿液压系统试验方案 整个试验系统主要包含三部分:负载敏感变量泵、LS 系统集成阀、两个手 动换向阀和两个节流阀(模拟负载)。此试验系统为单泵驱动双执行元件的负载 敏感控制系统,两路负载控制系统完全一样,采用阀前压力补偿方案。将手动换 向阀的进口压力和经手动换向阀节流后去模拟负载的压力分别引到压力补偿阀 47

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 阀芯的左右两端,其压力差等于压力补偿阀的弹簧压力。梭阀 2 和梭阀 3 的作用 是将本路负载的压力取出,作用在压力补偿阀的弹簧腔。梭阀 l 的作用是将两路 负载中压力较高者取出,作为变量泵的 Ls 反馈控制压力。整个试验中,主要通 过调节节流阀的开度来模拟负载变化,通过记录压力传感器的数据来检测每路负 载的流量变化情况的。为了检测流经每路模拟负载的流量,分别在其各自的回油 路上设置了一个 5mm 的节流孔,并在节流孔前后设有压力检;9l|l 口,用以测量节流 孔前后的压力差,从而推算出流经每路模拟负载的流量。 6.1.3 试验步骤 1.当实验台安装完毕后,管路也全部妥善连接。将所有阀开至全通位臀,然后 开机运转 30 个小时,以便发现整个实验台是否合理,管路连接是否紧国,是否 存在泄漏现象,油泵、手动换向阀、节流阀以及集成阀的质量是否存在缺陷。 2.在经历 30 小时的长时间运转之后,确信管道油路不存在泄漏,油泵等液压元 件均完好后,开始进行试验。将数据采集系统与压力传感器和微机联接,为采集 数据做好准备。 3.静态特性试验: ①本路负载压力变化对其自身流量的影响 a.保持换向阀 1 开到中位关闭位置,以第 2 路模拟负载为研究对象。将压力传 感器 1 安装在模拟负载 2 的压力检测口,用来检测负载压力 P。。将压力传感器 3、 。 4 分别安装在模拟负载 2 的回油节流孔前后,用来测量节流孔前后压力 P。和 P 一 从而间接计算出流过模拟负载 2 的流量 Q: 。 眄■————■ Q2=CaAml-lier2 一只 2 J (6.1, V一 式(6. 】)中:Q:一流经模拟负载 2 的流量,jIl。/s; c,一流量系数,cdIO.62; A。一模拟负载 2 回油路上节流孔的面积,m2; p 一油液密度,kg/ma: P,厂一模拟负载 2 回油路上节流孔前压力,Pa; P。一模拟负载 2 回油路上节流孔后压力,Pa: b.在软件中设定采样频率为 5.12Hz,采样时间为 200s。开机后,换向阀 2 的开 口度保持一定,缓慢调节模拟负载 2 的压力,记录这一调节过程中三个压力传感 器的值。 ②模拟负载 I 流量变化对模拟负载 2 流量的影Ⅱ向

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 a.以第 2 路模拟负载为研究对象,将压力传感器 1、2 分别安装在模拟负载 l 的回油路节流孔前后,用来测量节流孔前后压力 P, ,和 P。;压力传感器 3、4 分 , 别安装在模拟负载 2 的回油路节流孔前后,用来测量节流孔前后压力 P。和 R: , 然后利用公式(6.1)计算出流过模拟负载 1 的流量 Ql 和模拟负载 2 的流量如。 b.在软件中设定采样频率为 5.12Hz,采样时间为 200s。开机后,保持换向阀 2 和模拟负载 2 的开口度不变,换向阀 l 开到最大开度。缓慢调节模拟负载 l 的压 力,记录这一调节过程中四个压力传感器的值。 4.动态特性试验 将四个压力传感器安装在两路负载回油路上,测量两个节流孔前后的压力。 在软件中设定采样频率为 128Hz,采样时间为 8s。开机后,保持换向阀 2 和模拟 负载 2 的开口度不变,换向阀 1 突然开大或关小,记录这一过程中四个压力传感 器的值。 6.2 液压试验相关硬件设备 6.2.1 油泵电机组 国 6.2 装上传感器的油泵电机组近照 油泵电机组是试验台的主要组成部分,主要由一台 7.5KW 的电机串连油泵而 组成一体。电机油泵组下方与地面固接,防止电动机,油泵工作面引起的振动。 本试验中采用的变量油泵是 SAUER~DANFOSS 公司生产的 45 系列 H 型轴向柱 塞泵,它主要具有以下特点:

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 ·可以提供从零到最大范围内的连续调节流量: ·结构紧凑,功率密度高。 ·液控柱塞可以设定斜盘的角度。通过一个内置压力补偿阀可以控制此排 量调节柱塞。当达到设定压力对压力补偿阀可以将斜盘角度从其最大位 置改变到最小位置。也可以实现远程压力补偿和负载敏感控制。使用排 量限制器可以调节最大流量,满足系统要求 ●其控制具有低滞回,响应快的特点 速度可达 3600min。(rpm),持续压力达到 310bar,整体效率高 6.2.2 试验台箱体 油箱体分为上下两部分,下半部分为储油箱;上半部分则是控制箱,内部原 理图如图 6.3,主要由换向阀、可调节流阀、空气滤清器、先导式溢流阀、压力 表、流量表、以及 3 个控制流量表的开关阀组成。 图 6 3 液压试验台结构图 箱体水平台面是控制按钮,主要为红色的“停止”按钮,绿色的“丌始”按 钮,换向阀开关手柄,先导式溢流阀调节手轮,节流阀调节旋钮;同时,压力表 和流量计的表盘安装在控制台的立体表面上。箱体左侧为进油口,出油口,以及 一个预留的备用口,还有一个和油泵卸油口相连接的油道。右侧为配电箱,负责 油泵电机的供电以及电路安全。 6.2.3 集成阀 集成阎中主要集成有两个压力补偿阀和三个梭阀,并且将系统中的大部分主

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 油路和控制油路也集成在此阀块中,其原理参见图 6.1 所示。从图中可知,压力 补偿阀弹簧力的大小决定了手动换向阀前后压力差的大小,因此必须对此弹簧进 行设计计算。 1 压力补偿阀弹簧的设计计算 根据设计要求,在阀芯没有动作时,要保证补偿阀弹簧有 0.5klPa 的预压缩 力。阀芯的工作行程为 5 毫米,此时补偿阀芯处于完全关闭的状态。补偿阀弹簧 最大的压力为/klPa。根据结构设计,液压力作用面积的直径为 14 毫米。综上所 述,得到如下图所示的补偿阀弹簧的设计要求。 Pn:1 14Pa PI=0 5 HPⅡ 图 6.4 压力补偿阀弹簧设计要求 已知条件:最大工作压力 Pn=1MPa,最小工作压力 P.=O.5MPa,工作行程 h=5mm c 选材:碳素弹簧钢丝,II 类 弹簧端部型式:端都并紧,磨平,支撑圈为 1 圈 制造精度:主要参数的制造精度为 2 级 根据结构设计,液压力作用面积的直径为 14mm 最大工作载荷户 n=·×万×(竽]2=,ss。 。Ⅳ ce.z, 最小工作载荷只: ×万×f 兰 1‘:6.97N0.5 1.q 工作载荷鼻= ×万×l 百 i= 76 97N ((66. .33’) 弹簧丝直径 d= 其中 f。为弹簧许用切应力,查表得 f,=710MPa C 为旋绕比,查表初选 C=5.0 K 为曲度系数,K=筹+0.c61_业 5,计算得 K.1.31 1.90ram,选取 d=2.Omm (6.4)

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 弹簧腔直径为 14ram,因此选择弹簧中径为 D=lOmm 弹簧外径 D2=D+d=10+2=12mm 校核 c、K 值,c=詈=102=5m 聊,查表得 K=1.3105 校核 d 值,d= 因此,选取 d= 有效圈数 F/= J8×1.3105×5.0X153.94 、 『7t0 1.902ram (6.5) 2.Omm,D=10mm 是合适的 hGd 4 8 蛾一只)D 3 (6.6) 式(6,6)中 G 为剪切弹性模量,查表得 G=78.5GPa 则 n:—0.0r05—x7—8.—5。—1039 x—0.0j024:10.2 (6.7) 8×{153.94—76.97}×0.0l。 查表确定竹=10 总圈数” ,=n+2=10+2=12 弹删度 t=篙=等筹 节距 P=xD,其中 x 为节距系数,x20 则 P=O.33x10=3.3ram 查表得 P=3.51mm (6.8) 15700N/肌=1 5.7Ⅳ/mm(6.9) 28~O.5,取 x=O.33 目由呙厦爿 o=pn+j.5d=j.5lx Ju 十 I· ,02=jd·Imm 最,J、工作负载下自勺变形量卟譬=等“9 咖 最大工作负载下的变形量△k=鲁=面 153.94=9.8 唧 m 弹簧压并高度日。=0。一 o.5p=(12—0.5)x2=23mm 螺旋角,=arc 讪寺=删 an 而 3.3=0.1047rad=6。弹簧展开长度工=型堕=_rcxlOxl2=393.03 卅肌 COSy COSO a.稳定性验算: 压缩弹簧高 j 至匕|二 6=告=等堋<53 (6.i0) (6.11) (6.12) (6.1 3) (6.14) (6.15) (6.16) (6.17)

第 5 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 因此弹簧稳定; b.疲劳强度验算: , ;尘堕堕≥l】 式(6.18)中 I】为许用安全系数,取 H=1.3~1.7 。 :坚生:!:!:挈堕坐:770.6MP。” 。“ rod 3 只万×2.0 3×153.94 r‘: 一 8 捌 KD32P:!:丌×!:2.掣 03×!:76.!!97:385.3MPa ” 70=1.1z-P=1.1×710=781MPa 则 s z—7811+0.矿 75。3853=1.39≥纠 因此疲劳强度验算通过。 乐力补偿阀弹簧的工作特性图如下图 6.5 所示。 歌矗要求 {蔼鹭 1 2 毒装碍戢 10 蓝i 摹 鞋;长爱 391 §*理$g H№i (6.18) (6.19) (6.20) (6.21) 图 6 5 压力补偿阀弹簧工作特性幽 2.机械结构设计 (1)阀体外形设计 集成阀上表面要连接两个手动换向阀,左右两个侧面要分别连接一个节流 阀。手动换向阀选用上海华申液压引进的德国力士乐系列 Wklbfl0 型手动换向阀, 节流阀也采用该厂的 LF—B】OH—S 型节流阀。二者的外形及安装连接尺寸分别如图 6.6 和图 6.7 所示。

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 魍口连接面尺寸 ●一一 54. ●● ·5,0.8-·-37 27 1. 16 7 一 4-M6 漂 l 2 《卜肿, y 氘 T f T 冀 k f 毒池 奄八 H? 一厂、 、泌\ l 薯 r- W~ N}11 图 6 6 wl@110 型手动换向阀外形及安装连接尺寸 畸 5 十 5-1 低 I∥氐凼黼丫 躺碴 图 6.7 LF-BIOH—S 型节流阀外形及安装连接尺寸 根据手动换向阀和节流阀的安装连接尺寸,并且考虑到集成阀内还要设计两个压 力补偿阀和三个梭阀,油路连接十分复杂,因此将集成阀设计成一个长方体 (160mmX 140tosnX95rcm)。集成阀的外形如图 6.8 所示。

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 (2)阀体内部设计 图 6.8 集成阀外形图 \ \\ I 、 \ \添测麟闷纛,缪黝心心惑删心沁蕊蕊惑 N 心忒心蕊沁沁瀵蕊沁潮 “ 『寸一,}一暇渊{:斟、磨谨燃蛰闷蚪蕊心沁蕊忒≮≤慕 S 蕊心添蕊≤蕊漶蕊沁瀚莲彩 √/_{ 面蕊心潞惑沁§§沁潞辩汰瀚 1 日 上/ :f 一一黝:吐点等量妻≤-.IJtJ 戮.~‘一~r1 按瞪一: !一羹然闷蕊蕊蕊憋翮一』 /—, 一—、~ 芒嵩惑沁蓬莲蓬阏醛蕊浔醚心酒心沁溻..t 、 — I 控 b 一事一搠一千.一一十鼾一-瑾缓 lE 卜。一 Ⅱ—————。一 图 6.9 集成阀装配图 液压油首先通过压力补偿阀,然后流入手动换向阀,因此为了便于主油道的 连通,将两个压力补偿阀布置在靠近集成阀与手动换向阀的接合面处。两个压力 补偿阀的结构完全一样。如图 6.9 所示的集成阀装配图中,右侧螺塞对压力补偿 阀的阀芯起到限位的作用。在压力补偿阀的弹簧腔中安装有调节螺杆 8,用来调 节压力补偿阀弹簧的预紧力。为了将控制油引到压力补偿阀阀芯的非弹簧腔,又 尽量减少阀体上工艺孔的数量,设计中在阀芯上开了中 2 的通孑 L。为了节省材料、 减轻重量,通过外接缸体 6 使调节螺杆 8 和集成阀连接在一起,通过锁紧螺母 7

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 将调节螺杆锁紧。调节螺杆与外接缸体之间安装了 0 形密封圈 5 防止泄漏。外接 缸体与集成阀体之间也必须防止泄漏,采用角密封的形式,安装 0 形密封圈 4。 三个梭阀相互之间呈三角形,分别布置在集成阀的中下部。下部两个梭阀的 结构完全一样。上部梭阀用于选出两路负载的较高压力,反馈给泵的 LS 控制油 口,结构与下部两个梭阀基本相同,只是为了控制油道布黉的方便,其阀腔在空 间位置上与下部两个梭阀的阀腔前后位置略有错开,导致上部梭阀的阀芯和下部 两个梭阀的阀芯长度有所不同,而三个梭阀的设计原理是完全一样的。 所有主油道的工艺孔和阀腔的端部均采用螺塞和组合垫圈加以密封。 (3)油道的布置 a b 图 6 10 油道布置连接若系图 原控制阀和新控制阀的结合面上确定了 P 口、T 口和 A 口的位置,需要用油 路和阀体内部连接起来,连接关系见图 6.1 试验原理图。由于集成阀体的结构比 较复杂,在油路的位置确定时必须注意:各不同腔体的油路不得导通,油路的位

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 置必须准确,和阀体内其它部件不得有干涉,加工方便。 因为油道连接比较复杂,大部分的油路不能直接连通,只能借助工艺孔连通, 导致了工艺孔的数量较多。因此,如何尽可能的减少工艺孔的数量、进行优化布 置、避免油孔干涉成为了设计油道过程中非常重要的问题。最终设计的油道布置 连接关系图如上图 6.10 所示。主供油道和回油道的通径均为中】0,控制油道和 工艺孔均为中 4。 6.2.4 油泵电机组、试验台箱体和集成阀的连接 图 6.1I 液压试验系统近照 试验台和油泵电机组通过高压油管,低压油管和泄漏油管相连接。其中,在 高压油管和试验台之间还连接有一个滤油器,可防止液压油中的杂质、颗粒进入 变量泵体,造成变量泵损坏。 6.3 试验结果及分析 6.3.1 试验结果 1.静态特性试验: a.本路负载压力变化对其自身流量的影晌

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 P(Mp L/m1 n) 20 30 18 :J 横扭负载 I 蔷压力 J 。——模拟负载 1 的流量. 25 16 14 竺囊≤;:砖!竺 20 : 12 lO ㈠: :赢嘉赢:i 瓢孤㈣蒜 i㈧15 8 6 删掣:■::贮!’芈.掣剐:! : 】o 4 5 2 一-._--_一一:一_一一.一_一‘ ^ !一—旦——】DL—151 一!竺!fs) 嗍 Mp。a’ ㈢ 14 ㈦ 8 6 4 图 6.12 模拟负载 2 的压力、流量变化曲线 l 0 50 100 150 200t(s) 图 6.13 模拟负载 2 的压力、流量变化曲线 2 b.模拟负载 l 流量变化对模拟负载 2 流量的影响 图 6 14 模拟负载 1、2 的流量变化曲线 l

IQ{L/sln) Q(kl 口 in) ou OU 【25 甄嘲蜘 50 20 40 15 30 【·o 20 5 rr’可。 。yⅫ掣¨!_坼¨Ⅳ邮 j}‘H 斗!V_酽 L:叶 10 I^ , }0 50 100 i50 200“s) 2.动态特性试验 图 6 15 模拟负载 l、2 的流量变化曲线 2 图 6.16 模拟负载 l、2 的流量变化曲线 1 7 8 L(s 口(1/~ln) 蜘如汹蝴——横捌负载 l 的流 j t ‘1。rT。"TP。0‘ J_埘^. ; ‘ .JJ 赢 k 蝴蝴呶 『rP¨r 7r”F!”I’r” ”∥.F YY W 1W’ 1U T r. t 0 1 2 3 4 5 6 7 8 L(s)I 图 6 17 模拟负载 l、2 的流量变化曲线 2

第 6 章负载敏感压力补偿液压系统的试验 6.3.2 试验结果分析 1.静态特性试验中,本路负载对自身流量影晌的试验结果来看,在模拟负载 2 压力缓慢变化的过程中,流经模拟负载 2 的流量变化很小,基本维持在一个定值, 说明流经模拟负载 2 的流量是由换向阀 2 的阀口开度决定的,基本不受本路外负 载变化的影响。 2.静态特性试验中,模拟负载 1 的流量变化对流经模拟负载 2 流量影响的试验 结果来看,当模拟负载 l 的换向阀完全打开,其压力补偿阀的压力补偿功能即被 取消,流经模拟负载 1 的流量受模拟负载 1 的压力变化影响很大。但是,流经模 拟负载 2 的流量基本不受模拟负载 l 的流量变化的影响,只取决于换向阀 2 的阀 口开度。 3.动态特性试验中,模拟负载 1 的流量突然增大或突然减小,对模拟负载 2 的 流量影响也不大,模拟负载 2 的流量大小是由换向阀 2 的阀口开度决定。 4.从以上的试验结果分析可知,负载敏感压力补偿液压系统具有良好的静态响 应特性和动态响应特性,大量的试验结果证明了,负载敏感压力补偿液压系统中 向执行元件提供的流量受控于人的操纵(换向阀阀口开度),而与其自身和其它 执行元件的负载压力和流量变化基本无关,能够很好的实现按需分配流量,同时 很好的保证了各个执行元件在复合动作时相互间无干扰。 6.4 本章小结 】 .介绍了液压试验的相关硬件设备和试验台的结掬原理。 2.创新的将试验系统集成在一个阀块中,对集成阀块的设计原理和机械结构进 行了介绍,并对相关的弹簧进行了设计计算。 3.对试验液压系统分别进行了负载敏感系统的静态特性试验和动态特性试验, 详细介绍了各个试验步骤,并对试验结果进行了深入分析。 4.经过试验证明:负载敏感压力补偿液压系统中,流向执行元件的流量只与该 路操纵阀的阀杆行程有关,而与负载压力、油泵流量等无关,此系统可以实现良 好的调速性能和复合操纵性能。

第 7 章全文总结与展望 7.1 全文总结 第 7 章全文总结与展望 随着我国国土资源建设的进一步深化,液压挖掘机在水利工程、交通运输、 电力工程、矿山采掘和城市建设等方面的应用将越来越广泛,这是一种趋势。随 着科学技术的进步与用户应用的需求,还会需要更加高性能的液压挖掘机参与各 方面的工程建设。在技术方面,挖掘机产品的核心技术就是液压系统设计,因此 对挖掘机液压系统进行深入的研究具有很重要的现实意义。本论文在对挖掘机液 压系统进行了系统分析与研究的基础上,进一步自主研发了一套挖掘机液压系 统,对推动我国挖掘机液压系统技术水平的发展具有重要的参考价值。论文获得 了以下成果: 1,较全面地收集了国内外有关挖掘机液压系统的技术资料,分析、归纳了目前 国内外挖掘机液压系统的发展趋势和研究现状; 2.在详细分析了挖掘机的各种工况的基础上,系统总结了挖掘机液压系统的设 计要求:动力性要求和操纵性要求。另外,还提出了一种有效、简便、直观的挖 掘机液压系统的分析方法。 3,通过对传统挖掘机液压系统的分析,归纳出传统挖掘机液压系统中主要存在 的问题。文中还针对现代(HYUNDAI)、林德(LINDE)、小松(KOMATSU)等国外 著名品牌的挖掘机液压系统进行了详细分析,重点介绍了目前在挖掘机液压系统 中广泛应用的负流量控制系统和负载敏感压力补偿液压系统。 4.根据挖掘机液压系统的设计要求,设计了一套适合我国生产制造的负载敏感 压力补偿挖掘机液压系统,该系统采用通用多路阀,配以专用的控制阀和简单的 电子控制系统,为今后我国挖掘机液压系统的开发研究提供一定的参考信息。 5.对所设计的负载敏感压力补偿挖掘机液压系统建立了比较完善的系统仿真数 学模型,并采用国际先进的仿真软件 AMEsim 对整个系统进行仿真。 6.提出了完整的试验方案,可以对整个负载敏感压力补偿液压系统进行完善的 测试,并具体设计和制造了试验台。经过大量的试验证明:负载敏感压力补偿液 压系统中,流向执行元件的流量只与该路操纵阀的阀杆行程有关,而与负载压力、 油泵流量等无关,该系统可以实现良好的调速性能和复合操纵性能。 7.2 课题展望 挖掘机液压系统需要研究的内容很多,而且随着计算机控制技术的迅猛发 61

第 7 章全文总结与展望 展,液压一电子联合控制技术在挖掘机上的应用将使挖掘机更具魅力,微操纵性、 复合操纵性的改善,新的液压系统的装备,预示了挖掘机将得到更快更新的发展。 这就为我们提供了许多需要迸一部研究的课题,从目前看来,主要有以下两方面 可以进行深入研究: 1.论文设计的负载敏感 E,JJ 补偿挖掘机液压系统虽然具有良好的特性,但是距 产业化的道路还有较远的距离。因此,如何进行产品的产业化设计,将其从试验 室推向市场是一个值得深入探讨的问题。 2.由于时间和客观条件的限制,所设计的试验系统还不是很完善。试验台的油 路系统需要增加压力传感器和流量传感器,这样可以记录整个系统压力和流量的 时间历程;另外,试验台应该增加一些模拟负载,而不是仅仅通过目前的节流阀 来调节实现。

致谢 致谢 本论文是在导师刘钊教授的精心指导下完成的。刘钊教授高瞻远瞩的思想、 扎实的专业理论知识、严谨的治学态度、丰富的实践经验、求实的工作作风、诲 人不倦的学者风范以及宽厚的胸怀为我树立了一个光辉的榜样。刘钊教授对我的 严格要求和精心培养,将使我终身受益。他不仅在科研上给予我有求必应的帮助, 同对还如慈父般对我的生活嘘寒问暖,给我无微不至的关怀。刘钊教授高尚的品 质、孜孜不倦的敬业精种、认真负责的科研态度是我永远学习的楷模。在此,衷 心祝愿刘钊教授身体健康,一生平安! 本课题的完成还离不开关景泰教授的教导和大力协助。关景泰教授凭借他丰 富的理论知识和实践经验给我提供了很多指导,使我学到了更多知识,在此向他 表示真诚地感谢。 感谢黄宗益教授在论文撰写期间给予的大力帮助和支持! 感谢李永旭、洪涛博士,刘建民、李竟、姚俊、张超硕士等人的热心帮助! 感谢在研究生学习期间一直关心和帮助我的扬祖蓉老师! 感谢培养教育我的所有同济老师! 感谢我的父母和家人对我的养育之恩,他们的支持和鼓励是我完成论文的坚 实后盾! 即将离开同济之际,回想在同济校园的每时每刻,点点滴滴都感觉如此珍贵! 这里的一切经历都将成为我人生的宝贵财富!这里的一切都将永远成为我最美好 的 iE.一 fz。1 2 005 年 3 月

参考文献 参考文献 [1]张铁:液压挖掘机结构原理及使用,石油大学出版社,2002 [2]黄宗益:液压挖掘机全功率控制,建筑机械,1997.7:34—38 [3]王宗君: 加速挖掘机改进创新促进挖掘机生产企业的振兴 i11 发展, 建筑机械, 1998. 5: 30~33 [4]左丽,马彦刚,张银彩:液压挖掘机油泵控制系统节能分析,石家庄铁道学院学报, 1998.9:84—87 [5]陈世教,樊万锁:川崎 KMXl5R 挖掘机多路阀的功能与结构。建筑机械,1999.6:50-54 [6]李建启:单泵多执行元件负载传感系统,液压与气动,1992.3:18—20 [7]魏聪梅,王明智,周文:电液比例负载敏感变量泵的恒功率控制,太原重型机械学院学 报,1998.9:190-195 [8]郜立焕,乔丰立,陆初觉,卢堑:负载传感径向柱塞泵实验特性仿真研究.液压与气动, 2002.7:46—47 [9]赵军,王福才,左秀珍:负载传感控制系统及其应用,液压与气动,2001.5:17~18 [10]李建启:负载传感系统压力补偿方案的分析比较,液压气动与密封,1992.3:30—34 [11]赫贵成,韩进:负载传感液压系统的设计,液压与气动,1993.1:12—15 [12]伍燕芳,葛思华,王佑民,史维祥:负载敏感液压系统的稳定性分析,西安交通人学 学报,t992.4:23-28.82 [133 赵建:降低液压系统自&耗的有效途径,液压与气动,2000.5:卜 3 [14]陈世教, 洪昌银, 刘琛: 现代全液压挖掘机多路阀的功能, 重庆建筑大学学报, 1999. 1: 23—28 [153 王广怀,石铁,米伯林:现代挖掘机液压系统特点分析,农机化研究,2002.¨:70— 71, 78 [16]范春行:压力补偿及负载传感变量泵,液压与气动, 】993.5;20—22 [17]李乃坤:液压负载传感调速系统,济南交通高等专科学校学报,1996.3:37~42 [18]罗明泉:wY22Lc 液压挖掘机液压系统,液压与气动,2000.5:9-10 [19]郭新慧,王志强:工程机械中液压系统常见故障诊断及排除,山西建筑,2003.5:250 —251 [203 王更新:小型液压挖掘机,国外科技,1992.10:8 [21]黄宗益,叶伟,李兴华:液压挖掘机液压系统概述,建筑机械化,2003 9:12—16 [22]陈德沛:关于液压挖掘机发展的一些状况,建设机械技术与管理,1992.1:33—35 [233 刘建民:液压挖掘机关键技术综述,建设机械技术与管理,2001.12:26—28 [243+栾新立,张建宗:浅谈液压挖掘机的节能技术及发展趋势,矿山机械,2001.8:19— 2l [253 王红彬,薛丽:国外液压挖掘机新技术发展动向,国外工程机械,1993.19(2):20— 21 [26]边仁国: “九五” 期间液压挖掘机的市场态势及国有企业发展思路, 工程机械, 1999. 6: 34—36 [27]米伯林,奚泉:国外液压挖掘机与液电自动控制,现代化农业,1998.4:29—30 [28]田奇,马鹏飞,童占荣;液压挖掘机的变迁,建筑机械,2000.4:16—18 [29J 朱建新,邹湘伏,黄志雄:谈国产液压挖掘机未来的发展趋势.凿岩机械气动 1:具, 2003.3:48—54

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1997 [64]黄宗益.李兴华,陈明:挖掘机开中心和闭中心液压系统(一),建筑机械化,2004 (6):53-55 [652 黄宗益,李兴华,陈明:分流比负载敏感阀系统,建筑机械,2004(5):63—66

个人简历在读期阐发表的学术论文与研究成果 个人简历在读期间发表的学术论文与研究成果 个人简历: 张珊珊,女,1980 年 2 月生。 2002 年 7 月毕业于同济大学机械设计及自动化专业获学士学位。 2002 年 9 月入同济大学机械设计及理论专业攻读硕士研究生 a 已发表论文: [1]张珊珊,刘钊.林德 LSC 同步控制系统分析.制冷空调与电力机械,2004,VoI.25 (10):10~¨ [2]刘钊,张珊瑚.变量泵控制方式及其应用.中国工程机械学报,2004、V01.2(3):304 —307

挖掘机液压系统的分析与研究 作者:张珊珊 学位授予单位:同济大学 参考文献(66 条) 1.参考文献 2.张铁液压挖掘机结构原理及使用 2002 3.黄宗益液压挖掘机全功率控制 1997(07) 4.王宗君加速挖掘机改进创新促进挖掘机生产企业的振兴和发展 1998(05) 5.左丽.马彦刚.张银彩液压挖掘机油泵控制系统节能分析 1998(09) 6.陈世教.樊万锁川崎 KMX15R 挖掘机多路阀的功能与结构 1999(06) 7.李建启单泵多执行元件负载传感系统[期刊论文]-液压与气动 1992(3) 8.魏聪梅.王明智.周文电液比例负载敏感变量泵的恒功率控制 1998(09) 9.郜立焕.乔丰立.陆初觉.卢堃负载传感径向柱塞泵实验特性仿真研究[期刊论文]-液压与气 动 2002(7) 10.赵军.王福才.左秀珍负载传感控制系统及其应用[期刊论文]-液压与气动 2001(5) 11.李建启负载传感系统压力补偿方案的分析比较 1992(03) 12.赫贵成.韩进负载传感液压系统的设计 1993(01) 13.伍燕芳.葛思华.王佑民.史维祥负载敏感液压系统的稳定性分析 1992(04) 14.赵健降低液压系统能耗的有效途径[期刊论文]-液压与气动 2000(5) 15.陈世教.洪昌银.刘琛现代全液压挖掘机多路阀的功能 1999(01) 16.王广怀.石铁.米伯林现代挖掘机液压系统特点分析[期刊论文]-农机化研究 2002(4) 17.范春行压力补偿及负载传感变量泵[期刊论文]-液压与气动 1993(5) 18.李乃坤液压负载传感调速系统 1996(03) 19.罗明泉 WY22LC 液压挖掘机液压系统[期刊论文]-液压与气动 2000(5) 20.郭新慧.王志强工程机械中液压系统常见故障诊断及排除[期刊论文]-山西建筑 2003(5) 21.王更新小型液压挖掘机 1992(10) 22.黄宗益.叶伟.李兴华液压挖掘机液压系统概述[期刊论文]-建筑机械化 2003(9) 23.陈德沛关于液压挖掘机发展的一些状况 1992(01) 24.刘建民液压挖掘机关键技术综述[期刊论文]-建设机械技术与管理 2001(12) 25.栾新立.张建宗浅谈液压挖掘机的节能技术及发展趋势[期刊论文]-矿山机械 2001(8) 26.王红彬.薛丽国外液压挖掘机新技术发展动向 1993(02) 27.边仁国"九五"期间液压挖掘机的市场态势及国有企业发展思路 1999(06) 28.米伯林.奚泉国外液压挖掘机与液电自动控制[期刊论文]-现代化农业 1998(4) 29.田奇.马鹏飞.童占荣液压挖掘机的变迁[期刊论文]-建筑机械 2000(4) 30.朱建新.邹湘伏.黄志雄谈国产液压挖掘机未来的发展趋势[期刊论文]-凿岩机械气动工具 2003(3) 31.边仁国我国"九五"期间液压挖掘机的发展及我们的对策 1998(03) 32.陈正利我国液压挖掘机发展的几个重要阶段及其前景展望 1999(01) 33.张深基液压挖掘机的发展方向 1996(01) 34.王进液压挖掘机的发展方向 1996(02) 35.胡德森液压挖掘机的发展展望 1995(02) 36.马玉巧液压挖掘机的发展前景 1995(01) 37.路晶.王庆波现代液压挖掘机的机电一体化技术 1998

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3.学位论文贺湘宇挖掘机液压系统故障诊断方法研究 2008 随着挖掘机自动化水平的提高,液压系统的故障诊断已经成为现代挖掘机的关键技术之一, 开展挖掘机液压系统故障诊断方法的研究,对于提高挖掘机的可靠性水平和施工效率具有重 要的意义。本文以理论研究、仿真建模和实验分析为基础,对挖掘机液压系统故障检测和故 障诊断方法进行了系统的研究,主要内容包括如下几个方面: 1.研究了液压系统的 故障模式和故障机理,分析了挖掘机液压系统关键液压元件模块化特点,研究了关键液压元 件模型参数与故障模式和故障机理之间的对应关系;分析了挖掘机液压系统故障诊断研究中 的几个关键问题, 提出了挖掘机液压系统故障诊断研究策略。 2.研究了动态 PCA 方法和动态 主元模型,建立了挖掘机液压系统的基本回路建立了动态主元模型;通过研究多元统计 量检验,提出了基于动态 PCA 的挖掘机液压系统的故障检测方法;通过分析挖掘机液压系统 在实际使用中的特点, 提出了在线建模方法和在线故障检测方法。 3.提出了一种模糊规则化 的 ARX 模型,称之为 FARX 模型,并将之应用于挖掘机液压系统的故障诊断之中。 (1)研究了 FARX 模型非线性特征及其故障特征参数的提取过程,提出了基于 FARX 模型的挖掘机 液压系统故障特征提取方法。(2)提出了基于 FARX 模型与 FCM 的挖掘机液压系统的故障诊断 方法。该方法以目标故障特征为分类参考,使用 FCM 分类器对故障特征进行分类,判断系统 的故障状态。 (3)提出了基于 FARX 模型与 RBF 网络的挖掘机液压系统故障诊断方法。 该方法 使用目标故障特征训练 RBF 网络,建立 RBF 网络故障分类器;故障特征代入故障分类器 所得到的输出即为故障诊断结果。 4.将动态 GRNN 模型和多模型故障诊断相结合应用于挖掘 机液压系统的故障诊断。 (1)在 GRNN 模型中引入全局递归的反馈机制,提出了动态 GRNN 模 型;研究了动态 GRNN 模型的基本结构和动态 GRNN 模型的多步预测方法。 (2)结合动态 GRNN 模型与残差平方和检验,提出了基于动态 GRNN 模型的挖掘机液压系统故障检测方法 ;研究了多模型故障诊断,在故障检测方法的基础上,提出了基于多网络模型的挖掘机液压 系统故障诊断方法。 5.在 AMESim 系统仿真环境下,建立了 SWE50 型挖掘机工作装置及其液 压系统的实体参数模型,设置了多种模拟故障;在 SWE50 型挖掘机实验平台上,设置了活塞 磨损、阀芯运动不到位、阀芯磨损、球头松动、配流盘磨损等 5 类单一故障以及阀芯磨损+ 阀 芯运动不到位、阀芯磨损+活塞磨损、球头松动+配流盘磨损等 3 类复合故障。采集了故障数 据样本;仿真和实验验证结果表明:上述故障检测和故障诊断方法均能有效地应用于挖掘机 液压系统。 4.期刊论文侯建丽谈挖掘机液压系统常见故障的诊断 -当代农机 2008(11) 指出了诊断挖掘机液压系统故障的基本要求,介绍了挖掘机液压系统的常见故障、 产生的原因, 论述了挖掘机液压系统故障的诊断方法,对诊断与维修挖掘机及其他设备的液压系统故障具 有一定的指导作用. 5.期刊论文贺湘宇.何清华.郭勇.朱建新.HE Xiang-yu.HE Qing-hua.GUO Yong.ZHU Jian-xin 基于主元回归模型的挖掘机液压系统故障诊断 -江苏大学学报(自然科学版)2008,29(2) 为 提 高 挖 掘 机 液 压 系 统 的 可 靠 性 , 提 出 了 基 于 主 元 回 归 (Principal Component Regression,PCR)模型和模糊 C-均值(Fuzzy C-Means,FCM)聚类的挖掘机液压系统故障诊断方 法.故障诊断方法将故障诊断分成故障特征提取和故障分类两个部分.在故障特征提取中,首 先确定 PCR 模型的输入/输出结构,通过主元分析(Principal Component Analysis,PCA)的累 积贡献率得到 故障样本的主元数目,建立相应的 PCR 模型并提取回归系数作为故障特征;在故障分类中,将

FCM 聚类作为故障分类器,对回归系数进行分类,判断系统的故障状态.仿真试验表明,提出的 故障诊断方法能有效地应用于挖掘机液压系统. 6.期刊论文苏春.沈戈.许映秋单斗挖掘机液压系统故障分析和可靠性评估新法 -起重运输机 械 2007(1) 以某型单斗挖掘机液压系统的故障分析及可靠性评估为目标,基于 Petri 网理论建立液压系 统的故障 Petri 网模型,采用割集理论确定液压系统故障的所有割集,利用故障 Petri 网的定 量计算能力求解液压系统的可用度指标数据.应用表明,与故障树法相比,故障 Petri 网在定 性分析和定量计算方面具有优势. 7.期刊论文韩慧仙.曹显利.HAN Huixian.CAO Xianli 挖掘机液压系统功率控制方式及性能分 析 -科技资讯 2009(2) 本文回顾了挖掘机液压系统功率控制方式的沿革,分析了节流调速、 负流量控翻和正流量控制 等主要功率控是系统的结构和性能上的优缺点井作出总结,展望了挖掘机液压系统功率控制 方式的发展方向. 8.期刊论文贺湘宇.何清华.He Xiangyu.He Qinghua 基于 NARX 网络模型的挖掘机液压系统故 障检测 -机械科学与技术 2008,27(7) 提出了一种针对挖掘机液压系统的非线性有源自回归(nonlinear auto-regressive with extra inputs,NARX) 网 络 模 型 的 故 障 检 测 方 法 .NARX 网 络 模 型 是 一 种 将 有 源 自 回 归 (auto-regressive with extra inputs,ARX)模型与神经网络相结合的系统建模方法,具有很 强的非线性辨识能力.该方法首先选取合理的网络模型结构,并根据 AIC 准则确定最佳模型阶 数;使用正 常 状 态 样 本 对 NARX 网 络 进 行 训 练 , 建 立 系 统 的 辨 识 模 型 ; 然 后 运 用 序 贯 概 率 比 检 验 (sequential probability ratio test,SPRT)对 NARX 辨识模型的残差进行假设检验,检测系 统的故障状态.实验分析表明,基于 NARX 网络模型的故障检测方法能够有效地应用于挖掘机 液压系统. 9.期刊论文贺湘宇.何清华.He Xiang-yu.He Qing-hua 基于有源自回归模型与模糊 C-均值聚 类的挖掘机液压系统故障诊断 -吉林大学学报(工学版)2008,38(1) 为了提高挖掘机的可靠性水平和智能化程度,提出了基于有源自回归(ARX)模型与模糊 C-均 值(FCM)聚类的挖掘机液压系统故障诊断方法.该方法将故障诊断分成故障特征提取和故障分 类两个部分.在故障特征提取中,针对已知故障和测试故障分别建立 ARX 模型,提取 ARX 模型的 自回归系数作为故障特征.在故障分类中,以 FCM 聚类作为故障分类器,将测试故障归入已知 故 障的某个分类中,判断系统的故障类型.仿真和实验结果表明,ARX 模型与 FCM 聚类相结合的故 障诊断方法能有效地应用于挖掘机液压系统. 10.学位论文李永旭液压挖掘机工作装置与液压系统设计的研究 2006 液压挖掘机是一种应用广泛的多功能的建设施工机械,作为工程机械的主力机种。由于液压 挖掘机具有多品种, 多功能, 高质量及高效率等特点, 因此受到了广大施工作业单位的青睐, 其生产制造业也日益蓬勃发展。 液压挖掘机主要有发动机、 液压系统、 工作装置、 回转装置、 行走装置和电器控制等部分组成。本论文由两大部分组成,包括工作装置和液 压系统设计。 挖掘机的主要工作就是土壤的挖掘。工作装置是直接完成挖掘任务的装置。许

多挖掘机发达的国家广泛采用新技术、 新方法来不断地提高液压挖掘机的作业性能和生产率。 通过通用性及专业的挖掘机工作装置设计方法,进行工作装置的全面计算机通用性设计研究 对推动国内挖掘机发展具有十分重要的意义。 论文全面收集了国内外挖掘机工 作装置设计的有关资料,对挖掘机的各种工况进行了分析,总结了挖掘机工作装置的设计要 求。提出了基于计算机全面仿真的现代设计方法,仿真跟随整个液压挖掘机工作装置设计的 全过程, 对整机的全部特性全方位的进行仿真。液压挖掘机工作装置可归纳为平面连杆机构。 因此,对平面连杆机构的通用分析方法进行了讨论,采用了杆组分解方法,通过对杆 组分解方法的详细研究,建立一套完整的建模方法,把它变成完整的理论。提出了利用人机 交互方式的机构模型的建立方法,用人机交互方式来实现机构的结构过程和参数的输入。在 人机交互方式的分析基础上, 解决了计算机求解流程, 并实现了整个机构的计算机自动建模, 基于机构计算机自动建模的实现来完成了机构通用分析软件 TJGMA。 针对挖掘机工作

装置的设计要求,利用机构通用分析软件,完成了一套专业性的挖掘机工作装置设计及性能 分析软件 TJCMDS。利用此软件,对挖掘机的所有性能进行了详细分析,包括工作装置的运动 特性、受力特性、挖掘力分布特性等。进行了计算数据后处理和管理的研究,将被计算确定 的设计参数传送到三维 CAD 应用软件,准备了能实现工作装置三维设计的基础。利用此软件 能 够进行快速正确的分析计算,形象直观,操作简单;当改变参数时,只要在计算机的有关界 面上简单操作就能达到修改的目的。 从而实现减少用户的工作强度, 缩短设计周期的目标。对 机械三维设计软件进行了详细讨论和研究,提出了挖掘机工作装置结构的三维细化设计的自 动化。基于三维通用软件 UG,实现了挖掘机工作装置结构的参数化设计。进行了依据 分析计算结果的结构模型的自动生成的研究, 实现了挖掘机工作装置结构模型生成的自动化。 应用前面的理论,完成一个具体挖掘机的设计,对新设计的挖掘机所有性能进行详细分析。 利用开发的软件和三维通用软件相互结合,自动生成新设计的挖掘机工作装置的三维模型。 采用通用软件 UG,对设计的液压挖掘机工作装置结构物,进行了有限元分析。 挖掘机产品的核心技术就是液压系统设计,由于挖掘机的工作条件恶劣,要求实现的动作复 杂,于是它对液压系统的设计提出了很高的要求,其液压系统也是工程机械液压系统中最为 复杂的。 因此, 对挖掘机液压系统的分析研究对推动国内挖掘机发展具有十分重要的意义。论 文通过对挖掘机的各种工况的分析,系统总结了挖掘机液压系统的设计要求。论文对 挖掘机液压系统中的单泵定量系统、多泵定量系统、多变量泵液压系统、负载敏感压力补偿 控制系统和负流量控制系统等基本回路进行了分析,还深入分析了负流量控制系统和负载敏 感压力补偿液压系统的控制原理, 并着重对负载敏感压力补偿技术进行了分析研究。 根据挖 掘机液压系统的设计要求,论文中还创新地采用通用多路阀,配以专用控制阀和简单的 电子控制系统,设计了一套适合中国生产制造的负载敏感压力补偿挖掘机液压系统,为今后 中国挖掘机液压系统的开发研究提供了很好的参考。 针对负载敏感压力补偿液压系统, 论文 建立了比较完善的数学模型, 并采用国际先进的仿真软件 AMEsim 对整个液压系统的动态特性 进行仿真,验证了负载敏感压力补偿液压系统的控制特性,并为液压系统设计中的参数 选择提供了依据。另外,论文针对负载敏感压力补偿液压系统提出了试验方案,具体设计制 造了试验台。通过静态特性试验和动态特性试验,进一步验证了负载敏感压力补偿液压系统 的控制特性,并获得了系统参数变化对其控制特性的影响。 引证文献(1 条) 1.李永旭液压挖掘机工作装置与液压系统设计的研究[学位论文]博士 2006 本文链接:http://d.g.wanfangdata.com.cn/Thesis_Y696658.aspx 下载时间:2010 年 3 月 16 日


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